Die Erfindung betrifft eine
Dämpfungseinrichtung zum Aufnehmen bzw. Ausgleichen von
Drehstößen, insbesondere von Drehmomentschwankungen einer
Brennkraftmaschine, mittels mindestens zweier koaxial zueinander
angeordneter, entgegen der Wirkung einer eine begrenzte Verdrehbarkeit
der Schwungmassen zueinander erlaubende
Federanordnung enthaltenden
Dämpfungseinrichtung zueinander verdrehbarer Schwungmassen
von denen die eine, erste mit der Brennkraftmaschine und die
andere, weitere mit dem Eingangsteil eines Getriebes verbindbar
ist.
Derartige Dämpfungseinrichtungen sind beispielsweise
durch die DE-OS 29 26 012 und die FR-OS 2 166 604
bekannt geworden. Die zwischen
den beiden, begrenzt zueinander verdrehbaren Schwung
massen vorgesehene Dämpfung wird dabei durch Kraft
speicher in Form von Schraubendruckfedern und einer
zu diesen Kraftspeichern parallel wirksamen Reibungs
dämpfung sichergestellt. Aufgrund der Anordnung der
Kraftspeicher ist bei einer solchen Dämpfungseinrichtung
der Verdrehwiderstand zwischen den beiden Schwungmassen
für kleine Verdrehwinkel sehr klein und nimmt mit
zunehmender Relativverdrehung zwischen den Schwung
massen infolge der Verspannung der Kraftspeicher zu,
wobei die zu den Kraftspeichern parallel geschaltete
Reibungsdämpfung konstant bleibt.
Die mit solchen Dämpfungseinrichtungen ausgestatteten
Antriebssysteme sind dabei derart ausgebildet, daß
ihre kritsche Grundfrequenz bzw. die kritische Dreh
zahl, bei der Resonanz auftritt, unterhalb der Zündungs
kreisfrequenz der bei Betrieb der Brennkraftmaschine
auftretenden geringstmöglichen Drehzahl liegt.
Beim An- und Abstellen der Brennkraftmaschine kann
jedoch in vielen Fällen die kritische Drehzahl bzw.
der kritische Drehzahlbereich nicht rasch genug durch
fahren werden, so daß sich die beiden Schwungmassen,
infolge der zwischen ihnen auftretenden Erregungen,
zu großen relativen Schwingungsausschlägen aufschau
keln. Diese großen Schwingungsausschläge erzeugenden
Wechseldrehmomente bewirken, daß die zwischen den
beiden Schwungmassen vorgesehene Dämpfungseinrichtung
soweit durchgedrückt wird, bis die zwischen den beiden
Schwungmassen ebenfalls vorgesehenen starren Anschläge
in Tätigkeit treten. In diesen Zuständen kann also
die zwischen den beiden Schwungmassen vorge
sehene Dämpfungseinrichtung ihre Funktion, nämlich,
Stöße zu verhindern bzw. zu dämpfen, nicht mehr er
füllen. Beim Auftreten der harten Anschläge ergeben
sich somit unzulässige und unüberhörbare Stoßbean
spruchungen, die sowohl den Komfort eines mit einem
solchen Antriebssystem ausgerüsteten Kraftfahrzeuges
mindern, als auch die Wellen und Lager der Brennkraft
maschine und des angekuppelten Getriebes gefährden.
Der vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde,
diese Nachteile zu vermeiden und eine Dämpfungsein
richtung zu schaffen, die ein Hochschaukeln der Reso
nanzausschläge beim Anlassen und Abstellen sowie
während des normalen Betriebes der Brennkraftmaschine
verhindert. Weiterhin soll die Dämpfungseinrichtung
in besonders einfacher und kostengünstiger Weise her
stellbar sein.
Gemäß der Erfindung wird dies bei einer Dämpfungsein
richtung der eingangs beschriebenen Art dadurch erzielt,
daß der Verdrehwiderstand zwischen den beiden Schwungmassen
bei zunehmender Drehzahl abnehmend steuerbar ist, derart, daß
diese Steuerung bei den unterhalb der bei Betrieb der Brennkraftmaschine
auftretenden geringstmöglichen Drehzahlen erfolgt.
