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Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere für die Kupplungs-
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scheibe einer Kraftfahrzeug-Reibscheibenkupplung.
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Die Erfindung betrifft einen Torsionsschwingungsdämpfer, mit zwei
gegeneinander über einen begrenzten Drehwinkel um eine gemeinsame Drehachse verdrehbaren
Dämpferteilen, die gemeinsam wenigstens eine nach außen abgedichtete, zumindest
teilweise mit einer Hydraulikflüssigkeit gefüllte Dämpferkammer umschließen, mit
einem Verdrängungskörper in jeder Dämpferkammer, der die Dämpferkammer in Umfangsrichtung
in zwei Räume unterteilt, deren Volumenverhältnis sich bei der Relativdrehung der
Dämpferteile ändert und mit einer Drosselverbindung zwischen den beiden Räumen im
Nebenschluß zu dem Verdrängungskörper.
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Eine Kupplungsscheibe für eine Kraftfahrzeug-Reibungskupplung mit
einem derartigen Torsionsschwingungsdämpfer ist aus dem US-Patent 2 337 134 bekannt.
Die Kupplungsscheibe umfaßt wie üblich einen Nabenteil und einen drehbar, aber axial
fest auf dem Nabenteil gelagerten, im wesentlichen scheibenförmigen Reibbelagträger.
Der Nabenteil trägt einen Ringflansch, der in ein von dem Reibbelagträger gebildetes,
gegenüber dem Nabenteil abgedichtetes Gehäuse für die Hydraulikflüssigkeit eingreift.
Der Ringflansch weist mehrere Fenster auf, in denen Schraubendruckfedern angeordnet
sind, die sich an Anschlägen des Reibbelagträgers einerseits und gegenüberliegenden
Fensterkanten andererseits abstützen.
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Die Federn dämpfen Drehschwingungen zwischen dem Reibbelag-
träger
und dem Nabenteil.
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Das die Federn umschließende Gehäuse des Reibbelagträgers ist mit
Hydraulikflüssigkeit gefüllt und durch Zwischenwände in mehrere Räume unterteilt,
deren Volumenverhältnisse sich bei der Relativdrehung ändern. Drosselverbindungen
sorgen Im Nebenschluß zu den Trennwänden dafür, daß bei der Volumenänderung die
Hydraulikflüssigkeit sich zwischen den Räumen ausgleichen kann. Der konstruktive
Aufwand eines derartigen hydraulischen Torsionsschwingungsdämpfers ist relativ groß,
und es läßt sich nur eine geringe Dämpferwirkung als auch nur ein relativ geringer
Torsionswinkel erzielen.
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Aufgabe der Erfindung ist es, einen konstruktiv einfachen Torsionsschwingungsdämpfer
anzugeben, der relativ große Verdrehwinkel zuläßt und gute Dämpfereigenschaften
hat.
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Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß die Dämpferkammer
durch zwei einander gegenüberliegende Aussparungen mit voneinander verschiedenen
Volumina in zueinander komplementären, sich benachbart gegenüberliegenden und bei
der Relativdrehung sich gegeneinander bewegenden Flächen der Dämpferteile gebildet
ist und daß der Verdrängungskörper als Rollkörper ausgebildet ist, dessen Umfang
in reibschlüssigem oder formschlüssigem Antriebsdrehkontakt mit einander gegenüberliegenden
Flächen der beiden Aussparungen steht.
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Beim Verdrehen der beiden Dämpferteile gegeneinander rollt der mit
keinem der beiden Dämpferteile feststehend verbundene Rollkörper an den gegenüberliegenden
Flächen der Aussparungen ohne zu gleiten ab. Die beiden Räume der von dem Rollkörper
unterteilten Dämpferkammer werden jeweils von einer der beiden komplementären Flächen,
der Aussparung in der gegenüberliegenden komplementären Fläche und dem Rollkörper
begrenzt.
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Der Verdrehwinkel der beiden Dämpferteile ist relativ groß.
