DE2358516B2 - Device for absorbing torque oscillations in the output of an internal combustion engine - Google Patents

Device for absorbing torque oscillations in the output of an internal combustion engine

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DE2358516B2 DE19732358516 DE2358516A DE2358516B2 DE 2358516 B2 DE2358516 B2 DE 2358516B2 DE 19732358516 DE19732358516 DE 19732358516 DE 2358516 A DE2358516 A DE 2358516A DE 2358516 B2 DE2358516 B2 DE 2358516B2
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Description

Fig.9 eine schematische Darstellung eines der bekannten Konstruktion nach F i g. 1 äquivalenten schwingenden Systems,9 is a schematic representation of one of the known construction according to FIG. 1 equivalent vibrating system,

Fig. 10 eine schematische Darstellung eines einer Einrichtung nach der Erfindung äquivalenten schwingenden Systems undFig. 10 is a schematic representation of a one Device according to the invention equivalent oscillating system and

F i g. 11 eine graphische Darstellung, die es ermöglicht, die Abhängigkeit der Frequenz von der Nachgiebigkeit gegenüber Drehschwingungen bei schwingenden Systemen zu vergleichen, die der bekannten Konstruktion bzw. Ausführungsformen der Erfindung äquivalent sind.F i g. 11 a graphical representation that makes it possible the dependence of the frequency on the flexibility to torsional vibrations in the case of vibrating Systems to compare that of the known construction or embodiments of the invention are equivalent.

Gemäß F i g. 1 gehören zu den hauptsächlichen bewegten Bauteilen der Kraftübertragungseinrichtung eines mit einer mehrzylindrigen Brennkraftmaschine bekannter Bauart ausgerüsteten Fahrzeugs die Kolben 11 der Maschine, die Kurbelwelle 13, die mit der Kurbelwelle drehfest verbundene Schwungscheibe 15, eine der Schwungscheibe zugeordnete Kupplung 17 und eine Antriebswellenanordnung 19, Ln die ein mit der Kupplung gekuppeltes Schaltgetriebe und Kreuzge!enke eingeschaltet sind. Die Schwungscheibe J5 weist einen Zahnkranz 5a zum Anwerfen des Motors auf.According to FIG. 1, the main moving components of the power transmission device of a vehicle equipped with a multi-cylinder internal combustion engine of known design include the pistons 11 of the machine, the crankshaft 13, the flywheel 15 connected to the crankshaft in a rotationally fixed manner, a clutch 17 assigned to the flywheel and a drive shaft arrangement 19, Ln the a coupled with said clutch gearbox and K r euzge! lowering are turned on. The flywheel J5 has a ring gear 5a for starting the engine.

In F i g. 2 und 3 ist eine Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Einrichtung 20 dargestellt, die einer Kurbelwelle 21 einer nicht dargestellten Brennkraftmaschine zugeordnet ist, welche mit einer Verlängerung versehen ist, die eine Welle 21a der Einrichtung bildet. Die Welle 21a ragt durch einen drehträgen Körper 23 mit der Form einer Scheibe, der durch Schrauben 22 fest mit einem flanschförmigen Endabschnitt der Kurbelwelle 21 verbunden ist. Der drehträge Körper 23 ist mit einem Zahnkranz 24 zum Anwerfen des Motors versehen. Ferner ist gemäß F i g. 2 und 3 ein weiterer scheibenförmiger, drehträger Körper 25 vorhanden, der mit Hilfe von Lagern 30 und 31 auf dem äußeren Ende der Welle 21a drehbar gelagert ist. Die beiden drehträgen Körper 23 und 25 sind gleichachsig, einander gegenüber und durch einen kleinen Spalt getrennt angeordnet. Bei dem hier beschriebenen Ausführungsbeispiel arbeitet der Körper 25 reibungsschlüssig mit einer Kupplungsscheibe 38 auf der Antriebswelle 35 des Getriebes zusammen. Die beiden einander zugewandten Flächen der drehträgen Körper 23 und 25 weisen radiale Nuten 36a und 366 auf, von denen jede eine Anzahl von Lagerkugeln 29 von gleichem Durchmesser enthält, welche in den zugehörigen Nuten drehbar sind. Da alle Lagerkugeln 29 den gleichen Durchmesser haben, ist zwischen den beiden drehträgen Körpern 23 und 25 ein Spalt von konstanter Breite vorhanden. Außerdem sind die einander zugewandten inneren Stirnflächen der beiden drehträgen Körper 23 und 25 mit kreisbogenförmig gekrümmten Nuten 37a und 37b von halbrunder Querschnittsform versehen, die sich jeweils nahe dem äußeren Rand der betreffenden Fläche über einen Teil des Scheibenumfangs erstrecken. Bei der Ausführungsform nach Fig. 2 und 3 sind die Nuten 37a und 376 jeweils durch gleichmäßige Winkelabstände getrennt und an den Innenflächen der beiden Körper 23 und 25 jeweils an vier Stellen angeordnet.In Fig. 2 and 3 show an embodiment of a device 20 according to the invention which is assigned to a crankshaft 21 of an internal combustion engine, not shown, which is provided with an extension which forms a shaft 21a of the device. The shaft 21a protrudes through a rotatably inert body 23 in the form of a disk, which is firmly connected by screws 22 to a flange-shaped end section of the crankshaft 21. The inertia body 23 is provided with a ring gear 24 for starting the engine. Furthermore, according to FIG. 2 and 3, a further disk-shaped, rotary support body 25 is present, which is rotatably supported by means of bearings 30 and 31 on the outer end of the shaft 21a. The two rotatable bodies 23 and 25 are coaxially arranged opposite one another and separated by a small gap. In the embodiment described here, the body 25 works in a frictionally locking manner with a clutch disk 38 on the drive shaft 35 of the transmission. The two mutually facing surfaces of the rotationally inert bodies 23 and 25 have radial grooves 36a and 366, each of which contains a number of bearing balls 29 of the same diameter, which are rotatable in the associated grooves. Since all bearing balls 29 have the same diameter, there is a gap of constant width between the two rotatable bodies 23 and 25. In addition, the facing inner end faces of the two rotationally inert bodies 23 and 25 are provided with circular arc-shaped curved grooves 37a and 37b of semicircular cross-sectional shape, each extending near the outer edge of the surface in question over part of the disk circumference. In the embodiment according to FIGS. 2 and 3, the grooves 37a and 376 are each separated by equal angular distances and are each arranged at four points on the inner surfaces of the two bodies 23 and 25.

