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Die Erfindung betrifft einen Drehschwingungsdämpfer mit Flüssigkeitsdämpfung, insbesondere einer Wellenkupplung, der im Oberbegriff des Patentanspruches 1 beschriebenen Art.
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Ein solcher Drehschwingungsdämpfer ist aus der DE-PS 7 37 566 bekannt. Bei diesem Drehschwingungsdämpfer ist in der gemeinsamen Verbindungsleitung zwischen den jeweils druckaufbauenden und den jeweils druckabbauenden Kammern ein Drosselventil angeordnet. Zwischen diesen beiden Gruppen von Kammern findet bei Drehschwingungen ein Flüssigkeitsaustausch statt. In der gemeinsamen Verbindungsleitung setzt das Drosselventil der Flüssigkeitsbewegung einen Widerstand entgegen und bewirkt dadurch eine Dämpfung der Drehschwingungen.
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Die DE-OS 28 48 781 zeigt eine elastische Wellenkupplung, in der ein Dämpfer zum Dämpfen von Drehschwingungen dieser Art integriert ist. Auch bei diesem Dämpfer sind druckaufbauende und druckabbauende Kammern über eine gemeinsame Leitung miteinander verbunden, wobei in dieser Leitung ein Steuerventil angeordnet ist, welches die Aufgabe hat, die Flüssigkeitsverdrängung zu beschleunigen oder zu verzögern. Somit wird auch bei diesem Dämpfer wie bei dem erstgenannten der Druckverlust, der in einer strömenden Flüssigkeit durch Drosselung entsteht, zur Flüssigkeitsdämpfung ausgenutzt. Dämpfungssysteme dieser Art sind in ihrer Wirksamkeit stark abhängig von der Frequenz der Drehschwingungen und daher aus den nachstehend genannten Gründen für moderne Antriebsanlagen mit Dieselmotoren wenig geeignet.
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Drehschwingungen, die in einer Antriebsanlage mit einem antreibenden Dieselmotor bei Normalbetrieb auftreten, haben eine relativ hohe Frequenz. Bei gestörtem Motorbetrieb, beispielsweise bei Ausfall eines oder mehrerer Zylinder, verringert sich dagegen die Frequenz der Drehschwingungen ganz erheblich und es treten dynamische Probleme auf, die eine erhöhte Dämpfung erfordern. So haben durch Zylinderausfälle verursachte dynamische Zusatzbeanspruchungen in der Regel eine Frequenz, die weitaus niedriger ist als die Frequenz der Drehschwingungen im Normalbetrieb. Das Frequenzverhältnis zwischen diesen Betriebszuständen beträgt etwa 10 : 1. Berücksichtigt man, daß bei einer Drossel mit turbulenter Strömung der Druckverlust &udf53;vu10&udf54;&udf53;vz2&udf54; &udf53;vu10&udf54;ist, wobei ρ die Dichte und v die Geschwindigkeit der Flüssigkeit, @O:°KA°kÉ:°KA°kÊ&udf54; das Querschnittsverhältnis und k&sub1; für eine ausgeführte Konstruktion konstant ist, so erkennt man, daß der Druckverlust und damit die erzielbare Dämpfung quadratisch von der Frequenz der Drehschwingungen abhängt.
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Infolge dieser quadratischen Abhängigkeit von der Frequenz der Drehschwingungen hat man Drehschwingungsdämpfer nach dem Drosselprinzip so konstruiert, daß im Normalbetrieb eine Dämpfungswirkung vorliegt, bei der nicht die Gefahr des hydraulischen Blockierens besteht. Verringert sich nun im Störfall die Frequenz der Drehschwingungen auf z. B. etwa ¹/&sub1;&sub0;, so verringert sich gleichzeitig der Druckverlust, den die Drossel verursacht, um einen Wert von etwa 10². Dies bedeutet aber, daß bei den bekannten Systemen bei "gestörtem" Motorbetrieb und damit bei entsprechend verringerter Frequenz der Drehschwingungen nur wenig Dämpfung aus den vorgenannten Gründen realisierbar ist, obwohl gerade bei diesem Motorbetrieb eine erhöhte Dämpfung gefordert wird.
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Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Drehschwingungsdämpfer mit Flüssigkeitsdämpfung bereitzustellen, mit dem auch im Bereich niederfrequenter Drehschwingungen eine wirksame Dämpfung erreichbar ist und bei dem dennoch bei höheren Frequenzen nicht die Gefahr einer hydraulischen Blockierung besteht, d. h. der Drehschwingungsdämpfer soll so beschaffen sein, daß bei einer gegebenen Konstruktion die Dämpfungseigenschaften von der Frequenz der Drehschwingungen weniger stark abhängig sind, als dies bei den bekannten Drehschwingungsdämpfern der Fall ist.
