DE3642909C2 - Einrichtung zum Kompensieren von Drehstößen - Google Patents
Einrichtung zum Kompensieren von DrehstößenInfo
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- F16F15/131—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses
- F16F15/139—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses characterised by friction-damping means
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Description
Die Erfindung betrifft eine Einrichtung zum Kompensieren der Drehstöße
von Brennkraftmaschinen gemäß den Merkmalen des
Oberbegriffs des Anspruchs 1.
Eine derartige Einrichtung ist beispielsweise durch die DE-OS
29 31 423 bekannt geworden. Bei dieser bekannten Einrichtung ist
eine Schlupfkupplung und eine mit dieser in Reihe geschaltete
federnde Drehschwingungsdämpfungseinrichtung vorhanden, wobei die
Drehschwingungsdämpfungseinrichtung Kraftspeicher in Form von
Schraubenfedern und eine zu diesen Kraftspeichern parallel wirksame
Reibvorkehrung aufweist. Die Schlupfkupplung ist dabei durch eine
Reibungsrutschkupplung gebildet, deren Rutschmoment konstant und
erheblich größer ist als das von der Brennkraftmaschine erzeugte
Nominaldrehmoment, so daß diese Rutschkupplung erst bei sehr hohen
Drehmomentschwankungen durchrutschen kann.
Obwohl eine derartige Einrichtung einer Verringerung der Bean
spruchung des Übertragungsstrangs sowie Verbesserung bezüglich der
Geräuschentwicklung und Fahrkomfort ermöglicht, ist diese Einrich
tung für viele Fälle jedoch nicht ausreichend, um ein zufriedenstel
lendes Betriebsverhalten über den gesamten Drehzahlbereich der
Brennkraftmaschine zu erhalten. Ein wesentlicher Nachteil einer
derartigen Einrichtung liegt nämlich wie bereits erwähnt, darin, daß
deren Rutschkupplung erst bei sehr hohen Drehmomentschwankungen, die
oberhalb des von der Brennkraftmaschine abgegebenen Nominaldrehmo
mentes liegen, anspricht. Weiterhin wird bei der bekannten Einrich
tung auch im unteren Drehzahlbereich, in dem die Brennkraftmaschine
nicht das Höchstmoment abgibt, von der Rutschkupplung das hohe
Moment übertragen, so daß geringere Drehmomentungleichförmigkeiten
bzw. Drehmomentschwankungen der Brennkraftmaschine in diesem unteren
Drehzahlbereich nicht herausfiltriert werden können.
Der vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, eine Einrich
tung der eingangs genannten Art zu schaffen, die gegenüber den
bisher bekannten Einrichtungen dieser Art eine verbesserte Funktion
aufweist, insbesondere bezüglich der Schwingungsdämpfungskapazität.
Weiterhin soll die Einrichtung in besonders einfacher und kosten
günstiger Weise herstellbar sein. Außerdem soll der Aufbau der
Einrichtung eine einwandfreie relative Zentrierung bzw. Lagerung der
diese Einrichtung bildenden Bauteile ermöglichen und somit Unwucht
probleme vermeiden.
Gemäß der Erfindung wird dies bei einer Einrichtung der eingangs
beschriebenen Art durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruchs 1 erzielt.
Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung der Einrichtung kann diese
optimal an die bei einem bestimmten Anwendungsfall auftretenden ganz
spezifischen Betriebsverhältnissen angepaßt werden. Weiterhin wird
durch die Zentrierung der gegenüber beiden Schwungmassen verdreh
baren Ausgangsteile oder Eingangsteile auf einer gleichen Schwung
masse die Zentrierung der einzelnen Teile der Einrichtung unter
einander verbessert, wodurch auch die Unwuchtprobleme verringert
werden.
Besonders zweckmäßig kann es dabei sein, wenn wenigstens eines der
gegenüber beiden Schwungmassen verdrehbaren Ausgangsteile weiterhin
das Eingangsteil für eine andere der Dämpfungseinrichtungen bildet.
Ein besonders platzsparender und bezüglich der Funktion vorteilhaf
ter Aufbau der Einrichtung kann gegeben sein, wenn eine der Schwung
massen einen im Bereich des Außenumfangs vorgesehenen, axial sich
erstreckenden hohlzylindrischen Ansatz sowie einen zentralen zapfen
artigen Ansatz aufweist, wobei eines der beiden gegenüber den
Schwungmassen verdrehbaren Teile auf dem zapfenartigen Ansatz und
das andere Teil am hohlzylindrischen Ansatz zentriert ist. Hierfür
kann es besonders zweckmäßig sein, wenn das eine der gegenüber den
Schwungmassen verdrehbaren Teile eine zentrale Ausnehmung aufweist
und den zapfenartigen Ansatz umgibt. Weiterhin kann es vorteilhaft
sein, wenn das andere der gegenüber den Schwungmassen verdrehbaren
Teile über seinen Außenumfang an der inneren Mantelfläche des hohl
zylindrischen Ansatzes zentriert ist, wobei es außerdem angebracht
sein kann, wenn das eine Teil über die Mantelfläche seiner zentralen
Ausnehmung auf den zapfenartigen Ansatz zentriert ist.
Für die Funktion und die Lebensdauer der Einrichtung kann es weiter
hin besonders vorteilhaft sein, wenn radial zwischen dem einen Teil
und dem zapfenartigen Ansatz und/oder radial zwischen dem anderen
Teil und dem hohlzylindrischen Ansatz ein Reib- oder Gleitbelag
vorgesehen ist.
Weiterhin kann es für die Funktion der Einrichtung zweckmäßig sein,
wenn zumindest die Zentrierfläche des hohlzylindrischen Ansatzes
und/oder die Zentrierfläche des zapfenartigen Ansatzes, auf denen
das jeweilige Teil gelagert ist, eine Beschichtung aufweist. Außer
dem kann es von Vorteil sein, wenn zumindest eines der relativ zu
den Schwungmassen verdrehbaren Teile wenigstens im Bereich seiner
Zentrierfläche eine Beschichtung aufweist. Besonders vorteilhaft
kann es sein, wenn die vorerwähnten Beschichtungen durch eine Hart
nickelschicht (z. B. Durnicoat eingetragenes Warenzeichen) oder durch eine Polytetrafluoräthylen
(z. B. Teflon eingetragenes Warenzeichen) enthaltende Beschichtung gebildet sind. Es eignen sich
jedoch auch in vorteilhafter Weise andere, an sich bekannte Be
schichtungen, welche die Verschleißfestigkeit der Teile und/oder die
Gleitfähigkeit der relativ zueinander verdrehbar gelagerten Teile
erhöhen.
Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn die Einrichtung derart
aufgebaut ist, daß die beiden relativ zu den beiden Schwungmassen
verdrehbaren Teile auf der ersten mit der Brennkraftmaschine ver
bindbaren Schwungmasse zentriert sind.
