DE3834284C2 - Torsionsschwingungsdämpfer - Google Patents
TorsionsschwingungsdämpferInfo
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- DE3834284C2 DE3834284C2 DE19883834284 DE3834284A DE3834284C2 DE 3834284 C2 DE3834284 C2 DE 3834284C2 DE 19883834284 DE19883834284 DE 19883834284 DE 3834284 A DE3834284 A DE 3834284A DE 3834284 C2 DE3834284 C2 DE 3834284C2
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- F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
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- F16F15/12—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
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Description
Die Erfindung bezieht sich auf einen Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere
im Antriebsstrang eines Kraftfahrzeuges mit Brennkraftmaschine, bestehend aus
einem Eingangs- und einem Ausgangsteil, welche um eine gemeinsame Achse
drehbar gelagert sind, sowie einer dazwischen angeordneten Torsionsfederein
richtung, welche das zu übertragende Drehmoment weiterleitet.
Es ist Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Verbesserung der Entkopplung
der von der Brennkraftmaschine erzeugten Ungleichförmigkeit zu erzielen.
So ist es beispielsweise mit bisher bekannten Systemen nicht möglich, bei ho
hem mittleren Übertragungsmoment und sehr niedrigen Drehzahlen ohne Energie
verlust und ohne Resonanzprobleme eine ausreichend gute Entkopplung zu erzie
len. Bei bisher bekannten Systemen dieser Art, wie z. B. der deutschen Offenle
gungsschrift 36 42 877, mußte zur fliehkraftabhängigen Reibeinrichtung gegrif
fen werden, welche die beiden Massen eines Zweimassenschwungrades bei
niedrigen Drehzahlen durch eine hohe Reibkraft bedämpfte. Mit einer solchen
Einrichtung ist ein hoher Energieverlust verbunden. Bei anderen Systemen wurde
mit hydraulischer Dämpfung gearbeitet (DE-OS 36 10 127), wobei ebenfalls
Energieverluste auftreten.
Aus der deutschen Patentschrift 31 39 658 ist eine Kupplungsscheibe mit Torsi
onsschwingungsdämpfer bekannt, bei welcher unter Verwendung vieler her
kömmlicher Bauteile eine Übersetzungsstufe vorgesehen ist, welche dafür sorgt,
daß die Eingangsteile, welche mit den Reibbelägen in Verbindung stehen, einen
größeren Winkelausschlag ausführen können als die direkt mit den Schraubenfe
dern in Wirkverbindung stehenden Deckblechen des reinen Torsionsschwin
gungsdämpfers. Sämtliche Bauteile der Übersetzungsstufe sind dabei im
Drehmomentenfluß angeordnet.
Zur Lösung der Aufgabe wird eine Anordnung gemäß dem Hauptanspruch vorge
schlagen. Danach ist zur wirksamen Entkopplung eine Koppelmasse vorgesehen,
die drehbar gelagert ist und die über ein Getriebe antreibbar ist, wobei sich das
Getriebe zumindest am Eingangsteil abstützt und wobei die Koppelmasse parallel
zum Drehmomentübertragungsweg wirksam ist. Dabei ist die Koppelmasse nicht
im Drehmomentübertragungsweg angeordnet und sie kann unabhängig von den
Zwängen der Drehmomentübertragung angeordnet und ausgelegt werden. Es
entsteht somit ein größerer Spielraum bei der Entkopplung der von der Brenn
kraftmaschine erzeugten Ungleichförmigkeit.
Das Getriebe wird vorzugsweise als Planetenradgetriebe angeführt, da dieses in
drehsymmetrische Systeme gut unterzubringen ist und zum anderen auch hohe
Übersetzungsverhältnisse auf kleinem Raum ermöglicht.
Es ist dabei ohne weiteres möglich, doppelte oder dreifache Planetenräder vorzu
sehen.
Vorzugsweise erfolgt die Anbindung des Planetengetriebes über zwei Hohlräder.
In Verbindung mit geringfügigen Durchmesser-Unterschieden der beiden Hohlrä
der ist somit auf engstem Raum eine hohe Übersetzung zu realisieren.
Vorzugsweise ist jedes der Planetenräder als Dreifach-Planetenrad ausgebildet mit
zwei Stirnrädern unterschiedlichen Durchmessers und einem Zwischenrad zwi
schen beiden, welche direkt mit der Koppelmasse in Drehverbindung steht. Eine
solche Ausführung ist leicht an spezielle Gegebenheiten anpaßbar.
Dabei weist das Zwischenrad einen Durchmesser auf, der größer ist als der des
größeren Stirnrades. Gleichzeitig sollte im Sinn einer recht hohen Übersetzung
der wirksame Antriebsdurchmesser der Koppelmasse einen möglichst kleinen
Wert aufweisen.
Bei Ausbildung des Planetengetriebes als Reibradgetriebe ist Spielfreiheit sämtli
cher Bauelemente gewährleistet. Andererseits ist bei der Ausbildung als Zahnrad
getriebe in allen Betriebszuständen die volle Beschleunigung bzw. Verzögerung zu
übertragen. Es ist auch möglich, eine Kombination von beiden Übertragungsarten
vorzusehen, indem jeweils neben der entsprechenden Reibfläche eine Verzahnung
mit dem gleichen mittleren Durchmesser vorgesehen ist. Auf diese Weise kann im
Normal betrieb das Moment über die Reibfläche übertragen werden und lediglich
bei Spitzenbelastungen müssen die Zahnräder zusätzlich eingreifen.
Die Drehverbindung zwischen Zwischenrad und Koppelmasse erfolgt vorzugswei
se über Reibkraft. Dabei weist das Zwischenrad eine etwa V-förmige, umaufende
Außenkontur auf, die in eine gleichartige, axial geteilte, V-förmige Nut der Kop
pelmasse eingreift, wovon ein Teil axial verschiebbar und federbelastet auf das
andere vorgespannt ist. Eine solche Einrichtung ist hervorragend dazu geeignet,
die radial notwendigen Kräfte für die Übertragung der Momente über Reibkraft zu
erzeugen. Durch die V-förmige, axial federbelastete Nut wird das Zwischenrad
zusammen mit seinen beiden seitlichen Rädern nach radial außen belastet und
dort an die Gegenreibfläche der Hohlräder angelegt.