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Ausgehend von einem Drehschwingungsdämpfer der eingangs beschriebenen Art wird diese Aufgabe erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß alle druckaufbauenden und alle druckabbauenden Kammern über Bohrungen jeweils mit einem von zwei im radial äußeren Bereich des äußeren Dämpferteils befindlichen Ringkanälen in Verbindung stehen und daß die Ringkanäle durch einen ebenfalls im radial äußeren Bereich des äußeren Dämpferteils verlaufenden, im wesentlichen Rohrreibungsverluste verursachenden Verbindungskanal miteinander verbunden sind.
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Bei einem solchen Drehschwingungsdämpfer ist es vorteilhaft, im radial äußeren Bereich des äußeren Dämpferteils im axialen Abstand voneinander zwei umlaufende Kanäle vorzusehen, wobei jeder dieser Kanäle über eine Bohrung mit einem Ringkanal verbunden ist und die beiden Kanäle durch einen in Umfangsrichtung nach Art einer Schraubenlinie verlaufenden Verbindungskanal miteinander in Verbindung stehen.
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Bei dem Drehschwingungsdämpfer nach der Erfindung ist zur Beeinflussung der durch Verdrängung jeweils bewegten Flüssigkeitsmenge eine im wesentlichen Rohrreibungsverluste verursachende Verbindungsleitung zwischen den jeweils druckaufbauenden und den jeweils druckabbauenden Kammern vorgesehen. Die in einer solchen Leitung entstehenden Strömungsverluste werden als Druckverlust Δ p ausgedrückt. Für das gerade, glatte Rohr gilt: °=c:30&udf54;&udf53;vu10&udf54;&udf57;°KD&udf56;°Kp°k = &udf57;°Kl&udf56; ´ @W:&udf57;°Kr&udf56;:2&udf54; ´ °Kv°k¥ ´ @W:°Kl°k:°Kd°k&udf54;&udf53;zl10&udf54;In dieser Formel bedeuten:
ρ Dichte des Mediums
λ Proportionalitätsfaktor (Rohrreibungszahl)
l wirksame Länge der Verbindungsleitung
d Querschnitt der Verbindungsleitung
v Geschwindigkeit des Mediums.
Für laminare Strömung gilt: &udf53;vu10&udf54;&udf57;°Kl&udf56; = @W:64:°KRe°k&udf54; und °KRe°k = @W:°Kv°k¤´¤°Kd°k:&udf57;°Kn&udf56;&udf54;&udf53;zl10&udf54;wobei Re die Reynolds'sche Zahl und ν die kinematische Zähigkeit bedeuten. Somit ergibt sich:
Δ p = k&sub2; · v
wobei k&sub2; für eine ausgeführte Konstruktion konstant ist.
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Aus dieser Beziehung wird deutlich, daß der Druckverlust und damit die Strömungsverluste in einem geraden Rohr linear-proportional von der Strömungsgeschwindigkeit, d. h. von der Frequenz der Drehschwingungen abhängen. Dies bedeutet aber, daß durch die nach der Erfindung vorgesehene Ausnutzung der Rohrreibungsverluste der Dämpfungsrückgang im Falle einer Verringerung der Frequenz der Drehschwingungen wesentlich geringer ist als bei einem Dämpfer nach dem Drosselprinzip.
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Die konstruktive Gestaltung eines Drehschwingungsdämpfers nach der Erfindung bereitet keine Schwierigkeiten. Durch geeignete Bemessung der Verbindungsleitung hinsichtlich Länge und/oder Querschnitt sind die Rohrreibungsverluste und damit die erzielbaren Dämpfungswirkungen innerhalb gewisser Grenzen variierbar, so daß der Drehschwingungsdämpfer einer Antriebsanlage optimal angepaßt werden kann. Ein solcher Drehschwingungsdämpfer arbeitet praktisch wartungsfrei und ist darüber hinaus kostengünstig herstellbar.
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Die Erfindung wird nachstehend anhand eines in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiels näher erläutert. Es zeigt
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Fig. 1 einen Querschnitt eines Dämpfers längs der Linie II-II der Fig. 2,
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Fig. 2 einen Längsschnitt längs der Linie I-I der Fig. 1 und
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Fig. 3 eine Seitenansicht des Dämpfers, in der die Mantelfläche des äußeren Dämpferteils teilweise durchbrochen ist.
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Hauptbestandteile des Dämpfers sind ein als Nabe 1 ausgebildetes inneres Dämpferteil und ein als Gehäuse 2 ausgebildetes äußeres Dämpferteil, das seinerseits aus zwei auf der Nabe frei drehbar gelagerten Wandscheiben 3, 4 und einem äußeren Abdeckring 5 aufgebaut ist. Im Inneren des Gehäuses 2 sind angrenzend an die innere Mantelfläche des Abdeckringes 5 zwei Zwischenringe 6, 7 herausnehmbar eingesetzt. Zur Verspannung der vorerwähnten Bauteile dienen achsparallele Schraubenbolzen 8, die fluchtende Bohrungen in der Wandscheibe 3 sowie im Abdeckring 5 durchdringen und mit ihrem Ende in Gewindebohrungen 9 in der Wandscheibe 4 eingeschraubt sind.
