DE3745088B4

DE3745088B4 - Einrichtung zum Dämpfen von Schwingungen

Info

Publication number: DE3745088B4
Application number: DE3745088A
Authority: DE
Inventors: Paul Maucher; Oswald Friedmann
Original assignee: LuK Lamellen und Kupplungsbau Beteiligungs KG; LuK Lamellen und Kupplungsbau GmbH
Current assignee: Schaeffler Buehl Verwaltungs GmbH; LuK Lamellen und Kupplungsbau GmbH
Priority date: 1986-07-05
Filing date: 1987-07-01
Publication date: 2004-09-30
Anticipated expiration: 2007-07-02

Abstract

Einrichtung zum Dämpfen von Schwingungen, insbesondere im Antriebsstrang eines Fahrzeuges zwischen Motor und Getriebe, mit mindestens zwei zueinander verdrehbar gelagerten Schwungradelementen, zwischen denen Dämpfungsmittel vorgesehen sind und wobei das erste Schwungradelement mit dem Motor und das zweite Schwungradelement über eine Kupplung, wie eine Reibungskupplung, mit dem Getriebe verbindbar ist und zwischen den Schwungradelementen mindestens zwei parallel wirksame drehelastische Dämpfer vorhanden sind, wobei bei einer Relativverdrehung der beiden Schwungradelemente (3, 4) der erste Dämpfer (13) über einen ersten Winkelbereich alleine und der zweite Dämpfer (14) über einen sich daran anschließenden zweiten Winkelbereich gemeinsam mit dem ersten Dämpfer (13) einer Relativverdrehung der Schwungradelemente (3, 4) entgegenwirkt, wobei die radialen Abstützkräfte von Dämpfungsmitteln eine fliehkraftabhängige Reibungsdämpfung erzeugen.

Description

Die Erfindung betrifft eine Einrichtung zum Dämpfen von Schwingungen; insbesondere im Antriebsstrang eines Fahrzeuges zwischen Motor und Getriebe, mit mindestens zwei zueinander verdrehbar gelagerten Schwungradelementen, zwischen denen Dämpfungsmittel vorgesehen sind und wobei das erste Schwungradelement mit dem Motor verbindbar ist und das zweite Schwungradelement über eine Kupplung, wie eine Reibungskupplung, mit dem Getriebe verbindbar ist.

Derartige Einrichtungen, wie sie beispielsweise durch die DE 3430457 A1 und DE 3505069 C1 vorgeschlagen wurden, besitzen als Dämpfungsmittel in der Regel zwischen den Schwungradelementen sowohl in Umfangsrichtung wirksame Kraftspeicher, wie Schraubenfedern, die Energie speichern, als auch in Achsrichtung wirksame Kraftspeicher, die im Zusammenwirken mit Reib- oder Gleitbelägen eine Reibung, das heißt eine Hysterese bewirken, die parallel zu den in Umfangsrichtung wirksamen Kraftspeichern geschaltet ist.

Die Massenträgheitsmomente der Schwungradelemente und die zwischen diesen Elementen wirksamen Dämpfungsmittel sind dabei derart bemessen, dass die kritische Grundfrequenz bzw. die kritische Drehzahl eines mit einer solchen Dämpfungseinrichtung ausgestatteten Antriebssystems unterhalb der Frequenz der Motorschwingungen bei Betrieb des Motors oberhalb einer Grenzdrehzahl liegt.

Um einen einwandfreien Betrieb eines mit einem solchen Antriebssystem ausgerüsteten Fahrzeuges zu ermöglichen, ist diese Grenzdrehzahl kleiner als die Leerlaufdrehzahl des Motors.

Der vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, derartige Einrichtungen zu verbessern, insbesondere deren Dämpfungswirkung, so dass eine optimale Filtrierung der zwischen Motor und Getriebe auftretenden Schwingungen sowohl bei niedrigen als auch bei hohen Drehzah len, bei Resonanzdrehzahl, beim Anlassen bzw. beim Abstellen oder dergleichen erzielt wird. Weiterhin soll die erfindungsgemäße Einrichtung in besonders einfacher und kostengünstiger Weise herstellbar sein und eine hohe Lebensdauer aufweisen.

Gemäß der Erfindung wird dies dadurch erzielt, dass zwischen den Schwungradelementen mindestens zwei parallel wirksame drehelastische Dämpfer vorhanden sind, wobei ausgehend von einer Ruhestellung bzw. einem Mittellagenbereich der Schwungradelemente bei einer Relativverdrehung derselben der erste Dämpfer über einen ersten Winkelbereich alleine und der zweite Dämpfer über einen sich daran anschließenden zweiten Winkelbereich gemeinsam mit dem ersten Dämpfer einer Relativverdrehung der Schwungradelemente entgegenwirkt und wobei die radialen Abstützkräfte von Dämpfungsmitteln eine fliehkraftabhängige Reibungsdämpfung erzeugen.

Die durch die Dämpfungsmittel, wie insbesondere Schraubendruckfedern, erzeugte fliehkraftabhängige bzw. drehzahlabhängige Reibungsdämpfung gewährleistet, dass bei niedrigen Drehzahlen, wie z. B. Leerlaufdrehzahl, die federnden Dämpfungsmittel nur geringfügig durch die parallel geschaltete Reibungsdämpfung in ihrem Federverhalten beeinflusst werden. Dies ist insbesondere bei Leerlaufdrehzahl vorteilhaft, da hier Drehschwingungen mit verhältnismäßig geringen Drehmomentspitzen auftreten.

Ein derartiger Aufbau der Einrichtung ermöglicht es auch, die im zweiten Winkelbereich wirksam werdenden Kraftspeicher derart auszubilden, dass diese sehr hohe Wechseldrehmomente absorbieren bzw. abfangen können, wobei auch beim Auftreten von Drehmomentstoßspitzen ein zu harter Anschlag vermieden werden kann. Vorteilhaft kann es sein, wenn die Federn des zweiten Dämpfers auf Block gehen, wodurch im letzten Teilbereich der Relativverdrehung, in dem die Windungen praktisch schon aneinander liegen, jedoch aufgrund von radialen Verschiebungen eine geringe axiale Bewegung ausführen können, einen sehr hohen Anstieg bzw. eine hohe Progressivität der Federrate bzw. Federkennung erzeugt werden kann. Der im zweiten Winkelbereich wirksam werdende Dämpfer kann somit einen Anschlagdämpfer mit sehr hohem Anschlagmoment bilden, der die Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungradelementen begrenzen kann.

Für den Aufbau und die Funktion der Einrichtung kann es vorteilhaft sein, wenn der zweite Dämpfer radial innerhalb des ersten Dämpfers vorgesehen ist. Zweckmäßig kann es sein, wenn die Verdrehsteifigkeit des zweiten Dämpfers größer ist als die des ersten.

Um die Lebensdauer der Dämpfungseinrichtung zu erhöhen, kann es zweckmäßig sein, wenn zumindest zwischen den eine fliehkraftabhängige Reibungsdämpfung erzeugenden Dämpfungsmitteln und den diese radial abstützenden Bauteilen des ersten Schwungradelementes ein Verschleißschutz angeordnet ist. Die Anordnung eines Verschleißschutzes zwischen erstem Schwungradelement und zumindest einem der Dämpfer ist grundsätzlich vorteilhaft bei einem Aufbau einer Dämpfungseinrichtung mit zwei parallel wirksamen, drehelastischen Dämpfern, wobei der erste Dämpfer über einen ersten Winkelbereich alleine und der zweite Dämpfer über einen sich daran anschließenden zweiten Winkelbereich gemeinsam mit dem ersten Dämpfer einer Relativverdrehung der beiden Schwungradelemente entgegenwirkt.

