Die Erfindung betrifft eine Einrichtung zum Kompensieren von Drehstößen in
Form eines Drehschwingungsdämpfers mit zwei Schwungmassen, von denen
die eine mit der Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine verbindbar ist und die
andere eine Reibfläche zum Angriff des Reibelementes einer Reibungskupplung
trägt, die relativ zueinander um eine gemeinsame Rotationsachse verdrehbar
sind.
Derartige Einrichtungen sind beispielsweise durch die DE 29 31 423 A1 bekannt
geworden. Die DE 32 40 238 A1 und DE 30 47 039 C2 zeigen weitere mögliche
Bauformen von Drehschwingungsdämpfern.
Der vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, die eingangs erwähnten
Einrichtungen zu verbessern, insbesondere hinsichtlich der Konstruktion
beziehungsweise des Aufbaues, der Verschleißfestigkeit und der Funktion.
Weiterhin sollte das mögliche Einsatzgebiet derartiger Einrichtungen vergrößert
werden und eine kostengünstige Herstellung derartiger Einrichtungen
gewährleistet sein.
Gemäß der Erfindung wird dies bei einer Einrichtung der eingangs
beschriebenen Art erreicht mit mindestens zwei Federgruppen, die in Reihe
geschaltet sind und die beiden Schwungmassen drehelastisch miteinander
verbinden, mit einer Reibungsdämpfungseinrichtung und einem Zwischenteil,
das um die gemeinsame Rotationsachse relativ zu den beiden Schwungmassen
verdrehbar ist, wobei die Federn der Federgruppen während der Relativver
drehung der beiden Schwungmassen aneinander abstützbar sind, und bei dem
die Reibungsdämpfungseinrichtung zwischen dem Zwischenteil und einer der
Schwungmassen und parallel mit nur einer der Federgruppen wirksam ist und
das Zwischenteil mit der anderen der Schwungmassen ohne Reibeinrichtung
und nur mittels der Federn der anderen Federgruppe verbunden ist.
Eine besonders vorteilhafte Ausgestaltung der Einrichtung kann sich durch eine
weitere Reibungsdämpfungseinrichtung parallel bezüglich der beiden
Schwungmassen auszeichnen.
Weiterhin bezieht sich die Erfindung auf einen Drehschwingungsdämpfer mit
zwei Schwungmassen, von denen die eine mit der Kurbelwelle einer Brennkraft
maschine verbindbar ist und die andere eine Reibfläche zum Angriff des
Reibelementes einer Reibungskupplung trägt, die relativ zueinander um eine
gemeinsame Rotationsachse verdrehbar sind, und mindestens zwei Feder
gruppen, die in Reihe geschaltet sind und die beiden Schwungmassen drehela
stisch miteinander verbinden, mit einer ersten und einer zweiten Reibungsdämp
fungseinrichtung und einem Zwischenteil, das um die gemeinsame
Rotationsachse relativ zu den beiden Schwungmassen verdrehbar ist, wobei die
Federn der Federgruppen während der Relativverdrehung der beiden Schwung
massen aneinander abstützbar sind, und bei dem die erste Reibungsdämp
fungseinrichtung direkt zwischen den beiden Schwungmassen und parallel zu
der Serienschaltung der Federgruppen wirksam ist und wobei die zweite
Reibungsdämpfungseinrichtung zwischen dem Zwischenteil und einer der
Schwungmassen und parallel mit nur einer der Federgruppen wirksam ist und
das Zwischenteil mit der anderen der Schwungmassen ohne Reibeinrichtung
und nur mittels der Federn der anderen Federgruppe verbunden ist.
Es kann von Vorteil sein, wenn das Reibmoment der Reibungsdämpfungsein
richtung direkt zwischen den beiden Schwungmassen kleiner ist, als das der
anderen Reibungsdämpfungseinrichtung zwischen dem Zwischenteil und einer
der Schwungmassen.
Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn der Verdrehwinkel zwischen dem
Zwischenteil und der anderen Schwungmasse formschlüssig begrenzt ist.
Eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung kann durch eine Einrichtung
zum Kompensieren von Drehstößen, insbesondere von
Drehmomentschwankungen einer Brennkraftmaschine gebildet sein, mittels
mindestens zweier koaxial zueinander angeordneter, entgegen der Wirkung
einer Dämpfungseinrichtung begrenzt zueinander verdrehbarer
Schwungmassen, von denen die eine mit der Brennkraftmaschine und die
andere mit dem Eingangsteil eines Getriebes verbindbar ist, die
Dämpfungseinrichtung aus in Umfangsrichtung wirksamen Kraftspeichern
und/oder Reib- oder Gleitmitteln besteht und wobei zusätzlich zu dieser
Dämpfungseinrichtung wenigstens eine weitere Dämpfungseinrichtung im
Drehmomentübertragungsweg zwischen den Schwungmassen vorgesehen ist,
wobei
sowohl die erste Dämpfungseinrich
tung als auch die weitere Dämpfungseinrichtung jeweils mindestens zwei im
axialen Abstand angeordnete Scheiben aufweisen und jede Scheibengruppe an
einer anderen der Schwungmassen drehfest ist und eine zwischen beiden
Paaren von Scheiben wirksamer gemeinsamer Zwischenflansch zur Drehmoment
übertragung zwischen erster Dämpfungseinrichtung und weiterer Dämpfungs
einrichtung vorgesehen ist. Angebracht kann es dabei sein, wenn der
Zwischenflansch radial beide Scheibenpaare überdeckt, wobei, um eine in
axialer Richtung besonders geringe Baulänge sicherzustellen, es besonders
zweckmäßig sein kann, wenn die eine Scheibengruppe zumindest im wesent
lichen radial innerhalb der anderen vorgesehen ist und der Flansch beide
Scheibengruppen radial überdeckt.
Eine besonders vorteilhafte Ausgestaltung der Einrichtung kann gegeben
sein, wenn das Eingangsteil der weiteren Dämpfungseinrichtung durch die
mit der ersten Schwungmasse verbundene Scheibengruppe gebildet ist, das
Ausgangsteil durch den Zwischenflansch, der auch das Eingangsteil der
ersten Dämpfungseinrichtung bildet, deren Ausgangsteil durch die beiden
mit der zweiten Schwungmassen verbundenen Scheiben gebildet ist.
Besonders vorteilhaft kann es dabei sein, wenn zur möglichen Verdrehung
beider Schwungmassen zueinander zwischen dem Zwischenflansch und der
radial inneren Scheibengruppe und/oder dem Zwischenflansch und der radial
äußeren Scheibengruppe eine formschlüssige Verbindung herstellbar ist.
Eine solche formschlüssige Verbindung kann durch Bildung von Anschlag
konturen am Flansch sowie an der bzw. an den Scheibengruppen, welche
miteinander zusammenwirken sichergestellt werden.