Weiterhin kann es bei einer erfindungsgemäßen Einrichtung zur Er
zielung einer optimalen Funktion sowie einer platzsparenden Bauweise
besonders vorteilhaft sein, wenn auf dem zapfenartigen Ansatz der
ersten Schwungmasse ein Wälzlager aufgenommen ist zur Lagerung der
zweiten Schwungmasse gegenüber der ersten, wobei die Zentrier- bzw.
Lagerfläche für das eine Teil axial zwischen dem Wälzlager und einem
radialen Flanschbereich, welcher den zapfenartigen Ansatz mit dem
hohlzylindrischen Ansatz verbindet, vorgesehen ist.
Ein besonders vorteilhafter und kostengünstiger Aufbau der Einrich
tung kann gegeben sein, wenn die beiden gegenüber den Schwungmassen
verdrehbaren Teile scheibenartig ausgebildet sind und - in axialer
Richtung betrachtet - sich zumindest annähernd auf gleicher Höhe
befinden.
Weiterhin kann es besonders vorteilhaft sein, wenn die Einrichtung
mindestens eine drehelastische bzw. federnde Dämpfungseinrichtung
sowie wenigstens zwei Reibungsdämpfungsvorkehrungen aufweist, die,
über den relativen Verdrehwinkel der beiden Schwungmassen zueinander
betrachtet, nacheinander wirksam werden. Besonders vorteilhaft kann
es dabei sein, wenn die nacheinander wirksam werdenden bzw. ein
setzenden Dämpfungseinrichtungen bzw. Dämpfungsvorkehrungen in Reihe
geschaltet sind. Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn die Rei
bungsdämpfungsvorkehrungen mindestens eine Rutschkupplung bzw.
Schlupfkupplung bilden. Dabei kann die Einrichtung derart aufgebaut
sein, daß die beiden Reibungsdämpfungsvorkehrungen Teil einer einzi
gen Rutschkupplung oder aber zwei verschiedene Rutschkupplungen
bilden. Besonders zweckmäßig kann es dabei sein, wenn eine der
Reibungsdämpfungsvorkehrungen eine im Verdrehwinkel unbegrenzte
Rutschkupplung ist und die andere Reibungsdämpfungsvorkehrung eine
im Verdrehwinkel begrenzte Rutschkupplung ist.
Ein besonders platzsparender und bezüglich der Funktion vorteilhaf
ter Aufbau der Einrichtung kann weiterhin gegeben sein,wenn die
beiden Reibungsdämpfungsvorkehrungen radial übereinander angeordnet
sind. Dabei kann es besonders zweckmäßig sein, wenn die Reibungs
dämpfungsvorkehrungen durch mindestens zwei an einer der Schwung
massen drehfeste, jedoch relativ zueinander axial verlagerbare
kreisringartige Flächen und mindestens eine zwischen diesen vorge
sehene und axial eingespannte Zwischenscheibe gebildet ist, wobei
die Zwischenscheiben jeweils eines der beiden gegenüber beiden
Schwungmassen verdrehbaren Teile bilden.
Vorteilhaft kann es weiterhin sein, wenn die beiden Zwischenscheiben
der beiden Reibungsdämpfungsvorkehrungen radial übereinander ange
ordnet sind und axial sich zumindest annähernd auf gleicher Höhe
befinden.
Weiterhin kann es für die Funktion und den Aufbau der Einrichtung
von Vorteil sein, wenn die radial innere Zwischenscheibe und die
radial äußere Zwischenscheibe begrenzt zueinander verdrehbar sind,
wobei die radial äußere Zwischenscheibe bei Überschreitung des
maximalen Momentes, welches von der diese Zwischenscheibe umfassen
den Reibungsdämpfungsvorkehrung übertragbar ist, unbegrenzt gegen
über den Flächen, welche mit der entsprechenden Schwungmasse dreh
fest sind, drehbar ist. Außerdem kann es für den Aufbau der Einrich
tung von Vorteil sein, wenn die radial innere Zwischenscheibe über
die drehelastische Dämpfungseinrichtung mit der anderen Schwungmasse
in Verbindung steht.
Zur genauen Abstimmung des Reib- bzw. Schlupfmomentes der Reibungs
dämpfungsvorkehrungen kann es besonders vorteilhaft sein, wenn
zumindest im radialen Bereich der kreisringartigen Reibflächen
dieser Reibungsdämpfungsvorkehrungen beidseits der Zwischenscheiben
Reibbeläge vorgesehen sind. Um einen besonders einfachen und kosten
günstigen Aufbau der Einrichtung zu ermöglichen, kann es dabei
weiterhin von Vorteil sein, wenn zumindest die auf einer der Seiten
der Zwischenscheiben vorgesehenen Reibbeläge beider Reibungsdämp
fungsvorkehrungen durch einen einteiligen Reibring gebildet sind,
das bedeutet, daß die jeweils auf der gleichen Seite der Zwischen
scheiben vorgesehenen Reibbeläge zusammenhängend bzw. einstückig
ausgebildet sein können. Weiterhin kann es angebracht sein, wenn der
Reibring Ausnehmungen bzw. Ausschnitte aufweist, welche den Abrieb
aufnehmen können. Weiterhin kann es von besonderem Vorteil sein,
wenn die beidseits der Zwischenscheiben vorgesehenen Reibringe lose
angeordnet sind, das heißt, keine axiale Verbindung mit einem der
Bauteile der Einrichtung aufweisen. Zur Positionierung der Reibringe
in radialer Richtung kann es besonders zweckmäßig sein, wenn diese
mit ihrem Außenumfang an der inneren Mantelfläche des hohlzylin
drischen Ansatzes der ersten Schwungmasse zentriert sind.
Weiterhin kann es besonders zweckmäßig sein, wenn die radial äußere
Zwischenscheibe radial nach innen weisende Vorsprünge aufweist, die
mit Umfangsspiel in Eingriff stehen mit radial nach außen weisenden
Vorsprüngen der radial inneren Zwischenscheibe. Dabei ist es für die
Funktion der Einrichtung von Vorteil, wenn zwischen den jeweiligen
Vorsprüngen und den radial innen gegenüberliegenden Bereichen der
Zwischenscheiben zumindest ein geringes Spiel vorhanden ist. Bei
einer derartigen Anordnung der Zwischenscheiben kann es von besonde
rem Vorteil sein, wenn die radial weiter innen liegende Zwischen
scheibe gleichzeitig das Eingangsteil der drehelastischen Dämpfungs
einrichtung bildet und auf dem zapfenartigen Ansatz begrenzt ver
drehbar gelagert ist.
Weiterhin kann es für den Aufbau der Einrichtung von Vorteil sein,
wenn die drehelastische bzw. federnde Dämpfungseinrichtung minde
stens zwei im axialen Abstand beidseits ihres flanschartigen Ein
gangsteils angeordnete Seitenscheiben aufweist, die mit einer der
Schwungmassen drehfest sind und wobei zwischen dem Eingangsteil und
und den Seitenscheiben in Umfangsrichtung wirksame Dämpfungsfedern
vorgesehen sind und die Seitenscheiben verschiedene Materialstärken
aufweisen. Besonders angebracht kann es dabei sein, wenn die Seiten
scheibe, welche durch das flanschartige Eingangsteil von der
Schwungmasse, auf der sie befestigt ist, axial getrennt ist, die
größere Materialstärke aufweist. Vorteilhaft kann es sein, wenn das
Verhältnis der Materialstärke der dickeren Scheibe gegenüber der
Materialstärke der dünneren Scheibe zwischen 1,5 und 3 liegt.