In die Nuten 37a und 37b sind Schraubenfedern 26a und 26b eingebaut. Ein Ende jeder der Federn 26a und 26b in einer bestimmten Nut arbeitet mit einem Federsitz 27 zusammen, der an dem drehträger. Körper 23 ausgebildet ist und 7wischen den zugehörigen Federn 26a und 266 liegt. An üem drehträgen Körper 25 sind weitere Federsitze 28 ausgebildet, an denen sich dieCoil springs 26a and 26b are built into the grooves 37a and 37b. One end of each of the springs 26a and 26b in a particular groove cooperates with a spring seat 27 on the rotating support. Body 23 is formed and 7 between the associated springs 26a and 266 lies. On üem rotationally inert body 25 further spring seats 28 are formed on which the

betreffenden anderen Enden der zugehörigen Schraubenfederr. 26a und 266 abstützen. Statt die Federsitze 27 und 28 an den zugehörigen drehträgen Körpern 23 und 25 auszubilden, ist es gemäß F i g. 4 und 5 auch möglich, gesondert hergestellte Federsitze 27 und 28 an den beiden Körpern zu befestigen, um die Herstellung zu erleichtern. Gemäß F i g. 2 ist in eine Bohrung am freien Ende der Welle 21a ein Führungslager 32 eingebaut, das dazu dient, das vordere Ende der Antriebswelle 35 des Getriebes zu unterstützen. Der drehträge Körper 25 ist in der schon erwähnten Weise mit Hilfe der Lager 30 und 31 drehbar gelagert, und der Außenring des Lagers 31 ist mit einem Preßsitz in den Körper 25 eingebaut, in dem er durch einen mit Hilfe von Schrauben 33 befestigten Ring 34 in seiner Lage gehalten wird.relevant other ends of the associated coil spring. Support 26a and 266. Instead of the spring seats 27 and 28 on the associated rotationally inert bodies 23 and 25, it is according to FIG. 4 and 5 also possible, separately manufactured spring seats 27 and 28 to be attached to the two bodies in order to manufacture facilitate. According to FIG. 2, a guide bearing 32 is installed in a bore at the free end of the shaft 21a, the serves to support the front end of the drive shaft 35 of the transmission. The rotatable body 25 is rotatably mounted in the manner already mentioned with the aid of bearings 30 and 31, and the outer ring of the bearing 31 is installed with a press fit in the body 25, in which it is secured by means of screws 33 attached ring 34 is held in place.

F i g. 6 und 7 zeigen eine weitere Ausführungsform 20' eines Schwingungsdämpfers, bei der Bauteile, die anhand von Fig.2 und 3 beschriebenen Bauteilen entsprechen, jeweils mit den gleichen Bezugszahlen bezeichnet sind. Bei dieser Ausfi:.r/ungsform ist die Kurbelwelle 21 an einer vorspringenden zentralen Anbaufläche eines drehträgen Körpers 43 befestigt, und. ein zweiter drehträger Körper 45 ist mit Hilfe von Lagern 30 und 31 auf einer sich an den Körper 43 anschießenden Welle 43a gelagert Aus F i g. 7 ist ersichtlich, daß auch in diesem Fall Schraubenfedern 26a und Hab vorhanden sind, die in obere bzw. untere Nuten 37a und 376 so eingebaut sind, daß sich jeweils ein Ende jeder dieser Federn an einem Federskz 27a bzw. einem Federsitz 28 abstützt. Die Schraubenfedern 26c und 26c/ die gemäß F i g. 7 in den Nuten auf der linken bzw. der rechten Seite angeordnet sind, arbeiten jeweils an einem Ende mit einem zugehörigen Federsitz 27a zusammen, während das andere Ende jeder dieser Federn in den Nuten 37a und 376 durch einen Spalt 51 von der benachbarten Stirnwand der zugehörigen Nut getrennt ist. Werden die Spalte 51 jeweils auf einer Seite geschlossen, wenn eine relative Drehbewegung der Körper 43 und 45 auftritt, beginnen die Federn 26c und 26c/, eine Federkraft zwischen den Federsitzen 27a und de.i betreffenden Stirnwänden der Nuten 37a und 376 zur Wirkung zu bringen. Somit arbeiten die Federn 26c und 26c/in den linken und rechten Nuten 37s nnd 376 mit den Federn 26a und 266 in den oberen und unteren Nuten 37a und 376 gemäß F i g. 7 so zusammen, daß auf eine noch zu erläuternde Weise eine progressiv zunehmende Federkraft zur Wirkung kommt. Wie in F i g. 8 dargestellt, können die Federsitze 27a aus einem elastischen Werkstoff bestehen.F i g. 6 and 7 show a further embodiment 20 'of a vibration damper, in which components which correspond to components described with reference to FIGS. 2 and 3 are each denoted by the same reference numbers. In this embodiment, the crankshaft 21 is attached to a projecting central mounting surface of a rotatable body 43, and. a second rotating support body 45 is supported with the aid of bearings 30 and 31 on a shaft 43a adjoining the body 43. From FIG. 7 it can be seen that helical springs 26a and Hab are also present in this case, which are installed in upper and lower grooves 37a and 376 in such a way that one end of each of these springs is supported on a spring bracket 27a or a spring seat 28, respectively. The coil springs 26c and 26c / according to FIG. 7 are arranged in the grooves on the left and the right side, each work at one end with an associated spring seat 27a, while the other end of each of these springs in the grooves 37a and 376 through a gap 51 from the adjacent end wall of the associated Groove is separated. If the gaps 51 are closed on one side when a relative rotational movement of the bodies 43 and 45 occurs, the springs 26c and 26c / begin to bring about a spring force between the spring seats 27a and the respective end walls of the grooves 37a and 376 . Thus, the keys 26c and 26c / in the left and right grooves 37s and 376 work with the keys 26a and 266 in the upper and lower grooves 37a and 376 as shown in FIG. 7 together in such a way that a progressively increasing spring force comes into effect in a manner still to be explained. As in Fig. 8, the spring seats 27a can consist of an elastic material.

Bei der Ausführungsform nach Fig. 6 bis 8 sind Lagerkugeln 29 vorhanden, die in kreisbogenförmig gekrümmten Nuten 46c und 466drehbar sind, welche an c*en einander zugewandten Flächen der beiden drehträgen Körper 43 und 45 nahe ihrem äußeren Rand ausgebildet sind. , lußerdem ist ein dritter drehträger Körper 49 vorhanden, der den drehträgen Körper 4i> umschließt und gemäß F i g. 7 und 8 mit dem Körper 45 durch dazwischen angeordnete elastische Elemente 4ö verbunden ist.In the embodiment according to FIGS. 6 to 8, bearing balls 29 are present which are in the form of an arc of a circle curved grooves 46c and 466 are rotatable, which support rotation on c * en facing surfaces of the two Bodies 43 and 45 are formed near their outer edge. , there is also a third rotating support Body 49 is present, which surrounds the inertial body 4i> and according to FIG. 7 and 8 with the body 45 is connected by elastic elements 4ö arranged between them.