Für die Wirkungsweise und die Konstruktion der Einrichtung kann es weiterhin von Vorteil sein, wenn der zweite radial innere Dämpfer ein Eingangsteil besitzt, das gegenüber dem Eingangsteil des ersten Dämpfers begrenzt verdrehbar ist. Das Eingangsteil des ersten Dämpfers kann dabei durch das eine Schwungradelement gebildet sein. Durch eine derartige Ausgestaltung der Einrichtung können die im Eingangsteil und im Ausgangsteil des zweiten Dämpfers vorgesehenen Aufnahmen, wie Fenster, für die Kraftspeicher des zweiten Dämpfers – in Umfangsrichtung betrachtet – die gleiche Erstreckung aufweisen.

Ein besonders einfacher Aufbau der Einrichtung kann dadurch erzielt werden, dass beide Dämpfer ein gemeinsames Ausgangsteil besitzen, welches mit dem anderen Schwungradelement verbunden ist.

Zur Reduzierung des Verschleißes und falls notwendig zur besseren Anpassung der Dämpfungscharakteristik der Einrichtung an bestimmte Anwendungsfälle kann es besonders vorteilhaft sein, wenn die Bauteile des ersten Schwungradelements mindestens einen radial nach außen hin geschlossenen Ringraum bilden. Dieser Ringraum kann zumindest teilweise mit einem viskosen Medium, z. B. Schmiermittel gefüllt sein, wobei zumindest der radial weiter außen liegende Dämpfer in diesen Ringraum aufgenommen sein kann. Durch das viskose Medium wird die zwischen den Kraftspeichern des äußeren Dämpfers und den diese radial abstützenden Bereichen auftretende Reibung verringert.

In vorteilhafter Weise kann eine seitliche Wandung des Ringraumes durch einen radialen Flansch des ersten Schwungradelements gebildet sein.

Die andere der den Ringraum bildenden, seitlichen Wandungen, kann axial zwischen der vorerwähnten einen seitlichen Wandung und dem zweiten Schwungradelement angeordnet sein.

Die äußere Wandung des Ringraumes kann in vorteilhafter Weise durch einen ringförmigen, sich axial zwischen den beiden Seitenwandungen erstreckenden Ansatz gebildet sein. An diesem axialen Ansatz können sich zumindest einzelne der Dämpfungsmittel, wie z. B. Schraubendruckfedern, wenigstens teilweise und zumindest unter Fliehkrafteinwirkung in radialer Richtung abstützen. Vorteilhaft kann es dabei sein, wenn zumindest im Bereich der Abstützung für die Dämpfungsmittel das erste Schwungradelement einen Verschleißschutz aufweist.

Für die Herstellung kann es besonders zweckmäßig sein, wenn wenigstens eine der den Ringraum bildenden seitlichen Wandungen als Blechformteil ausgebildet ist.

Zur Beaufschlagung der Dämpfungsmittel kann es zweckmäßig sein, wenn mit dem zweiten Schwungradelement ein Flansch drehschlüssig verbunden ist, wobei dieser Flansch radiale Ausleger zur Beaufschlagung der Dämpfungsmittel aufweisen kann.

Der sich axial zwischen den beiden Wandungen erstreckende Ansatz kann in vorteilhafter Weise auch einstückig mit wenigstens einer dieser Wandungen ausgebildet sein.

Obwohl es für manche Anwendungsfälle vorteilhaft sein kann, wenn lediglich der äußere Dämpfer im Ringraum aufgenommen ist, kann es für andere Anwendungsfälle zweckmäßig sein, wenn beide Dämpfer in diesem Ringraum vorgesehen sind. Für die Abdichtung des Ringraums kann es vorteilhaft sein, wenn das den beiden Dämpfern gemeinsame Ausgangsteil von innen her sich radial in den Ringraum erstreckt, so dass die zwischen den beiden Schwungradelementen vorzusehenden dynamischen Dichtungen radial innerhalb des Niveaus des im Ringkanal vorgesehenen viskosen Mediums angeordnet werden können.

In besonders einfacher Weise kann das Ausgangsteil der beiden Dämpfer durch zwei miteinander verbundene Scheibenteile gebildet werden, die Aussparungen für die Kraftspeicher des ersten und zweiten Dämpfers aufweisen und die zumindest im radialen Aufnahmebereich für die Kraftspeicher des innen liegenden Dämpfers axial beabstandet sind. In besonders einfacher Weise kann dieser axiale Abstand dadurch erzeugt werden, dass die beiden Scheibenteile im radialen Aufnahmebereich für die Kraftspeicher des radial außen liegenden Dämpfers aufeinander zu getopft bzw. getellert sind und aneinander aufliegen. Bei einem derart ausgestalteten Ausgangsteil kann in vorteilhafter Weise zwischen den axial beabstandeten Bereichen der Scheibenteile das Eingangsteil des radial innen liegenden Dämpfers vorgesehen werden, wodurch eine kompakte Bauweise der Einrichtung ermöglicht wird.

Weiterhin kann es von Vorteil sein, wenn eines der Scheibenteile unmittelbar mit dem anderen Schwungradelement verbunden ist und das andere auf diesem einen Scheibenteil befestigte Scheibenteil einen größeren Innendurchmesser aufweist als das eine Scheibenteil und auf der dem anderen Schwungradelement abgewandten Seite des einen Scheibenteils vorgesehen ist. Das Eingangsteil des radial innen liegenden Dämpfers kann sich dabei radial weiter nach innen erstrecken als das andere Scheibenteil. Besonders vorteilhaft kann es dabei sein, wenn die radial inneren Bereiche des Eingangsteils des radial inneren Dämpfers Anschläge bilden zur Begrenzung des Verdrehwinkels gegenüber dem Eingangsteil des radial äußert liegenden Dämpfers. Die mit diesen Anschlägen zusammenwirkenden Gegenanschläge können dabei in einfacher Weise an dem einen Schwungradelement vorgesehen sein. Die Gegenanschläge können durch auf dem einen Schwungradelement befestigte Nietelemente gebildet sein und die Anschläge des Eingangsteils des radial inneren Dämpfers durch am Innenumfang dieses Eingangsteiles vorgesehene Vorsprünge.

Für die Funktion der Einrichtung kann es besonders vorteilhaft sein, wenn wenigstens einige der Kraftspeicher des inneren Dämpfers in Umfangsrichtung spielfrei in Fenster des Eingangsteils und Ausgangsteils dieses Dämpfers aufgenommen sind. Für manche Anwendungsfälle kann es dabei zweckmäßig sein, wenn die Kraftspeicher des inneren Dämpfers zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil dieses Dämpfers derart vorgesehen sind, dass sie Stufen bilden, das bedeutet also, dass wenigstens zwei Kraftspeicher nach unterschiedlichen Verdrehwinkeln zur Wirkung kommen. Für andere Anwendungsfälle kann es jedoch von Vorteil sein, wenn die Kraftspeicher des inneren Dämpfers zumindest annähernd gleichzeitig einsetzen bzw. komprimiert werden, wodurch sich ein sehr steiler Anstieg des Verdrehwiderstandes ergibt. Ein derart plötzlicher Anstieg des Verdrehwiderstandes zwischen den beiden Schwungradelementen ist insbesondere in den Endbereichen des möglichen Relativverdrehwinkels zwischen den beiden Schwungradelementen von Vorteil, da dadurch die Wechseldrehmomentspitzen bzw. die Schwingungen sehr großer Amplitude federnd abgefangen werden können.