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Es lassen sich problemlos ausgehend von einer Mittelstellung in beiden
Drehrichtungen Verdrehwinkel von 30° und mehr erreichen. Die Reibungsverluste sind,
da der Rollkörper in den Aussparungen abrollt, gering. Die Drosselverbindung kann
über Kanäle, Nuten oder dergleichen in den Wänden der Aussparungen oder der komplementären
Flächen erfolgen. Ebenso können Nuten oder Kanäle in dem Rollkörper vorgesehen sein.
Der Rollkörper kann ferner an zumindest einer axialen Seite im Abstand von den Aussparungen
enden.
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Die zueinander komplementären Flächen können in Richtung der Drehachse
nebeneinander liegen. In bevorzugten Ausführungsformen sind die Dämpferteile jedoch
koaxial ineinander angeordnet, wobei die die Dämpferkammer bildenden Aussparungen
in zueinander radial benachbarten, zur gemeinsamen Drehachse gleichachsigen, vorzugsweise
zylindrischen Umfangsmantelflächen, vorgesehen sind. Insbesondere, wenn wenigstens
drei mit gleichen Winkelabständen um die Drehachse herum angeordnete Dämpferkammern
vorgesehen sind, kann sich das äußere Dämpferteil nach Art eines Kugellagers an
dem inneren Dämpferteil abstützen, was die Lagerung der Dämpferteile aneinander
wesentlich vereinfacht.
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Zweckmäßigerweise hat die radial äußere Aussparung ein kleineres Volumen
als die radial innere Aussparung. Auf diese Weise kann der Gesamtdurchmesser des
Torsionsschwingungsdämpfers klein gehalten werden.
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Die Dämpfungskammer ist vorzugsweise nur teilweise mit Hydraulikflüssigkeit
gefüllt. Während des Betriebs kann sich so bei einer Erhöhung der Betriebstemperatur
die Hydraulikflüssigkeit ausdehnen. Das Gas in dem verbleibenden Raum der Dämpfungskammer
steht vorzugsweise unter Überdruck. Durch die vorstehenden Ausgestaltungen wird
erreicht, daß bei geringen Torsionswinkeln die Dämpfungskraft zunächst klein ist
und mit wachsendem Torsionswinkel
unter stetiger Komprimierung des
Gaspolsters stetig ansteigt. Schließlich wird die Kavitation innerhalb des Hydraulikmediums
verhindert.
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Die Rollkörper können an ihrem Außenumfang gezähnt sein und mit entsprechenden
Zähnungen in den Aussparungen kämmen, um gleitfreies Abrollen der Rollkörper zu
erreichen.
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In einer bevorzugten Ausführungsform ist der Rollkörper zumindest
in seiner radialen Richtung federelastisch und in jeder Relativstellung der Dämpferteile
zwischen einander gegenüberliegenden Flächen der beiden Aussparungen reibschlüssig
eingespannt. Die durch den Rollkörper selbst erzeugte Vorspannkraft muß so groß
sein, daß das Gleiten der Rollkörper in den Aussparungen verhindert wird. Die Rollkörper
haben hierzu bevorzugt Zylinderform bzw. sind als Federring ausgebildet, der zur
Erhöhung der erzielbaren Federkräfte mit einem vom Federringmaterial verschiedenen
elastischen Material ausgefüllt sein kann. Bei dem ausfüllenden Material kann es
sich um gummielastisches Material, beispielsweise Kunststoff, handeln. Der Rollkörper
kann jedoch auch Vollquerschnitt haben und insgesamt aus elastischem Material bestehen.