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Der Zwischenring 6 enthält an seiner äußeren Mantelfläche zwei mit axialem Abstand voneinander angeordnete umlaufende Ringkanäle 10, 11, die durch einen nach Art einer Schraubenlinie verlaufenden Verbindungskanal 12 miteinander verbunden sind. Von den Ringkanälen 10, 11 gehen an verschiedenen Stellen ihres Umfangs zur Drehachse gerichtete radiale Bohrungen aus, die nachfolgend noch erläutert werden.
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Von der Nabe 1 erstrecken sich radial nach außen vier Stege 13, deren Enden flüssigkeitsdicht an der inneren Mantelfläche des Zwischenrings 7 anliegen, während ihre Stirnflächen ebenfalls flüssigkeitsdicht an den Innenwandungen der Wandscheiben 3, 4 anliegen. Zwischen zwei benachbarten Stegen 13 ist jeweils ein weiterer, mit dem äußeren Gehäuse 2 fest verbundener Steg 14 angeordnet. Die Stege 14 sind mit Hilfe von jeweils zwei Schraubenbolzen 15 an der Wandscheibe 4 befestigt. An ihren inneren Stirnflächen liegen die Stege 14 flüssigkeitsdicht, aber relativ verschiebbar an der äußeren Mantelfläche der Nabe 1 an.
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Zwischen den Stegen 13, 14 befinden sich sektorförmige Kammern 16, 17, von denen die Kammern 16 über Bohrungen 18 mit einem umlaufenden Kanal 19 im inneren Zwischenring 7 in Verbindung stehen. Die Kammern 17 stehen dagegen über Bohrungen 20 mit einem umlaufenden Kanal 21 des inneren Zwischenrings 7 in Verbindung. Durch den umlaufenden Kanal 19 stehen somit alle Kammern 16 und durch den umlaufenden Kanal 21 alle Kammern 17 miteinander in Verbindung. Insoweit erfüllen diese Kanäle 19, 21 die Funktion von getrennten Sammelkanälen. Von jedem der vorerwähnten Ringkanäle 10, 11 geht eine nach innen gerichtete Bohrung 22 bzw. 23 aus, durch die jeder äußere Ringkanal mit dem zugehörigen Sammelkanal (19, 21) verbunden ist.
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Im betriebsfertigen Zustand sind die Kammern 16, 17 und die Kanäle vollständig mit einer geeigneten Flüssigkeit, beispielsweise Öl, angefüllt. Bei einer gegenseitigen Verdrehung zwischen innerem und äußerem Dämpferteil werden die Kammern mit dem sich verkleinernden Volumen zu druckaufbauenden und die jeweils benachbarten Kammern zu druckabbauenden Kammern. Das aus den druckaufbauenden Kammern verdrängte Flüssigkeitsvolumen gelangt über den jeweiligen Sammelkanal zu den äußeren Ringkanälen, von hier zum anderen Sammelkanal und von diesem in die angeschlossenen druckabbauenden Kammern. Bei dieser Flüssigkeitsbewegung entstehen in den Verbindungskanälen Reibungsverluste, die sich als Widerstand bei der gegenseitigen Verdrehung der Dämpferteile auswirken und die gewünschte Dämpfung der Drehschwingungen verursachen. Das Maß der Dämpfung hängt hierbei von den insgesamt entstehenden Reibungsverlusten ab.
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Zur einwandfreien gegenseitigen Drehführung der beiden Dämpferteile sind, wie Fig. 2 zeigt, auf der Nabe 1 zwei Gleitringe 24 angeordnet. Weiterhin sind in umlaufenden Nuten an den mit der Nabe 1 in Berührung stehenden inneren Mantelflächen der Wandscheiben 3, 4 Dichtungsringe 25 aus einem geeigneten elastischen Material angeordnet.
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Bei Verwendung des Dämpfers in Verbindung mit einer Wellenkupplung ist das innere Dämpferteil 1 drehfest mit dem inneren Kupplungsteil und das äußere Dämpferteil 2 drehfest mit dem äußeren Kupplungsteil verbunden, d. h. der Dämpfer ist der Wellenkupplung parallel geschaltet.
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Ein solcher Dämpfer ist auch zum Dämpfen der Verdrehungsschwingungen einer Kurbelwelle geeignet. In diesem Fall ist lediglich das äußere Dämpferteil mit einem entsprechenden Schwungring zu verbinden oder selbst als Schwungring auszubilden und die gegenseitige Mittelstellung der Dämpferteile, beispielsweise durch Federn, zu sichern.