Ein besonders einfacher Aufbau der Einrichtung kann dadurch ermöglicht werden, dass der Ringraum durch eine den radial äußeren Dämpfer umschließende äußere Wandung sowie durch von letzterer ausgehende radial nach innen verlaufende und axial zwischen sich das Ausgangsteil der Dämpfer aufnehmende seitliche Wandungen gebildet ist.

In besonders einfacher Weise kann der mindestens einen Dämpfer aufnehmende Ringraum durch zwei schalenartige Gehäusehälften gebildet werden. Dabei kann es für manche Anwendungsfälle von Vorteil sein, wenn die Gehäusehälften durch Gußteile gebildet sind, für andere Anwendungsfälle kann es jedoch auch zweckmäßig sein, wenn wenigstens eine der Gehäusehälften durch ein Blechformteil gebildet ist.

Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn der Ringraum durch zwei halbschalenartige Blechformteile gebildet ist, wobei diese Bestandteile des mit dem Motor verbundenen Schwungradelementes sein können. Ein Vorteil derarttiger Blechformteile gegenüber durch Verspanung hergestellten Teilen besteht im wesentlich reduzierten Fertigungsaufwand.

Für die Funktion der Einrichtung kann es weiterhin von Vorteil sein, wenn die seitlichen Wandungen axiale Einbuchtungen zur Aufnahme zumindest der Kraftspeicher des äußeren Dämpfers aufweisen und die Einbuchtungen zumindest im radial äußeren Bereich an den Umfang des Querschnittes der Kraftspeicher angeglichen sind. Eine derartige Ausgestaltung der Einrichtung ermöglicht eine einwandfreie Führung der in den Einbuchtungen aufgenommenen Federn, so daß diese Federn verhältnismäßig lang ausgebildet werden können und somit ein großer Verdrehwinkel zwischen den beiden Schwungradelementen ermöglicht wird. Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn die Einbuchtungen einen Torus bzw. ringartigen Raum begrenzen, in dem Kraftspeicher wie Schraubenfedern aufgenommen sind, die sich zumindest unter Fliehkrafteinwirkung an den die Einbuchtungen begrenzenden Flächen radial abstützen.

Eine besonders einfache Abdichtung des Ringraumes nach außen hin kann dadurch erzielt werden, daß axial zwischen der anderen Wandung und dem einen unmittelbar mit dem anderen Schwungradelement verbundenen Scheibenteil ein tellerfederartiges Bauteil angeordnet wird, das zwischen dieser Wandung und dem Scheibenteil axial federnd verspannt ist. Vorteilhaft kann es dabei sein, wenn das tellerfederartige Bauteil mit dem anderen Schwungradelement drehfest ist und mit radial äußeren Bereichen an der anderen Wandung dichtend anliegt.

Zur Verringerung bzw. Verhinderung von Abriebverschleiß an den die Einbuchtungen begrenzenden Flächen können diese zumindest in den Bereichen, an denen sich die Kraftpseicher unter Fliehkrafteinwirkung abstützen, eine größere Härte aufweisen. Diese zumindest stellenweise Härteerhöhung kann durch Induktivhärten, Einsatzhärten, Laserstrahlhärten oder Flammhärten erzeugt werden.

Zur Verringerung des Verschleißes können jedoch auch – zumindest in den Berührungsbereichen zwischen den Kraftspeichern und den Oberflächen der Einbuchtungen – die die Einbuchtungen begrenzenden Teile eine den Abriebverschleiß verringernde Beschichtung aufweisen. Als Verschleißschutzschicht eignen sich in vorteilhafter Weise metallische Beschichtungen wie Hartnickelbeschichtung, Chrombeschichtung oder Molybdänbeschichtung. Für manche Anwendungsfälle kann es jedoch vorteilhaft sein wenn eine keramische oder Kunststoffbeschichtung, z.B. Glasfaserbeschichtung aufgebracht wird.

Eine weitere Möglichkeit den Abriebverschleiß an den die Einbuchtungen begrenzenden Teilen zu verringern, besteht darin, daß zumindest zwischen den Teilen, an denen sich die einzelnen Windungen der Federn unter Fliehkrafteinwirkung abstützen, und den Federn ein durch eine Zwischenlage gebildeter Verschleißschutz vorgesehen wird. Ein solcher Verschleißschutz kann in einfacher Weise dadurch gebildet werden, daß zwischen den Federn und den die Einbuchtungen begrenzenden Bauteilen, zumindest im radial äußeren Bereich, eine Einlage in Form mindestens eines gehärteten Stahlbandes eingelegt wird. Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn die Einlage durch zwischen den Einbuchtungen und den Kraftspeichern vorgesehene Schalen gebildet wird, die im Querschnitt gewölbt und zumindest annähernd an den Federaußendurchmesser angegelichen sind. Dadurch können. sich die Federn über einen größeren Umfangsbereich abstützen, so daß die spezifische Flächenpressung und damit auch der Reibverschleiß minimiert wird.

Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn die Einbuchtungen ringförmig sind, das bedeutet über den Umfang der Einrichtung durchgehend sind und die Abstützbereiche in Umfangsreichtung für die Kraftpeicher durch in die Einbuchtungen angebrachte Umfangsanschläge gebildet sind. Diese Umfangsanschläge können durch einzelne Elemente, wie Formniete gebildet sein, welche mit den die Einbuchtungen bildenden Teilen verbunden sind. Diese Einzelelemente können dabei durch Schweißen, Vernieten oder Einpressen in entsprechende Aufnahmen mit den ihnen zugeordneten Bauteilen verbunden sein.

Um eine einwandfreie Beaufschlagung der Kraftspeicher sicherzustellen, kann es besonders vorteilhaft sein, wenn die Beaufschlagungsbereiche der Umfangsanschläge bzw. Einzelelemente für die Kraftspeicher eben bzw. abgeflacht sind. Zur Lebensdauererhähung der Einrichtung können die Umfangsanschläge zumindest in den Beaufschlagungsbereichen für die Kraftspeicher eine hohe Härte aufweisen, oder mit einer verschleißfesten Beschichtung versehen sein.

Für die Funktion der Einrichtung kann es vorteilhaft sein, wenn das Eingangsteil des radial inneren Dämpfers auf dem gemeinsamen Ausgangsteil der Dämpfer zentriert ist. Die zentrische Halterung des Ausgangsteiles kann dabei über die Kraftspeicher des inneren Dämpfers erfolgen.

Die den zumindest teilweise mit viskosem Medium gefüllten Ringraum begrenzenden Gehäusehälften können in vorteilhafter Weise durch ein sie in Umfangsrichtung umgreifendes Befestigungsband axial miteinander verbunden werden. Ein derartiges Befestigungsband kann als Blechkäfig ausgebildet sein, wobei dieser Käfig Bereiche der beiden Gehäusehälften axial übergreift und seitlich von diesen Bereichen radial nach innen umgebördelt sein kann. Zur genauen Positionierung der beiden Gehäusehälften während der Montage können Stifte, wie z.B. Schwerspannstifte verwendet werden, die z.B. in entsprechende Bohrungen der beiden Gehäusehälften angebracht sind.