Gemäß einem weiteren Merkmal der Erfindung kann es angebracht sein, wenn
das Paar von Scheiben der ersten Dämpfungseinrichtung mit der zweiten
Schwungmasse, welche mit dem Eingangsteil eines Getriebes verbindbar ist,
drehfest ist und das Paar von Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung
mit der ersten, welche mit der Brennkraftmaschine verbunden ist. Vorteil
haft kann es jedoch auch sein, wenn das Paar von Scheiben der ersten
Dämpfungseinrichtung mit der ersten Schwungmasse drehfest ist und das
Paar von Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung mit der zweiten
Schwungmasse.
Ein besonders einfacher Aufbau der weiteren Dämpfungseinrichtung kann
sichergestellt werden, wenn der Zwischenflansch axial zwischen dem Paar
von Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung zur Erzeugung eines
Rutschmomentes eingespannt ist. Dabei kann es je nach Größe des erforder
lichen Rutschmomentes vorteilhaft sein, wenn der Flansch und die beiden
Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung unmittelbar aneinander reiben.
Für die weitaus meisten Anwendungsfälle wird es jedoch angebracht sein,
wenigstens zwischen einer der Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung
und dem Flansch ein Reib- oder Gleitbelag vorzusehen, so daß durch ent
sprechende Reib- bzw. Gleitbeläge das Rutschmoment an den jeweiligen
Anwendungsfall angepaßt werden kann.
Die axiale Verspannung des Flansches zwischen dem Paar von Scheiben der
weiteren Dämpfungseinrichtung kann in besonders einfacher Weise dadurch
sichergestellt werden, daß eine Scheibe der weiteren Dämpfungseinrichtung
axial an einer der Schwungmassen festgelegt und die andere Scheibe gegen
über dieser axial verlagerbar ist. Dabei kann zweckmäßigerweise die axial
festgelegte Scheibe die andere gegen Verdrehung sichern. Diese Verdreh
sicherung zwischen beiden Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung kann
in vorteilhafter Weise dadurch erfolgen, daß mindestens eine der Scheiben
axiale Vorsprünge aufweist, die in Ausschnitte der anderen Scheibe ein
greifen. Dabei kann sich ein besonders einfacher Aufbau ergeben, wenn
diese Vorsprünge durch einstückig an mindestens eine der Scheiben ange
formte, in Achsrichtung sich erstreckende Lappen gebildet sind, die in am
Außenumfang der anderen Scheibe vorgesehene Ausschnitte axial hineinra
gen. Je nach Anwendungsfall kann es angebracht sein, wenn diese Vor
sprünge die axial festgelegte Scheibe und/oder die axial verlagerbare
Scheibe der weiteren Dämpfungseinrichtung trägt. Weiterhin kann es von
Vorteil sein, wenn die axialen Vorsprünge am radial äußeren Umfang mind
estens einer der Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung vorgesehen
sind, so daß diese den Zwischenflansch außen axial übergreifen können.
Die axiale Festlegung mindestens einer der Scheiben der weiteren Dämp
fungseinrichtung an einer der Schwungmassen kann gemäß einem weiteren
Merkmal der Erfindung durch eine Nietverbindung erfolgen.
Zur Erzeugung eines Rutschmomentes zwischen dem Paar von Scheiben der
weiteren Dämpfungseinrichtung und dem Zwischenflansch kann es besonders
vorteilhaft sein, wenn die axial verlagerbare Scheibe der weiteren Dämp
fungseinrichtung durch einen Kraftspeicher axial in Richtung der anderen
Scheibe beaufschlagt wird. Durch entsprechende Auslegung des
Kraftspeichers kann somit das Rutschmoment der weiteren Dämpfungs
einrichtung variiert und an den jeweiligen Einsatzfall angepaßt
werden. Angebracht kann es dabei sein, wenn der die axial verla
gerbare Scheibe beaufschlagende Kraftspeicher sich an der Schwung
masse abstützt, an der auch die axial festgelegte Scheibe befest
igt ist.
In vorteilhafter Weise kann der Kraftspeicher durch ein tellerfe
derartiges Element gebildet sein, wobei dieses am Umfang ge
schlitzt bzw. offen sein kann und der Außenumfang desselben von
einer Schulter der Schwungmasse, an der das tellerfederartige
Element sich abstützt, umfaßt werden. Solche am Umfang geschlitzte
bzw. offene, tellerfederartige Elemente lassen sich in besonders
einfacher Weise durch Rollen eines Materialstreifens herstellen.
Weiterhin kann ein solches tellerfederartiges Element in einfacher
Weise in die es umfassende Nut bzw. Schulter montiert werden.
Gemäß einem weiteren Merkmal der Erfindung können die an minde
stens einer der Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung zu
Verdrehsicherung vorgesehenen axialen Vorsprünge durch Frei
schnitte im Flansch hindurchragen. Diese Freischnitte können in
vorteilhafter Weise am Außenumfang des Flansches eingebracht und
gegebenfalls nach außen hin offen sein. Besonders zweckmäßig kann
es dabei sein, wenn zwischen den Freischnitten und den Vorsprüngen
in Umfangsrichtung zumindest in dem möglichen Verdrehwinkel der
weiteren Dämpfungseinrichtung entsprechendes Spiel vorhanden ist.
Weiterhin kann es angebracht sein, wenn zumindest einzelne der
axialen Vorsprünge zur Begrenzung des Verdrehwinkels der weiteren
Dämpfungseinrichtung an den Konturen der Freischnitte des Flan
sches zur Anlage kommen. Diese Anschlagkonturen für die Vorsprünge
mindestens einer der Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung
können in vorteilhafter Weise durch radiale Ausleger gebildet
sein, die der Flansch an seiner äußeren Peripherie angeformt hat.
Somit kann der Verdrehwinkel der weiteren Dämpfungseinrichtung
durch Anlage der Ausleger des Flansches an axialen Vorsprüngen
mindestens einer der Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung
begrenzt werden.
Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung kann es zweckmäßig sein,
wenn in dem Paar von Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung in
Achsrichtung fluchtende Ausnehmungen zur Aufnahme von zwischen
diesen Scheiben und dem Flansch zusammendrückbaren Kraftspeichern
vorgesehen sind. Angebracht kann es dabei sein, wenn diese Kraft
speicher in den Endbereichen des Verdrehwinkels der weiteren
Dämpfungseinrichtung wirksam werden.
Derartige Kraftspeicher können in vorteilhafter Weise als An
schlagkörper zur Begrenzung des Verdrehwinkels der weiteren Dämp
fungseinrichtung dienen. Dadurch wird vermieden, daß zum Beispiel
zwischen den Auslegern des Flansches und den beiden Scheiben der
weiteren Dämpfungseinrichtung in den Endbereichen des Verdrehwin
kels dieser weiteren Dämpfungseinrichtung ein harter Aufprall
entsteht, und es können somit Geräusche vermieden werden. Zweck
mäßig kann es sein, wenn die Kraftspeicher durch Schraubenfedern
und/oder Gummiblöcke gebildet sind. Zweckmäßig kann es dabei sein,
wenn die Kraftspeicher, in Umfangsrichtung zwischen den Auslegern
des Flansches gesehen, durch diese unmittelbar beaufschlagbar
sind.