Eine weitere Lösungsmöglichkeit besteht darin, daß der Verdrehwiderstand zwischen
den beiden Schwungmassen bei zunehmender Drehzahl abrupt
abnimmt.
Eine weitere Lösungsmöglichkeit besteht darin, daß
eine Kupplung unter Zwischenschaltung einer
Kupplungsscheibe an der weiteren Schwungmasse befestigbar und zwischen
der weiteren einen Schwungmasse und der ersten Schwungmasse eine bei zunehmenden
Drehzahl lösbare Drehverriegelung vorgesehen ist, welche eine definierte
Positionierung der beiden Schwungmassen relativ zueinander
gewährleistet.
Durch diese Maßnahme kann sicher
gestellt werden, daß bei geringen, z. B. unterhalb
der Leerlaufdrehzahl liegenden Drehzahlen der Verdreh
widerstand zwischen den beiden Schwungmassen verhält
nismäßig groß ist, wohingegen z. B. bei Erreichen bzw.
Überschreiten der Leerlaufdrehzahl die Dämpfungsein
richtung in üblicher Weise wirkt, das heißt, daß der
Verdrehwiderstand zwischen den beiden Schwungmassen
für kleine Verdrehwinkel gering ist und mit zunehmen
der Relativverdrehung zwischen den Schwungmassen zu
nimmt. Durch die erfindungsgemäße Maßnahme wird also
sichergestellt, daß bei geringen, z. B. unterhalb der
Leerlaufdrezahl liegenden Drehzahlen ein verhältnis
mäßig großer Verdrehwiderstand vorhanden ist, so daß
ein Aufschaukeln zwischen den beiden Schwungmassen
unterdrückt wird. Die Erhöhung des Verdrehwiderstandes
bei geringer Drehzahl kann verschiedenartig sicherge
gestellt werden. Es können z. H. zusätzliche Dämpfer
federn und/oder Reibungsdämpfungsmittel, die sich
einer Verdrehung zwischen den beiden Schwungmassen
widersetzen, zugeschaltet werden. Die Zuschaltung
solcher Dämpfungsmittel bewirkt, daß das System
verstimmt wird bzw. die Eigenschwingungszahl des
Systems in einen Drehzahlbereich verlagert wird,
der sehr rasch durchfahren oder aber nie erreicht
wird.
Weitere vorteilhafte Maßnahmen ergeben sich aus den Ansprüchen
4 bis 13.
Vorteilhaft kann es sein, wenn die Veränderung des
Verdrehwiderstandes zwischen den beiden Schwungmassen
fliehkraftabhängig bzw. drehzahlabhängig steuerbar ist,
wobei mit zunehmender Drehzahl der Verdrehwiderstand
bzw. die Dämpfung abnimmt. Für manche Anwendungsfälle
kann es vorteilhaft sein, wenn die Abnahme des Ver
drehwiderstandes bzw. der Dämpfung kontinuierlich ist,
das heißt allmählich stattfindet. Für andere Anwendungs
fälle kann es jedoch auch angebracht sein, wenn der
Verdrehwiderstand bzw. die Dämpfung abrupt, das heißt
schlagartig abnimmt. Letzteres kann erreicht werden,
indem eine zwischen den Schwungmassen wirksame Ver
riegelungseinrichtung vorgesehen wird, welche die
Dämpfungseinrichtungen bei Unterschreitung einer vor
bestimmten Drehzahl blockiert, das heißt die Dämpfungs
einrichtungen werden überbrückt, und bei Überschreitung
einer gegebenen Drehzahl, welche der vorbestimmten
Drehzahl entsprechen kann, die Dämpfungseinrichtungen
wieder abrupt entriegelt bzw. freigibt. Durch letztere
Maßnahme wird erreicht, daß unterhalb einer vorbestimm
ten Drehzahl bzw. bis zu einer gegebenen Drehzahl die
beiden Schwungmassen praktisch starr miteinander ver
bunden sind und sich wie ein konventionelles Schwung
rad verhalten.