Im folgenden wird die Wirkungsweise der Vorrichtungen 20 nach F i g. 2 bis 5 und 20' nach F i g. 6 bis 8 mit der Wirkungsweise der bekannten Konstruktion nach Fig. 1 mit einer einfachen Schwungscheibe 15 verglichen. The following is the mode of operation of the devices 20 according to FIG. 2 to 5 and 20 'according to FIG. 6 to 8 with the mode of action of the known construction 1 compared with a simple flywheel 15.

Befindet sich die Brennkraftmaschine in Betrieb, wird auf die Kurbelwelle 21 gemäß Fig. 2 und 3 ein Ausgangsdrehmoment aufgebracht, das sich aus einem konstanten Ausgangsdrehmoment und einem schwin-If the internal combustion engine is in operation, a crankshaft 21 according to FIGS. 2 and 3 is activated Applied output torque, which is made up of a constant output torque and a fluctuating

genden Drehmomentanteil zusammensetzt. Dieser schwingende Drehmomentanteil führt seinerseits zu Schwingungen in der Winkelgeschwindigkeit der Kurbelwelle, deren Grundkreisfrequenzkomponente der Kreisfrequenz der Zündungen des Motors je Zeiteinheit entspricht. Der Ausdruck »Kreisfrequenz der Zündungen« bezeichnet hier die um 2 π vervielfachte Zündfrequenz. Diese Schwingungen in der Winkelgeschwindigkeit erscheinen an dem drehträgen Körper 23 und werden auf den anderen drehträgen Körper 25 durch eine Verformung der Schraubenfedern 26« und 266 in der Umfangsrichtung übertragen. Wie aus der Schwingungstheorie bekannt, weist das gedämpfte schwingende System, das sich aus den drehträgen Körpern 23, 25, den Schraubenfedern 26a, 266 und den sich längs Kreisbahnen bewegenden Lagerkugeln 29 zusammensetzt, eine Resonanzkreisfrequenz u>„ auf, die durch das Trägheitsmoment des drehtragen Körpers 25, die Federkonstanten der Schraubenfedern 26a, 266 und den Wert des Dämpfungskoeffizienten bestimmt wird, welch letzterer sich aus dem Reibungswiderstand ergibt, der im vorliegenden Fall in erster Linie auf die viskose Reibung der Lagerkugeln 29 zurückzuführen ist. Mit anderen Worten, obwohl die Eigenkreisfrequenz ωο durch das Trägheitsmoment des drehträgen Körpers 25 und die Federkonstanten der Schraubenfedern 26a und 266 bestimmt ist, unterscheidet sich die tatsächliche Resonanzkreisfrequenz des gedämpften schwingenden Systems etwas von ωο, was auf die Dämpfung zurückzuführen ist, die durch die Reibungswiderstände der Lagerkugeln hervorgerufen wird. Wenn bei dem gedämpften schwingenden System mit der Resonanzkreisfrequenz ωη ein aufgebrachtes Schwingungsdrehmoment mit der Größe 1 auf die Kurbelwelle 21 innerhalb des Betriebsbereichs der Brennkraftmaschine wirkt, wobei die Zündungskreisfrequenz der Maschine niedriger ist als /2" ω™ hat die Amplitude der Drehschwingungen, zu denen der drehtriige Körper 25 angeregt wird, d. h. die Drehschwingungsnachgiebigkeit. einen Wert, der größer ist als die Drehschwingungsnachgiebigkeit einer bekannten Konstruktion mit nur einer einfachen Schwungscheibe 15 für den Fall, daß auf die bekannte Konstruktion ein Zwangsschwingungsdrehmoment wirkt. Jedoch ist in dem Betriebsbereich der Brennkraftmaschine, bei dem die Zündungskreisfrequenz des Motors über ]/ΊωΓ. liegt, die Drehschwingungsnachgiebigkeit bzw. die reziproke Steifigkeit des gedämpften schwingenden Systems geringer als bei der bekannten Konstruktion nach Fig. 1 und der Unterschied zwischen diesen beiden Werten für die Nachgiebigkeit vergrößert sich mit zunehmender Kreisfrequenz. Wird daher für die Größe y2o)n ein solcher Wert gewählt, daß er unter der Zündungskreisfrequenz der Brennkraftmaschine liegt, während die Maschine mit einer Winkelgeschwindigkeit arbeitet, die dem unteren Grenzwert der praktisch in Frage kommenden Winkelgeschwindigkeit entspricht, ist es daher durch eine entsprechende Wahl des Trägheitsmoments der drehträgen Körper 23 und 25, der Federkonstanten der Schraubenfedern 26a und 266 sowie des Reibungs- Dämpfungskoeffizienten der Lagerkugeln 29 möglich, die Vorrichtung 20 bzw. 20' so auszubilden, daß sie den schwingenden Teil des Drehmoments über den ganzen in der Praxis in Frage kommenden Bereich der Winkelgeschwindigkeit, d. h. der Drehzahl der Brennkraftmaschine aufnimmt bzw. ausgleicht. Natürlich wird das mittlere Drehmoment der Brennkraftmaschine in den drehträgen Körpern 23 und 25 in Form von Drehbewegungsenergie gespeichert.lowing torque component. This oscillating torque component in turn leads to oscillations in the angular speed of the crankshaft, the basic angular frequency component of which corresponds to the angular frequency of the ignition of the engine per unit of time. The term "angular frequency of the ignitions" denotes the ignition frequency multiplied by 2π. These oscillations in the angular velocity appear on the rotationally inert body 23 and are transmitted to the other rotationally inert body 25 by deformation of the helical springs 26 ″ and 266 in the circumferential direction. As known from oscillation theory, the damped oscillating system, which is composed of the inertly rotating bodies 23, 25, the helical springs 26a, 266 and the bearing balls 29 moving along circular paths, has a resonant angular frequency u>" , which is carried by the moment of inertia of the rotating Body 25, the spring constants of the coil springs 26a, 266 and the value of the damping coefficient is determined, which latter results from the frictional resistance, which in the present case is primarily due to the viscous friction of the bearing balls 29. In other words, although the natural angular frequency ωο is determined by the moment of inertia of the inertial body 25 and the spring constants of the coil springs 26a and 266, the actual resonance angular frequency of the damped oscillating system differs somewhat from ωο, which is due to the damping caused by the frictional resistance the bearing balls is caused. If in the damped oscillating system with the resonance angular frequency ω η an applied oscillation torque of magnitude 1 acts on the crankshaft 21 within the operating range of the internal combustion engine, the ignition angular frequency of the machine being lower than / 2 "ω ™ has the amplitude of the torsional vibrations to which the rotating body 25 is excited, ie the torsional vibration compliance. a value which is greater than the torsional vibration compliance of a known construction with only a simple flywheel 15 in the event that a forced vibration torque acts on the known construction. However, in the operating range of the internal combustion engine, at which the ignition angular frequency of the engine is above] / Ίω Γ . , the torsional vibration compliance or the reciprocal stiffness of the damped vibrating system is lower than in the known construction according to FIG. 1 and the difference between these two values for the compliance is increasing rders with increasing angular frequency. Therefore, if a value is chosen for the variable y2o) n that it is below the ignition angular frequency of the internal combustion engine, while the machine is operating at an angular speed which corresponds to the lower limit value of the practically applicable angular speed, it is therefore through a corresponding choice of Moment of inertia of the rotatable bodies 23 and 25, the spring constants of the coil springs 26a and 266 and the friction damping coefficient of the bearing balls 29 possible to design the device 20 or 20 'so that it can use the oscillating part of the torque over the whole in practice The coming range of the angular velocity, ie the speed of the internal combustion engine, picks up or compensates for it. Of course, the mean torque of the internal combustion engine is stored in the inertial bodies 23 and 25 in the form of rotational movement energy.