Es wird weiterhin gemäß der Erfindung vorgeschlagen, daß die Momenteinleitung
in das Planetenradgetriebe über eine abstimmbare Reibeinrichtung erfolgt. Damit
kann ein gezieltes Durchrutschen im Resonanzbereich bzw. bei Lastwechsel vor
gesehen werden. Diese Einrichtung reduziert bei Erregung des Systems in Eigen
frequenz die Amplituden. Das System ist somit nur im Resonanzbereich durch
Reibkraft gedämpft, außerhalb des Resonanzbereiches wird die Entkopplung nicht
durch Reibung negativ beeinflußt.
Es kann bei bestimmten Anwendungsfällen vorteilhaft sein, die Reibeinrichtung
drehzahlabhängig zu verändern. Dabei sind zwei Vorgehensweisen denkbar: Zum
einen nimmt das Reibmoment oberhalb der Tilgungsfrequenz ab bis auf den Wert
Null, wodurch die Entkopplung verbessert werden kann. Zum anderen wird ober
halb der Grenzfrequenz die Reibeinrichtung über ein Drehspiel angekoppelt. Da
durch wirkt die Reibung nur bei großen Amplituden (z. B. bei Lastwechsel) und es
wird damit eine Verbesserung oberhalb der Grenzfrequenz durch die Erregung in
der Zündfrequenz erzielt.
Weiterhin wird vorgeschlagen, daß zumindest ein Teil der Koppelmasse dreh
zahlabhängig zu- bzw. abkoppelbar ist. Durch Zu- oder Wegschalten von Anteilen
der Koppelmasse erfolgt eine leichte Anpassung der Kennlinie der dynamischen
Federsteifigkeit mit den typischen Abstimmungsfrequenzen an die momentane
Drehzahl. Wenn beispielsweise die Koppelmasse so ausgelegt ist, daß für die
Leerlaufsteifigkeit des Dämpfers die Tilgungsfrequenz bei Leerlaufdrehzahl ist,
kann durch ein Zuschalten einer Koppelmasse oberhalb der Leerlaufdrehzahl er
reicht werden, daß die Tilgungsfrequenz bei Last (höhere Federsteifigkeit) nach
oben verlegt werden kann, z. B. in den Bereich um 1000 Umdrehungen. Durch
Wegschalten von Teilen der Koppelmasse mit zunehmender Drehzahl ist es mög
lich, die Tilgungsfrequenz in einem weiten Drehzahlbereich immer in der Nähe der
Betriebsdrehzahl zu halten.
Gemäß der Erfindung wird weiterhin vorgeschlagen, daß zumindest ein Teil der
Koppelmasse über einen Leerweg ankoppelbar ist. Dadurch wird diese Koppel
masse nur bei großen Verdrehwinkeln wirksam (z. B. beim Lastwechsel) und
bringt keine Beeinflussung bei Zündfrequenz.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung kann der Torsionsschwingungs
dämpfer innerhalb einer Antriebswelle angeordnet werden. Eine solche Anord
nung in einer hohlen Antriebswelle ist besonders raumsparend. Entsprechend den
Unteransprüchen bezüglich der konstruktiven Merkmale sind hierbei Zweifach-
Planetenräder vorgesehen, welche über Hohlräder mit geringfügig unterschiedli
chem Durchmesser angetrieben werden. Der Abtrieb erfolgt über ein Sonnenrad
der Koppelmasse.
Der Torsionsschwingungsdämpfer kann jedoch auch Teil einer Kupplungsscheibe
sein, welche Reibbeläge, Deckbleche, eine Nabe und eine dazwischen angeordne
te Torsionsfedereinrichtung aufweist. Bei der Verwendung von Dreifach-
Planetenrädern erfolgt die Ankopplung des einen Hohlrades über den Belagträger
und des anderen über die Nabe oder ein nabenfestes Bauteil, wobei das Zwi
schenrad direkt auf eine konzentrisch zur Drehachse angeordnete Hülse wirkt
und sämtliche Teile axial zwischen der Kupplungsscheibe und dem Schwungrad
angeordnet sind. In den anschließenden Unteransprüchen sind vorteilhafte kon
struktive Details dieser Ausführungsvariante festgelegt.
Entsprechend einem weiteren Anspruch kann innerhalb eines Torsionsdämpfers
mit einer Reihenschaltung von zwei Torsionsfedersystemen eine Anordnung von
zwei Koppelmassen getroffen werden, wodurch beispielsweise in einem weiten
Drehzahlbereich eine niedrige dynamische Gesamtfedersteifigkeit erzielt werden
kann bzw. eine gezielte Abstimmung der beiden Teilungsfrequenzen auf die ein
fache und auf die doppelte Zündfrequenz vorgenommen werden kann.
Nach weiteren Merkmalen der Erfindung kann der Torsionsschwingungsdämpfer
Teil eines Zweimassenschwungrades sein. Bei der Verwendung von Dreifach-
Planetenrädern sind hierbei die beiden seitlichen Räder über Hohlräder angekop
pelt, von denen das eine am Schwungrad und das andere am Ausgangsteile be
festigt ist. Weiterhin ist die Koppelmasse mit zwei weiteren, fliehkraftabhängig
schaltbaren Teilkoppelmassen versehen.
Die Erfindung wird anschließend anhand mehrerer Ausführungs
beispiele sowie anhand von Kurvendarstellungen näher erläutert.
Es zeigen im einzelnen:
Fig. 1 eine Prinzipdarstellung der Anordnung der verschiedenen
Koppelmassen;
Fig. 2 ein Prinzipschaubild einer möglichen Anordnung in einem
Zweimassenschwungradsystem;
Fig. 3 die Prinzipdarstellung bei der Verwendung von Dreifach-
Planetenrädern;
Fig. 4 eine ausgeführte Konstruktion innerhalb eines Zweimas
senschwungrades;
Fig. 5 die Prinzipdarstellung von Dreifach-Planetenrädern mit
kombiniertem Reibschluß/Formschluß;
Fig. 6 bis 9 zwei Beispiele für die Anwendung des Torsions
schwingungsdämpfers innerhalb einer Kupplungsscheibe;
Fig. 10 Anordnung des Torsionsschwingungsdämpfers innerhalb
einer Antriebswelle;
Fig. 11 und 12 Anordnung des Schwingungsdämpfers in einer
Kupplungsscheibe mit zwei hintereinander geschalteten
Torsionsfedereinrichtungen;
Fig. 13 die Entwicklung des Beschleunigungs- bzw. Verzögerungs
momentes im Vergleich zum Federmoment;
Fig. 14 die prinzipielle Darstellung des Verlaufes der dynami
schen Federkonstante.