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In einer bevorzugten Ausführungsform werden die federnden Rollkörper
zur Bildung eines Torsions-Federdämpfers mit ausgenutzt. Hierzu ist vorgesehen,
daß der Abstand der beiden den Rollkörper federnd vorgespannt zwischen sich haltenden
Flächen der beiden Aussparungen ausgehend von einer Mittelstellung der beiden Dämpferteile
zu beiden Drehrichtungen hin abnimmt,derart, daß bei der Relativdrehung der beiden
Dämpferteile die auf den Rollkörper ausgeübte Vorspannkraft in beiden relativen
Drehrichtungen ausgehend von der Mittelstellung, vorzugsweise symmetrisch, zunimmt.
Werden die beiden Dämpferteile relativ zueinander verdreht, so nimmt die auf den
federnden Rollkörper wirkende Einspannkraft mit wachsendem Drehwinkel zu und dämpft
Torsionsschwingungen. Auch hier muß jedoch sichergestellt
sein,
daß der Rollkörper gleitfrei abrollt. Durch geeignete Formgestaltung der Aussparungen
läßt sich eine progressive Federcharakteristik erzielen. Die Federcharakteristik
abhängig vom Drehwinkel läßt sich ferner dadurch beeinflussen, daß Rollkörper mit
nicht kreisförmiger Querschnittsform, beispielsweise ovaler Querschnittsform, benutzt
werden, so daß sich die Federeigenschaften des Rollkörpers abhängig von deren Winkelstellung
relativ zu den Aussparungen ändert. Ungleichmäßige Federeigenschaften der Rollkörper
lassen sich beispielsweise auch dadurch erzielen, daß in den die Rollkörper bildenden
Federringen radiale Schraubenfedern oder dergleichen eingespannt werden.
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Die Erfindung wird bevorzugt bei Kupplungsscheiben von Kraftfahrzeug-Reibscheibenkupplungen
eingesetzt. Sie soll nachfolgend anhand eines Ausführungsbeispiels näher erläutert
werden. Es zeigt Fig. 1 einen Axiallängsschnitt durch eine Kupplungsscheibe einer
Kraftfahrzeug-Reibungskupplung mit einem Torsionsschwingungsdämpfer; Fig. 2 einen
Axialquerschnitt durch die Kupplungsscheibe nach Fig. 1 entlang einer Linie II-II,
dargestellt in einer durch Torsionskräfte unbelasteten Mittelstellung des Torsionsschwingungsdämpfers
und Fig. 3 eine der Fig. 2 entsprechende Darstellung bei Belastung des Torsionsschwingungsdämpfers
durch ein Torsionsdrehmoment.
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Die Kupplungsscheibe für eine Kraftfahrzeug-Reibungskupplung umfaßt
ein Nabenteil 1 mit einer zentrischen Nabe 3, deren Nabenöffnung mit einer Innenverzahnung
5 für die drehfeste Verbindung mit einer nicht dargestellten Getriebeeingangswelle
versehen ist. An dem Nabenteil 1 ist koaxial zur Drehachse 7 des Nabenteils ein
Reibbelagträger 9 drehbar,
aber axial fest gelagert. Der Reibbelagträger
9 umfaßt ein Gehäuse 11, welches einen von der Nabe 3 radial abstehenden, scheibenförmigen
Flansch 13 auf axial beiden Seiten umgreift und durch Dichtringe 15 zur Nabe 3 hin
abgedichtet ist. Das Gehäuse 11 besteht aus einem den Flansch 13 koaxial umschließenden
Ring 17 und zwei axial beiderseits des Rings 17 angeordneten Ringscheiben 19, 21,
die am Ring 17 dicht anliegen und an dem Flansch 13 bis zur Nabe 3 vorbeigreifen.
Nieten 23 befestigen die Ringscheiben 19, 21 an dem Ring 17 und halten darüber hinaus
eine axial beiderseits mit Reibbelägen 25 versehene, ringförmigeReibbelagträgerscheibe
27 an demGehäuse 11.
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Die mit 29 bezeichnete äußere Umfangsfläche des Flansches 13 hat kreiszylindrische
Grundform, ebenso wie die mit 31 bezeichnete innere Umfangsfläche des Rings 17.