Weiterhin kann es zweckmäßig sein, wenn zur Begrenzung des
Winkelausschlages der drehelastischen Dämpfungseinrichtung durch
Abstandsbolzen gebildete Anschläge vorgesehen sind, die die Seiten
scheiben einerseits untereinander und andererseits mit einer der
Schwungmassen fest verbinden und weiterhin durch in Umfangsrichtung
längliche Ausnehmungen des flanschartigen Eingangsteiles axial
hindurchragen.
Zweckmäßig kann es dabei sein, wenn die Abstandsbolzen bzw. die
länglichen Ausnehmungen radial innerhalb der Dämpfungsfedern der
drehelastischen Dämpfungseinrichtung angeordnet sind.
Anhand der Fig. 1 bis 4 sei die Erfindung näher erläutert:
Dabei zeigt:
Fig. 1 einen Schnitt durch eine erfindungsgemäße Einrichtung,
Fig. 2 eine teilweise dargestellte Ansicht mit Ausbruch gemäß Pfeil
II der Fig. 1,
Fig. 3 ein Diagramm, bei dem auf der Abszissenachse der Verdrehwin
kel zwischen den beiden Schwungmassen und auf der Ordinatenachse das
von der Einrichtung gemäß den Fig. 1 und 2 übertragbare Moment
aufgetragen ist,
Fig. 4 ein Diagramm, bei dem auf der Abszissenachse die Drehzahl
der Brennkraftmaschine bzw. der Schwungmasse und auf der Ordinaten
achse das von der Rutschkupplung übertragbare Moment aufgetragen
ist,
Fig. 5 bis 8 weitere Details von erfindungsgemäßen Ausfüh
rungsformen.
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 Schwungmasse 3 ist auf
einer Kurbelwelle 5 einer nicht näher dargestellten Brennkraftma
schine über Befestigungsschrauben 6 befestigt. Auf der Schwungmasse
4 ist eine schaltbare Reibungskupplung 7 über nicht näher darge
stellte Mittel befestigt. Zwischen der Druckplatte 8 der Reibungs
kupplung 7 und der Schwungmasse 4 ist eine Kupplungsscheibe 9 vorge
sehen, welche auf der Eingangswelle 10 eines nicht näher dargestell
ten Getriebes aufgenommen ist. Die Druckplatte 8 der Reibungskupp
lung 7 wird in Richtung der Schwungmasse 4 durch eine am Kupplungs
deckel 11 schwenkbar gelagerte Tellerfeder 12 beaufschlagt. Durch
die Betätigung der Reibungskupplung 7 kann die Schwungmasse 4 und
somit auch das Schwungrad 2 der Getriebeeingangswelle 10 zu- und
abgekuppelt werden. Zwischen der Schwungmasse 3 und der Schwungmas
se 4 ist eine federnde Dämpfungseinrichtung 13 sowie eine mit dieser
in Reihe geschaltete Rutschkupplungseinrichtung 14 vorgesehen,
welche bei Überschreitung des von ihr übertragbaren Mindestrutsch
momentes eine Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungmassen 3
und 4 ermöglicht.
Die beiden Schwungmassen 3 und 4 sind relativ zueinander über eine
Lagerung 15 verdrehbar gelagert. Die Lagerung 15 umfaßt ein Wälzla
ger in Form eines zweireihigen Schrägkugellagers 16 mit geteiltem
Innenring. Der äußere Lagerring 17 des Wälzlagers 16 ist in einer
Bohrung 18 der Schwungmasse 4 und der innere Lagerring 19 des Wälz
lagers 16 ist auf einem zentralen, sich axial von der Kurbelwelle 5
weg erstreckenden und in die Bohrung 18 hineinragenden zylindrischen
Zapfen 20 der Schwungmasse 3 angeordnet.
Der innere Lagerring 19 ist axial durch eine Sicherungsscheibe 21
auf dem Zapfen 20 gesichert, die auf der Stirnseite des Zapfens 20
befestigt ist. Auf der der Sicherungsscheibe abgekehrten Seite des
Lagers 16 bildet der Zapfen 20 eine Abstufung bzw. Schulter 20a.
Axial zwischen der Abstufung 20a und dem geteilten Innenring 19 ist
eine Tellerfeder 22 verspannt, welche eine Verspannung der Kugeln
zwischen den Abwälzbahnen der Lagerringe bewirkt.
Das Lager 16 ist gegenüber der Schwungmasse 4 axial gesichert, indem
es axial zwischen einer Schulter 23 der Schwungmasse 4 und der
Scheibe 24, welche mit der Schwungmasse 4 fest ist, eingespannt ist.
Die Schwungmasse 3 besitzt radial außen einen axialen ringförmigen
Fortsatz 27, radial innerhalb dessen die federnde Drehschwingungs
dämpfungseinrichtung 13 sowie die radial weiter außen vorgesehene
und die Dämpfungseinrichtung 13 umgebende Rutschkupplungseinrichtung
14 aufgenommen sind. Die Rutschkupplungseinrichtung 14 umfaßt zwei
Reibvorkehrungen 14a, 14b zur Erzeugung eines stufenweisen Aufbaues
des maximalen Rutschmomentes. Die Reibvorkehrungen 14a, 14b sind
radial übereinander und koaxial sowie zumindest annähernd auf glei
cher axialer Höhe angeordnet. Die Reibvorkehrung 14a besitzt zwei im
axialen Abstand zueinander vorgesehene ringförmige Flächen 28, 29,
die drehfest mit der Schwungmasse 3 sind und über die das von der
Brennkraftmaschine erzeugte Moment in die Rutschkupplungseinrichtung
14 bzw. die Reibvorkehrung 14a eingeleitet wird. Bei dem dargestell
ten Ausführungsbeispiel ist die Fläche 29 unmittelbar an die
Schwungmasse 3 angeformt, wohingegen die Fläche 28 von einer Schei
be 30 getragen wird. Die Scheibe 30 besitzt an ihrer äußeren Peri
pherie radiale Vorsprünge 31, die zur Drehsicherung der Scheibe 30
gegenüber der Schwungmasse 3 in entsprechend angepaßte Ausbuchtungen
bzw. Ausnehmungen 32 radial eingreifen. Die Ausbuchtungen 32 und die
Vorsprünge 31 sind derart ausgestaltet bzw. aufeinander abgestimmt,
daß eine axiale Verlagermöglichkeit der Scheibe 30 gegenüber der
Schwungmasse 3 und somit auch gegenüber der Fläche 29 ermöglicht
ist. Axial zwischen den beiden Flächen 28 und 29 ist eine Zwischen
scheibe 33 eingespannt, welche das Ausgangsteil der Reibvorkehrung
14a bildet. Hierfür stützt sich eine Tellerfeder 34 mit ihrem radial
äußeren Randbereich 35 axial an dem ringförmigen Fortsatz 27 ab und
beaufschlagt mit radial weiter innen liegenden Bereichen 36 die
Scheibe 30 axial in Richtung der Fläche 29. Zwischen der Zwischen
scheibe 33 und den beiden Flächen 28, 29 sind Reibbeläge 37, 38
vorgesehen.