Für manche Anwendungsfälle kann es angebracht sein,
wenn die Dämpfung oberhalb der Leerlaufdrehzahl ab
nimmt. Für andere Anwendungsfälle kann es jedoch auch
erforderlich sein, die Dämpfungseinrichtung derart
auszulegen, daß die Dämpfung unterhalb eines unter
der Leerlaufdrehzahl liegenden Bereiches höher ist
und bei Überschreiten eines unterhalb der Leerlauf
drehzahl liegenden Bereiches abnimmt.
Angebracht kann es sein, wenn die Dämpfung der Ein
richtung bis zumindest annähernd 80% des Wertes der
Leerlaufdrehzahl höher ist, wobei für viele Anwendungs
fälle es von Vorteil sein kann, wenn die Dämpfung in
einem zwischen 20 bis 80%, vorzugsweise 30 bis 70%
liegenden Wert bzw. Bereich der Leerlaufdrehzahl
höher ist.
Besonders zweckmäßig kann es sein, wenn die Erhöhung
des Verdrehwiderstandes zwischen den beiden Schwung
massen mittels einer zusätzlichen Dämpfungseinrichtung
erfolgt, die in Abhängigkeit von der Unterschreitung
einer bestimmten Drehzahl zuschaltbar ist.
Die Zunahme des Verdrehwiderstandes kann jedoch auch
dadurch erfolgen, daß die beiden Schwungmassen über
eine Verriegelung starr miteinander verbindbar sind.
Für manche Anwendungsfälle kann es zweckmäßig sein,
wenn die fliehkraftabhängige, abschaltbare zusätzliche
Dämpfungseinrichtung eine Reibungsdämpfung ist. Eine
derartige Reibungsdämpfung kann in vorteilhafter Weise
dadurch gebildet werden, daß die Dämpfungs
einrichtung wenigstens ein erstes,
drehfest mit der einen Schwungmasse und wenigstens
ein zweites, relativ zu dieser verdrehbares Reibelement
trägt, die untereinander in Reibverbindung stehen und
die andere Schwungmasse drehfest mindestens ein unter
Fliehkraftwirkung verlagerbares, bei Unterschreiten
einer bestimmten Drehzahl mit dem zweiten Reibelement
arretierbares Sperrglied trägt. Ein solches Sperrglied
kann in vorteilhafter Weise auf einer sich in Umfangs
richtung erstreckenden Blattfeder befestigt sein, die
ihrerseits an der anderen Schwungmasse angelenkt ist.
Um eine zu hohe Beanspruchung der einzelnen miteinan
der zu verriegelnden Bauelemente zu vermeiden, kann es
zweckmäßig sein, wenn die Blattfeder in Umfangsrichtung
geringfügig elastisch, das heißt nachgiebig ist. Weiter
hin kann es angebracht sein, wenn das zweite Reibelement
über den Umfang eine Vielzahl von Rasterungen für das
Sperrglied besitzt.
Gemäß einer anderen Ausführungsvariante einer Verriege
lungsvorkehrung kann es zweckmäßig sein, wenn eine der
Schwungmassen drehfest wenigstens ein unter der Wirkung
der Fliehkraft radial nach außen verlagerbares, aus einer
Rasterung in der anderen Schwungmasse ausrasterndes
Sperrglied trägt. Dieses Sperrglied kann die beiden
Schwungmassen solange starr miteinander verbinden, bis
die vorbestimmte Drehzahl erreicht wird.
Anhand der Fig. 1 bis 5 sei die Erfindung näher
erläutert.
Dabei zeigen:
Fig. 1 eine im Schnitt teilweise dargestellte Dämpfungs
einrichtung gemäß der Erfindung,
Fig. 1a einen, gegenüber dem in Fig. 1 dargestellten
Schnitt, in Umfangsrichtung versetzten Schnitt durch
die Dämpfungseinrichtung,
Fig. 2 einen Schnitt gemäß der Linie II-II der
Fig. 1,
Fig. 3 eine den Verdrehwiderstand einer erfindungs
gemäßen Dämpfungseinrichtung mit zunehmender Drehzahl
kontinuierlich verändernde Vorrichtung,
die Fig. 4 und 5 eine weitere erfindungsgemäße
Vorrichtung zum Verändern des Verdrehwiderstandes
einer Dämpfungseinrichtung.