Die Umfangsflächen 29, 31 sind einander eng benachbart. In der Umfangsfläche 29
des Flansches 13 sind drei nach radial innen einspringende Aussparungen 33 mit gleichen
Winkelabständen voneinander um die Drehachse herum angeordnet.
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In der inneren Umfangsfläche 31 des Rings 17 sind drei weitere Aussparungen
35 vorgesehen, die in einer nachfolgend als Mittelstellung bezeichneten Position
des Rings 17 relativ zum Flansch 13 den Aussparungen 33 radial gegenüberliegen.
Die jeweils einander zugeordneten Aussparungen 33 und 35 bilden zusammen mit den
axial abdeckenden Ringscheiben 19, 21 jeweils eine zumindest teilweise mit einer
Hydraulikflüssigkeit (nicht dargestellt) gefüllte Dämpferkammer, wie sie in den
Figuren 2 und 3 durch Schraffuren angedeutet ist. Jede diese Dämpferkammern ist
durch einen achsparallel zur Drehachse 7 angeordneten, hohlzylindrischen Federring
37 in zwei in Umfangsrichtung des Flansches 13 bzw. des Rings 17 nebeneinander liegende
Räume 39 bzw. 41 unterteilt. Die Federringe 37 sitzen unter radialer eigener Federvorspannung
in den Aussparungen 33, 35 und rollen bei Relativdrehung des Nabenteils 1 bzw. des
Flansches 13 einerseits und des Reibbelagträgers 9
bzw. Rings 17
andererseits am radial innen gelegenen Boden 43 der Aussparung 33 und dem radial
außen gelegenen Boden 45 der Aussparung 35 ab. Die durch Deformation der Federringe
37 hervorgerufene Federvorspannung ist hierbei so groß bemessen, daß die Federringe
37 an den Böden 43, 45 nicht gleiten. Die Böden 43, 45 haben im Abrollbereich der
Federringe 37 im wesentlichen Zylinderform, wobei Abweichungen zur Erzeugung einer
progressiven Erhöhung der Federvorspannung nachfolgend noch erläutert werden.
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Das zwischen dem Boden 43, den beiden Ringscheiben 19, 21 und der
gedachten Zylindermantelverlängerung der Umfangsfläche 29 eingeschlossene Volumen
der Aussparung 33 ist größer als das vom Boden 45, den Ringscheiben 19, 21 und der
gedachten Verlängerung des Zylindermantels der Umfangsfläche 31 eingeschlossene
Volumen der Aussparung 35. In der in Fig. 2 dargestellten Mittelstellung unterteilen
die Federringe 37 die in der Mittels stellung miteinander radial fluchtenden Aussparungen
33, 35 gebildeten Dämpferkammern in zwei gleich große Räume 39 bzw. 41. Die beiden
Räume 39, 41 sind durch axiale Spalte 46 zwischen den axialen Rändern der Federringe
37 und den Ringscheiben 19 bzw. 21 im Nebenschluß zu den Federringen 37 miteinander
verbunden.
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Werden der Flansch 13 und der Ring 17 gegeneinander verdreht, so ändern
sich, wie die Schraffur der Aussparungen 33 und 35 in Fig. 3 zeigt, die Volumina
der durch die Federringe 37 abgeteilten Räume 39 bzw. 41. Die Hydraulikflüssigkeit
in der Dämpferkammer kann sich über die Drosselverbindungen beiderseits der Federringe
37 ausgleichen.
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Die Torsionsbewegung wird damit hydraulisch gedämpft.
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Die Drosselverbindung kann zusätzlich oder auch anstelle der Spalte
46 axial beiderseits der Federringe 37 durch einen Drosselkanal am Boden der Aussparung
33 oder 35 gebildet sein, wie dies in den Figuren durch eine gestrichelte Linie
47 angedeutet ist.