Gemäß einem zusätzlichen Merkmal der Erfindung kann es besonders
kostengünstig sein, wenn der zwischen dem Flansch und mindestens
einer der Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung wirksame
Reibbelag durch einzelne, auf den Auslegern des Flansches befe
stigte Segmente aus Reib- oder Gleitwerkstoff gebildet ist.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn der Flansch durch zumin
dest eine der Schwungmassen konzentrisch geführt wird.
Eine besonders vorteilhafte Ausgestaltung der Einrichtung kann
gegeben sein, wenn zumindest eine der Schwungmassen einen ringar
tigen, axial in Richtung der anderen Schwungmasse sich erstrecken
den Fortsatz aufweist, radial innerhalb dessen die weitere Dämp
fungseinrichtung und die erste Dämpfungseinrichtung angeordnet
sind. Zweckmäßig kann es dabei sein, wenn der Fortsatz die weitere
Dämpfungseinrichtung axial übergreift, da dann für manche Anwen
dungsfälle in vorteilhafter Weise das tellerfederartige Element,
welches die axial verlagerbare Scheibe der weiteren Dämpfungsein
richtung beaufschlagt, in einer im offenen Endbereich des Fort
satzes vorgesehenen Nut axial und radial abgestützt werden kann.
Für andere Anwendungsfälle kann es jedoch auch angebracht sein,
wenn auf der Stirnseite des die weitere Dämpfungseinrichtung axial
übergreifenden Fortsatzes die axial festgelegte Scheibe der wei
teren Dämpfungseinrichtung befestigt ist, so daß zwischen der den
Fortsatz aufweisenden Schwungmasse und dieser Scheibe ein ringför
miger Raum gebildet werden kann, in dem der Flansch radial hinein
ragen und in dem die axial verlagerbare Scheibe der weiteren
Dämpfungseinrichtung aufgenommen werden kann. Zweckmäßig kann es
dabei sein, wenn die erste, mit der Kurbelwelle einer Brennkraft
maschine verbundene Schwungmasse den Fortsatz aufweist. Bei dem
zuletzt beschriebenen Aufbau kann es weiterhin angebracht sein,
wenn das tellerfederartige Element der weiteren Dämpfungseinrich
tung zwischen der ersten Schwungmasse und der axial verlagerbaren
Scheibe der weiteren Dämpfungseinrichtung verspannt ist.
Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung können zur konzentrischen
Führung des Flansches die am Außenumfang des Flansches angeformten
Ausleger sich am axialen Fortsatz der Schwungmasse radial ab
stützen. Durch einen derartigen Aufbau kann vermieden werden, daß
die Funktion der ersten Dämpfungseinrichtung durch Fremdreibung
beeinträchtigt wird. Dies ist insbesondere für diejenigen Verdreh
bereiche der ersten Dämpfungseinrichtung, in denen das zwischen
den beiden Schwungmassen übertragene Moment verhältnismäßig klein
ist, besonders vorteilhaft. Zweckmäßig kann es weiterhin sein,
wenn zwischen dem Fortsatz der entsprechenden Schwungmasse und den
Auslegern des Flansches ein Reib- oder Gleitbelag vorgesehen ist,
der zur radialen Führung des Flansches herangezogen wird. Ein
besonders vorteilhafter Aufbau der Einrichtung kann gegeben sein,
wenn zumindest einzelne Ausleger des Flansches jeweils von einer
aus Reib- und/oder Gleitmaterial bestehenden Kappe umgriffen sind,
die einerseits die radiale Führung des Flansches sicherstellt und
andererseits zur Erzeugung eines Reibmomentes zwischen den Schei
ben der weiteren Dämpfungseinrichtung und dem Flansch eingespannt
ist. Dabei können die Kappen in vorteilhafter Weise - in Umfangs
richtung betrachtet - an ihren Endbereichen elastisch verformbare
Anschlagbereiche angeformt haben, die mit Anschlägen zur Begren
zung des Verdrehwinkels der weiteren Dämpfungseinrichtung zusam
menwirken können.
Entsprechend einem zusätzlichen Merkmal der Erfindung können zur
Zentrierung des Flansches zumindest einzelne seiner Ausleger - in
Umfangsrichtung betrachtet - von einem sich am axialen Fortsatz
der entsprechenden Schwungmasse abstützenden bügelartigen Füh
rungsschuhe umgriffen werden, wobei in vorteilhafter Weise die
Seitenschenkel der bügelartigen Führungsschuhe bzw. Führungsbügel
mit Anschlägen zur Begrenzung des Verdrehspieles der weiteren
Dämpfungseinrichtung zusammenwirken können. Diese Anschläge können
beispielsweise durch zwischen den beiden Scheiben sich axial
erstreckende Verbindungsmittel, oder aber, wie bereits beschrie
ben, durch in Ausnehmungen der beiden Scheiben der weiteren Dämp
fungseinrichtung aufgenommene Kraftspeicher, oder aber auch durch
am Fortsatz der entsprechenden Schwungmasse vorgesehene Anschläge
gebildet sein. Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn zwischen
den Seitenschenkeln der Führungsbügel und den Auslegern des Flan
sches in Umfangsrichtung Spiel vorhanden ist. Angebracht kann es
auch sein, wenn zwischen den Seitenschenkeln der Führungsbügel und
den Auslegern des Flansches ein Kraftspeicher vorgesehen ist.
Derartige Kraftspeicher können in vorteilhafter Weise durch einen
elastischen Werkstoff, wie Gummi, gebildet sein. Diese Kraftspei
cher vermeiden einen zu harten Anschlag in den Endbereichen der
weiteren Dämpfungseinrichtung, wodurch Geräusche vermieden werden
können.
Zur Begrenzung der zwischen den beiden Schwungmassen möglichen
Verdrehwinkels kann es weiterhin vorteilhaft sein, wenn zwischen
Flansch und der zweiten Schwungmasse Anschläge zur Begrenzung des
Winkelausschlages der ersten Dämpfungseinrichtung vorgesehen sind.
Angebracht kann es dabei sein, wenn die Anschläge durch Abstands
bolzen gebildet sind, die einerseits die Scheiben der ersten
Dämpfungseinrichtung untereinander und andererseits mit der zwei
ten Schwungmasse verbinden und die durch Ausschnitte des Flansches
axial hindurchragen. Zweckmäßig kann es dabei sein, wenn durch
Anschlag der Abstandsbolzen an den Endbereichen der Ausschnitte im
Flansch der Verdrehwinkel der ersten Dämpfungseinrichtung begrenzt
wird. In vorteilhafter Weise können dabei die Ausschnitte im
Flansch derart angeordnet und ausgebildet sein, daß der Flansch an
seiner Innenperipherie radiale Zähne aufweist, die zwischen die
Abstandsbolzen greifen. Vorteilhaft kann es dabei sein, wenn die
Zähne durch die Einbringung von Ausschnitten in die radial inneren
Bereiche des Flansches gebildet sind. Durch Anschlag der die
beiden Scheiben der ersten Dämpfungseinrichtung verbindenden
Abstandsbolzen an den Zähnen des Flansches kann somit die Verdre
hung des Flansches gegenüber der entsprechenden Schwungmasse
begrenzt werden.