Bei den bisherigen Einrichtungen der eingangs genannten Art ist weiterhin zwischen den Schwungradelementen eine verhältnismäßig geringe drehelastische Relativrotation möglich, weshalb zumindest über einen großen Bereich dieser Relativrotation die Dämpfungsrate der zwischen den Schwungradelementen wirksamen Dämpfungsmittel verhältnismäßig hoch ist. Für viele Einsatzfälle wäre es jedoch vorteilhaft, um eine bessere Dämpfung der Schwingungen zu erzielen, wenn große Relativverdrehungen zwischen den Schwungradelementen vorhanden wären, da nämlich dann die Dämpfungsrate zwischen den Schwungradelementen über einen großen oder gar über fast den gesamten Verdrehwinkel verhältnismäßig niedrig sein kann. Die Dämpfungsrate kann dabei desto kleiner werden, je größer der mögliche Verdrehwinkel ist.

Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung sollen daher die einzelnen Kraftspeicher des äußeren Dämpfers sich zumindest über 45 Grad des Umfangs erstrecken. Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn die Kraftspeicher des äußeren Dämpfers sich über 80 bis 115 Grad des Umfangs der Einrichtung erstrecken.

Um eine große Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungradelementen zu ermöglichen, kann es zweckmäßig sein, wenn der äußere Dämpfer maximal vier, vorzugsweise drei Kraftspeicher aufweist. Wie bereits erwähnt, sind bei der erfindungsgemäßen Einrichtung aufgrund der einwandfreien Führung durch die Einbuchtungen verhältnismäßig lange einstöckige Federn verwendbar. Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung der Einrichtung können also Federn mit einer geringen Steifigkeit, jedoch mit großem Federweg eingesetzt werden, so daß zwischen den beiden Schwungradelementen der Einrichtung über einen großen Verdrehwinkel eine geringe Dämpfungsrate möglich ist. Aufgrund des möglichen großen Verdrehwinkels bei gleichzeitiger geringer Dämpfungsrate können sowohl Schwingungen großer Amplitude bzw. große Wechseldrehmomentspitzen als auch Schwingungen mit kleinerer Amplitude bzw. kleinere Wechseldrehmomente gedämpft bzw. filtriert werden. Somit ist praktisch in allen Betriebszuständen des Motors eine einwandfreie Dämpfung der auftretenden Schwingungen möglich.

Der radial innere Dämpfer mit den eine hohe Federrate aufweisenden Kraftspeichern kommt erst nach einem verhältnismäßig großen Verdrehwinkel zwischen den beiden Schwungradelementen, vorzugsweise erst in den Endbereichen des möglichen Verdrehwinkels, zwischen den Schwungradelementen zur Wirkung, so daß beim Auftreten von Schwingungen sehr hoher Amplitude diese praktisch noch vollständig durch die Federn abgefangen werden können. Um die Spitzen der Schwingungen sehr hoher Amplitude aufzehren zu können, kann es besonders vorteilhaft sein, wenn im Wirkbereich des inneren Dämpfers eine zu den Kraftspeichern dieses Dämpfers parallel geschaltete hohe Reibungshysterese vorhanden ist. Diese hohe Reibungshysterese kann in vorteilhafter Weise dadurch erzeugt werden, daß das Eingangsteil des inneren Dämpfers axial zwischen den beiden Scheibenteilen des Ausgangsteils der beiden Dämpfer verspannt ist, so daß bei einer Relativverdrehung zwischen diesem Eingangsteil und diesem Ausgangsteil eine Reibungsdämpfung erzeugt wird. Besonders vorteilhaft kann es hierfür sein, wenn das Eingangsteil des inneren Dämpfers ähnlich einer Tellerfeder axial federnd ist. Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn axial zwischen diesem Eingangsteil und den Scheibenteilen des Ausgangsteils Reib- oder Gleitbeläge zwischengelegt sind.

Zweckmäßig ist es, wenn die Kraftspeicher mit hoher Federrate des inneren Dämpfers zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil dieses Dämpfers zumindest ein ausreichend hohes Moment aufbringen, um das ebenfalls zwischen diesem Eingangs – und diesem Ausgangsteil erzeugte Reibmoment zu überwinden, so daß das Eingangsteil gegenüber dem Ausgangsteil jeweils in eine definierte Ausgangsstellung zurückgedrängt wird.

Durch die erfindungsgemäße Ausbildung der Einrichtung kann das Entstehen einer Resonanz vermieden werden, da sobald die Amplitude der Schwingungen ein gewisses Maß übersteigt, die Schwingungsspitzen durch die hohe Federrate des inneren Dämpfers und die gemeinsam mit diesem wirksame Reibungsdämpfung getilgt bzw. aufgezehrt werden.