Bei der Wahl des Reibungsdämpfungskoeffizienten der Lagerkugeln 29 ist es möglich, verschiedene Faktoren zu variieren, z. B. die Anzahl der Lagerkugein, den Kugeldurchmesser, die Anordnung der Kugeln sowie den Druck, der in axialer Richtung durch die drehträgen Körper 23 und 25 auf die Kugeln ausgeübt wird.When choosing the coefficient of friction damping of the bearing balls 29, it is possible to use different Factors to vary, e.g. B. the number of bearing balls, the ball diameter, the arrangement of the balls and the pressure exerted on the balls in the axial direction by the rotatable bodies 23 and 25 will.

Fig. 9 und 10 zeigen äquivalente schwingende Systeme für die bekannte Konstruktion nach F i g. 1 bzw. die Vorrichtung 20 nach Fig. 2 und 3. Die grundlegende Wirkungsweise der Vorrichtung 20 wird im fügenden unter Bezugnahme auf die beiden äquivalenten Systeme analysiert.FIGS. 9 and 10 show equivalent vibrating systems for the known construction according to FIG. 1 or the device 20 according to FIGS. 2 and 3. The basic mode of operation of the device 20 is analyzed below with reference to the two equivalent systems.

Bezeichnet man bei dem äquivalenten schwingenden System nach Fig. 9 mit der Schwungscheibe 15 das Trägheitsmoment der Kraftübertragungseinrichtung mit Jo, das auf die Schwungscheibe wirkende schwankende Drehmoment mit Τ(ω) und die Amplitude der Drehschwingung der Schwungscheibe mit θι (ω), gilt die folgende Gleichung:If in the equivalent oscillating system according to FIG. 9 with the flywheel 15 the moment of inertia of the power transmission device is denoted by Jo, the fluctuating torque acting on the flywheel with Τ (ω) and the amplitude of the torsional vibration of the flywheel with θι (ω), the following applies Equation:

In der Gleichung (!) bezeichnet ω natülich nicht die weiter oben genannte Winkelgeschwindigkeit, die der Drehzahl des Verbrennungsmotors entspricht, sondern die Kreisfrequenz des auf die Schwungscheibe 15 wirkenden schwankenden Drehmoments.In the equation (!), Of course, ω does not denote the above-mentioned angular velocity, which corresponds to the speed of the internal combustion engine, but rather the angular frequency of the fluctuating torque acting on the flywheel 15.

Wenn jetzt bei dem äquivalenten schwingenden System nach Fig. 10, das für die Vorrichtung 20 nach der Erfindung gilt, das auf die Kurbelwelle 21 wirkende schwingende Drehmoment mit Γ (ω) bezeichnet wird, wenn ferner /, und J2 die Trägheitsmomente der drehträgen Körper 23 und 25, K die komb.nierte Federkonstante der Schraubenfedern 26a und 266, cden Dämpfungskoeffizienten sämtlicher Lagerkugeln 29 und B2 (ω) die Amplitude der Drehschwingungen des Körpers 25 bezeichnen, gilt die folgende Gleichung:If now in the equivalent oscillating system according to FIG. 10, which applies to the device 20 according to the invention, the oscillating torque acting on the crankshaft 21 is denoted by Γ (ω), if further /, and J 2 are the moments of inertia of the inertia bodies 23 and 25, K the combined spring constant of the coil springs 26a and 266, c the damping coefficient of all bearing balls 29 and B 2 (ω) the amplitude of the torsional vibrations of the body 25, the following equation applies:

^iO = (K^ iO = (K

)I {(K - J2 ) I {(K - J 2

:- J1 r,2 +JCc)-(K +jet»)' : - J 1 r, 2 + JCc) - (K + jet ») '

Die Trägheitsmomente der drehträgen Korper 23 und 25 können so gewählt werden, daß sie im Vergleich zu dem äquivalenten schwingenden System nach F i g. 9 die folgende Gleichung befriedigen:The moments of inertia of the rotatable bodies 23 and 25 can be chosen so that they are compared to the equivalent oscillating system according to FIG. 9 satisfy the following equation:

J1+ J1 = J0.J 1 + J 1 = J 0 .

Die beiden vorstehenden Gleichungen (1) und (2) stellen die Frequenzgangfunktionen der Drehschwingungsnachgiebigkeit darThe two equations (1) and (2) above represent the frequency response functions of torsional compliance represent

F i g. 11 zeigt in einer graphischen Darstellung die Werte der Drehschwingungsnachgiebigkeit in Abhängigkeit von der Kreisfrequenz für das Produkt aus ω und 2 π, d.h. die Frequenz ω/2 π des schwankenden Drehmoments für die beiden Gleichungen (1) und (2).F i g. 11 shows in a graphic representation the values of the torsional vibration compliance as a function of the angular frequency for the product of ω and 2π, ie the frequency ω / 2π of the fluctuating torque for the two equations (1) and (2).