Fig. 1 zeigt den prinzipiellen Aufbau eines Torsionsschwin
gungsdämpfers mit den beschriebenen Eigenschaften. Zwischen
einem Eingangsteil 1 und einem Ausgangsteil 2 ist eine Tor
sionsfederung 8 vorgesehen, welche das Drehmoment von der
Brennkraftmaschine her überträgt. Zwischen den beiden Teilen 1
und 2 ist weiterhin ein Endanschlag 9 vorgesehen. In herkömm
lichen Systemen ist weiterhin eine Reibeinrichtung 23 vorge
sehen, die mit einem hohen Energieverlust verbunden ist und die
zumindest teilweise durch die Koppelmassen ersetzt werden kann.
Zwischen den beiden Teilen 1 und 2 ist eine Koppelmasse 3 ange
ordnet, die über ein Getriebe 7 mit einer Obersetzung ins
Schnelle angetrieben werden kann. Das Getriebe stützt sich da
bei sowohl am Eingangsteil 1 als auch am Ausgangsteil 2 ab und
treibt die drehbar gelagerte Koppelmasse 3 somit nur dann an,
wenn Torsionsschwingungen zu einer Relativverdrehung zwischen
den beiden Teilen 1 und 2 führen. In diesem Zusammenhang sei
gleich auf die Fig. 13 verwiesen, welche den Verlauf des Feder
momentes MF der Torsionsfederung 8 zeitabhängig zeigt. Die
Kurve verläuft im wesentlichen sinusförmig. Weiterhin sind zwei
Kurven gestrichelt eingezeichnet, die verschiedene Beschleuni
gungsmomente MB darstellen, die entweder von verschieden
großen Koppelmassen herrühren oder die durch verschieden große
Übersetzungen des Getriebes 7 erzeugt werden. Diese Kurven sind
180° phasenverschoben zur Kurve des Federmomentes und schneiden
somit die Zeitachse in den gleichen Punkten. Federmoment und
Beschleunigungsmoment wirken in entgegengesetzter Richtung und
wenn beide addiert werden, läßt sich eine dynamische Federstei
figkeit definieren, die in Fig. 14 dargestellt ist. Für diese
dynamische Federsteifigkeit ergibt sich eine Tilgungsfrequenz
fT, bei welcher die dynamische Federsteifigkeit zu Null wird.
Oberhalb dieser Tilgungsfrequenz ergibt sich noch eine Grenz
frequenz fG mit einem Wert von √ · fT. Im gesamten
Drehzahlbereich unterhalb der Grenzfrequenz ist die Entkopplung
des hier vorliegenden Systems besser als bei einem herkömmli
chen Torsionsdämpfer mit Reibeinrichtungen und/oder hydrodyna
mischer Dämpfung. Zur Auslegung einer praktikablen dynamischen
Federsteifigkeit sind je nach Abstimmungsfrequenzen erhebliche
Werte für das Trägheitsmoment der Koppelmassen erforderlich. Je
höher die Federsteifigkeit der Torsionsfedereinrichtung und je
niedriger die Abstimmungsfrequenz ausgelegt sind, um so größer
muß das Trägheitsmoment der Koppelmasse sein. Um die absoluten
Massen nicht zu groß werden zu lassen, ist es deshalb sehr
vorteilhaft, die Koppelmassen mit einer Übersetzung ins Schnel
le anzutreiben. Die Masse kann damit um einen Faktor verklei
nert werden, der vom Quadrat der Übersetzung abhängig ist. Eine
hohe Übersetzung ist insbesondere durch Planetenradgetriebe re
alisierbar.
Wie weiterhin aus Fig. 1 ersichtlich, können zur weiteren
Verbesserung des Dämpfungsverhaltens an die Koppelmasse 3
weitere Teilkoppelmassen 4, 5 oder 6 angekoppelt werden, die
beispielsweise über einen Leerweg 12 oder über fliehkraftabhän
gig arbeitende Reibeinrichtungen 11 an- bzw. abkoppelbar sind.
Des weiteren ist die Koppelmasse 3 selbst beispielsweise über
eine abstimmbare Reibeinrichtung 10 beeinflußbar. Die Reibein
richtung 10 begrenzt das durch die Koppelmasse bewirkte Dreh
moment auf ein bestimmtes Maß. Hierdurch werden bei Erregung
der Eigenfrequenz des Systems die Amplituden stark reduziert.
Es ist jedoch auch möglich, an dieser Stelle eine fliehkraftab
hängige Reibeinrichtung vorzusehen, welche die Koppelmasse 3
drehzahlabhängig zu- oder wegschaltet. Damit kann folgendes er
reicht werden:
Wenn die Koppelmasse so festgelegt wird, daß für die Federstei figkeit des Leerlaufs die Tilgungsfrequenz bei Leerlaufdrehzahl liegt, kann durch Zuschalten einer Koppelmasse oberhalb der Leerlaufdrehzahl erreicht werden, daß die Tilgungsfrequenz bei Last (höhere Federsteifigkeit) zum Beispiel auf 1000 U/min. an gehoben wird. Andererseits kann durch Wegschalten von Teilen der Koppelmasse bei zunehmender Drehzahl die Tilgungsfrequenz in einem weiten Drehzahlbereich immer in der Nähe der Betriebs drehzahl gehalten werden.
Wenn die Koppelmasse so festgelegt wird, daß für die Federstei figkeit des Leerlaufs die Tilgungsfrequenz bei Leerlaufdrehzahl liegt, kann durch Zuschalten einer Koppelmasse oberhalb der Leerlaufdrehzahl erreicht werden, daß die Tilgungsfrequenz bei Last (höhere Federsteifigkeit) zum Beispiel auf 1000 U/min. an gehoben wird. Andererseits kann durch Wegschalten von Teilen der Koppelmasse bei zunehmender Drehzahl die Tilgungsfrequenz in einem weiten Drehzahlbereich immer in der Nähe der Betriebs drehzahl gehalten werden.