Anhand der 1 bis 6 sei die Erfindung näher erläutert.
Dabei zeigt:
1 einen Schnitt durch eine erfindungsgemäße Einrichtung,
2 einen Schnitt gemäß der Linie II/II der 1,
3 eine weitere Ausgestaltungsmöglichkeit einer erfindungsgemäßen Einrichtung,
4 ein Detail, das bei einer Einrichtung gemäß den 1 und 2 oder 3 verwendet werden kann,
5 eine weitere Ausgestaltungsmöglichkeit einer erfindungsgemäßen Einrichtung,
6 einen Schnitt gemäß der Linie VI-VI der 5.
Die in den 1 und 2 dargestellte Drehmomentübertragungseinrichtung 1 zum Kompensieren von Drehstößen besitzt ein Schwungrad 2, welches in zwei Schwungradelemente 3 und 4 aufgeteilt ist. Das Schwungradelement 3 ist auf einer Kurbelwelle 5 einer nicht näher dargestellten Brennkraftmaschine über Befestigungsschrauben 6 befestigt. Auf dem Schwungradelement 4 ist eine schaltbare Reibungskupplung 7 befestigt. Zwischen der Druckplatte 8 der Reibungskupplung 7 und dem Schwungradelement 4 ist eine Kupplungsscheibe 9 vorgesehen, welche auf der Eingangswelle 10 eines nicht näher dargestellten Getriebes aufgenommen ist. Die Druckplatte 8 der Reibungskupplung 7 wird in Richtung des Schwungradelementes 4 durch eine am Kupplungsdeckel 11 schwenkbar sich abstützende Tellerfeder 12 beaufschlagt. Durch Betätigung der Reibungskupplung 7 kann das Schwungradelement 4 und somit auch das Schwungrad 2 bzw. die Brennkraftmaschine der Getriebeeingangswelle 10 zu- und abgekuppelt werden. Zwischen dem Schwungradelement 3 und dem Schwungradelement 4 ist ein erster, radial äußerer Dämpfer 13 sowie ein mit diesem parallel geschalteter zweiter, radial innerer Dämpfer 14 vorgesehen, welche eine Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungradelementes 3 und 4 ermöglichen.
Die beiden Schwungradelemente 3 und 4 sind relativ verdrehbar zueinander über eine Lagerung 15 gelagert. Die Lagerung 15 umfaßt ein Wälzlager in Form eines einreihigen Kugellagers 16. Der äußere Lagerring 17 des Wälzlagers 16 ist in einer Ausnehmung 18 des Schwungradelementes 4 und der innere Lagerring 19 des Wälzlagers 16 ist auf einem zentralen, sich axial von der Kurbelwelle 5 weg ertreckenden und in die Ausnehmung 18 hineinragenden zylindrischen Zapfen 20 dem Schwungradelement 3 angeordnet. Der Zapfen 20 ist an das motorseitige Bauteil 3a des Schwungradelementes 3 angeformt.
Der innere Lagerring 19 ist mittels Preßpassung auf dem Zapfen 20 aufgenommen und zwischen einer Schulter 21 des Zapfens 20 bzw. dem Bauteil 3a und einer Sicherungsscheibe 22, die auf der Stirnseite des Zapfens 20 befestigt ist, eingespannt.
Das Lager 16 ist gegenüber dem Schwungradelement 4 axial gesichert, indem es unter Zwischenlegung zweier im Querschnitt L-förmiger Ringe 23, 24 axial zwischen einer Schulter 25 des Schwungradelementes 4 und einer über Niete 26 mit dem zweiten Schwungradelement fest verbundenen Scheibe 27 eingespannt ist.
Die beiden Ringe 23, 24 bilden eine thermische Isolierung, die den Wärmefluß von der mit der Kupplungsscheibe 9 zusammenwirkenden Reibfläche 4a des Schwungradelementes 4 zum Lager 16 unterbricht bzw. zumindest vermindert.
Das Bauteil 3a des Schwungradelementes 3 trägt radial außen einen axialen ringförmigen Ansatz 28, der einen Ringraum 29 begrenzt.
Der Ringraum 29 ist radial außen durch den axialen Fortsatz 28 und seitlich durch von diesem radial nach innen verlaufende und zwischen sich die Dämpfer 13, 14 aufnehmende Wandungen 31 und 32, begrenzt. Die seitliche Wandung 31 ist durch den radialen Flansch 33 des Bauteils 3a, welches vom Zapfen 20 sich erstreckt, gebildet. Die seitliche Wandung 32 ist durch eine im wesentlichen unelastische bzw. starre, scheibenförmige Abdeckung 32 gebildet, die sich radial nach innen zwischen dem radialen Flansch 33 und dem Schwungradelement 4 erstreckt und radial außen an dem Bauteil 3a bzw. auf der Stirnseite des Fortsatzes 28 mittels Niete 34 befestigt ist.
Die beiden Dämpfer 13, 14 besitzen ein gemeinsames Ausgangsteil 35, das mit dem Schwungradelement 4 drehfest ist. Das Ausgangsteil 35 ist gebildet durch die Scheibe 27, welche auf der Stirnseite eines in Richtung der Kurbelwelle 5 weisenden, axialen Ansatzes 36 des Schwungradelementes 4 befestigt ist, sowie eine an dieser Scheibe 27 befestigte Scheibe 37. Wie aus 1 ersichtlich ist, ist die Scheibe 27 an ihrem radial äußeren Bereich axial in Richtung des Flansches 33 des Bauteils 3a getellert und die Scheibe 37 ist über Niete 38 an den äußeren, axial versetzten Bereichen 37a der Scheibe 27 befestigt.
Durch die Tellerung der Scheibe 27 wird zwischen dieser und der mit ihr verbundenen Scheibe 37 ein axialer Zwischenraum 39 gebildet, in dem ein scheibenförmiges Bauteil 40 aufgenommen ist, welches das Eingangsteil für den radial inneren Dämpfer 14 bildet. Die Scheiben 27 und 37 sowie das scheibenförmige Bauteil 40 besitzen in axialer Richtung fluchtende Ausnehmungen 41, 42, 43, die fensterförmig ausgebildet sein können und in denen die Kraftspeicher in Form von Schraubenfedern 44 des inneren Dämpfers 14 aufgenommen sind. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Fenster 41, 42, 43 – in Umfangsrichtung bzw. in tangentialer Richtung betrachtet – gleich lang ausgebildet und die Schraubenfedern 44 sind mit Vorspannung in diese Fenster eingebaut, so daß ein bestimmtes Moment zwischen dem Eingangsteil 40 und dem Ausgangsteil 35 des inneren Dämpfers 14 übertragen werden kann, bevor die Schraubenfedern 40 beginnen, zusammengedrückt zu werden.
Die dem Flansch 33 des Schwungradelementes 3 zugekehrte Scheibe 37 des gemeinsamen Ausgangsteiles 35 besitzt einen größeren Innendurchmesser 45, als die Scheibe 27, welche zur Festlegung des Lagers 16 gegenüber dem Schwungradelement 4 dient. Wie in Verbindung mit 2 ersichtlich ist, besitzt das Eingangsteil 40 für den Dämpfer 14 an seinem Innenumfang radial nach innen weisende Ausleger 46, zwischen denen – in Umfangsrichtung betrachtet – Anschläge 47 vorgesehen sind, die am Flansch 33 des Bauteils 3a befestigt sind. Die Anschläge 47 sind durch Nietbolzen gebildet, die einen axial in die Ringkammer 29 hineinragenden Zapfenbereich 47a aufweisen. Durch Anlage der Ausleger 46 an den Anschlägen 47 wird die relative Verdrehung zwischen dem Eingangsteil 40 des Dämpfers 14 und dem Schwungradelement 3 begrenzt.
Wie weiterhin aus 2 zu entnehmen ist, ist zwischen dem Eingangsteil 40 für den Dämpfer 14 und dem Schwungradelement 3 bzw. den Zapfenbereichen 47a in Zugrichtung 48 ein Verdrehwinkel 49 und in Schubrichtung 50 ein Verdrehwinkel 51 möglich. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Verdrehwinkel 49 und 51 gleich. Die Anschläge 47 könnten jedoch in Bezug auf zwei in Umfangsrichtung benachbarte Ausleger 46 unsymmetrisch angeordnet sein, so daß die möglichen Verdrehwinkel in Zugrichtung und Schubrichtung verschieden groß wären. So könnte z.B. in Zugrichtung 48 der mögliche Verdrehwinkel zwischen dem Schwungradelement 3 und dem Eingangsteil 40 größer sein als der mögliche Verdrehwinkel zwischen diesen Bauteilen in Schubrichtung 50.
Wie aus den Figuren weiterhin zu entnehmen ist, sind die radial äußeren, axial versetzten Bereiche 37a der Scheibe 27 durch radiale Ausleger 37a gebildet, die am inneren Bereich in axialer Richtung abgekröpft sind. Die Scheibe 37 besitzt ebenfalls am Außenumfang angeformte radiale Ausleger 52, die axial auf den Auslegern 37a aufliegen und über die Niete 38 mit diesen verbunden sind. Die radialen Ausleger 37a und 52 weisen in Umfangsrichtung die gleiche Erstreckung auf, so daß sie mit ihren Seitenflächen Beaufschlagungsbereiche 53,54 für die Federn 55 des äußeren Dämpfers 13 bilden.