Die in den Fig. 1 und 2 dargestellte Dämpfungseinrich
tung 1 zum Aufnehmen bzw. Ausgleichen von Drehstößen
besitzt ein Schwungrad 2, welches in zwei Schwung
massen 3 und 4 aufgeteilt ist. Die Schwungmasse 3
ist auf einer Kurbelwelle 5 einer nicht näher darge
stellten Brennkraftmaschine über Befestigungsschrau
ben 6 befestigt. Auf der Schwungmasse 4 ist eine Rei
bungskupplung 7 über nicht näher dargestellte Schrau
ben befestigt. Zwischen der Druckplatte 8 der Reibungs
kupplung 7 und der Schwungmasse 4 ist eine Kupplungs
scheibe 9 vorgesehen, welche auf der Eingangswelle 10
eines nicht näher dargestellten Getriebes aufgenommen
ist. Die Druckplatte 8 der Reibungskupplung 7 wird
in Richtung der Schwungmasse 4 durch eine am Kupplungs
deckel 11 schwenkbar gelagerte Tellerfeder 12 beauf
schlagt. Durch Betätigung der Reibungskupplung 7 kann
die Schwungmasse 4 und somit auch das Schwungrad 2
- über die Kupplungsscheibe 9 - der Getriebeeingangswelle 10
zu- und abgekuppelt werden.
Zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 ist eine
Dämpfungseinrichtung 13 vorgesehen, welche einer
relativen Verdrehung zwischen den beiden Schwungmassen
entgegenwirkt.
Die beiden Schwungmassen 3 und 4 sind relativ zuein
ander über eine Lagerung 14 verdrehbar gelagert. Die
Lagerung 14 besteht aus einem Wälzlager 15, dessen
äußerer Ring 15a in einer Aufnahmebohrung 16 der
Schwungmasse 4 und dessen innerer Lagerring 15b auf
der Schulter 17 eines von der Kurbelwelle 5 weg
weisenden Ansatzes 18 der Schungmasse 3 aufgenommen
sind. Das Wälzlager 15 ist auf der Schulter 17 der
Schwungmasse 3 mittels eines Blechformteiles 19
gehalten. Das Blechformteil 19 ist über eine Niet
verbindung 20 mit der Schwungmasse 3 verbunden und
drückt mit einem radial verlaufenden äußeren Rand
bereich 39a den inneren Lagerring 15b gegen die
Schwungmasse 3 bzw. die Schulter 17.
Die Dämpfungseinrichtung 13 besitzt Kraftspeicher
in Form von Schraubenfedern 21, von denen lediglich
eine ersichtlich ist, sowie Reibmittel 22 zur
Dämpfung der Federn 21 bzw. der Schwingungen zwischen
den Schwungmassen 3, 4.
Das Eingangsteil der Dämpfungseinrichtung 13 ist
durch zwei Scheiben 23, 24 gebildet, die über Ab
standsbolzen 25 in axialem Abstand miteinander dreh
fest verbunden sind. Die Scheibe 24 weist an ihrem
Umfang radial verlaufende Arme 24b auf, die sich an
der Stirnfläche 26 eines kreisringförmigen axialen
Vorsprunges 27 der Schwungmasse 3 abstützen und dort
mittels einer Vernietung 28 befestigt sind. Zwischen
den beiden Scheiben 23 und 24 ist ein flanschartiges
Bauteil 29 angeordnet, welches das Ausgangsteil der
Dämpfungseinrichtung 13 bildet. Das Ausgangsteil 29
weist an seiner äußeren Peripherie radial verlaufende
Ausleger 30 auf, die gegenüber den zwischen den beiden
Scheiben 23 und 24 verlaufenden Bereichen 31 des Aus
gangsteils 29 axial versetzt sind. Die radialen Aus
leger 30 stützen sich an der Stirnfläche 32 der Schwung
masse 4 ab und sind dort über eine Nietverbindung 33
an der Schwungmasse 4 befestigt. Die radialen Ausle
ger 30 und die radialen Arme 24b sind - in Umfangs
richtung des Schwungrades 2 betrachtet - winkelmäßig
gegeneinander versetzt.