Die axial vorgespannte Tellerfeder 34 besitzt einen äußeren kreis
ringförmigen Bereich 39, von dem radial nach innen verlaufende
Zungen 40 ausgehen, welche mit Bereichen 36 die Scheibe 30 beauf
schlagen. Die Tellerfederzungen 40 sind derart abgekröpft, daß sie
ausgehend vom kreisringförmigen Bereich 39 über einen Abschnitt 41,
in Achsrichtung der Einheit 1 betrachtet, zunächst sehr steil ver
laufen. Anschließend an den Abschnitt 41 sind die Tellerfederzungen
40 zur Bildung der Abstützbereiche 36 nochmals abgebogen, wodurch
gleichzeitig Zungenbereiche 42 gebildet werden, die axial gegenüber
dem geschlossenen kreisförmigen Bereich 39 versetzt sind.
Der Fortsatz 27 der Schwungmasse 3 besitzt, in Achsrichtung betrach
tet, einen verschmälerten Endbereich 27a, in dessen radial innere
Mantelfläche 27b eine radiale Nut 43 eingebracht ist. In dieser
radialen Nut 43 ist ein Sicherungsring 44 aufgenommen, der radial
nach innen übersteht und an dem sich die Tellerfeder 34 mit ihren
radial äußeren Bereichen 35 abstützt. Der Sicherungsring 44 weist
eine axiale Abstufung auf, deren axial verlaufender Bereich die
äußere Mantelfläche der Tellerfeder 34 umgreift, wodurch der Siche
rungsring 44 durch die Tellerfeder 34 in radialer Richtung in der
Nut 43 gesichert ist.
Die radial weiter innen liegende Reibvorkehrung 14b, welche wir
kungsmäßig zwischen der Reibvorkehrung 14a und der Dämpfungseinrich
tung 13 angeordnet ist, besitzt zwei in axialem Abstand zueinander
vorgesehene ringförmige Flächen 45, 46, die drehfest mit der Schwung
masse 3 sind und über die zumindest ein Teil des von der Brennkraft
maschine erzeugten Momentes in die Dämpfungseinrichtung 13 einge
leitet wird. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist die
Fläche 45 von dem radial inneren Randbereich der Scheibe 30 gebil
det, so daß diese Scheibe 30 beiden Reibvorkehrungen 14a, 14b zuge
ordnet ist, da sie mit ihrem radial weiter außen liegenden Randbe
reich ebenfalls die Fläche 28 der Reibvorkehrung 14a bildet. Die
Fläche 46 ist von einer Scheibe bzw. von einem Ring 47 getragen. Die
Scheibe 47 besitzt an ihrer äußeren Peripherie axiale Vorsprünge 48,
die zur Drehsicherung der Scheibe 47 gegenüber der Schwungmasse 3 in
entsprechend angepaßte Ausnehmungen 49 axial eingreifen. Die Aus
nehmungen 49 und die Vorsprünge 48 sind derart ausgestaltet bzw.
aufeinander abgestimmt, daß eine axiale Verlagermöglichkeit der
Scheibe 47 gegenüber der Schwungmasse 3 und somit auch gegenüber der
Fläche 45 ermöglicht ist. Axial zwischen den beiden Flächen 45, 46
bzw. den Scheiben 30, 47 ist eine Zwischenscheibe 50 eingespannt,
welche das Ausgangsteil der Reibvorkehrung 14b bildet. Hierfür
stützt sich eine Tellerfeder 51 mit ihrem radial äußeren Randbereich
axial an dem radialen Flansch 3a der Schwungmasse 3 ab und beauf
schlagt mit radial weiter innen liegenden Bereichen die Scheibe 47
axial in Richtung der Fläche 45. Zwischen der Zwischenscheibe 50 und
den beiden Flächen 45, 46 bzw. den Scheiben 30, 47 sind Reibbe
läge 52, 53 vorgesehen.
Die Reibbeläge 37, 52 einerseits und die Reibbeläge 38, 53 anderer
seits sind jeweils durch einen einzigen kreisringartigen, geschlos
senen Reibring 37+52 bzw. 38+53 gebildet, das heißt, daß sowohl die
Reibbeläge 37, 52 als auch die Reibbeläge 38, 53 einteilig, das heißt
zusammenhängend ausgebildet sind. Die kreisringartigen geschlossenen
Reibringe 37+52 und 38+53 sind axial lose zwischen den Zwischen
scheiben 33, 50 und den jeweiligen Flächen 28, 45 bzw. 29, 46 angeord
net, das heißt, daß sie in Achsrichtung keine formschlüssige oder
durch eine Haft- bzw. Klebemasse sichergestellte Verbindung mit
einem Bauteil der Einrichtung aufweisen.
Zur radialen Festlegung der Reibringe 37+52 und 38+53 werden diese
über ihre radial äußere Mantelfläche an der inneren Mantelfläche 27c
des axialen Fortsatzes 27 geführt. In ähnlicher Weise wird die
Zwischenscheibe 33 über ihren Außenumfang 33a an dieser Mantelfläche
27c radial geführt bzw. gelagert, um eine einwandfreie Zentrierung
gegenüber der Schwungmasse 3 sicherzustellen.
Wie aus Fig. 1 ersichtlich ist, sind die Flächen 29 und 46 einer
seits, sowie die Flächen 28, 45 andererseits der beiden Reibvorkeh
rungen 14a, 14b zumindest annähernd in einer gleichen radialen Ebene
angeordnet. Radial innerhalb der Fläche 29 besitzt die Schwungmasse
3 einen Rücksprung bzw. eine kreisringartige Vertiefung 54, in der
die Scheibe 47 sowie die Tellerfeder 51 axial aufgenommen sind.
Die sich an der Schwungmasse 3 abstützenden Tellerfedern 34, 51 der
beiden Reibvorkehrungen 14a, 14b sind axial derart verspannt, daß die
von ihnen auf die Schlupfkupplungseinrichtung 14 bzw. deren Reibvor
kehrungen 14a, 14b ausgeübten Axialkräfte entgegengerichtet sind, das
bedeutet also, daß die beiden Tellerfedern 34 und 51 in Achsrichtung
gegeneinander verspannt sind. Die Tellerfedern 34 und 51 sind dabei
derart ausgestaltet, daß die von der Tellerfeder 34 infolge der
Verspannung ihres Grundkörpers aufgebrachte axiale Grundkraft größer
ist als die Axialkraft, welche die Tellerfeder 51 aufbringt. Dadurch
wird sichergestellt, daß auch bei sehr niedrigen Drehzahlen die
äußere Reibvorkehrung 14a axial verspannt bleibt und somit wirksam
ist.