Gemäß einer weiteren Ausgestaltungsmöglichkeit der Erfindung
können die Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung über Ab
standsmittel, wie Abstandsbolzen zueinander axial festgelegt sein
und mindestens eine der Scheiben zwischen den Abstandsbolzen eine
in Umfangsrichtung verlaufende federnd vorgespannte Wellung auf
weisen, die den Flansch in Richtung der anderen Scheibe verspannt.
Bei einem derartigen Aufbau der weiteren Dämpfungseinrichtung ist
ein spezieller Kraftspeicher zur Verspannung der beiden Scheiben
der weiteren Dämpfungseinrichtung aufeinander zu nicht erforder
lich. Bei einem derartigen Aufbau ist es weiterhin vorteilhaft,
wenn die zwischen den beiden Scheiben der weiteren Dämpfungsein
richtung vorgesehenen Abstandsbolzen gleichzeitig zur Befestigung
der Scheiben an einer der Schwungmassen dienen.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn die weitere Dämpfungsein
richtung derartig ausgebildet ist, daß die beidseits des Flansches
vorgesehenen Scheiben mittels über den Umfang verteilter Federbü
gel bzw. Klammern gegen den Flansch verspannt werden. Angebracht
kann es dabei sein, wenn die Bügel bzw. Klammern den Flansch und
die beiden Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung axial über
greifen und mit radial verlaufenden Schenkeln die Scheiben axial
hintergreifen und in Richtung des Flansches beaufschlagen. Die
Schenkel der Bügel bzw. Klammern können sich dabei in vorteilhaf
ter Weise radial nach innen hin erstrecken.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn eine der Schwungmassen
axiale Vorsprünge aufweist, die in Ausschnitte der den Flansch
flankierenden Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung eingrei
fen, zu deren Drehsicherung. Dabei kann es besonders vorteilhaft
sein, wenn - in Umfangsrichtung betrachtet - zwischen die axialen
Vorsprünge am Umfang des Flansches angeformte Ausleger radial
eingreifen und Kraftspeicher in Ausnehmungen der Scheiben der
weiteren Dämpfungseinrichtung aufgenommen sind, die als Endan
schlag zur Begrenzung des Verdrehwinkels der weiteren Dämpfungs
einrichtung für die Ausleger des Flansches dienen. Weiterhin kann
es zweckmäßig sein, wenn zumindest einzelne Ausnehmungen zur
Aufnahme der Kraftspeicher der einen Scheibe gegenüber den ihnen
axial gegenüberliegenden Ausnehmungen der anderen Scheibe in
Umfangsrichtung derart versetzt sind, daß die in den sich axial
gegenüberliegenden Ausnehmungen aufgenommenen Kraftspeicher die
Scheiben gegen die sich durch Ausschnitte der Scheiben hindurchra
genden Vorsprünge in Umfangsrichtung verspannen. Dadurch werden
Geräusche vermieden. Angebracht kann es sein, wenn die axialen
Vorsprünge durch Bolzen oder Stifte gebildet sind, die an einer
der Schwungmassen befestigt sind.
Gemäß einer weiteren Ausbildung der Erfindung kann es vorteilhaft
sein, wenn der Flansch im Bereich zwischen den Scheiben der wei
teren Dämpfungseinrichtung axiale Ausnehmungen aufweist, in denen
Reibblöcke bzw. Reibbeläge aufgenommen sind, die zwischen den
Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung verspannt sind. Für
manche Anwendungsfälle kann es dabei angebracht sein, wenn die
Ausnehmungen im Flansch axial durchgehend sind und durch diese
jeweils ein Reibblock mit einer größeren Dicke als die des Flan
sches sich hindurch erstrecken. Vorteilhaft kann es dabei sein,
wenn die Reibblöcke in ihren Ausnehmungen axial verschiebbar sind,
in radialer und/oder Umfangsrichtung jedoch geführt werden.
Für manche Anwendungsfälle kann es jedoch auch zweckmäßig sein,
wenn die axialen Ausnehmungen ein Paar von hintereinander angeord
neten Reibblöcken aufnehmen, zwischen denen ein Kraftspeicher, wie
zum Beispiel eine Tellerfeder, vorgesehen ist, der die Reibblöcke
gegen die Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung verspannt. Um
eine einfache Montage der Einrichtung zu ermöglichen, kann es
dabei vorteilhaft sein, wenn das Paar von Reibblöcken und der
zwischengelegte Kraftspeicher über Verbindungsmittel axial zusam
mengehalten sind, wobei jedoch die Verbindungsmittel eine be
grenzte axiale Verlagerung der beiden Reibblöcke zueinander,
entgegen der Wirkung des dazwischen vorgesehenen Kraftspeichers
ermöglichen.
Bei Verwendung von Reibblöcken in der weiteren Dämpfungseinrich
tung kann es besonders vorteilhaft sein, wenn der Flansch aufein
ander zu gerichtete Sacklochbohrungen aufweist zur Aufnahme von
Reibblöcken, wobei die zwischen jeweils zwei axial aufeinander zu
gerichteten Sacklochbohrungen vorhandene Zwischenwandung des
Flansches einen Durchbruch ausweist, durch welchen ein, das Paar
von sich axial gegenüberliegenden Reibblöcken zusammenhaltendes
Verbindungsmittel hindurchragt, wobei zwischen mindestens einem
der Reibblöcke und der Zwischenwandung ein Kraftspeicher, wie eine
Tellerfeder, angeordnet ist, der die Reibblöcke zwischen den
Scheiben der weiteren Dämpfungseinrichtung verspannt und weiterhin
die Verbindungsmittel eine begrenzte axiale Verlagerung der sich
gegenüberliegenden Blöcke entgegen der Wirkung des Kraftspeichers
ermöglichen.
Entsprechend einem weiteren Merkmal der Erfindung kann es beson
ders vorteilhaft sein, wenn die erste Dämpfungseinrichtung radial
innerhalb der weiteren Dämpfungseinrichtung vorgesehen ist.