Fig. 2 zeigt die Prinzipanordnung eines Zweimassensystems mit
einem Schwungrad als Eingangsteil 1 und einem Ausgangsteil 2 in
Gestalt einer Drehmasse, welche eine Reibungskupplung 27 als
Anfahr- und Schaltkupplung beinhaltet. Diese leitet das Drehmo
ment über eine Kupplungsscheibe auf die Getriebewelle 48 wei
ter. Zwischen den beiden Teilen 1 und 2 ist eine Torsionsfede
rung 8 vorgesehen, welche das Drehmoment überträgt. Weiterhin
ist eine Koppelmasse 3 um die gemeinsame Drehachse 49 drehbar
gelagert, die über ein Getriebe 7 an beide Teile 1 und 2 ange
schlossen ist. Das Getriebe 7 ist in Form eines Planetengetrie
bes ausgebildet und weist ein Planetenrad 14 auf, welches von
einem Hohlrad 13 in Gestalt des Eingangsteils 1 angetrieben
wird. Das Planetenrad 14 ist mit seinem Planetenradträger am
Ausgangsteil 2 befestigt. Der Abtrieb erfolgt über ein Sonnen
rad 15, welches direkt mit der Koppelmasse 3 verbunden ist. Bei
relativer Drehbewegung zwischen den beiden Massen 1 und 2 um
die Achse 49 gegen das Federmoment MF der Torsionsfederung 8
wird eine dauernde Beschleunigung und Verzögerung der Koppel
masse 3 bewirkt. Die hierbei entstehenden Beschleunigungsmomen
te sind dem Federmoment entgegengerichtet, so daß sich aus bei
den Momenten ein dynamisches Federmoment herleiten läßt gemäß
den Fig. 13 und 14.
In Fig. 3 ist in Prinzipdarstellung die obere Hälfte eines Pla
netenradgetriebes wiedergegeben mit Dreifach-Planetenrädern 18,
die jeweils aus einem Zwischenrad 21 bestehen, sowie beidsei
tig angeordneten Stirnrädern 19 und 20. Die Stirnräder 19 und
20 sind jeweils über Hohlräder 13 bzw. 16 an die Bauteile 1 und
2 angekoppelt. Im vorliegenden Fall weist das antriebsseitige
Hohlrad 13 den größeren Durchmesser auf und das abtriebsseitige
Hohlrad 16 den kleineren. Das dazwischen angeordnete Zwischen
rad 21 ist größer als beide Stirnräder und treibt direkt die
Koppelmasse 3 als Sonnenrad an. Sämtliche Teile sind konzen
trisch zur Drehachse 49 angeordnet. Die am Umfang gleichmäßig
verteilten Planetenräder 18 sind über einen nicht dargestell
ten Planetenradträger untereinander verbunden und auf Abstand
gehalten. Um die Koppelmasse 3 möglichst klein zu halten, ist
eine möglichst große Übersetzung des Planetenradgetriebes vor
zusehen. Eine große Übersetzung ergibt sich beispielsweise
durch die Verwendung von Hohlrädern antriebsseitig und ab
triebsseitig mit relativ geringen Durchmesserunterschieden und
Abtrieb über ein Sonnenrad.
In Fig. 4 ist die Anordnung eines Planetenradgetriebes mit den
oben beschriebenen Merkmalen in einem Zweimassen-Schwungrad
wiedergegeben. Das Zweimassen-Schwungrad besteht aus einem
Schwungrad 1 in Form eines Eingangsteils und eines Ausgangs
teils 2, welches entsprechend Fig. 2 eine Reibungskupplung 27
aufnehmen kann. Beide Teile sind über ein Lager 24 gegenseitig
drehbar gelagert, und zwar konzentrisch zur Drehachse 49. Zwi
schen beiden Teilen ist sowohl eine Torsionsfederung 8 angeord
net, als auch eine Reibeinrichtung 23, deren Wirkung durch die
Verwendung und Anordnung einer Koppelmasse 3 zumindest stark
reduziert werden kann. Das Planetenradgetriebe mit den Drei
fach-Planetenrädern 18 ist radial außerhalb der Torsionsfede
rung 8 angeordnet. Die Anbindung erfolgt einerseits über eine
Reibeinrichtung 10 und ein antriebsseitiges Hohlrad 13 an das
Eingangsteil 1 in Form des Schwungrades und andererseits über
ein abtriebsseitiges Hohlrad 16 am Ausgangsteil 2. Die Ausbil
dung der Planetenräder 18 mit ihrer Anbindung an die Koppel
masse 3 geht insbesondere aus der vergrößerten Darstellung ge
mäß Fig. 5 hervor. Zu beiden Seiten eines Zwischenrades 21 sind
die beiden Stirnräder 19 und 20 angeordnet. Sie sind beide im
Durchmesser kleiner gehalten als das Zwischenrad 21, wobei al
lerdings die Durchmesser-Unterschiede bei den Hohlrädern 13 und
16 bzw. bei den Stirnrädern 19 und 20 gegenüber Fig. 4 umge
kehrt sind. Das Zwischenrad 21 weist eine im wesentlichen V-för
mige Außenkontur 29 auf, durch welche das Drehmoment auf die
Koppelmasse 3 über Reibschluß übertragen wird. Dieser Reib
schluß wird dadurch hergestellt, daß sowohl die Koppelmasse 3
als auch ein Schiebeteil 31, das über eine Verzahnung drehfest,
aber axial verschiebbar gegenüber der Koppelmasse 3 gehalten
ist und durch eine Feder 32 axial belastet ist, mit entspre
chenden V-förmigen Flächen eine Nut 30 bilden, welche mit der
Außenkontur 29 des Zwischenrades 21 eine drehfeste Verbindung
herstellt. Die Koppelmasse 3 entsprechend Fig. 4 ist als
Hülse mit großem Durchmesser ausgeführt und konzentrisch zur
Drehachse 49 angeordnet. Die Momentenübertragung von den Hohl
rädern 13 bzw. 16 auf die Stirnräder 19 bzw. 20 erfolgt im vor
liegenden Fall ebenfalls durch Reibschluß, indem sämtliche
Planetenräder 18 durch ihre Einspannung über die V-förmige Nut
30 nach radial außen an die Hohlräder zur Anlage gebracht wer
den. Die Planetenräder 18 sind untereinander über einen Plane
tenradträger 22 verbunden, an diesem gelagert und von diesem
auf exakten Abstand gehalten. Entsprechend Fig. 5 ist es aller
dings auch möglich, die Drehmomentübertragung von den beiden