Zwischen den Zwischenscheiben 33 und 50, welche die Ausgangsteile
der Reibvorkehrungen 14a, 14b bilden, ist eine begrenzte Relativ
verdrehung möglich. Hierfür weist der radiale äußere Zwischenflansch
33 radial nach innen weisende, zahnartige Vorsprünge 55 auf, welche
mit Umfangsspiel zwischen Vorsprünge 56, 56a eingreifen, welche am
Außenumfang der radial inneren Zwischenscheibe angeformt sind. Wie
aus Fig. 2 zu entnehmen ist, liegt der mögliche Relativverdrehwin
kel zwischen den beiden Zwischenscheiben 33 und 50 in der Größenord
nung von 25 Grad. Auch ist aus dieser Figur ersichtlich, daß die
Zwischenscheibe 50 für jede Drehrichtung einen gesonderten Satz von
Anschlagvorsprüngen, nämlich einerseits einen Satz 56 und anderer
seits einen Satz 56a aufweist. Dies hat den Vorteil, daß die beiden
Zwischenscheiben 33 und 50 in einem Arbeitsgang hergestellt werden
können, wobei die Vorsprünge 55 der äußeren Zwischenscheibe 33
zwischen zwei benachbarten Vorsprüngen 56a, 56 herausgestanzt werden.
Durch dieses Herausstanzen der Vorsprünge 55 werden die kleinen
Lücken 57 zwischen zwei benachbarten Vorsprüngen 56, 56a gebildet.
Die das Ausgangsteil der Reibungsrutschkupplungseinrichtung 14 bzw.
der Reibvorkehrung 14b bildende Zwischenscheibe 50 stellt gleich
zeitig das flanschartige Eingangsteil für die federnde Dämpfungsein
richtung 13 dar. Die Dämpfungseinrichtung 13 besitzt weiterhin ein
Paar von Seitenscheiben 26, 58, die beidseits der Zwischenscheibe 50
angeordnet sind und ausschließlich über Abstandsbolzen 59 in axialem
Abstand miteinander drehfest verbunden und an der Schwungmasse 4
angelenkt sind. Die Abstandsbolzen 59, die radial innerhalb von
Federn 63 angeordnet sind, dienen gleichzeitig zur Befestigung der
Scheibe 24, welche das Lager 16 gegenüber der Schwungmasse 4 axial
sichert. Hierzu ist die Scheibe 24 zwischen dem als Abstandshalter
für die Seitenscheiben 26, 58 dienenden Bund der Bolzen 59 und der
Scheibe 58 axial eingespannt. Weiterhin erstreckt sich die Scheibe
24 radial weiter nach innen als die Seitenscheibe 58 und überlappt
den äußeren Lagerring 17 radial.
In den Scheiben 26 und 58 sowie in den zwischen letzteren liegenden
Bereichen der Zwischenscheibe 50 sind geschlossene fensterartige
Ausnehmungen 60, 61 bzw. 62 eingebracht, in denen Kraftspeicher in
Form von Schraubenfedern 63 aufgenommen sind. Die Kraftspeicher 63
wirken einer relativen Verdrehung zwischen der Zwischenscheibe 50
und den beiden Seitenscheiben 26, 58 entgegen.
Weiterhin ist zwischen den Schwungmassen 3 und 4 eine Reibeinrich
tung 64 vorgesehen, die mit den Schraubenfedern 63 parallel geschal
tet ist. Die Reibeinrichtung 64 ist um den Zapfen 20 und axial
zumindest auf Höhe der Scheibe 26 sowie radial innerhalb derselben
angeordnet. Die Reibeinrichtung 64 weist eine Tellerfeder 65 auf,
die zwischen der Scheibe 26 und einem Druckring 66 verspannt ist.
Axial zwischen dem Druckring 66 und dem radialen
Bereich 3a ist ein Reibring 67 angeordnet. Der Druckring 66 besitzt
radial außen Ausleger 68, die in Ausschnitte 69 der Scheibe 26
eingreifen, wodurch der Druckring 66 gegenüber der Scheibe 26 in
Umfangsrichtung festgelegt werden kann.
Wie insbesondere aus Fig. 2 zu entnehmen ist, erstrecken sich die
Abstandsbolzen 59 axial durch in Umfangsrichtung längliche Ausneh
mung 70 der Zwischenscheibe 50. Die Begrenzung des möglichen Ver
drehwinkels der federnden Dämpfungseinrichtung 13 erfolgt, indem die
Abstandsbolzen 59 an den Endbereichen 71, 72 der Ausnehmungen 70 zur
Anlage kommen, wodurch ein weiteres Zusammendrücken der Federn 63
nicht mehr möglich ist.
Die sowohl das Eingangsteil der federnden Dämpfungseinrichtung 13
als auch das Ausgangsteil der Reibvorkehrung 14b bildende Zwischen
scheibe 50 weist eine zentrale Ausnehmung 73 auf, über deren Mantel
fläche 73a sie auf dem Zapfen 20 der Schwungmasse 3 radial geführt
bzw. gelagert ist, um eine einwandfreie Zentrierung gegenüber dieser
Schwungmasse 3 sicherzustellen. Hierfür weist der Zapfen 20 eine
kreisringförmige Lagerfläche 74 auf, die sich axial an die Abstufung
20a des Zapfens 20 anschließt. Wie aus Fig. 1 ersichtlich ist,
besitzt die Lagerfläche 74 einen größeren Durchmesser als die Man
telfläche 75 des Zapfens 20, auf der der Innenring 19 des Lagers 16
aufgenommen ist. Wie weiterhin ersichtlich ist, ist die Zentrier- bzw.
Lagerfläche 74 axial zwischen dem Wälzlager 16 und dem radialen
Bereich 3a der Schwungmasse 3 vorgesehen. Weiterhin sind die Ausneh
mungen 70 der Zwischenscheibe 50 radial zwischen der zentralen
Ausnehmung 73 und den Ausnehmungen 62 für die Schraubenfedern 63
vorgesehen.
Um eine einwandfreie Lagerung bzw. Zentrierung der Zwischenscheiben
33 und 50 zu ermöglichen, ist, wie aus Fig. 2 zu entnehmen ist,
zwischen den zahnartigen Vorsprüngen 55 der Zwischenscheibe 33 und
der Außenkontur der inneren Zwischenscheibe 50 einerseits sowie
zwischen den Vorsprüngen 56, 56a der inneren Zwischenscheibe 50 und
der inneren Kontur der äußeren Zwischenscheibe 33 andererseits, ein
radiales Spiel 76, 77 vorgesehen.