Anhand der Fig. 1 bis 11 sei die Erfindung näher erläutert
Dabei zeigt:
Fig. 1 eine im Schnitt dargestellte Einrichtung gemäß der Erfin
dung,
Fig. 2 eine teilweise Ansicht gemäß dem Pfeil II, der in Fig. 1
dargestellten Einrichtung,
Fig. 3 eine im Schnitt dargestellte Ausgestaltungsmöglichkeit
einer weiteren Dämpfungseinrichtung für eine erfindungsgemäße
Einrichtung,
Fig. 4 und 5 eine andere Ausgestaltungsmöglichkeit einer weiteren
Dämpfungseinrichtung für eine erfindungsgemäße Einrichtung, wobei
Fig. 5 einen Schnitt gemäß der Linie V-V der Fig. 4 darstellt,
Fig. 6 eine andere mögliche Ausgestaltungsmöglichkeit einer
weiteren Dämpfungseinrichtung für eine erfindungsgemäße Einrich
tung,
die Fig. 7 und 8 sowie 9 und 10 weitere Konstruktionsmöglich
keiten von weiteren Dämpfungseinrichtungen für eine erfindungsge
mäße Einrichtung, wobei Fig. 8 eine Scheibe des Scheibenpaares
der weiteren Dämpfungseinrichtung im nichtmontierten Zustand zeigt
und Fig. 9 einen Schnitt gemäß der Linie IX-IX der Fig. 10
darstellt,
Fig. 11 eine zusätzliche Ausführungsmöglichkeit einer weiteren
Dämpfungseinrichtung für eine erfindungsgemäße Einrichtung.
Die in den Fig. 1 und 2 dargestellte Einrichtung 1 zum Kompen
sieren von Drehstößen besitzt ein Schwungrad 2 welches in zwei
Schwungmassen 3 und 4 aufgeteilt ist. Die erste Schwungmasse 3 ist
auf einer Kurbelwelle 5 einer nicht näher dargestellten Brenn
kraftmaschine über Befestigungsschrauben 6 befestigt. Auf der
zweiten Schwungmasse 4 ist eine Reibungskupplung 7 über nicht
näher dargestellte Mittel befestigt. Zwischen der Druckplatte 8
der Reibungskupplung 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 Kupplungsdeckel 11 schwenkbar gelagerte Tellerfeder 12
beaufschlagt. Durch Betätigung der Reibungskupplung 7 kann die
Schwungmasse 4 und somit auch das Schwungrad 2 der Getriebeein
gangswelle 10 zu- und abgekuppelt werden. Zwischen der Schwung
masse 3 und der Schwungmasse 4 ist eine erste Dämpfungseinrichtung
13 sowie eine mit dieser in Reihe geschaltete weitere Dämpfungs
einrichtung 14 vorgesehen, welche eine begrenzte Relativverdrehung
zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 ermöglichen.
Die beiden Schwungmassen 3 und 4 sind relativ zueinander über eine
Lagerung 15 verdrehbar gelagert. Die Lagerung 15 umfaßt ein Wälz
lager in Form eines zweireihigen Schrägkugellagers 16 mit geteil
tem Innenring 17. Der äußere Lagerring 16a des Wälzlagers 16 ist
in einer Bohrung 18 der Schwungmasse 4 und der innere geteilte
Lagerring 17 des Wälzlagers 16 ist auf einem zentralen sich axial
von der Kurbelwelle 5 weg erstreckenden zylindrischen Zapfen 19
der Schwungmasse 3 angeordnet.
Die beiden Teilringe 17a, 17b des Innenringes 17 werden durch
einen Kraftspeicher in Form einer Tellerfeder 20 axial verspannt.
Zur Sicherung des Teilringes 17b ist aus der Stirnseite 19a des
Zapfens 19 eine Sicherungsscheibe 21 mittels Schrauben 21a befe
stigt, die sich radial nach außen über den Zapfen 19 hinauser
streckt und an der der Teilring 17b axial abgestützt ist. Die
zwischen Teilring 17a und Schwungmasse 3 angeordnete Tellerfeder
20 beaufschlagt den Teilring 17a axial in Richtung des Teilringes
17b indem sie sich mit radial äußeren Bereichen an der Schwung
masse 3 abstützt und mit radial inneren Bereichen gegen den Teil
ring 17a wirkt. Infolge dieses Aufbaues werden die Wälzkörper des
Lagers 16 zwischen den ihnen zugeordneten Abwälzbahnen verspannt.
Um sicherzustellen, daß auch bei Betätigung der Reibungskupplung 7
das Lager verspannt bleibt, bringt die Tellerfeder 20 eine Kraft
auf, die größer ist als die zum Betätigen der Reibungskupplung 7
erforderliche Maximalkraft. Als vorteilhaft hat es sich erwiesen,
die von der Tellerfeder 20 erzeugte Kraft zumindest annähernd
doppelt so hoch zu wählen als die zum Ausrücken der Reibungs
kupplung 7 erforderliche Maximalkraft.
Die Schwungmasse 3 besitzt radial außen einen axialen, ringförmi
gen Fortsatz 22, der eine Kammer 23 bildet, in der die erste
Dämpfungseinrichtung 13 sowie die weitere Dämpfungseinrichtung 14
im wesentlichen aufgenommen sind. Das Eingangsteil der weiteren
Dämpfungseinrichtung 14 ist durch eine Scheibengruppe, nämlich die
zwei im axialen Abstand voneinander vorgesehenen Scheiben 24, 25
gebildet, die drehfest mit der Schwungmasse 3 sind. Die ringförmi
ge Scheibe 25 ist auf der Stirnfläche 22a des Fortsatzes 22 mit
tels Niete 26 befestigt und begrenzt axial mit nach innen reichen
den Bereichen 25a die Kammer 23. Die in der Kammer 23 aufgenommene
Scheibe 24 besitzt axiale Vorsprünge, die durch am Außenumfang
einstückig angeformte Lappen 24a gebildet sind. Zur Drehsicherung
der Scheibe 24 gegenüber der Scheibe 25 greifen die Lappen 24a in
Ausnehmungen 27 der Scheibe 25 ein. Die Ausnehmungen 27 und die
Lappen 24a sind derart ausgestaltet, daß eine axiale Verlagermög
lichkeit der Scheibe 24 gegenüber der Scheibe 25 gegeben ist.
Axial zwischen den beiden Scheiben 24 und 25 sind radiale Ausleger
28 des Flansches 29 eingespannt, indem ein axial zwischen der
Scheibe 24 und der Schwungmasse 3 vorgesehener Kraftspeicher in
Form einer Tellerfeder 30 die Scheibe 24 in Richtung der Scheibe
25 beaufschlagt. Hierfür stützt sich die Tellerfeder 30 mit radial
äußeren Bereichen an der Druckplatte 3 und mit radial inneren
Bereichen an der Scheibe 24 ab. Die Tellerfeder 30 ist an ihrem
Umfang offen bzw. geschlitzt, d. h. daß ihr ringförmiger Grundkör
per an einer Stelle getrennt ist, und stützt sich mit ihrer radial
äußeren Peripherie an einer kreisringförmigen Schulter 31 der
Schwungmasse 3 radial ab. Zwischen den Auslegern 28 des Flansches
29 und den beiden Scheiben 24 und 25 sind jeweils Reibbeläge in
Form von einzelnen, auf die Ausleger 28 aufgeklebten Belagsegmen
ten 32 vorgesehen. Im Bereich zwischen den Auslegern 28 des Flan
sches 29 sind in den Scheiben 24 und 25 Ausnehmungen 33, 34 einge
bracht, die axial fluchten und Kraftspeicher 35 aufnehmen. Im
dargestellten Beispiel sind diese Kraftspeicher durch Schrauben
federn 35 gebildet, es könnten jedoch auch z. B. Hartgummifedern
verwendet werden. Die Kraftspeicher 35 dienen als Endanschläge für
die Ausleger 28 des Flansches 29 und begrenzen somit den Verdreh
winkel der weiteren Dämpfungseinrichtung 14. Durch die Dämpfungs
wirkung der Kraftspeicher 35 wird ein zu harter Anschlag in den
Endbereichen des Verdrehwinkels der weiteren Dämpfungseinrichtung
vermieden.