In F i g. 11 repräsentiert die gerade Linie A die Drehschwingungsnachgiebigkeit entsprechend der Gleiqhung (1) für das der bekannten Konstruktion äquivalente schwingende System, während die drei Kurvenscharen B, C und D die Drehschwingungsnach-In Fig. 11, the straight line A represents the torsional vibration compliance according to equation (1) for the oscillating system equivalent to the known construction, while the three families of curves B, C and D represent the torsional vibration compliance.

giebigkeitswerte nach der Gleichung (2) für drei Werte der Eigenkreisfrequenz ωη repräsentieren. Innerhalb jeder Kurvenschar repräsentieren die drei Kurven die Änderungen, die sich bezüglich der Nachgiebigkeit ergeben, wenn das Dämpfungsverhältnis zwischen 0,050 > und 0,100 geändert wird.represent yield values according to equation (2) for three values of the natural angular frequency ω η . Within each family of curves, the three curves represent the changes that result in terms of compliance when the damping ratio is changed between 0.050> and 0.100.

In diesem Fall ist Ji + h-Jo. Aus Fig. 11 ist ersiciuiich, daß bei der bekannten Konstruktion zwischen der Brennkraftmaschine und der Kraftübertragungseinrichtung dann, wenn das durch die Maschine ι ο während des Betriebs erzeugte schwankende Drehmoment von der Schwungscheibe 15 aufgenommen wird, die aus der geraden Linie A abzuleitende Absorptionscharakteristik den Wert -12 db/oct hat, d. h., daß bei einer Verdoppelung der Frequenz die Drehschwin- r> gungsnachgiebigkeit auf ein Viertel ihres ursprünglichen Wertes verringert wird.In this case it is Ji + h-Jo. From Fig. 11 it is ersiciuiich that in the known construction between the internal combustion engine and the power transmission device when the fluctuating torque generated by the machine ι ο during operation is absorbed by the flywheel 15, the absorption characteristic to be derived from the straight line A is the value -12 db / oct, which means that when the frequency is doubled, the torsional flexibility is reduced to a quarter of its original value.

Für den Fall jedoch, daß zwischen der Brennkraftmaschine und der Krattubertragungseinrichtung die Vorrichtung 20 angeordnet ist, erkennt man, daß sich für die Absorptionscharakteristik praktisch der Wert - 24 db/oct ergibt, d. h, daß die Drehschwingungsnachgiebigkeit auf '/ie verringert wird, wenn sich die Frequenz verdoppelt Gemäß F i g. 11 kreuzen die Kurven fldie gerade Linie A in dem Punkt P, die Kurven r-> C kreuzen die Gerade A in dem Punkt Q, und die Kurven D kreuzen die Gerade A in dem Punkt R. In dem Frequenzbereich, der über den betreffenden Kreuzungspunkten P, Q und R liegt, werden daher die Werte der Drehschwingungsnachgiebigkeit im Vergleich zu m der oekannten Konstruktion auf etwa ein Viertel verringert, wenn die Vorrichtung 20 vorhanden ist und sich die Frequenz der Drehmomentschwingungen verdoppelt Somit werden die Schwingungen im durch die Brennkraftmaschine erzeugten Drehmoment auf r> sehr wirksame Weise aufgenommen. Die Vorrichtung 20 brauchte kein größeres Trägheitsmoment zu haben als die bekannte Konstruktion, doch wenn die Gleichung (3) befriedigend ist, wird die Aufnahme der Drehmomentschwingungen im Vergleich zu der be- 4n kannten Konstruktion nach F i g. 1 erheblich verbessertHowever, in the event that the device 20 is arranged between the internal combustion engine and the power transmission device, it can be seen that the value for the absorption characteristic is practically -24 db / oct, i.e. That is, the torsional compliance is reduced to '/ ie when the frequency doubles. According to FIG. 11, the curves fl cross the straight line A at the point P, the curves r-> C cross the straight line A at the point Q, and the curves D cross the straight line A at the point R. In the frequency range above the respective crossing points P, Q and R , the values of the torsional vibration compliance are therefore reduced to about a quarter compared to m of the aforementioned construction if the device 20 is present and the frequency of the torque oscillations doubles r> recorded very effective way. The device 20 need not have a greater moment of inertia than the known construction, but if equation (3) is satisfactory, the absorption of the torque oscillations compared to the known construction of FIG. 1 vastly improved

Bei der Ausführungsform nach Fig.6 und 7 sind zusätzlich die Schraubenfedern 26c und 2Sd vorhanden, um die Federkennlinie der Vorrichtung 20 bei der Vorrichtung 207 in eine progressive, d. h. nichtlineare Federkennlinie zu verwandeln. Mit anderen Worten, die gesamte Federkonstante ist bei Schwingungen innerhalb eines bestimmten Amplitudenbereichs niedrig, doch wenn die Schwingungsamplitude über diesen Bereich hinausgeht, schließen sich die betreffenden Spalte 51, und die gesamte Federkonstante wird größer, da jetzt auch die zusätzlichen Federn 26c und Xd zur Wirkung kommen. Daher kann man für die Resonanzkreisfrequenz (On einen genügend kleinen Wert vorherbestimmten, wobei jedoch die Vorrichtung 2C für solche Fälle eine hinreichende Starrheit erhält, in denen auf dieIn the embodiment according to FIGS. 6 and 7, the helical springs 26c and 2Sd are also present in order to convert the spring characteristic of the device 20 in the device 20 7 into a progressive, ie non-linear, spring characteristic. In other words, the total spring constant is low for oscillations within a certain amplitude range, but if the oscillation amplitude goes beyond this range, the relevant gaps 51 close and the total spring constant becomes larger, since the additional springs 26c and Xd now also take effect come. A sufficiently small value can therefore be predetermined for the resonant angular frequency (O n , but the device 2C is given a sufficient rigidity for those cases in which the Kraftübertragungseinrichtung ein außergewöhnlich großes Drehmoment wirkt, wie es z. B. beim versehentlichen plötzlichen Einrücken der Kupplung möglich istPower transmission device an exceptional large torque acts as it z. B. is possible in the event of accidental sudden engagement of the clutch

Ferner sind bei der Vorrichtung 20' die beschriebenen elastischen Elemente 28 und ein weiterer drehträger Körper 49 vorhanden, die den Körper 45 umschließen und nach Art eines dynamischen Drehschwingungsdämpfers zur Wirkung kommen, der Drehschwingungen in der Nachbarschaft der Resonanzkreisfrequenz Qd des dynamischen Schwingungsaufnahmesystems aufnimmt Diese Resonanzkreisfrequenz ergibt sich aus der folgenden Gleichung:Furthermore, the described elastic elements 28 and a further rotary support body 49 are present in the device 20 ', which enclose the body 45 and act like a dynamic torsional vibration damper, which absorbs torsional vibrations in the vicinity of the resonance frequency Qd of the dynamic vibration absorption system from the following equation:

U4 =U 4 =

(4)(4)

Hierin bezeichnet Kd die Torsionsfederkonstante der elastischen Elemente 48 und Jd das Trägheitsmoment des drehträgen Körpers 49.Here, Kd denotes the torsion spring constant of the elastic elements 48 and Jd denotes the moment of inertia of the inertia body 49.