In den Scheiben 23 und 24 sowie in dem Ausgangsteil 29
sind Ausnehmungen 23a, 24a sowie 29a eingebracht,
in denen die Schraubenfedern 21 der Dämpfungseinrich
tung 13 aufgenommen sind. Dabei sind die Ausnehmungen
23a, 24a und 29a sowie die darin vorgesehenen
Schraubenfedern 21, über den Umfang der Dämpfungsein
richtung 13 betrachtet, derart angeordnet und bemessen,
daß eine mehrstufige Dämpfungskennlinie vorhanden ist.
Im dargestellten Beispiel ist das mit den Schrauben
federn 21 zusammenwirkende Reibmittel 22 durch ein
tellerfederartiges Hauteil gebildet, welches zwischen
der Scheibe 24 und dem Ausgangsteil 29 verspannt ist.
Das Ausgangsteil 29 besitzt weiterhin bogenförmige
Ausnehmungen 29b, durch welche die Abstandsbolzen 25
hindurchragen. Die Begrenzung der relativen Verdrehung
zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 wird durch
Anschlag der Abstandsbolzen 25 an den Endbereichen der
bogenförmigen Ausnehmungen 29b sichergestellt.
Um zu verhindern, daß beim An- und Abstellen der Brenn
kraftmaschine, das heißt also bei Drehzahlen unterhalb
der Leerlaufdrehzahl der Brennkraftmaschine sich große
Schwingungsausschläge zwischen den beiden Schwungmassen
3 und 4 infolge der auftretenden Erregungen aufschaukeln,
ist eine Sperreinrichtung 34, welche die beiden Schwung
massen 3 und 4 drehfest miteinander verbinden kann, vor
gesehen. Die Sperreinrichtung 34 besitzt mindestens ein
Sperrglied 35, das auf der Schwungmasse 3 in einer radialen
Bohrung 36 radial verlagerbar geführt ist. Das Sperr
glied 35 wird durch einen Kraftspeicher in Form einer
Schraubenfeder 37 radial nach innen beaufschlagt und
greift mit seinem inneren Endbereich 35a in einen an
der Außenperipherie des Ausgangsteiles 29 der Dämpfungs
einrichtung 13 eingebrachten Ausschnitt 38. Der Kraft
speicher bzw. die Schraubenfeder 37 ist in einer Aus
nehmung 39 des Sperrgliedes 35 aufgenommen und stützt
sich radial außen an einem die Bohrung 36 verschließenden
Stopfen 40 ab. Die Feder 37 ist derart ausgelegt, daß
die bei Rotation des Schwungrades 2 durch das Sperr
glied 35 aufgebrachte Zentrifugalkraft ausreichend ist,
damit vor Erreichung der Leerlaufdrehzahl die Dämpfungs
einrichtung 13 durch Ausrastern des Sperrgliedes 35
aus dem Ausschnitt 38 freigegeben wird. Die Feder 37
kann dabei derart bemessen werden, daß beim Anlassen
der Brennkraftmaschine die Dämpfungseinrichtung 13 bis
zumindest 80% des Wertes der Leerlaufdrehzahl blockiert,
das heißt unwirksam bleibt.
Beim Abstellen der Brennkraftmaschine wird, aufgrund der
mit Verringerung der Drehzahl des Schwungrades 2 ab
nehmenden Zentrifugalkraft des Sperrgliedes 35, die
Feder 37 bei Unterschreitung einer bestimmten Drehzahl
das Sperrglied 35 in den Ausschnitt 38 verlagern und
somit die Dämpfungseinrichtung 13 wieder blockieren.
Die Sperreinrichtung 34 bewirkt aufgrund ihrer Aus
legung eine verhältnismäßig abrupte Abnahme bzw. Zu
nahme der Dämpfungswirkung bzw. des Verdrehwiderstandes
zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4.