Wie aus Fig. 1 weiterhin ersichtlich ist, besitzen die beiden
Seitenscheiben 26, 58 der federnden Dämpfungseinrichtung 13 eine
unterschiedliche Materialstärke. Die von der Schwungmasse 4 durch
die flanschartige Zwischenscheibe 50 axial getrennte Seitenschei
be 26 besitzt eine wesentlich größere Materialstärke als die Sei
tenscheibe 58, welche sich unmittelbar an der Schwungmasse 4 axial
abstützt. Die größere Materialstärke für die Seitenscheibe 26 ist
erforderlich, um zu verhindern, daß diese durch die von den Federn
63 infolge der auf sie einwirkenden Zentrifugalkraft ausgeübte
Axialkraft verbogen wird. Um eine Verbiegung bzw. eine Verformung
der eine geringere Materialstärke aufweisenden Seitenscheibe 58 zu
verhindern, weist die Schwungmasse 4 über den Umfang verteilte
axiale Vorsprünge 78 auf, welche die Seitenscheibe 58 an einem
radial weiter außen liegenden Bereich axial abstützen. Die axialen
Vorsprünge 78 sind derart angeordnet, daß sie - in Umfangsrichtung
der Scheibe 58 betrachtet - jeweils zwischen zwei Schraubenfedern 63
an der Seitenscheibe 58 zur Anlage kommen. Bei dem dargestellten
Ausführungsbeispiel sind die axialen Vorsprünge 78 radial außerhalb
der Achsen der Federn 63 angeordnet.
Die beiden Reibringe 37+52 und 38+53 weisen Ausnehmungen 79, 80 auf,
in denen sich der Abrieb der Reibringe zumindest zeitweise sammeln
kann. Die Ausnehmungen 79, 80 sind im radialen Bereich der Reibringe
vorgesehen, in dem sich die zahnartigen Vorsprünge 55 der äußeren
Zwischenscheibe 33 und die zahnartigen Vorsprünge 56, 56a der inneren
Zwischenscheibe 50 radial überlappen.
Im folgenden sei die Funktion der Einrichtung gemäß den Fig. 1
und 2 anhand des in Fig. 3 dargestellten Diagramms näher erläutert.
In diesem Diagramm ist auf der Abszissenachse der Verdrehwinkel
zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 und auf der Ordinatenachse
das von der Rutschkupplungseinrichtung 14 und der federnden Dreh
schwingungsdämpfungseinrichtung 13 übertragbare Moment aufgetragen.
Dabei ist zu berücksichtigen, daß das von der Rutschkupplungsein
richtung 14 übertragbare Moment infolge der Fliehkraftabhängigkeit
der Reibvorkehrung 14a variabel ist. Weiterhin wird bei Fig. 3
davon ausgegangen, daß die Vorsprünge 55 der Zwischenscheibe 33 an
den Vorsprüngen 56a oder 56 der Zwischenscheibe 50, bei Beginn der
Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungmassen 3, 4, anliegen
und somit der gesamtmögliche Relativverdrehwinkel zwischen den
beiden Zwischenscheiben 33 und 50 durchfahren wird.
Ausgehend von der Ruheposition 81 der beiden Schwungmassen 3 und 4
werden bei einer Relativverdrehung zwischen diesen beiden Schwung
massen 3, 4 zumindest einige der Schraubenfedern 63 des Dämpfers 13
komprimiert und zwar so lange, bis das von ihnen aufgebrachte Moment
das Rutschmoment der Reibvorkehrung 14b überwinden kann. Dies ist
der Fall bei Überschreitung des Verdrehwinkelbereiches 82 zwischen
den beiden Schwungmassen 3 und 4. Bei Fortsetzung der Verdrehung in
die gleiche Richtung rutscht die Reibvorkehrung 14b durch und zwar
solange bis die Vorsprünge 55 an den in der entsprechenden Drehrich
tung gegenüberliegenden Vorsprüngen 56 oder 56a zum Anschlag kommen.
Dieser mögliche Durchrutschwinkel der Reibvorkehrung 14b ist in
Fig. 3 durch den Verdrehwinkelbereich 83 dargestellt. Dieser Ver
drehwinkelbereich 83 kann je nach den gestellten Anforderungen
beliebig variiert werden. Für die meisten Anwendungsfälle ist es
jedoch zweckmäßig, wenn dieser Verdrehwinkel 83 in der Größenordnung
zwischen 10 und 120 Grad liegt. Wie bereits vorerwähnt, beträgt
dieser Verdrehwinkel 83 bei dem in Fig. 1 und 2 dargestellten
Ausführungsbeispiel 25 Grad.
Bei Fortsetzung der Verdrehung in die gleiche Richtung und Über
schreitung des Bereiches 83 werden infolge des durch die Reibvor
kehrung 14a übertragbaren höheren Reibmomentes die Schraubenfedern 63
weiter komprimiert und zwar so lange, bis nach Durchfahren eines
Verdrehwinkelbereiches 84 die Bolzen 59 an den Endbereichen 71 oder
72 der Ausnehmungen 70 zur Anlage kommen, so daß dann die federnde
Dämpfungseinrichtung 13 keine weitere Relativverdrehung zwischen den
beiden Schwungmassen 3 und 4 zuläßt. Eine weitere Relativverdrehung
zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 ist dann nur möglich, wenn
das von der Brennkraftmaschine an die Schwungmasse 3 abgegebene
Moment, z. B. infolge von hohen Ungleichförmigkeitsspitzen, größer
ist als das von der Reibvorkehrung 14 a übertragbare Moment. Dieses
Moment ist abhängig von der Drehzahl der Brennkraftmaschine und in
Fig. 3 mit 85 bezeichnet. Bei der dargestellten Kennlinie ist das
Rutschmoment 85 der Reibvorkehrung 14a größer als das Moment 86, bei
dem die federnde Dämpfungseinrichtung 13 auf Block geht. Es kann
jedoch zweckmäßig sein, wenn bis zu einer bestimmten Drehzahl das
von der Reibvorkehrung 14a übertragbare Moment geringer ist als das
Moment, bei dem die federnde Dämpfungseinrichtung 13 auf Block geht.
Bei Überschreitung des von der Reibvorkehrung 14a übertragbaren
Momentes sind beide Schwungmassen 3 und 4 unbegrenzt relativ zuei
nander verdrehbar, das bedeutet also, daß zwischen diesen beiden
Schwungmassen 3, 4 dann kein Anschlag vorhanden ist, der die relative
Verdrehung begrenzt.
Für das dargestellte Ausführungsbeispiel entspricht das in Fig. 3
eingetragene Rutschmoment 85 der Reibvorkehrung 14a dem kleinsten
von der Reibvorkehrung 14a übertragbaren Moment, das bedeutet, daß
dieses Moment 85 von der Reibvorkehrung 14a auch bei Drehzahl 0
übertragen werden kann.