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Der radiale Abstand der in Umfangsrichtung zur Mittelstellung hin
symmetrischen Böden 43 und 45 der beiden Aussparungen 33 und 35 nimmt von der Mittelstellung
weg ab. Werden die Aussparungen 33 und 35 bei Torsion des Flansches 13 relativ zum
Ring 17 gegeneinander versetzt, so nimmt die radiale Deformation der Federringe
37 und damit deren Federvorspannung mit wachsendem Drehwinkel zu. Die wachsende
Vorspannung der Federringe 37 bewirkt aufgrund der in Umfangsrichtung konvergierenden
Böden 43, 45 ein Rückstelldrehmoment, welches den Flansch 13 und den Ring 17 bzw.
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die damit verbundenen Teile in die Mittelstellung zurückdrehen möchte.
Die Federringe 37 bewirken somit eine Torsionsfederdämpfung. Die in Umfangsrichtung
gelegenen Endflächen der Aussparungen 33, 35 sind der Form der Federringe 37 angepaßt
und bilden Anschlagflächen, die den Drehwinkel des Flansches 13 relativ zum Ring
17 begrenzen. Zur Erhöhung der Federkraft der Federringe 37 können diese mit einem
elastischen, nicht näher dargestellten Material ausgefüllt sein. Die Federringe
können gegebenenfalls auch im nicht eingebauten Zustand deformiert sein, so daß
sie abhängig von ihrer Winkelstellung relativ zum Flansch 13 bzw. Ring 17 unterschiedliche
Federvorspannungen erzeugen.
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Die Dämpferkammern sind lediglich teilweise mit Hydraulikflüssigkeit
gefüllt, wobei der restliche Raum jeder Dämpferkammer unter Überdruck stehendes
Gas enthält. Das Gas wird ausgehend von der Mittelstellung zunächst komprimiert,
bevor Hydraulikflüssigkeit über die Drosselverbindung ausgeglichen wird. Auf diese
Weise wird Kavitation der Hydraulikflüssigkeit und ein stetiger Verlauf der hydraulischen
Dämpfung erreicht.
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Das in Fig. 1 aus dem Ring 17 und den Ringscheiben 19, 21 bestehende
Gehäuse 11 kann auch in anderer Weise aufgebaut sein. Insbesondere kann der Ring
17 und die Ringscheibe 19 einstückig, beispielsweise als Druckgußteil ausgebildet
sein, während die Reibbelagträgerscheibe 27 zugleich die Ring-
scheibe
21 bildet. Die Dichtringe 15 sind in jedem Fall bevorzugt radial innerhalb der Umfangsfläche
29 des Flansches 13 angeordnet, so daß aufgrund der Fliehkraft die Dichtringe 15
vom Hydraulikflüssigkeitsdruck entlastet werden.
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Wenigstens eine der beiden Ringscheiben 19 bzw. 21 ist hinsichtlich
ihrer elastischen Biegeeigenschaften im Bereich der Dämpferkammern so bemessen,
daß sich die Dämpferkammer im Dämpfbetrieb bei Erhöhung des Drucks in der Hydraulikflüssigkeit
axial aufweiten kann. Erhöht sich der Hydraulikdruck in dem-druckbeanspruchten Raum
der Dämpferkammer, so erweitert sich der Spalt 46 zwischen dem Federring 37 und
der benachbarten Ringscheibe 19 bzw. 21.
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Dies führt zu einer Verringerung der Drosselwirkung und damit zu einer
Beschränkung der Dämpfkraft. Die elastischen Biegeeigenschaften der Ringscheiben
19, 21 sind so bemessen, daß der Hydraulikdruck stets unter einer Druckgrenze bleibt,
bei deren Überschreiten die Federringe gleiten oder rutschen würden. Die elastischen
Biegeeigenschaften können durch geeignete Materialwahl oder geeignete Bemessung
der Wandstärke der Ringscheiben eingestellt werden. Die Verteilung der Biegeeigenschaften
kann beispielsweise durch Rippen vorgegeben werden, die auf der Außenseite der Ringscheiben
19, 21 vorgesehen sind.
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