Wie insbesondere aus Fig. 2 hervorgeht, in der die weitere Dämp
fungseinrichtung in einer Zwischenposition dargestellt ist, ist
zwischen den Kraftspeichern 35 und den Auslegern 28 ein Spiel
36 + 36a vorhanden, welches vergrößert um den Betrag, um den die
Kraftspeicher 35 zusammengedrückt werden können, den möglichen
Verdrehwinkel zwischen den das Eingangsteil bildenden Scheiben 24,
25 und dem das Ausgangsteil der weiteren Dämpfungseinrichtung 14
bildenden Flansches 21 definiert.
Der das Ausgangsteil der weiteren Dämpfungseinrichtung 14 bildende
Flansch 29 stellt gleichzeitig das Eingangsteil für die erste
Dämpfungseinrichtung 13 dar. Die erste Dämpfungseinrichtung 13
besitzt eine weitere Scheibengruppe, nämlich die zwei beidseits
des Flansches 29 angeordneten Scheiben 37, 38, die über Abstands
bolzen 39 in axialem Abstand miteinander drehfest verbunden und an
der Schwungmasse 4 angelenkt sind. Die beiden Scheiben 37, 38
werden radial außen von den ringförmigen Scheiben 24, 25 der
weiteren Dämpfungseinrichtung 14 umgriffen. Weiterhin sind bei dem
dargestellten Beispiel die Scheiben 37 und 24 sowie 38 und 25
zumindest annähernd in einer gleichen Ebene angeordnet. In den
Scheiben 37 und 38 sowie in den radial innerhalb der Ausleger 28
liegenden Bereichen des Flansches 29 sind Ausnehmungen 37a, 38a
sowie 29a eingebracht, in denen Kraftspeicher in Form von Schrau
benfedern 40 aufgenommen sind. Die Kraftspeicher 40 wirken einer
relativen Verdrehung zwischen dem Flansch 29 und den beiden Schei
ben 37, 38 entgegen.
Die erste Dämpfungseinrichtung 13 besitzt weiterhin eine Reibein
richtung 13a, welche über den gesamten möglichen Verdrehwinkel
zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 wirksam ist.
Die Reibeinrichtung 13a ist axial zwischen der Scheibe 37 und der
Schwungmasse 3 angeordnet und besitzt einen durch eine Tellerfeder
gebildeten Kraftspeicher 41, der zwischen der Scheibe 37 und einem
Druckring 42 verspannt gehalten wird, wodurch der zwischen dem
Druckring 42 und der Schwungmasse 3 angeordnete Reibring 43 einge
spannt wird. Die durch die Tellerfeder 41 auf die Scheibe 37
ausgeübte Kraft wird über das Lager 16 abgefangen. Der Druckring
42 ist mit Auslegern 42a versehen, die den Kopf der Niete 39
umgreifen, wodurch der Druckring drehfest ist mit der Schwungmasse
4.
An seiner radial inneren Peripherie weist der Flansch 29 nach
innen hin offene Ausschnitte 44 auf, durch welche die Abstandsbol
zen 39 axial hindurchragen. Diese Ausschnitte bilden radial nach
innen weisende Zähne 45, die - in Umfangsrichtung betrachtet -
zwischen die Abstandsbolzen 39 eingreifen und mit diesen als
Anschläge zur Begrenzung des Winkelaussschlages der ersten Dämp
fungseinrichtung 13 zusammenwirken.
Die Ausnehmungen 37a, 38a der beiden Scheiben 37, 38 und die
Ausnehmungen 29a des Flasches 29 sowie die darin vorgesehenen
Schraubenfedern (40) sind über den Umfang der ersten Dämpfungsein
richtung 13 derart angeordnet und bemessen, daß eine mehrstufige
Dämpfungskennlinie entsteht.
Zur zumindest annähernd konzentrischen Führung des Flansches 29
gegenüber der Drehachse 47 und somit auch gegenüber den Schwung
massen 3 und 4 stützt sich der Flansch 29 mit seinen radialen
Auslegern 28 an der inneren Mantelfläche 22b des axialen Fort
satzes 22 des Schwungrades 3 ab.
Die Einrichtung gemäß dem vorliegenden Ausführungsbeispiel ist
derart ausgebildet, daß, ausgehend von einer in Fig. 2
dargestellten Ruhestellung, beim Auftreten einer Momentenänderung
zunächst die erste Schwungmasse 3 mitsamt dem Scheibenpaar 24, 25
und dem Flansch 29 gegenüber der zweiten Schwungmasse 4 und dem
Scheibenpaar 37, 38 verdreht wird, und zwar entgegen der Wirkung
der Federn 40, wobei infolge der verschieden großen Fensteröff
nungen im Flansch 29 und in dem Scheibenpaar 37, 38 ein progres
siver Anstieg der Dämpfungswirkung erfolgt. Diese Relativverdre
hung findet so lange statt, bis das durch die Verspannung dieser
Federn erzeugte Drehmoment das durch die weitere Dämpfungseinrich
tung 14 übertragbare Reibmoment erreicht. Bei der Fortsetzung der
Relativbewegung in dieser Richtung beginnt sodann die weitere
Dämpfungseinrichtung durchzurutschen, wobei keine Relativverdre
hung des Flansches 29 gegenüber der zweiten Schwungmasse erfolgt,
bis die Federn 35 an den Flanken der Ausleger 28 anschlagen. Die
Ausleger 28 bewirken eine weitere Relativverdrehung des Flansches
mitsamt der ersten Schwungmasse 3 gegenüber der zweiten Schwung
masse 4, wobei die Federn weiterkomprimiert werden, bis die Zähne
45 an den Bolzen 39 zur Anlage kommen.
Wie insbesondere aus Fig. 2 hervorgeht, sind bei der dargestell
ten Ausführungsform die Ausleger 28 derart ausgebildet, daß sie
zur Begrenzung des maximalen Verdrehwinkels der weiteren Dämp
fungseinrichtung 14 an den Federn 35 zur Anlage kommen. Durch
entsprechende Abänderung der Anschlagkonturen der Ausleger 28
könnten jedoch noch zusätzlich die Lappen 24a herangezogen werden.