Hohlrädern 13 oder 16 auf die Stirnräder 19 und 20 entweder
über eine reine Verzahnung zu übertragen oder über eine Kombi
nation aus Reibschluß und Formschluß. Die Darstellung gemäß
Fig. 5 zeigt neben den Stirnrädern 19 und 20 mit Reibschluß
verbindung zu den Hohlrädern noch zusätzliche Zahnräder, wel
che auf dem gleichen mittleren Durchmesser im Formeingriff mit
den Hohlrädern 13 und 16 stehen. Eine solche Ausführung muß
nicht die gesamten Spitzendrehmomente über den Reibschluß über
tragen, sondern ist in der Lage, die Spitzenwerte durch Ein
griff der Zahnräder zu übertragen. Damit können die radialen
Anpreßkräfte fühlbar abgesenkt werden. In der Anordnung gemäß
Fig. 4 sind zwei weitere Teilkoppelmassen 5 bzw. 6 vorgesehen,
die beispielsweise aus einzelnen Segmenten bestehen und jede
durch eine eigene Wurmfeder 25 bzw. 26 nach radial innen vor
gespannt ist. Die Koppelmasse 5 ist dabei direkt auf der Kop
pelmasse 3 gelagert und die Koppelmasse 6 auf der Koppelmasse
5. Durch entsprechende Abstimmung der Massen und der Federn ist
es möglich, bei Drehzahlanstieg zuerst die Koppelmasse 6 von
der Koppelmasse 3 zu entkoppeln, wobei sich die Koppelmasse 6
an dem Innenumfang des Hohlrades 16 anlegen kann und somit
nicht mehr Teil der Koppelmasse 3 ist. Bei weiter zunehmender
Drehzahl kann dann die Koppelmasse 5 ebenfalls von der Koppel
masse 3 abgekoppelt werden.
Fig. 6 zeigt die Anwendung eines Planetenradgetriebes innerhalb
einer Kupplungsscheibe 60, die Teil einer Reibungskupplung 27
ist. Die Reibungskupplung 27 in Form einer Anfahr- und Schalt
kupplung weist einen üblichen Aufbau auf, d. h., Eingangsteil 1
ist das Schwungrad 33 einer Brennkraftmaschine, welches fest
auf der Kurbelwelle 28 angeordnet ist. Am Schwungrad 33 ist ein
Kupplungsgehäuse 34 befestigt, welches eine Anpreßplatte 36
trägt mit einer Membranfeder 35. Zwischen der Anpreßplatte 36
und dem Schwungrad 33 ist eine Kupplungsscheibe 60 angeordnet,
die über ihre Reibbeläge 38 kuppel- und entkuppelbar ist. Die
Kupplungsscheibe weist weiterhin eine Torsionsfedereinrichtung
8 auf sowie ein Ausgangsteil 2 in Form einer Nabe 37, die dreh
fest mit einer nicht dargestellten Getriebewelle verbunden ist.
Sämtliche Teile drehen sich um die Drehachse 49. Der Belagträ
ger 39 der Kupplungsscheibe 60 ist als Eingangsteil über eine
Reibeinrichtung 11 mit dem Hohlrad 13 verbunden, welches Teil
eines Planetenradgetriebes mit Dreifach-Planetenrädern 18 ist.
Das Ausgangsteil der Reibungskupplung 27 wird von der Nabe 37
gebildet zusammen mit den beiden Deckblechen 46, die mit der
Nabe 37 fest verbunden sind. An einem dieser Deckbleche 46 ist
das Hohlrad 16 angeordnet, welches ebenfalls mit den Planeten
rädern 18 in Verbindung steht. Die Planetenräder 18 sind in der
bereits bekannten und beschriebenen Form ausgebildet und weisen
ein Zwischenrad 21 auf sowie zwei seitlich davon angeordnete
Stirnräder 19 und 20. Die Stirnräder stehen in drehfester Ver
bindung mit den Hohlrädern 13 bzw. 16. Das Zwischenrad 21 wird
über eine Drehverbindung gemäß Fig. 5 an die Koppelmasse 3 an
gekuppelt. Die Koppelmasse 3 ist im vorliegenden Fall über ein
prinzipiell dargestelltes Wälzlager 47 gegenüber dem Schwungrad
33 gelagert. Die Planetenräder 18 sind untereinander durch
einen Planetenradträger 22 geführt. Die vorliegende Konstruk
tion ist so ausgeführt, daß bei Relativbewegung zwischen den
Eingangsteilen und den Ausgangsteilen der Kupplungsscheibe 60
eine Beschleunigung bzw. Verzögerung der Koppelmasse 3 statt
findet. Dabei ist als Besonderheit die Reibeinrichtung 11 vor
gesehen, durch welche Spitzenmomente abgebaut werden. Durch
entsprechende Einstellung des Rutschmomentes in dieser Reib
einrichtung 11 werden bei Erregung der Eigenfrequenz des
Systems mit dynamischer Federkonstante die Amplituden stark
reduziert. Zusätzlich ist diese Reibeinrichtung 11 gemäß Fig. 7
drehzahlabhängig steuerbar. Fig. 7 zeigt die Einzelheit "E"
gemäß Fig. 6 in vergrößerter Darstellung. Die Reibeinrichtung
11 weist eine Anpreßscheibe 43 und einen Gegenhalter 41 auf, wobei
die Anpreßplatte drehfest aber axial beweglich gehalten und durch eine
Tellerfeder 44 axial
vorgespannt ist. Zwischen den beiden Teilen 41 und 43 sind
Reibringe 42 angeordnet und dazwischen das Hohlrad 13. Die
Tellerfeder 44 stützt sich einerseits an einem Träger 40 ab
und andererseits an der Anpreßscheibe 43. Sie weist weiterhin
Fortsätze 45 auf, die als Fliehgewichte wirken. Die gesamte An
ordnung ist über das Trägerblech 40 am Belagträger 39 der Kupp
lungsscheibe 60 befestigt. Mit zunehmender Drehzahl steigt die
Wirkung der Fliehgewichte 45 so an, daß die Tellerfeder 44
außer Eingriff mit der Anpreßscheibe 43 kommt, wodurch die
Reibeinrichtung 11 ihre Übertragungsfähigkeit verliert und da
durch die Koppelmasse 3 nicht mehr angetrieben wird. Dies kann
von Vorteil sein, wenn im hohen Drehzahlbereich die dynamische
Federkonstante besonders große Werte erreicht und somit eine
zu starre Koppelung darstellen würde. Vorzugsweise wird die
Abstimmung so vorgenommen, daß ab der Tilgungsfrequenz fT
das übertragbare Reibmoment abnimmt und oberhalb der Grenzfre
quenz fD vollkommen aufgehoben ist.