Auf radialer Höhe der Federn 44 des inneren Dämpfers 14 sind die beiden Scheiben 27 und 37 über Abstandsbolzen 56 miteinander verbunden. Die Abstandsbolzen 56 sind mit den beiden Scheiben 27, 37 vernietet und erstrecken sich axial durch in Umfangsrichtung längliche Ausnehmungen 57 des scheibenförmigen Bauteiles 40. Die länglichen Ausnehmungen 47 sind derart dimensioniert, daß die Federn 44 des inneren Dämpfers 13 auf Block gehen, d.h. also, die einzelnen Windungen dieser Feder 44 aufeinander zur Anlage kommen, ohne daß die Abstandsbolzen 56 an den Endbereichen der länglichen Ausnehmungen 57 anschlagen können. Dadurch wird beim Auftreten von hohen Drehmomentstößen ein zu harter Anschlag vermieden, da auf Block gehende Federn im letzten Teilbereich, in dem die Windungen praktisch schon aneinanderliegen, jedoch aufgrund von radialen Verschiebungen noch eine geringe axiale Bewegung ausführen können, eine sehr hohe Progressivität der Federrate aufweisen.
Wie aus 2 zu entnehmen ist, sind die Abstandsbolzen 56 radial innerhalb der Ausleger 37a und 52 angeordnet. Radial innerhalb der Ausleger 37a und 52 bzw. radial innerhalb der länglichen Ausnehmungen 57 sind in das scheibenförmige Bauteil 40 Ausschnitte 58 eingebracht, die seitlich durch Ausleger 46 begrenzt sind. Die Ausschnitte 58 ermöglichen das Vernieten der Niete 26, die in axialer Richtung betrachtet (s. 2) in deren Bereich angeordnet sind.
Das Eingangsteil 40 des inneren Dämpfers 14 ist axial zwischen den beiden Scheiben 27 und 37, welche das gemeinsame Ausgangsteil 35 für beide Dämpfer 13, 14 bilden, verspannt. Hierfür ist das scheibenförmige Bauteil 40 tellerfederartig ausgebildet, so daß dieses in Achsrichtung federnd ist. Im ausgebauten Zustand besitzt das scheibenförmige Bauteil 40 – ähnlich einer Tellerfeder – eine gewisse Konizität. Beim Einbau des scheibenförmigen Bauteils 40 zwischen die beiden Scheiben 27, 37 wird dieses in Achsrichtung derart verspannt, daß die Reibbeläge 59 axial zwischen den radial äußeren Bereichen des Bauteils 40 und der Scheibe 37 sowie die Reibbeläge 60 axial zwischen den radial inneren Bereichen des Bauteils 40 und der Scheibe 27 eingeklemmt werden. Zur Vereinfachung der Montage sind die Reibbeläge 59, welche radial außerhalb der Federn 44 und die Reibbeläge 60, welche radial innerhalb der Federn 44 angeordnet sind, auf dem scheibenförmigen Bauteil 40 aufgeklebt. Bei einer Relativverdrehung des scheibenförmigen Bauteils 40 gegenüber dem Ausgangsteil 35 erzeugen die Reibbeläge 59, 60 an den Scheiben 37, 27 eine Reibungsdämpfung, welche der Federwirkung der Federn 44 parallel geschaltet ist.
Zur Aufnahme der federn 55 des äußeren Dämpfers 13 weisen das Bauteil 3a bzw. dessen Wandung 31 sowie die scheibenförmige Abdeckung 32 axiale Einbuchtungen 61, 62 auf, in welche die beidseits des Ausgangsteiles 35 überstehenden Bereiche der Kraftspeicher 55 zumindest teilweise eintauchen.
Wie aus 1 ersichtlich ist, sind die axialen Einbuchtungen 61, 62 im Querschnitt derart ausgebildet, daß deren bogenartiger Verlauf zumindest im radial äußeren Bereich an den Umfang des Querschnittes der Kraftspeicher 55 angeglichen ist. Die äußeren Bereiche der Einbuchtungen 61, 62 können somit für die Kraftspeicher 55 Anlagebereich bzw. Führungsbereiche bilden, an denen sich die Kraftspeicher 55 zumindest unter Fliehkrafteinwirkung radial abstützen können. Durch das Angleichen der durch die Einbuchtungen 61, 62 gebildeten Anlagebereiche an den Außenumfang der Kraftspeicher 55, kann der Verschleiß, welcher durch der Reibung der Windungen der Kraftpseicher 55 an den radial äußeren Bereichen der Einbuchtungen 61, 62 stattfindet, wesentlich reduziert werden, da die Abstützfläche zwischen Federn 55 und Einbuchtungen 61, 62 vergrößert ist. In Umfangsrichtung betrachtet sind die Einbuchtungen 61, 62 ringförmig, das bedeutet, sie erstrecken sich über den gesamten Umfang. Dies ist vorteilhaft, da dann z.B. die vorgegossenen Einbuchtungen 61, 62 durch eine Drehoperation bearbeitet werden können. Zur Beaufschlagung der Kraftspeicher 55 sind in die Einbuchtungen 61, 62 Umfangsanschläge 63, 64 eingebracht, welche in Umfangsrichtung Abstützbereiche für die Kraftspeicher 55 bilden. Die Umfangsanschläge 63, 64 besitzen – in Umfangsrichtung betrachtet – die gleiche winkelmäßige Erstreckung wie die Ausleger 38, 52 des Ausgangsteils 35. Die Umfangsanschläge 63, 64 sind durch an die Ausbuchtungen 61, 62 angepaßte Bauteile gebildet, die mit dem Schwungradbauteil 3a bzw. der scheibenförmigen Abdeckung 32 vernietet sind. Die in Umfangsrichtung betrachteten Endbereiche der Umfangsanschläge 63, 64 sind zur besseren Beaufschlagung der Kraftspeicher 55 abgeflacht.
Wie aus 2 zu entnehmen ist, sind über den Umfang der Einrichtung 1 betrachtet, drei Federn 55 vorgesehen, die sich jeweils zumindest annähernd über 110 Grad erstrecken. Im nicht montierten Zustand können die Federn 55 – in Achsrichtung betrachtet – gerade sein, das bedeutet also, daß bei der Montage die Federn 55 entsprechend der Form der Ausbuchtung 61, 62 gebogen werden müssen, oder es können aber auch die Federn 55 entsprechend der Form der Ausbuchtungen 61, 62 bereits eine entsprechende Krümmung aufweisen.
Die Federn 55 des äußeren Dämpfers und die Federn 44 des inneren Dämpfers sind derart aufeinander abgestimmt, daß bei vollem Winkelausschlag zwischen den beiden Schwungradelementen 3 und 4 das Endmoment bzw. Höchstmoment, welches durch die äußeren Federn 55 aufgebracht wird, geringer ist als das entsprechende Moment, welches durch die Federn 44 des inneren, Dämpfers erzeugt wird. Weiterhin besitzen die Federn 44 eine größere Federrate als die Federn 55.
Zur Abdichtung der Ringkammer 29 nach außen hin ist ein Dichtungsring 65 vorgesehen, der zwischen dem axialen Fortsatz des Bauteils 3a und der seitlichen Wandung 32 radial innerhalb der Niete 34 angeordnet ist. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist der Dichtungsring 65 durch einen O-Ring gebildet. Eine weitere Dichtung 66 ist zwischen dem radial inneren Bereich der seitlichen Wandung 32 und der Scheibe 27 bzw. dem axialen Ansatz 36 des Schwungradelementes 4 vorgesehen. Die Dichtung 66 ist durch ein kreisringförmiges Teil gebildet, das einen radial inneren, ebenen scheibenförmigen Bereich besitzt, der zwischen der Stirnfläche des axialen Ansatzes 36 des Schwungradelementes 4 und der Scheibe 27 eingespannt ist, sowie einen äußeren, kegelstumpfförmigen, nach Art einer Tellerfeder wirkenden Bereich aufweist, der sich mit Vorspannung an radial inneren Bereichen der seitlichen Wandung 32 abstützt. Zur Abstützung des federnden Bereiches der Dichtung 66 ist im inneren Bereich der seitlichen. Wandung 32 ein axialer Einstich bzw. ein axialer Absatz 67 angeformt, dessen radial äußere Mantelfläche die äußeren Bereiche der Dichtung 66 axial übergreift.
In der Ringkammer 29 ist ein viskoses Medium bzw. ein Schmiermittel vorgesehen. Das Niveau des Schmiermittels kann dabei, – bei drehender Einrichtung 1 – zumindest bis zum Mittelbereich bzw. der Achse der äußeren Federn 55 des Dämpfers 13 reichen.
Durch die Zuordnung der Ringkammer 29, welche ein viskoses Medium bzw. ein Schmiermittel beinhaltet, zu dem mit dem Motor verbundenden Schwungradelement 3 und auch durch die räumliche Trennung, von dem die Reibungskupplung 7 tragenden Schwungradelement 4 wird ein Einfluß der im Zusammenhang mit der Reibungskupplung entstehenden Wärme auf die hydraulische Dämpfungseinrichtung weitgehend ausgeschaltet.