Bei einer solchen Ausführungsform müßten die jeweiligen Anschlag
konturen der Ausleger 28 gegenüber den Kraftspeichern 35 und den
Lappen 24a - in Umfangsrichtung gesehen - derart angeordnet sein,
daß die Kraftspeicher zunächst die Drehmomentstöße abfangen und
dann gemeinsam mit den Lappen 24a die Verdrehung zwischen den
beiden Scheiben 24, 25 und dem Flansch 29 begrenzen. Weiterhin
wäre es möglich, die Kraftspeicher 35 entfallen zu lassen und
lediglich die Lappen 24a zur Begrenzung des Verdrehwinkels zwi
schen Eingangsteil und Eingangsteil der weiteren Dämpfungseinrich
tung heranzuziehen.
Bei der in Fig. 3 dargestellten Ausführungsvariante besitzt die
mit der ersten Schwungmasse 103 über eine Nietverbindung 126
drehfest verbundene Scheibe 125 radial außen angeformte und sich
axial erstreckende Lappen 125a. Die Lappen 125a erstrecken sich in
Richtung der zweiten Schwungmasse 104 und greifen axial in Aus
schnitte 127, die am äußeren Umfang der Scheibe 124 vorgesehen
sind. Die Ausschnitte 127 und die Lappen 125a sind derart aufei
nander abgestimmt, daß die Scheibe 124 gegenüber der Scheibe 125
in Umfangsrichtung festgelegt ist, in axialer Richtung jedoch eine
Nachstellmöglichkeit besitzt. Zwischen den beiden, das Eingangs
teil der weiteren Dämpfungseinrichtung 114 bildenden Scheiben 124
und 125 ist ein Flansch 129, der das Ausgangsteil der weiteren
Dämpfungseinrichtung 114 bildet, eingespannt. Zwischen dem Flansch
129 und den Scheiben 124, 125 ist jeweils ein Reibbelag 132 ange
ordnet. Der Flansch 129 bildet gleichzeitig das Eingangsteil für
die erste Dämpfungseinrichtung 113, deren Ausgangsteil wiederum
durch zwei über Abstandsbolzen 139 untereinander sowie mit der
Schwungmasse 104 drehfest verbundenen Scheiben 137, 138 gebildet
ist. Die weitere Dämpfungseinrichtung 114 und die erste Dämpfungs
einrichtung 113 sind wiederum radial innerhalb eines axialen
Fortsatzes 122 der Schwungmasse 103 angeordnet. In die radial
innere Mantelfläche des Fortsatzes 122 ist im Bereich des freien
Endes eine Nut 131 eingebracht, an der sich sowohl in axialer als
auch in radialer Richtung eine Tellerfeder 130 abstützt. Zur
besseren Montage ist diese Tellerfeder 130 an ihrem Umfang ge
schlitzt bzw. offen. Mit ihren radial inneren Bereichen beauf
schlagt die Tellerfeder 130 die Scheibe 124 axial in Richtung der
Scheibe 125, wodurch der Flansch 129 zwischen diesen beiden Schei
ben axial eingespannt und über die axiale Kraft und die Reibwerte
zwischen den Reibbeläge 132 und dem Flansch das übertragbare
Rutschmoment der weiteren Dämpfungseinrichtung definiert ist.
Bei der in den Fig. 4 und 5 dargestellten Ausführungsvariante
einer weiteren Dämpfungseinrichtung 214 sind zwischen der radial
inneren Mantelfläche 222b des axialen Fortsatzes 122 der Schwung
masse 203 und den Auslegern 228 des Flansches 221 Reib- bzw.
Gleitbeläge 248 angeordnet. Über diese Reib- bzw. Gleitbeläge 248
wird der Flansch 229 konzentrisch zur Schwungmasse 203 geführt.
Die Reib- bzw. Gleitbeläge 248 bilden im dargestellten Ausfüh
rungsbeispiel den Boden von Kappen 249, welche auf die Ausleger
228 aufgesetzt sind und diese umgreifen. Die seitlichen Bereiche
250, 251 der Kappen 249 sind zwischen den Auslegern 228 des Flan
sches 229 und den beidseits des Flansches angeordneten Scheiben
224, 225 der weiteren Dämpfungseinrichtung 214 axial eingespannt
zur Erzeugung eines Reibmomentes. Die axiale Einspannung wird
durch eine Tellerfeder 232 sichergestellt, die die Scheibe 225
axial beaufschlagt und sich an der Schwungmasse 203 axial ab
stützt. Zur radialen Sicherung der Kappen 249 entgegen der Flieh
krafteinwirkung weisen die seitlichen Bereiche 250, 251 auf ihrer
den Auslegern 228 zugewandten Seite bogenförmige Wulste 250a, 251a
auf, die in entsprechend angepaßte, bogenförmige Nuten 152 der
Ausleger 228 eingreifen. Um ein Aufschieben der Kappen 249 auf
grund ihrer Eigenelastizität auf die Ausleger 228 zu ermöglichen,
erstrecken sich - in Umfangsrichtung gesehen - die Wulste 250a,
251a lediglich über einen Teilbereich der Erstreckung der Nuten
252 bzw. der Ausleger 228. Die in Umfangsrichtung betrachteten
Bereiche 253, 254 der Kappen 249 bilden elastische bzw. stoßdämp
fende Anlagebereiche, die zur Begrenzung des Verdrehwinkels der
weiteren Dämpfungseinrichtung 214 mit Anschlägen 255, welche mit
der Schwungmasse 203 drehfest sind, zusammenwirken. Die Anschläge
255 sind durch Stifte oder Bolzen gebildet, die in der Schwungmas
se 203 verankert sind und zur Drehsicherung der Scheiben 224, 225
letztere durch Ausnehmungen 256 axial durchgreifen.
Bei der in Fig. 6 dargestellten Ausführungsvariante sind zur
Zentrierung des Flansches 329 gegenüber der Schwungmasse 303 auf
den Auslegern 328 des Flansches 329 bügelartige Führungsschuhe 349
vorgesehen. Die Führungsbügel 349 umgreifen die Ausleger 328,
wobei die radial verlaufenden Seitenschenkel der Führungsbügel mit
Anschlägen 355 zur Begrenzung des Verdrehwinkels der weiteren
Dämpfungseinrichtung 314 zusammenwirken, welche mit der Schwung
masse 303 drehfest sind. Wie bei der in Fig. 4 und 5 dargestell
ten Ausführungsvariante sind die Anschläge 355 durch Stifte bzw.
Bolzen, die in der Schwungmasse 303 verankert sind und die beid
seits des Flansches 329 angeordneten Scheiben der weiteren Dämp
fungseinrichtung 314 axial durchgreifen, gebildet. Der die beiden
Schenkel 353 und 354 der Führungsbügel 349 verbindende Bereich
349a ist zwischen der radial inneren Mantelfläche 322b des axialen
Fortsatzes 322 der Schwungmasse 303 und der radial äußeren Mantel
fläche der Ausleger 328 geführt. Die Führungsbügel 349 weisen - in
Umfangsrichtung betrachtet - eine größere Erstreckung auf als die
der Ausleger 328, so daß beidseits dieser Ausleger 328 zwischen
diesen und den Seitenschenkeln 353, 354 der Führungsbügel 349 ein
Spiel X vorhanden ist. In den durch das Spiel X gebildeten Frei
räumen sind Kraftspeicher in Form von Hartgummiblöcken 357 vorge
sehen. Diese Hartgummiblöcke 357 bewirken eine Dämpfung des An
schlages zwischen den Seitenschenkeln 353, 354 und den Anschlägen
355. Die Schuhe 349 können aus Metall oder Reib- oder Gleitma
terial bestehen.