In Fig. 8 ist eine weitere Variante eines Planetenradgetriebes
innerhalb einer Kupplungsscheibe dargestellt. Das Eingangsteil
1 in Form eines Schwungrades 33 ist wiederum mit der Kurbelwel
le 28 einer Brennkraftmaschine fest verbunden. Bei eingekuppel
ter Reibungskupplung ist das Schwungrad 33 fest mit dem Belag
träger 39 und somit mit den beiden Deckblechen 46 verbunden.
Als Ausgangsteil 2 fungiert die Nabe 37 der Kupplungsscheibe
61. Dazwischen ist eine Torsionsfederung 8 vorgesehen. Das
Hohlrad 13 des Planetenradgetriebes ist über eine Reibeinrich
tung 10 mit einem der beiden Deckbleche 46 verbunden und an der
Nabe 37 ist das Hohlrad 16 abtriebsseitig direkt angeordnet.
Die Anbindung der Koppelmasse 3 erfolgt über eine Einrichtung
entsprechend Fig. 5 durch Reibschluß. Die Koppelmasse 3 weist
die Form einer Hülse auf und sie ist konzentrisch zur Dreh
achse 49 angeordnet. Auf dem Außendurchmesser dieser Hülse 3
sind zwei weitere Koppelmassen 5 und 6 vorgesehen, die eben
falls aus einzelnen Segmenten bestehen und jeweils durch eine
eigene Feder 25 bzw. 26 so abgestimmt sind, daß sie bei einer
vorgegebenen Drehzahl nach außen wandern können. Sie kommen
dabei an Innenwandungen einer weiteren Koppelmasse 4 zur Anla
ge, die mit der Koppelmasse 3 über eine Verzahnung in Verbin
dung steht, welche einen Leerweg 12 aufweist. Dieser Leerweg
12 bringt vor allem dann Vorteile, wenn die Koppelmasse auf
die Lastwechselfrequenz von etwa 10 Hz abgestimmt ist und da
mit ein sehr hohes Trägheitsmoment verwirklicht ist, welches
eine Entkoppelung bei Zündfrequenz erschweren würde. Durch
die Anordnung dieses Spiels ist eine deutliche Verbesserung
des Lastwechsels möglich, ohne die Entkoppelung bei Zündfre
quenz wesentlich zu beeinträchtigen. Die Koppelmasse 4 ist da
bei über ein Wälzlager 47 gegenüber dem Schwungrad 33 gela
gert. Durch dieses Lager werden ebenfalls die Koppelmassen 3,
5 und 6 geführt.
In Fig. 9 ist ein Ausschnitt einer Konstruktion ähnlich Fig. 8
wiedergegeben, wobei hier eine andere Anordnung der einzel
nen Koppelmassen getroffen wurde. Entsprechend Fig. 8 erfolgt
der Antrieb der Koppelmasse 3 über die Planetenräder 18. Die
Koppelmasse 4 ist ebenfalls über das Lager 47 gelagert und
greift mit einer Verzahnung mit Spiel in die Koppelmasse 3 ein.
Die hülsenförmige Koppelmasse 3 ist über die Verzahnung hinaus
verlängert und bildet dort einen Fortsatz 63, der in eine um
laufende Öffnung einer Koppelmasse 6′ eingreift. Diese Koppel
masse ist im Ruhezustand direkt auf der Getriebewelle 48 ge
lagert und läuft mit dieser um. Sie besteht aus einzelnen Seg
menten und wird durch auf ihrem Außenumfang angeordnete Koppel
massen 5 bzw. 6, die in bekannter Weise ebenfalls aus Segmen
ten bestehen und durch Federn 25 bzw. 26 zusammengehalten wer
den, vorgespannt. Im radialen Abstand der beiden Koppelmassen
5 und 6 befindet sich eine zylindrische Innenkontur 62 der
Koppelmasse 4. Die Funktion ist nun folgende: Bis zu einem
ersten Drehzahlbereich laufen die Koppelmassen 5, 6 und 6′ zu
sammen mit der Getriebewelle 48 um. Oberhalb dieser vorgegebe
nen Drehzahl hebt die Koppelmasse 6′ radial nach außen ab ge
gen die Kraft der beiden Federn 25 und 26. Dadurch legen sich
sämtliche drei Koppelmassen 5, 6 und 6′ am Fortsatz 63 der
Koppelmasse 3 an, so daß die Koppelmasse 3 einen insgesamt ho
hen Wert erreicht. Bei weiterem Drehzahlanstieg gehen dann die
Koppelmassen 5 und 6 gleichzeitig oder nacheinander nach radial
außen weg und werden somit der Koppelmasse 4 zugeordnet. Die
Schaltdrehzahl für die Koppelmasse 6′ zum Abheben von der Ge
triebewelle 48 ist beispielsweise geringfügig oberhalb der
Leerlaufdrehzahl vorgesehen. Die beiden Koppelmassen 5 und 6
können - falls die Koppelmasse 4 nicht notwendig ist - auch am
Schwungrad zur Anlage kommen.
Fig. 10 zeigt die Anordnung einer Koppelmasse 3 innerhalb einer
Antriebswelle 58, beispielsweise einer Kardanwelle. Das Ein
gangsteil 1 ist die Getriebeausgangswelle und es trägt eine
Torsionsfederung 8 in Form eines aufvulkanisierten Gummiringes.
Am Außendurchmesser dieses Gummiringes ist eine Hülse in Form
eines Hohlrades 16 angeordnet, welches mit dem Ausgangsteil 2
- z. B. einem Flansch am Ausgleichsgetriebe - fest verbunden
ist. Das Eingangsteil 1 in Form der Getriebeausgangswelle
reicht durch die Torsionsfederung 8 hindurch und bildet inner
halb des Hohlrades 16 den Antrieb für das Hohlrad 13, wobei
zwischen beiden Teilen die Reibeinrichtung 10 vorgesehen werden
kann. Beide Hohlräder 13 und 16 wirken auf zweifache Planeten
räder 17, welche unterschiedliche Außendurchmesser aufweisen.