Bei der in Fig. 3 teilweise dargestellten Dämpfungs
einrichtung ist zwischen der mit der Brennkraftmaschine
drehfest verbundenen Schwungmasse 103 und der mit
einem Getriebe über eine Kupplung drehfest verbind
baren Schwungmasse 104 eine fliehkraftabhängige
Reibungseinrichtung 134 vorgesehen. Die Reibungs
einrichtung 134 weist einen keilförmigen, sich zur
Drehachse der beiden Schwungmassen 103 und 104 hin
verjüngenden Reibschuh 135 auf. Beidseits des Reib
schuhes 135 ist Reibmaterial 135a und 135b aufge
bracht. Der Reibschuh ist zwischen zwei aufeinander
zu gerichteten Stirnflächen 126 und 132 der Schwung
massen 103 und 104, welche entsprechend dem Reibschuh
135 keilförmig zueinander verlaufen, vorgesehen. Der
Reibschuh 135 wird radial zur Drehachse hin, das
heißt in Richtung seiner Verjüngung durch einen Kraft
speicher 137 beaufschlagt. Radial außen stützt sich
der Kraftspeicher 137 an einem axialen Vorsprung 140
der Schwungmasse 104 ab.
Zwischen den Schwungmassen 103 und 104 sind außerdem
Kraftspeicher in Form von Schraubenfedern 121 vorge
sehen, die in ähnlicher Weise, wie die im Zusammen
hang mit den Fig. 1 bis 2 beschriebenen Federn 21
wirken.
Der in einer Ausnehmung 139 des Reibschuhes 135 auf
genommene Kraftspeicher 137 ist auf eine bestimmte
Kraft vorgespannt. Je nach Anwendungsfall kann diese
Kraft derart gewählt werden, daß die bei Rotation
der Schwungmassen 103 und 104 durch den Reibschuh 135
aufgebrachte Zentrifugalkraft die Vorspannkraft der
Feder bereits unterhalb oder aber erst oberhalb der
Leerlaufdrehzahl überwindet, wodurch der auf der
Schwungmasse 104 radial und in Umfangsrichtung geführ
te Reibschuh 135 von der Stirnfläche 126 der Schwung
masse 103 abhebt. Die Reibeinrichtung 134 ist dann
unwirksam. Zur Führung des Reibschuhes 135 weist die
Schwungmasse 104 radial verlauf ende und parallele
Führungsflächen aufweisende Führungsnuten 136 auf.
Durch Anschlag am axialen Vorsprung 140 wird die
radiale Verlagerbarkeit des Reibschuhes 135 begrenzt.
Die Vorspannung der Feder 137 kann derart ausgelegt
werden, daß die Reibeinrichtung in einem Drehzahl
bereich bis 80% der Leerlaufdrehzahl wirksam ist,
das heißt, daß bei einer größeren Drehzahl als 80%
der Leerlaufdrehzahl der Reibschuh 135 von der Stirn
fläche 126 der Schwungmasse 103 abhebt.
Die Reibungsdämpfungswirkung der Reibungseinrichtung
134 nimmt mit zunehmender Drehzahl kontinuierlich ab,
da die von dem Kraftspeicher 137 aufgebrachte Kraft
allmählich kompensiert wird durch die durch den Reib
schuh 135 aufgebrachte Zentrifugalkraft, die mit zu
nehmender Drehzahl größer wird.
Die von der Reibeinrichtung 134 erzeugte Reibungs
dämpfung wirkt parallel zu den Kraftspeichern 121.
In Fig. 3 ist lediglich eine Reibeinrichtung 134
dargestellt. Es können jedoch mehrere, gleichmäßig
über den Umfang der Vorrichtung verteilte Reibungs
einrichtungen dieser Art vorgesehen werden.
Bei der in den Fig. 4 und 5 dargestellten Aus
führungsform sind die beiden Schwungmassen 203 und
204 in ähnlicher Weise wie die Schwungmassen 103
und 104 gemäß Fig. 3 entgegen der Wirkung von
Kraftspeichern begrenzt zueinander verdrehbar.
An den radial äußeren Bereichen der Schwungmassen
203 und 204 ist eine Reibeinrichtung 234 vorgesehen,
die axial zwischen diesen Schwungmassen angeordnet
ist. Die Reibeinrichtung 234 besitzt ein Trägerteil
235, das einen radial verlaufenden inneren Bereich
235a aufweist, über den es mittels einer Nietver
bindung 236 an der Schwungmasse 204 befestigt ist.