Weiterhin ist zwischen der Ringkammer 29 bzw. der seitlichen Wandung 32 einerseits und dem Schwungradelement 4 andererseits, ein nach außen offener Ringspalt 68 vorgesehen, der im Zusammenhang mit Belüftungskanälen 69 die Kühlwirkung weiter verbessert. Die Lüftungskanäle 69 sind radial innerhalb der Reibfläche 4a des Schwungradelementes 4 für die Kupplungsscheibe 9 vorgesehen.
Als viskoses Medium für die Ringkammer 29 kann ein pastenförmiges Mittel, wie Fett, oder ein flüssiges Mittel, wie 01 oder dergleichen verwendet werden. Durch die Verwendung eines solchen viskosen Mediums wird der Verschleiß im Kontaktbereich zwischen den Windungen der Kraftspeicher 55 und den Ausbuchtungen 61, 62 weiter verringert:
Zur Verringerung dieses Verschleißes können weiterhin zumindest in den Berührungsbereichen zwischen den Kraftspeichern 55 und den Oberflächen der Einbuchtungen die die Einbuchtungen 61, 62 begrenzenden Teile 3a, 32 eine größere Härte aufweisen. Dies kann z.B. dadurch erfolgen, daß zumindest diese Berührungsbereiche, induktiv gehärtet, einsatzgehärtet, laserstrahlgehärtet oder flammgehärtet werden. Bei sehr hoher Beanspruchung kann es jedoch auch zweckmäßig sein, wenn die die Einbuchtungen begrenzenden Teile 3a, 32 zumindest in den vorerwähnten Berührungsbereichen einen den Abriebverschleiß verringernde Beschichtung aufweisen. Eine solche Beschichtung kann z.B. durch chemisches Vernickeln, durch Verchromen oder durch Beschichtung mit Kunststoff oder Molybdän gebildet sein. Die aufgebrachte Beschichtung kann weiterhin nachträglich geglättet werden, um eine bessere Oberflächenqualität der Einbuchtungen, an denen die Windungen der Federn 55 reiben, zu erhalten. Ein derartiges Glätten kann z.B. durch einen Schleifprozeß oder eine Drehbearbeitung erfolgen.
Im folgenden sei nun die Wirkungsweise der Einrichtung 1 beschrieben:
Bei einer Verdrehung der beiden Schwungradelemente 3 und 4 aus der in 2 dargestellten Ruheposition, z.B. in Schubrichtung 50, werden zunächst die Federn 55 komprimiert. Nach Durchfahren des relativen Verdrehwinkels 49 zwischen den beiden Schwungradelementen 3 und 4 kommen die radialen Ausleger 46 des Eingangsteiles 40 des inneren Dämpfers 14 an den Anschlägen 47 zur Anlage, so daß bei einer weiteren Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungradelementen 3, 4 zusätzlich zu den Federn 55 die Federn 44 des inneren Dämpfers 14 komprimiert werden. Die gemeinsame Komprimierung der Federn 55 und der Federn 44 erfolgt so lange, bis die Federn 44 auf Block gehen, wodurch die Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungradelementen 3 und 4 begrenzt wird. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel liegt der Verdrehwinkel 49 in der Größenordnung von 32 Grad und der Blockwinkel der Federn 44 kann in der Größenordnung von 4 Grad liegen, so daß ein Gesamtverdrehwinkel von 36 Grad zwischen den beiden Schwungradelementen 3 und 4 möglich ist. Im Verdrehwinkelbereich, in dem die Federn 44 wirksam sind, wird zusätzlich eine Reibungsdämpfung durch die Reibbeläge 59, 60 erzeugt. Im Verdrehwinkelbereich 49 wird eine Reibungsdämpfung durch Reibung der Federn 55 an den Einbuchtungen 61, 62 sowie durch Reibung des axial federnd vorgespannten äußeren Bereiches des Bauteiles 66 an der seitlichen Wandung 32 erzeugt. Weiterhin wird eine Dämpfung durch Verwirbelung des in der Ringkammer 29 enthaltenen viskosen Mediums erzeugt.
Bei der Ausführungsform gemäß 3 einer erfindungsgemäßen Einrichtung sind in den Einbuchtungen 161, 162 des Schwungradbauteils 3a und der seitlichen Wandung 32 Schalen 169, 170 vorgesehen, welche die Kraftspeicher 55 umgreifen.
Die Schalen 169, 170 können durch Blechformteile gebildet sein, die zur Erhöhung der Verschleißfestigkeit gehärtet sein können. Die Blechformteile 169, 170 können jedoch auch eine Beschichtung, wie z.B. Hartnickelbeschichtung aufweisen. Weiterhin können die Schalen 169, 170, welche die Kraftspeicher 55 in radialer Richtung abstützen, aus einem verschleißfesten Kunststoff hergestellt sein. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Ausbuchtungen 161, 162 an die Kontur der Schalen 169, 170 angepaßt. Die Einbuchtungen 161, 162 könnten jedoch auch derart ausgebildet sein, daß diese die Schalen 169, 170 nur stellenweise abstützen, das bedeutet also, daß stellenweise zwischen den Ausbuchtungen 161, 162 und den Schalen 169, 170 Freiräume vorhanden sein können. Anstatt von zwei Schalen. 169, 170 kann auch lediglich eine einzige Schale verwendet werden, die sich zumindest über einen Teilbereich der äußeren Hälfte des Umfanges einer Feder 55 erstreckt.
Die Verwendung von Schalen 169, 170 zur Abstützung bzw. Führung der Federn 55 hat den weiteren Vorteil, daß bei einer eventuellen Reparatur der Einrichtung 1, falls erforderlich, die Schalen 169, 170 erneuert werden können. Es werden also die massiven Gußteile 3a und 32 nicht durch die Federn 55 beschädigt.
Das Detail gemäß 4 einer weiteren Ausführungsform zeigt eine weitere Möglichkeit zur Verbindung des Schwungradbauteils 3a mit der seitlichen Wandung 32. Zur Verbindung dieser beiden Teile 3a und 32 wird ein Blechkäfig 271 verwendet, der sich über den Umfang der Einrichtung erstreckt. Der Blechkäfig 271 übergreift axial radiale Bereiche 272 des Schwungradbauteils 3a und 273 der seitlichen Wandung 32 und ist an den freien Endbereichen der aneinander anliegenden radialen Bereiche 272, 273 radial nach innen umgebördelt, wodurch das Schwungradbauteil 3a und die seitliche Wandung 32 axial miteinander verbunden sind. Zur Verdrehsicherung der seitlichen Wandung 32 gegenüber dem Schwungradbauteil 3a können in die radialen Bereiche 272, 273 axiale Paßstifte 274 eingebracht werden. Zur axialen Sicherung der Paßstifte übergreifen die umgebördelten Ränder 271a, 271b des Blechkäfigs zumindest teilweise die Paßstifte 274 radial.
Die in den 5 und 6 teilweise dargestellte Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Einrichtung 301 besitzt ebenfalls zwei Schwungradelemente 303, 304. Das Schwungradelement 303 besteht aus zwei Blechformteilen 331, 332, die einen Ringraum 329 begrenzen. Die beiden Blechformteile 331, 332 sind über sich axial überlappende, kreisringförmige Flächen 334, 335 zentriert. An den äußeren Endbereichen der Zentrierflächen 334, 335 sind die Blechformteile 331, 332 durch eine Schweißung 338 miteinander verbunden.
Die Blechformteile 331, 332 besitzen Anprägungen 361, 362, welche in Umfangsrichtung kreissektorähnliche Bereiche bilden, in denen die Federn 355 des äußeren Dämpfers 313 aufgenommen sind. Die Anprägungen 361, 362 sind zumindest im radial äußeren Bereich an den Umfang der Federn 355 angeglichen. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel umgreifen die Einprägungen 361, 362 die Federn 355 fast über den gesamten Umfang, so daß eine einwandfreie Führung der Federn 355 durch die Blechformteile 331, 332 gegeben ist.
Bei Verwendung von Blechformteilen 331, 332 können die an den Blechformteilen vorgesehenen Umfangsanschläge für die radial äußeren und/oder die radial inneren Federn in vorteilhafter Weise durch in die Blechformteile 331, 332 eingeprägten Anformungen, wie Taschen 363, 364 gemäß 6 gebildet werden. Es sind also keine aus Einzelelementen bestehenden Umfangsanschläge 63, 64 gemäß 1 notwendig.
Die Erfindung ist nicht auf die dargestellten und beschriebenen Ausführungsbeispiele beschränkt, sondern umfaßt auch Varianten, die durch Kombination von einzelnen in Verbindung mit den verschiedenen Ausführungsformen beschriebenen Merkmalen bzw. Elementen gebildet werden können.