Durch entsprechendes Wän'cn der FcdcrkcTistsPitc Kd der elastischen Elemente 48 und des Trägheitsmoments /rfdes drehträgen Körpers 49 ist es somit möglich, die nachstehende Gleichung zu befriedigen, um eine Eigenfrequenz zu erhalten, bei der eine Schwingungsaufnahmewirkung erzielt wird.By appropriately changing the FcdcrkcTistsPitc Kd of the elastic members 48 and the moment of inertia / rf of the inertial body 49, it is thus possible to satisfy the following equation to obtain a natural frequency at which a vibration absorbing effect is achieved.

„njUt= l/l " N jU t = l / l

Ist der Wert von Kd so festgelegt, daß die Gleichung (5) befriedigt wird, können die Schwingungen, die der drehträge Körper 45 bei der Kreisfrequenz a>„ ausführt, wirksam gedämpft werden. Somit ist es möglich, zu verhindern, daß die Drehschwingungsnachgiebigkeit der Vorrichtung 20' innerhalb eines bestimmten Bereichs der Kreisfrequenz, d. h. im Bereich der Spitzen der Kurven B, C und D in Fig. 11, zu groß wird. Außerdem ist es bei einem weiteren bestimmten Bereich der Kreisfrequenz, d. h. in dem Bereich einer bestimmten Kreisfrequenz der Drehung der Brennkraftmaschine, möglich, dafür zu sorgen, daß der Wert dei Torsionsschwingungsnachgiebigkeit der Vorrichtung 20' besonders klein wird. Auf diese Weise kann man die Torsionsschwingungsnachgiebigkeit und daher auch die auf das Fahrzeug übertragenen Schwingungen in einem Bereich der Kreisfrequenz der Drehmomentschwankungen auf ein Minimum verringern, der z. B. einer hohen Drehzahl der Brennkraftmaschine entspricht mit welcher die Maschine beim Fahren mit hoher Geschwindigkeit betrieben wird. Hierdurch wird eine hohe Betriebssicherheit auch bei hohen Geschwindigkeiten gewährleistetIf the value of Kd is determined so that equation (5) is satisfied, the vibrations which the inertial body 45 executes at the angular frequency a>"can be effectively damped. It is thus possible to prevent the torsional vibration compliance of the device 20 'from becoming too great within a certain range of the angular frequency, ie in the region of the peaks of curves B, C and D in FIG. In addition, in the case of a further specific range of the angular frequency, ie in the range of a specific angular frequency of the rotation of the internal combustion engine, it is possible to ensure that the value of the torsional vibration compliance of the device 20 'is particularly small. In this way you can reduce the torsional vibration compliance and therefore also the vibrations transmitted to the vehicle in a range of the angular frequency of the torque fluctuations to a minimum, the z. B. corresponds to a high speed of the internal combustion engine with which the machine is operated when driving at high speed. This ensures a high level of operational safety even at high speeds

Die Erfindung beschränkt sich nicht auf die beiden vorstehend beschriebenen Ausführungsbeispiele. Vielmehr ist es z.B. möglich, die in beiden Fällen dargestellten drehträgen Körper jeweils durch mehrere drehträge Körper zu ersetzen, die gleichachsig angeordnet und hintereinandergeschaltet sind.The invention is not limited to the two exemplary embodiments described above. Rather, it is possible, for example, to do the same in both cases to replace shown rotating inert body by several rotating inert body that are coaxially arranged and connected in series.

Hierzu 4 Blatt ZeichnungenFor this purpose 4 sheets of drawings

Claims (9)