In den Fig. 7 und 8 sind die beiden Scheiben 424, 425 mittels
Abstandsmitteln in Form von Abstandsbolzen 455, sowohl miteinan
der, als auch mit der Schwungmasse 403 fest verbunden. Zwischen
die beiden Scheiben 424, 425 greifen radiale Ausleger 428 eines
Flansches 429, wobei zwischen den Auslegern 428 und den beiden
Scheiben 424, 425 ein Reibbelag 432 vorgesehen ist.
Wie aus Fig. 8 hervorgeht, besitzt die Scheibe 425 zwischen den
Befestigungslöchern 455a für die Abstandsbolzen 455 eine in Um
fangsrichtung verlaufende Wellung 425a, welche im montierten
Zustand der Scheibe 425 vorgespannt ist, wie dies aus Fig. 7
hervorgeht. Aufgrund dieser Vorspannung wird der Flansch 429 bzw.
dessen Ausleger 428 axial zwischen den Scheiben 424, 425 einge
spannt, so daß bei einer Relativverdrehung ein entsprechendes
Reibmoment entsteht. Zur Begrenzung des Verdrehwinkels der wei
teren Dämpfungseinrichtung 414 sind in Ausnehmungen der Scheiben
424, 425 wiederum Kraftspeicher 435 vorgesehen, an denen die
Ausleger 428 des Flansches 429 zur Anlage kommen.
Bei der in den Fig. 9 bis 11 gezeigten Ausführungsform sind die
beidseits des Flansches 529 vorgesehenen Scheiben 524, 525 der
weiteren Dämpfungseinrichtung 514 mittels über den Umfang verteil
ter Federbügel bzw. Federklammern 530 gegen den Flansch 529 unter
Dazwischenlegung eines Reibringes 532 verspannt. Die Bügel bzw.
Klammern 530 übergreifen den Flansch 529 sowie die beiden Scheiben
524 und 525 axial und beaufschlagen mit radial nach innen gerich
teten Federschenkeln 530a, 530b die Scheiben 524, 525. Zur Dreh
sicherung der Scheiben 524, 525 sind an der Schwungmasse 503
axiale Vorsprünge in Form von Bolzen 555 vorgesehen, welche axial
durch an sie angepaßte Löcher 555a, 555b der Scheiben 524, 525
hindurchragen.
In den Scheiben 524, 525 sind Ausnehmungen 533, 534 zur Aufnahme
von Kraftspeicher 535 vorgesehen, die zur Begrenzung des Verdreh
winkels der weiteren Dämpfungseinrichtung 514 mit den Auslegern
528 des Flansches 529 zusammenwirken.
Wie aus Fig. 10 hervorgeht, sind im montierten Zustand der Schei
ben 524 und 525 die Ausnehmungen 533 der Scheibe 524 gegenüber den
Ausnehmungen 534 der Scheibe 525 in Umfangsrichtung um einen
Betrag Y versetzt, wodurch die Kraftspeicher 335 zwischen den
Scheiben 524, 525 einseitig bzw. unsymmetrisch axial verspannt
werden. Diese unsymmetrische Verspannung der Kraftspeicher 335
bewirkt wiederum, daß die Scheiben 524, 525 gegen die durch die
Löcher 555a, 555b hindurchragenden Bolzen 555 in Umfangsrichtung
verspannt werden. Die Funktion der weiteren Dämpfungseinrichtung
514 wird aufgrund dieser Verspannung wesentlich verbessert, da
durch die Verspannung ein Spiel z. B. zwischen den Löchern 555a,
555b der Scheiben 524, 525 und den Bolzen 555 ausgeglichen werden
kann, so daß bei einer Relativverdrehung stets eine Dämpfungswir
kung vorhanden ist.
Bei der in Fig. 11 dargestellten Ausführungsform einer weiteren
Dämpfungseinrichtung 614 weist der Flansch 629 im Bereich zwischen
den Scheiben 624 und 625, welche das Eingangsteil der weiteren
Dämpfungseinrichtung 614 bilden, axial aufeinander zu gerichtete
Sacklochbohrungen 656, 657 auf, in denen jeweils ein scheibenför
miger Reibbelag 658, 659 aufgenommen ist. Die zwischen den beiden
Sacklochbohrungen 656 und 657 verbleibende Zwischenwandung 660 des
Flansches 629 weist einen Durchbruch 661 auf, durch den ein Ver
bindungsmittel in Form eines Nietes 662 hindurchragt, der das Paar
von sich axial gegenüberliegenden Reibbelägen 658, 659 axial
verbindet. Axial zwischen dem Reibbelag 658 und der Zwischenwan
dung 660 ist eine verspannte Tellerfeder 663 vorgesehen, die ein
axiales Verspreizen bzw. ein axiales Auseinanderdrücken der beiden
Reibbeläge 658 und 659 bewirkt, wodurch diese Reibbeläge 658, 659
gegen die entsprechende Scheibe 624, 625, mit der sie in Reibver
bindung stehen, gedrückt werden.
Der Verbindungsniet 662 ist derart bemessen, daß er, ausgehend von
der in Fig. 11 dargestellten Einbauposition der beiden Reibbeläge
658, 659, eine begrenzte axiale Verlagerung dieser Reibbeläge 658,
659 voneinander weg ermöglicht. Diese begrenzte axiale Verlager
barkeit der beiden Reibbeläge 658, 659 ermöglicht einerseits einen
Verschleißausgleich der Reibbeläge 658, 659 und stellt anderer
seits sicher, daß bei noch nicht montierter weiterer Dämpfungsein
richtung 614 die Reibbeläge 658, 659 sowie die Tellerfeder 663 auf
dem Flansch 629 axial festgelegt sind, wodurch die Montage der
Einrichtung bzw. der weiteren Dämpfungseinrichtung 614 wesentlich
erleichtert wird. Bei der Montage der Einrichtung bzw. der wei
teren Dämpfungseinrichtung 614 werden die beiden Reibbeläge 658
und 659, entgegen der Wirkung der Tellerfeder 663, zwischen den
beiden Scheiben 624, 625 axial verspannt.
Wie aus Fig. 11 weiterhin zu entnehmen ist, stützt sich der
Reibbelag 659 an der Zwischenwandung 660 unmittelbar axial ab,
wohingegen zwischen dem Reibbelag 658 und der Zwischenwandung 660
ein axialer Freiraum vorhanden ist, so daß der Reibblock 658,
entgegen der Wirkung der Tellerfeder 663, axial in der Sackloch
bohrung 656 verlagert werden kann.