Auf dem axial verlaufenden Bereich 235b des Träger
teiles 235 sind mit dem Trägerteil drehfeste Reib
ringe 237, 238 sowie gegenüber dem Trägerteil ver
drehbare Reibringe 240, 241 und 242 vorgesehen. Die
mit dem Trägerteil 235 drehfesten Reibringe 237, 238
sind jeweils zwischen zwei gegenüber diesem Träger
teil verdrehbaren Reibringe angeordnet. Die Reib
ringe 237, 238, 240, 241 und 242 werden axial durch
einen Kraftspeicher in Form einer Tellerfeder 243
verspannt. Die Tellerfeder 243 beaufschlagt mit
radial äußeren Bereichen den Reibring 240 in Rich
tung der Schwungmasse 204 und stützt sich mit radial
inneren Bereichen an einem sich an das freie Ende
des Trägerteiles 235 anschließenden radialen Bereich
ab. Zwischen der Schwungmasse 204 und dem Reibring
242 ist ein Zwischenring 244 angeordnet. Die Reib
ringe 237 und 238 sind über eine innere Verzahnung,
welche in Längsschlitze des Trägerteiles 235 ein
greifen, mit letzterem drehfest, jedoch axial ver
lagerbar verbunden. Die Reibringe 240, 241 und 242
weisen in Umfangsrichtung eine Vielzahl von Zähnen
245 auf. Diese Zähne 245 bilden eine Rasterung, die
zur drehfesten Verbindung der Reibringe 240, 241
und 242 mit der Schwungmasse 203 dienen.
Die drehfeste Verbindung zwischen der Schwungmasse 203
und den Reibringen 240, 241 und 242 erfolgt, indem
ein mit der Schwungmasse 203 drehfestes Sperrglied
246 mit einer Gegenverzahnung 247 in die Zahnlücken
der Verzahnung 245 eingreift. Die Gegenverzahnung 247
ist am freien Ende einer Blattfeder 248 befestigt,
welche mit ihrem anderen Ende über eine Nietverbin
dung 249 an einem axialen, kreisringförmigen Vor
sprung 203a der Schwungmasse 203 befestigt ist.
Die Blattfeder 248 ist mit einer Vorspannung einge
baut, welche die Gegenverzahnung 247 in Eingriff
mit der Verzahnung 245 hält. Diese Vorspannung ist
dabei derart gewählt, daß die bei Rotation der
Schwungmassen 203 und 204 auf das Sperrglied 246
einwirkende Zentrifugalkraft die erwähnte Vorspann
kraft bei einer vorbestimmten Drehzahl bzw. in einem
vorbestimmten Drehzahlbereich überwindet. Bei Über
schreitung der vorbestimmten Drehzahl kommt somit
die Gegenverzahnung 247 außer Eingriff mit der Ver
zahnung 245 der Reibringe 240, 241 und 242. Infolge
dessen nimmt die Dämpfung zwischen den beiden Schwung
massen 203 und 204 ab.
Sobald jedoch eine vorbestimmte Drehzahl wieder unter
schritten wird, setzt die Dämpfung der Reibungsein
richtung 234 wieder ein, da die Vorspannung der Blatt
feder 248 die auf das Sperrglied 246 einwirkende Flieh
kraft überwindet und somit die Gegenverzahnung 247
wieder in Eingriff in die Verzahnung 245 bringt.
Um eine abgestufte Dämpfungswirkung der Reibungsein
richtung 234 zu erhalten, können mehrere, z. B. drei
gleichmäßig über den Umfang der Schwungmasse 203 ver
teilte Sperrglieder 246 vorgesehen werden, wobei die
Gegenverzahnung 247 der drei Sperrglieder 246 eine
Breite X aufweisen und axial derart zueinander ver
setzt sind, daß sie jeweils nur mit einem der Reib
ringe 240, 241 und 242 zusammenwirken können. Durch
unterschiedliche Vorspannung der entsprechenden Blatt
federn 248 der drei Sperrglieder 246 kann somit eine
dreistufige Reibungseinrichtung gebildet werden, das
heißt, daß die verschiedenen Stufen der Reibungsein
richtung 234 bei unterschiedlichen Drehzahlen zu- bzw.
abgeschaltet werden.