Patentansprüche:Patent claims: 1. Einrichtung zur Aufnahme von Drehmomentschwingungen im Abtrieb einer Brennkraftmaschine mit zwei einander gegenüberstehenden, zwischen den Abtrieb der Brennkraftmaschine und einer Kraftübertragungseinrichtung eingeschalteten umlaufenden Lagerteilen, die durch Federelemente umfangskraftschlüssig miteinander verbunden sind, dadurch gekennzeichnet, daß die Lagerteile drehträge Körper (23, 25) sind, an denen Dämpfungselemente (29) angreifen, deren Wirkung derjenigen der Federelemente (26a, 266J parallelgerichtet ist, und daß die Trägheitsmomente der drehträgen Körper (23,25), die Federkonstanten und der Dämpfungskoeffizient der Dämpfungselemente (29) derart gewählt sind, daß die Eigenfrequenz des gedämpft ?chwingungsfähigen Systems unterhalb der niedrigsten auftretenden Frequenz der Drehmomentschwingungen im Abtrieb der Brennkraftmaschine liegt.1. Device for absorbing torque oscillations in the output of an internal combustion engine with two opposing, between the output of the internal combustion engine and one Power transmission device switched on rotating bearing parts by spring elements are connected to one another in a circumferentially positive manner, characterized in that the bearing parts Rotationally inert bodies (23, 25) are on which damping elements (29) act, their effect that of the spring elements (26a, 266J are directed parallel to each other is, and that the moments of inertia of the inertia body (23,25), the spring constants and the damping coefficient of the damping elements (29) are chosen such that the natural frequency of the damped vibratory system below the lowest occurring frequency of the torque vibrations is in the output of the internal combustion engine. 2. Einrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet daß zusätzlich zu den ersten Federelementen (26a, 266,1 zwischen den drehträgen Körpern (23, 25) zweite Federelemente ("i6a, 266J angeordnet sind, die erst ab einer vorgegebenen Einfederung der ersten Federelemente (26a, Xb) die beiden drehträgen Körper (23,25) gegeneinander abfedern.2. Device according to claim 1, characterized in that in addition to the first spring elements (26a, 266,1 between the rotatably inert bodies (23, 25) second spring elements ("i6a, 266J are arranged, which only from a predetermined deflection of the first spring elements ( 26a, Xb) cushion the two rotatable bodies (23,25) against each other. 3. Einrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch jo gekennzeichnet, daß die drehträgen Körper runde Scheiben (23, 25) sLid, dit auf ihren einander zugewandten Seiten mehrere, sich in Umfangsrichtung erstreckende, einander jegenüberstehende kurze Nuten (37a, 37b) aufweisen, in denen die r, Federelemente (26a, 266,26c, 26d^angeordet sind.3. Device according to claim 1 or 2, characterized in that the rotatable bodies have round disks (23, 25) sLid, dit on their mutually facing sides a plurality of circumferentially extending, mutually opposite short grooves (37a, 37b) , in which the r, spring elements (26a, 266,26c, 26d ^ are arranged. 4. Einrichtung nach Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß die drehträgen Körper runde Scheiben (23, 25) sind, die auf ihren einander zugewandten Seiten mehrere Rillen (36a, 366; 4i5a, 46b) aufweisen, in denen als Dämpfungselemente dienende Lagerkugeln (29) drehbar angeordnet sina.4. Device according to claim 1, 2 or 3, characterized in that the rotatable bodies are round discs (23, 25) which on their mutually facing sides have several grooves (36a, 366; 4i5a, 46b) in which as damping elements serving bearing balls (29) rotatably arranged sina. 5. Einrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß an dem einen drehträgen Körper (45) mittels elastischer Elemente (48) ein weiterer drehträger Körper (49) befestigt ist.5. Device according to one of the preceding claims, characterized in that on the a rotating support body (45) by means of elastic elements (48) a further rotating support body (49) is attached. 6. Einrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Federelemente Schraubenfedern (26a, 266,26c, 26d)s\no,. ->o6. Device according to one of the preceding claims, characterized in that the spring elements are helical springs (26a, 266,26c, 26d) s \ no ,. -> o 7. Einrichtung nach einem der Ansprüche 3 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß in jeweils einer der sich gegenüberstehenden Nuten (37a, 376^ in der Mitte ein Sitzteil (27, 27a^ befestigt ist, das in die gegenüberstehende Nut (37a, 376,) hineinragt und in r. dieser gegen die Kraft der an ihm anliegenden Federelemente (26a, 266, 26c, Kd) nach beiden Seiten beweglich ist.7. Device according to one of claims 3 to 6, characterized in that a seat part (27, 27a ^ is fastened in each of the opposing grooves (37a, 376 ^ in the middle, which is inserted into the opposing groove (37a, 376, ) protrudes and in r. this is movable to both sides against the force of the spring elements (26a, 266, 26c, Kd) resting on it. 8. Einrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Sitzteil (27a) aus einem elastischen wi Material hergestellt ist.8. Device according to claim 7, characterized in that the seat part (27a) is made of an elastic wi material. 9. Einrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Eigenfrequenz des gedämpft schwingungsfähigen Systems unterhalb dem OJfachen der niedrigsten auftreten- h5 den Frequenz der Drehmomentschwingungen im Abtrieb der Brennkraftmaschine liegt.9. Device according to one of the preceding claims, characterized in that the natural frequency of the damped oscillatory system below the OJ times the lowest occurring h5 the frequency of the torque oscillations in the output of the internal combustion engine. Bei Fahrzeugen, die mit Brennkraftmaschinen ausgerüstet sind, ergeben sich im Maschinenabtrieb Drehmomentschwingungen, insbesondere beim zu rauhen Einkuppeln und beim Beschleunigen bei untertourig laufender Maschine.In vehicles that are equipped with internal combustion engines, torque oscillations occur in the machine output, especially when the clutch is too rough and when accelerating with the machine running at low revs. Es sind daher bereits Einrichtungen bekanntgeworden, mit deren Hilfe solche Drehmomentschwingungen unterdrückt werden sollen. Eine derartige, czn Ausgangspunkt der vorliegenden Erfindung nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1 bildende Einrichtung ist aus der USPS 31 01 600 bekannt Sie arbeitet mit zwei Lagerelementen, die durch Federelemente kraftschlüssig verbunden sind. Das eine Lagerelement ist mit der Kurbelwelle, allgemein gesagt dem Abtrieb der Brennkraftmaschine, verbunden, das andere Lagerelement mit der Kraftübertragungseinrichtung, die hier eine Kupplungsscheibe istDevices are therefore already known with the aid of which such torque oscillations are to be suppressed. Such a device, which forms the starting point of the present invention according to the preamble of claim 1, is known from USPS 31 01 600. It works with two bearing elements that are non-positively connected by spring elements. One bearing element is connected to the crankshaft, generally speaking the output of the internal combustion engine, and the other bearing element is connected to the power transmission device, which here is a clutch disc Eine derartige Einrichtung vermag Schwingungen in gewissem Umfang von den Kraftübertragungseinrichtungen fernzuhalten. Die Schwingungsamplituden werden von den Federn zunächst aufgefangen, dann aber an die treibende Maschine zurück- und die Kraftübertragungseinrichtung abgegeben. Dieser Zustand ist unbefriedigend, da er eine nur ungenügende Abhilfe bringtSuch a device can vibrate to some extent from the power transmission devices keep away. The oscillation amplitudes are initially picked up by the springs, but then on return the driving machine and release the power transmission device. This condition is unsatisfactory, since it only provides an inadequate remedy Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Einrichtung nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1 so auszugestalten, daß die Weitergabe der Drehmomentschwingungen an die Kraftübertragungseinrichtung größtmöglich unterdrückt ist.The invention is based on the object of providing a device according to the preamble of the patent claim 1 to be designed so that the transmission of the torque vibrations to the power transmission device is suppressed as much as possible. Diese Aufgabe wird durch die kennzeichnenden Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst. Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der Unteransprüche. This object is achieved by the characterizing features of claim 1. Advanced training of the invention are the subject of the subclaims. Die erfindungsgemäße Einrichtung arbeitet nach einem ganz anderen, wenn auch an sich bekannten physikalischen Prinzip als die bekannte Einrichtung. Bei der Erfindung sind die Lagerelemente als drehträge Körper ausgebildet. Dadurch wird aus ihnen im Zusammenwirken mit den Federelementen ein schwingungsfähiges System, das — bedingt durch die den Federelementen parallelgeschalteten Dämpfungselemente — gedämpft schwingt. Das System ist somit in der Lage, phasenversetzt zu der erregenden Schwingung selbst zu schwingen und dabei eine Zurück- bzw. Weitergabe von Schwingungen zu vermeiden. Das System wirkt als ein Tiefpaß, dessen Grenzfrequenz unter die unterste auftretende Erregerschwingungsfrequenz gelegt ist.The device according to the invention works according to a completely different one, even if it is known per se physical principle than the known facility. In the invention, the bearing elements are slow to rotate Body trained. As a result, they become vibratory in cooperation with the spring elements System that - due to the damping elements connected in parallel to the spring elements - swings dampened. The system is thus in a position to be out of phase with the exciting oscillation to vibrate itself and thereby avoid a return or transmission of vibrations. That The system acts as a low-pass filter whose cut-off frequency is below the lowest occurring excitation oscillation frequency is laid. Die Erfindung soll nachfolgend unter Bezugnahme auf in den Zeichnungen dargestellte Ausführungsbeispiele näher erläutert werden. Es zeigtThe invention is intended below with reference to the exemplary embodiments shown in the drawings are explained in more detail. It shows Fig. 1 eine schematische Darstellung einer Kraftübertragungseinrichtung bekannter Art für ein Fahrzeug mit einer mehrzylindrigen Brennkraftmaschine,Fig. 1 is a schematic representation of a power transmission device known type for a vehicle with a multi-cylinder internal combustion engine, Fi g. 2 einen axialen Schnitt durch eine Ausführungsform einer Einrichtung zum Aufnehmen von Drehmomentschwingungen, die in dem durch eine Brennkraftmaschine erzeugten Ausgangsdrehmoment auftreten, F i g. 3 einen Schnitt längs der Linie III-III von F i g. 2,Fi g. 2 shows an axial section through an embodiment of a device for absorbing torque oscillations, which occur in the output torque generated by an internal combustion engine, F i g. 3 shows a section along the line III-III of FIG. 2, Fig.4 einen Teilschnitt längs der Linie IV-IV von Fig. 3,4 shows a partial section along the line IV-IV of Fig. 3, Fig.5 einen Teilschnitt längs der Linie V-V von Fig. 3,Fig. 5 is a partial section along the line V-V of Fig. 3, Fig.6 einen Axialschnitt durch eine andere Ausführungsform der Erfindung,6 shows an axial section through another embodiment the invention, Fig. 7 einen Schnitt längs der Linie VIl-VII in Fig. 6,7 shows a section along the line VIl-VII in FIG. 6, Fig.8 einen Teilschnitt längs der Linie VIII-VIII in Fig.7.8 shows a partial section along the line VIII-VIII in Fig.7.
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Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3546892C2 (en) * 1984-06-12 1996-11-21 Luk Lamellen & Kupplungsbau Torque variation compensator for IC-engine
DE3448479C2 (en) * 1983-10-24 1999-09-23 Luk Lamellen & Kupplungsbau Damping for dry-plate clutch