In dem in Fig. 4 dargestellten Diagramm ist auf der Abszissenachse
die Drehzahl der Brennkraftmaschine und auf der Ordinatenachse das
von der Reibvorkehrung 14a der Rutschkupplungseinrichtung 14 über
tragbare Moment aufgetragen. Wie bereits erläutert, kann die Rutsch
kupplungseinrichtung 14 bei Stillstand der Brennkraftmaschine auf
grund der durch den vorgespannten Tellerfedergrundkörper 39 aufge
brachten Kraft ein Grundmoment 85 übertragen. Aufgrund des axialen
Versatzes der Bereiche 41 und 42 gegenüber dem Tellerfedergrundkör
per 39 möchten diese Bereiche 41, 42 infolge der bei Rotation der
Brennkraftmaschine auf sie einwirkenden Zentrifugalkraft ein Moment
auf den Tellerfedergrundkörper 39 ausüben. Da die Tellerfederzungen
40 sich jedoch mit ihren Bereichen 36 an der Scheibe 30 axial ab
stützen, wird das Moment abgefangen, wodurch eine axiale Kraft auf
die Scheibe 30 übertragen wird. Diese axiale Kraft nimmt mit der
Drehzahl der Brennkraftmaschine zu, wie dies aus dem von der Reib
vorkehrung 14a übertragbaren Momentenverlauf 87, der parabelförmig
ansteigt, ersichtlich ist. Die Zungen 40 müssen derart ausgestaltet
werden, daß der Verlauf 87 des von der Rutschkupplungseinrichtung 14
bzw. deren Reibvorkehrung 14a übertragbaren Momentes stets oberhalb
des Momentenverlaufes der Brennkraftmaschine verläuft. Dies bedeu
tet, daß das von der Rutschkupplungseinrichtung 14 übertragbare Mo
ment, über den Drehzahlbereich der Brennkraftmaschine betrachtet,
stets größer sein muß als das von der Brennkraftmaschine abgegebene
Moment.
Bei dem in Fig. 5 gezeigten Detail einer Ausführungsvariante einer
Einrichtung gemäß der Erfindung ist zwischen der äußeren Mantel
fläche 133a der Zwischenscheibe 33 und der inneren Mantelfläche 27c
des axialen hohlzylinderförmigen Ansatzes 27 ein Reib- oder Gleit
belag 100 vorgesehen. Dieser Belag kann auf der äußeren Mantelfläche
133a der Zwischenscheibe 33 oder der inneren Mantelfläche 27c des
axialen Ansatzes 27 befestigt sein, z. B. durch Aufkleben.
Bei dem in Fig. 6 gezeigten Detail einer erfindungsgemäßen Ausfüh
rungsform weisen die zur Zentrierung der Zwischenscheibe 33 gegenü
ber der Schwungmasse 3 dienenden Mantelflächen 33a, 27c eine Be
schichtung 200, 201 auf. Die Beschichtungen 200, 201 sollen dem Ver
schleiß im Bereich der Zentrierung der Zwischenscheibe 33 gegenüber
der Schwungmasse 3 verringern.
Bei dem in Fig. 7 gezeigten Detail einer erfindungsgemäßen Aus
führungsform besitzt die Lager- bzw. Zentrierfläche 74a der Schwung
masse 3 sowie die Zentrier- bzw. Lagerfläche 73a eine Beschichtung 202, 203.
Diese Beschichtungen 202, 203 sollen den Verschleiß im
Bereich der Zentrierung der Zwischenscheibe 50 auf der Schwungmasse
3 verringern.
Die Beschichtungen 200, 201 gemäß Fig. 6 oder 202, 203 gemäß Fig. 7
können durch eine Hartnickelschicht (z. B. Durnicoat eingetragenes Warenzeichen) oder durch eine
Polytetrafluoräthylen enthaltende Schicht gebildet sein. Dabei
können die zusammenwirkenden Beschichtungen, nämlich 200 und 201
sowie 202 und 203 aus verschiedenen Werkstoffen sein, also verschie
dene Eigenschaften aufweisen.
Bei dem in Fig. 8 gezeigten Detail einer erfindungsgemäßen Ausfüh
rungsform ist die Zwischenscheibe 50 über einen ringförmigen Lager
ring bzw. eine Lagerbuchse 300 auf dem Zapfen 27 der Schwungmasse 3
gelagert. Die Lagerbuchse 300 ist auf der Zwischenscheibe 50 zumin
dest gegen Verdrehung gesichert.
Weiterhin können bei den Ausführungsvarianten gemäß den Fig. 5
und 8 die Zentrierflächen, welche mit dem Reib- oder Gleitbelag 100
bzw. der Lagerbuchse 300 zusammenwirken, z. B. die Lagerfläche 73a
eine Beschichtung, wie sie in Zusammenhang mit den Fig. 6 und 7
beschrieben wurde, aufweisen.
Die auf die Lager- bzw. Zentrierflächen aufgebrachten Beschichtun
gen können auch aus anderen Materialien bzw. Werkstoffen, welche die
Eigenschaft haben, den Verschleiß durch Reibung zu verringern,
gebildet sein. So können diese Beschichtungen durch z. B. Chrom oder
Molybdän enthaltende Schichten gebildet sein.
Claims (33)
1. Einrichtung zum Kompensieren der Drehstöße von
Brennkraftmaschinen, insbesondere mit zumindest wirkungsmäßig
zwischen zwei relativ zueinander verdrehbaren Schwungmassen
angeordneten Dämpfern, wobei die eine, erste, Schwungmasse mit der
Brennkraftmaschine und die andere, zweite, mit dem Eingangsteil
eines Getriebes verbindbar sind, wobei
zwischen den beiden Schwungmassen mindestens drei wirkungsmäßig
nacheinander einsetzende Dämpfungseinrichtungen vorgesehen sind,
wobei jede Dämpfungseinrichtung mindestens ein Eingangsteil und
mindestens ein Ausgangsteil besitzt, dadurch gekennzeichnet, daß
wenigstens zwei der durch die Eingangsteile
oder die Ausgangsteile gebildeten Teile, die jeweils für sich unterschiedlichen Dämpfungseinrichtungen
zugeordnet sind, gegenüber beiden Schwungmassen verdrehbar auf der gleichen
Schwungmasse zentriert sind.
2. Einrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß
wenigstens eines der gegenüber beiden Schwungmassen verdrehbaren
Ausgangsteile weiterhin das Eingangsteil für eine andere der
Dämpfungseinrichtungen bildet.
3. Einrichtung nach Anspruch 1 oder 2, wobei eine der Schwungmassen
einen im Bereich des Außenumfangs vorgesehenen, axial sich er
streckenden hohlzylindrischen Ansatz sowie einen zentralen zapfen
artigen Ansatz aufweist, dadurch gekennzeichnet, daß eines der
beiden gegenüber den Schwungmassen verdrehbaren Teile auf dem
zapfenartigen Ansatz und das andere Teil am hohlzylindrischen An
satz zentriert ist.
4. Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeich
net, daß das eine der gegenüber den Schwungmassen verdrehbaren
Teile eine zentrale Ausnehmung aufweist und den zapfenartigen
Ansatz umgibt.
5. Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeich
net, daß das andere der gegenüber den Schwungmassen verdrehbaren
Teile über seinen Außenumfang an der inneren Mantelfläche des
hohlzylindrischen Ansatzes zentriert ist.
6. Einrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß das eine
Teil über die Mantelfläche der zentralen Ausnehmung auf dem
zapfenartigen Ansatz zentriert ist.
7. Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeich
net, daß radial zwischen dem einen Teil und dem zapfenartigen
Ansatz ein Reib- oder Gleitbelag vorgesehen ist.
8. Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeich
net, daß radial zwischen dem anderen Teil und dem hohlzylin
drischen Ansatz ein Reib- oder Gleitbelag vorgesehen ist.
9. Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeich
net, daß zumindest die Zentrierfläche des hohlzylindrischen
Ansatzes und/oder die Zentrierfläche des zapfenartigen Ansatzes
auf denen das jeweilige Teil gelagert ist, eine Beschichtung
aufweist.
10. Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeich
net, daß zumindest eines der relativ zu den Schwungmassen
verdrehbaren Teile wenigstens im Bereich seiner Zentrierfläche
eine Beschichtung aufweist.
11. Einrichtung nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, daß
die Beschichtung eine Hartnickelschicht ist.
12. Einrichtung nach einem der Ansprüche 9, 10, dadurch gekennzeichnet,
daß die Beschichtung eine Polytetrafluoräthylen enthaltende Be
schichtung ist.
13. Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch
gekennzeichnet, daß die beiden relativ zu den Schwungmassen
verdrehbaren Teile auf der ersten mit der Brennkraftmaschine
verbindbaren Schwungmasse zentriert sind.
14. Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 13, wobei auf dem
zapfenartigen Ansatz der ersten Schwungmasse ein Wälzlager
aufgenommen ist, zur Lagerung der zweiten Schwungmasse gegenüber
der ersten, dadurch gekennzeichnet, daß die Zentrier- bzw.
Lagerfläche für das eine Teil axial zwischen dem Wälzlager und
einem radialen Flanschbereich welcher den zapfenartigen Ansatz mit
dem hohlzylindrischen Ansatz verbindet, vorgesehen ist.
15. Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch
gekennzeichnet, daß die beiden Teile scheibenartig ausgebildet
sind und - in axialer Richtung betrachtet - sich zumindest
annähernd auf gleicher Höhe befinden.
16. Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch
gekennzeichnet, daß die Einrichtung mindestens eine drehelastische
Dämpfungseinrichtung sowie wenigstens zwei Reibungsdämpfungsvor
kehrungen aufweist, die wirkungsmäßig nacheinander wirksam werden.
17. Einrichtung nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß die Rei
bungsdämpfungsvorkehrungen mindestens eine Rutschkupplung bilden.
18. Einrichtung nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß die
beiden Reibungsdämpfungsvorkehrungen radial übereinander angeord
net sind.
19. Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 18, dadurch
gekennzeichnet, daß die Reibungsdämpfungsvorkehrungen durch minde
stens zwei an einer der Schwungmassen drehfeste, jedoch relativ
zueinander axial verlagerbare kreisringartige Flächen und min
destens eine zwischen diesen vorgesehene und axial eingespannte
Zwischenscheibe gebildet ist, wobei die Zwischenscheiben jeweils
eines der beiden gegenüber beiden Schwungmassen verdrehbaren Teile
bilden.
20. Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch
gekennzeichnet, daß die beiden Zwischenscheiben der beiden
Reibungsdämpfungsvorkehrungen radial übereinander angeordnet sind
und axial sich zumindest annähernd auf gleicher Höhe befinden.
21. Einrichtung nach einem der Ansprüche 18 bis 20, dadurch gekenn
zeichnet, daß die radial innere Zwischenscheibe und die radial
äußere Zwischenscheibe begrenzt zueinander verdrehbar sind, wobei
die radial äußere Zwischenscheibe bei Überschreitung des maximalen
Momentes, welches von der diese Zwischenscheibe umfassenden
Reibungsdämpfungsvorkehrung übertragbar ist, unbegrenzt gegenüber
den Flächen drehbar ist.
22. Einrichtung nach einem der Ansprüche 18 bis 21, dadurch gekenn
zeichnet, daß die radial innere Zwischenscheibe über die dreh
elastische Dämpfungseinrichtung mit der anderen Schwungmasse in
Verbindung steht.
23. Einrichtung nach einem der Ansprüche 18 bis 22, dadurch
gekennzeichnet, daß zumindest im radialen Bereich der
kreisringartigen Reibflächen der Reibungsdämpfungsvorkehrungen
beidseits der Zwischenscheiben Reibbeläge vorgesehen sind.
24. Einrichtung nach Anspruch 23, dadurch gekennzeichnet, daß
zumindest die auf einer der Seiten der Zwischenscheiben
vorgesehenen Reibbeläge beider Reibungsdämpfungsvorkehrungen durch
einen einteiligen Reibring gebildet sind.
25. Einrichtung nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, daß der
Reibring Ausnehmungen aufweist.
26. Einrichtung nach einem der Ansprüche 23 bis 25, dadurch
gekennzeichnet, daß die beidseits der Zwischenscheiben
vorgesehenen Reibringe lose angeordnet sind.
27. Einrichtung nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, daß die
Reibringe mit ihrem Außenumfang an der inneren Mantelfläche des
hohlzylindrischen Ansatzes der ersten Schwungmasse zentriert sind.
28. Einrichtung nach einem der Ansprüche 19 bis 27, dadurch
gekennzeichnet, daß die radial äußere Zwischenscheibe radial nach
innen weisende Vorsprünge aufweist, die mit Umfangsspiel in
Eingriff stehen mit radial nach außen weisenden Vorsprüngen der
radial inneren Zwischenscheibe.
29. Einrichtung nach einem der Ansprüche 19 bis 28, dadurch
gekennzeichnet, daß die radial weiter innen liegende
Zwischenscheibe gleichzeitig das Eingangsteil der drehelastischen
Dämpfungseinrichtung bildet und auf dem zapfenartigen
Ansatz verdrehbar gelagert ist.
30. Einrichtung nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei die drehelastische Dämpfungseinrichtung mindestens zwei
beidseits ihres flanschartigen Eingangsteils angeordnete
Seitenscheiben aufweist, die mit einer der Schwungmassen drehfest
sind und wobei zwischen dem Eingangsteil und den Seitenscheiben in
Umfangsrichtung wirksame Dämpfungsfedern vorgesehen sind, dadurch
gekennzeichnet, daß die Seitenscheiben verschiedene
Materialstärken aufweisen.
31. Einrichtung nach Anspruch 30, dadurch gekennzeichnet, daß die Sei
tenscheibe welche durch das flanschartige Eingangsteil von der
Schwungmasse auf der sie befestigt ist, axial getrennt ist, die
größere Materialstärke aufweist.
32. Einrichtung nach Anspruch 30 oder 31, dadurch gekennzeichnet, daß
das Verhältnis der Materialstärke der dickeren Scheibe gegenüber
der Materialstärke der dünneren Scheibe zwischen 1,5 und 3 liegt.
33. Einrichtung nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß zur Begrenzung des Winkelausschlages
der drehelastischen Dämpfungseinrichtung durch
Abstandsbolzen gebildete Anschläge vorgesehen sind, die die
Seitenscheiben einerseits untereinander und andererseits mit einer
der Schwungmassen fest verbinden und weiterhin durch in
Umfangsrichtung längliche Ausnehmungen des flanschartigen
Eingangsteiles axial hindurchragen.
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