Claims

Einrichtung zum Dämpfen von Schwingungen, insbesondere im Antriebsstrang eines Fahrzeuges zwischen Motor und Getriebe, mit mindestens zwei zueinander verdrehbar gelagerten Schwungradelementen, zwischen denen Dämpfungsmittel vorgesehen sind und wobei das erste Schwungradelement mit dem Motor und das zweite Schwungradelement über eine Kupplung, wie eine Reibungskupplung, mit dem Getriebe verbindbar ist und zwischen den Schwungradelementen mindestens zwei parallel wirksame drehelastische Dämpfer vorhanden sind, wobei bei einer Relativverdrehung der beiden Schwungradelemente (3, 4) der erste Dämpfer (13) über einen ersten Winkelbereich alleine und der zweite Dämpfer (14) über einen sich daran anschließenden zweiten Winkelbereich gemeinsam mit dem ersten Dämpfer (13) einer Relativverdrehung der Schwungradelemente (3, 4) entgegenwirkt, wobei die radialen Abstützkräfte von Dämpfungsmitteln eine fliehkraftabhängige Reibungsdämpfung erzeugen.
Einrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Dämpfungsmittel einen Verschleißschutz zwischen erstem Schwungradelement und zumindest einem der Dämpfer aufweisen.
Einrichtung zum Dämpfen von Schwingungen, insbesondere im Antriebsstrang eines Fahrzeuges zwischen Motor und Getriebe, mit mindestens zwei zueinander verdrehbar gelagerten Schwungradelementen, zwischen denen Dämpfungsmittel vorgesehen sind und wobei das erste Schwungradelement mit dem Motor und das zweite Schwungradelement über eine Kupplung, wie eine Reibungskupplung, mit dem Getriebe verbindbar ist und zwischen den Schwungradelementen min destens zwei parallel wirksame drehelastische Dämpfer vorhanden sind, wobei bei einer Relativverdrehung der beiden Schwungradelemente (3, 4) der erste Dämpfer (13) über einen ersten Winkelbereich alleine und der zweite Dämpfer (14) über einen sich daran anschließenden zweiten Winkelbereich gemeinsam mit dem ersten Dämpfer (13) einer Relativverdrehung der Schwungradelemente (3, 4) entgegenwirkt, wobei die Dämpfungsmittel einen Verschleißschutz zwischen erstem Schwungradelement und zumindest einem der Dämpfer aufweisen.
Einrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die radialen Abstützkräfte von Dämpfungsmitteln eine fliehkraftabhängige Reibungsdämpfung erzeugen.
Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Kraftspeicher des zweiten Dämpfers radial innerhalb derjenigen des ersten Dämpfers vorgesehen sind.
Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass Bauteile des ersten Schwungradelementes (3) einen Ringraum (29) bilden.
Einrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass eine seitliche Wandung (31) des Ringraums (29) im Wesentlichen durch einen radialen Flansch (33) des ersten Schwungradelementes (3) gebildet ist.
Einrichtung nach einem der Ansprüche 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Dämpfungsmittel (13, 14) zumindest teilweise in dem Ringraum (29) aufgenommen sind.
Einrichtung nach einem der Ansprüche 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, dass die andere (32) der seitlichen Wandungen (31, 32) axial zwischen der einen seitlichen Wandung (31) und dem zweiten Schwungradelement (4) angeordnet ist.
Einrichtung nach einem der Ansprüche 6 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die äußere Wandung des Ringraums (29) durch einen ringförmigen, sich axial zwischen den Wandungen (31, 32) erstreckenden Ansatz (28) gebildet ist.
Einrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass sich zumindest einzelne der Dämpfungsmittel (55) wenigstens teilweise und zumindest unter Fliehkrafteinwirkung in radialer Richtung an dem axialen Ansatz (28) abstützen.
Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Schwungradelement (3) zumindest in den Abstützbereichen für die Dämpfungsmittel (55) einen Verschleißschutz (169) aufweist.
Einrichtung nach einem der Ansprüche 7 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass die eine (31) der seitlichen Wandungen (31, 32) des Ringraums (29) (die der Motorseite zugewandte) als Blechformteil ausgebildet ist.
Einrichtung nach einem der Ansprüche 9 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass die andere (32) der seitlichen Wandungen (31, 32) (die dem zweiten Schwungradelement zugewandte) als Blechformteil ausgebildet ist.
Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass ein mit dem zweiten Schwungradelement (4) in Drehschluss stehender Flansch (27) radiale Ausleger (37a) zur Beaufschlagung der Dämpfungsmittel (55) aufweist.
Einrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass die Federn des zweiten Dämpfers eine größere Verdrehsteifigkeit als die Federn des ersten Dämpfers erzeugen.