Families Citing this family (23)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS601497B2 (en) * 1978-08-03 1985-01-16 アイシン精機株式会社 Rotary torque transmission device
JPS6038577B2 (en) * 1979-03-30 1985-09-02 トヨタ自動車株式会社 Rotational vibration absorption device for vehicle internal combustion engines
JPS5831456U (en) * 1981-08-25 1983-03-01 トヨタ自動車株式会社 Flywheel with torque fluctuation reduction mechanism
JPS58502096A (en) * 1981-12-16 1983-12-08 アドバンスド・コンポジット・マテリアルズ・コーポレーション Continuous production method and device for silicon carbide whiskers
DE3206837A1 (en) * 1982-02-26 1983-09-15 Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Gmbh, 7140 Ludwigsburg COMBUSTION ENGINE AND TRANSMISSION COMPREHENSIVE ARRANGEMENT
NZ203725A (en) * 1983-03-28 1987-02-20 Fisher & Paykel Shock absorbing coupling for spin bowl shaft and agitator shaft in washing machine
DE3418671C2 (en) 1983-10-24 1996-05-23 Luk Lamellen & Kupplungsbau Damping device for absorbing or compensating for rotary shocks
DE3411092C2 (en) * 1983-11-10 1994-08-25 Luk Lamellen & Kupplungsbau Torque transmission device
JPS60185744U (en) * 1984-05-21 1985-12-09 トヨタ自動車株式会社 Torque fluctuation absorption flywheel
AU4318285A (en) * 1984-06-12 1985-12-19 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Gmbh Torque-transmitting device
DE8511027U1 (en) * 1985-04-15 1988-02-04 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Gmbh, 7580 Buehl, De
DE3442679A1 (en) * 1984-11-23 1986-05-28 LuK Lamellen und Kupplungsbau GmbH, 7580 Bühl Torque transmission device
FR2565650B1 (en) 1984-06-12 1990-04-27 Luk Lamellen & Kupplungsbau DEVICE FOR COMPENSATING FOR ROTATION
JP2550020B2 (en) * 1984-07-07 1996-10-30 ルーク・ラメレン・ウント・クツプルングスバウ・ゲゼルシヤフト・ミツト・ベシユレンクテル・ハフツング Device for absorbing rotational shock of an internal combustion engine
DE3430457A1 (en) * 1984-08-18 1986-02-27 Daimler-Benz Ag, 7000 Stuttgart SHARED FLYWHEEL
US4781653A (en) * 1984-12-27 1988-11-01 Nissan Motor Co., Ltd. Power transmission device for motor vehicle
DE3645264C2 (en) * 1985-06-14 1995-09-28 Gkn Automotive Ag Torsionally flexible, vibration-damping flywheel
DE3610127C2 (en) 1985-06-14 1994-04-28 Gkn Automotive Ag Torsionally flexible, vibration-damping flywheel
JPS6231725A (en) * 1985-07-31 1987-02-10 Atsugi Motor Parts Co Ltd Clutch device
FR2614079B1 (en) * 1987-04-14 1992-04-10 Valeo STRAIGHT MEASUREMENT OF TORSIONAL DAMPING DEVICE
KR20000061945A (en) * 1999-03-31 2000-10-25 박동훈 Dual mass flywheel
FR2803353B1 (en) * 1999-12-30 2002-04-12 Valeo TORSION DAMPING DEVICE, PARTICULARLY FOR CLUTCH
EP2642153A4 (en) * 2010-11-19 2014-11-26 Toyota Motor Co Ltd Vehicular damper device

Family Cites Families (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE552567C (en) * 1929-12-15 1932-06-15 E H Hugo Junkers Dr Ing Device for transmitting energy from prime movers with periodically fluctuating torque to propellers
US3109321A (en) * 1961-09-19 1963-11-05 Cecil B Rogers Balancer for a rotating shaft
US3101600A (en) * 1962-02-12 1963-08-27 Borg Warner Vibration dampeners

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3448479C2 (en) * 1983-10-24 1999-09-23 Luk Lamellen & Kupplungsbau Damping for dry-plate clutch
DE3546892C2 (en) * 1984-06-12 1996-11-21 Luk Lamellen & Kupplungsbau Torque variation compensator for IC-engine

Also Published As

Publication number Publication date
DE2358516A1 (en) 1975-02-06
GB1452956A (en) 1976-10-20
JPS5025907A (en) 1975-03-18
JPS5755937B2 (en) 1982-11-26

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