Das größere der beiden Planetenräder 17 greift in ein Sonnen
rad ein, welches in Form der Koppelmasse 3 ausgebildet ist.
Diese ist über zwei Lager 47 einmal im Eingangsteil 1 und ein
mal im Ausgangsteil 2 drehbar gelagert und sämtliche Bauteile
drehen sich um die gemeinsame Drehachse 49. In der unteren
Hälfte von Fig. 10 ist eine Ausbildung der Planetenräder ge
troffen, bei welcher die Koppelmasse 3 in das kleinere der bei
den Planetenräder eingreift, dergestalt, daß alle jeweils drei
Eingriffspunkte auf einer gemeinsamen Verbindungslinie 59 lie
gen, die durch die Drehachse 49 geht. Diese Konstruktion ver
meidet ein Kippmoment auf die Planetenräder und ihre Lagerung.
Die beiden Fig. 11 und 12 zeigen eine besondere Ausgestal
tung einer Kupplungsscheibe unter Einbeziehung zweier verschie
dener Planetengetriebe. Die Kupplungsscheibe 50 ist mit zwei
radial übereinander angeordneten Torsionsfederungen 8 bzw. 8′
ausgebildet, welche in Reihe geschaltet sind. Zu diesem Zweck
sind die Deckbleche 51 der radial äußeren Torsionsfederung 8
direkt mit dem Reibbelagträger und den Reibbelägen 38 verbunden
und die beiden Deckbleche 52 der radial inneren Torsionsfede
rung 8′ sind fest mit der Nabe 37 verbunden. Zwischen allen
Deckblechen ist eine Nabenscheibe 53 angeordnet, die sowohl in
die Torsionsfederung 8 als auch in die Torsionsfederung 8′ ein
greift. Die Nabenscheibe 53 ist im Raum zwischen den beiden
Torsionsfederungen 8 und 91 axial verlängert und bildet dort
ein Doppelrad, welches sich mit zwei Planetenradsätzen 17 in
Eingriff befindet. Der radial äußere Planetenradsatz mit den
Planetenrädern 17 greift mit dem größeren der doppelten Plane
tenräder in die Außenverzahnung des Doppelrades 57 ein und das
kleinere der doppelten Planetenräder wird durch ein Sonnenrad
55 angetrieben, welches Teil des äußeren Deckbleches 51 ist.
Die Zusatzmasse 3 ist auf den Außenumfang der Planetenräder
aufgesetzt. Die am Innendurchmesser des Doppelrades 57 ange
ordneten doppelten Planetenräder 17 sind an ihrem Innendurch
messer mit der Koppelmasse 3′ verbunden und hier erfolgt die
Anbindung der kleineren Planetenräder durch ein Hohlrad 56,
welches mit dem inneren Deckblech 52 einteilig ausgeführt ist.
Eine solche Anordnung ermöglicht einen großen Drehzahlbereich
mit niedriger dynamischer Gesamtfedersteifigkeit oder sie er
möglicht auch die Abstimmung der beiden Tilgungsfrequenzen
auf einfache und doppelte Zündfrequenz.
Claims (33)
1. Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere im Antriebsstrang eines Kraftfahr
zeuges mit Brennkraftmaschine, bestehend aus einem Eingangs- und einem Aus
gangsteil, welche um eine gemeinsame Achse drehbar gelagert sind, sowie einer
dazwischen angeordneten Torsionsfedereinrichtung, welche das zu übertragende
Drehmoment weiterleitet,
dadurch gekennzeichnet,
daß zur wirksamen Entkoppelung eine Koppelmasse (3, 3′, 4, 5, 6, 6′) vorgesehen
ist, die drehbar gelagert ist und die über ein Getriebe (7) antreibbar ist, wobei
sich das Getriebe zumindest am Eingangsteil (1) abstützt und wobei die Koppel
masse parallel zum Drehmomentübertragungsweg wirksam ist.
2. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1, dadurch ge
kennzeichnet, daß das Getriebe vorzugsweise als Planeten
radgetriebe (17, 18) ausgeführt ist.
3. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 2, dadurch ge
kennzeichnet, daß das Planetenradgetriebe (17, 18) zumin
dest doppelte Planetenräder (17) aufweist.
4. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 3, da
durch gekennzeichnet, daß die Anbindung des Planetenradge
triebes vorzugsweise über zwei Hohlräder (13, 16) erfolgt.
5. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 4, da
durch gekennzeichnet, daß jedes Planetenrad vorzugsweise
als Dreifach-Planetenrad (18) ausgebildet ist mit zwei
Stirnrädern (19, 20) unterschiedlichen Durchmessers und
einem Zwischenrad (21) zwischen beiden, welches direkt mit
der Koppelmasse (3, 4, 5, 6) in Drehverbindung steht.
6. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 5, da
durch gekennzeichnet, daß die Durchmesser der beiden Hohl
räder (13, 16) geringfügig voneinander abweichen.
7. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 6, da
durch gekennzeichnet, daß das Zwischenrad (21) einen Durch
messer aufweist, der größer ist als der des größeren Stirn
rades.
8. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 7, da
durch gekennzeichnet, daß der wirksame Antriebsdurchmesser
an der Koppelmasse (3, 4, 5, 6) einen möglichst kleinen
Wert aufweist.
9. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 8, da
durch gekennzeichnet, daß das Planetenradgetriebe (17, 18)
als Reibradgetriebe und/oder als Zahnradgetriebe ausgeführt
ist.
10. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 9, da
durch gekennzeichnet, daß jedes Planetenrad (18) bei Aus
bildung als Reibrad oder kombiniertes Reibrad/Zahnrad zu
beiden Seiten des Zwischenrades (21) Stirnräder (19, 20)
mit Reibflächen aufweist, die mit entsprechenden Reibflä
chen eingangsseitig bzw. ausgangsseitig unter radialer Vor
spannung in Kontakt stehen.
11. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 10,
dadurch gekennzeichnet, daß bei kombinierter Reibrad/Zahn
rad-Ausführung axial neben den Reibflächen zusätzlich eine
Verzahnung angeordnet ist.
12. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 11,
dadurch gekennzeichnet, daß die Drehverbindung zwischen
Zwischenrad (21) und Koppelmasse (3, 4, 5, 6, 6′) vorzugs
weise über Reibkraft erfolgt.
13. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 12,
dadurch gekennzeichnet, daß das Zwischenrad (21) eine etwa
V-förmige, umlaufende Außenkontur (29) aufweist, die in
eine gleichartige, axial geteilte V-förmige Nut (30) der
Koppelmasse (3) eingreift, wovon ein Teil (Schiebeteil 31)
axial verschiebbar und federbelastet (32) auf das andere
vorgespannt ist.
14. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 13,
dadurch gekennzeichnet, daß die Momenteneinleitung in das
Planetenradgetriebe (18) über eine abstimmbare Reibein
richtung (10, 11) erfolgt.
15. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 14,
dadurch gekennzeichnet, daß die Reibeinrichtung (11) dreh
zahlabhängig veränderbar ist.
16. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 14,
dadurch gekennzeichnet, daß zumindest ein Teil der Koppel
masse (5, 6, 6′) drehzahlabhängig zu- bzw. abkoppelbar ist.
17. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 14,
dadurch gekennzeichnet, daß zumindest ein Teil der Koppel
masse (4) über einen Leerweg (12) angekoppelt ist.
18. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 4, da
durch gekennzeichnet, daß er in einer Antriebswelle (58)
angeordnet ist.
19. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 18, dadurch ge
kennzeichnet, daß das Eingangsteil (1) fest mit einem Tor
sionsfederelement (8) von im wesentlichen ringförmiger Ge
stalt verbunden ist, das eine konzentrische Hohlwelle
trägt, die als Hohlrad (16) in die größeren von doppelten
Planetenrädern (17) eingreift und ein zweites Hohlrad (13)
vom Eingangsteil (1) ausgehend in die kleineren der Plane
tenräder (17) eingreift.
20. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 19, dadurch ge
kennzeichnet, daß zwischen Eingangsteil (1) und zugehörigem
Hohlrad (13) eine abstimmbare und gegebenenfalls drehzahl
abhängig veränderbare Reibeinrichtung (10, 11) angeordnet
ist.
21. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 20, dadurch ge
kennzeichnet, daß auf der Koppelmasse (3) ein Sonnenrad an
geordnet ist, welches in die größeren der Planetenräder
(17) eingreift.
22. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 20, dadurch ge
kennzeichnet, daß die Koppelmasse (3) mit ihrem Sonnenrad
in die kleineren der Planetenräder (17) eingreift, derge
stalt, daß alle jeweils drei Eingriffspunkte auf einer ge
meinsamen Verbindungslinie (59) durch die Drehachse (49)
liegen.
23. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 17,
dadurch gekennzeichnet, daß er Teil einer Kupplungsscheibe
(50, 60, 61) ist, bestehend aus Reibbelägen (38), Deckble
chen (46, 51, 52, 54), Nabe (37) und dazwischen angeordne
ter Torsionsfedereinrichtung (8, 8′).
24. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 23, dadurch ge
kennzeichnet, daß das antriebsseitige Hohlrad (13) mit dem
Belagträger (39, 46) verbunden ist, das abtriebsseitige
Hohlrad (16) mit der Nabe (37) und das Zwischenrad (21)
der Planetenräder (18) mit einer konzentrisch zur Drehachse
(49) angeordneten Hülse (Koppelmasse 3) in Drehverbindung
steht und sämtliche Teile (3, 13, 16, 18) axial zwischen
Kupplungsscheibe (60, 61) und Schwungrad (Eingangsteil 1)
angeordnet sind.
25. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 24, dadurch ge
kennzeichnet, daß die Hülse (Koppelmasse 3) eine Verzahnung
aufweist, in die eine Teil-Koppelmasse (4) mit einer Gegen
verzahnung mit Leerweg (12) eingreift.
26. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 25, dadurch ge
kennzeichnet, daß am Außenumfang der Hülse (Koppelmasse 3)
wenigstens eine aus einzelnen Segmenten bestehende weitere
Teil-Koppelmasse (5, 6) angeordnet ist, die unter Federvor
spannung steht und oberhalb einer vorgegebenen Drehzahl von
der Hülse abhebt.
27. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 26, dadurch ge
kennzeichnet, daß die weitere Teil-Koppelmasse (5, 6) an
einem Innendurchmesser der mit Spiel (12) angekoppelten
Koppelmasse (4) zur Anlage kommt.
28. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 25, dadurch ge
kennzeichnet, daß die Hülse (Koppelmasse 3) in unmittelba
rer Nähe und konzentrisch zur Getriebewelle (48) angeordnet
ist, die Teil-Koppelmasse (4) eine zylindrische Innenkontur
(62) bildet und radial innerhalb dieser auf der Getriebe
welle eine Teil-Koppelmasse (6′) in Form von Segmenten an
geordnet ist, die einen axial offenen Schlitz aufweisen,
in den hinein sich ein Fortsatz (63) der Koppelmasse (3)
mit gegenseitigem radialen Spiel erstreckt und am Außenum
fang der Segmente wenigstens eine weitere Teil-Koppelmasse
(5, 6) federbelastet angeordnet ist, wobei bei Drehzahler
höhung zuerst die Tell-Koppelmasse (6′) mit der Teil-Kop
pelmasse (5, 6) zusammen nach radial außen wandert, die
Teil-Koppelmasse (6′) am Fortsatz (63) der Koppelmasse
(3) zur Anlage kommt und bei weiterer Drehzahlerhöhung die
Teil-Koppelmasse (5, 6) von der Teil-Koppelmasse (6′) ab
hebt und an der zylindrischen Innenkontur (62) der Teil-
Koppelmasse (4) zur Anlage kommt.
29. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 3, 9,
11, wobei zwei Torsionsfedersysteme (8, 8′) einer Kupp
lungsscheibe (50) übereinander angeordnet und in Reihe ge
schaltet sind, mit zwei Deckblechen (51) als Eingangsteile,
zwei Deckblechen (52) an der Nabe (37) als Ausgangsteile
und einer gemeinsamen Nabenscheibe (53), dadurch gekenn
zeichnet, daß die Nabenscheibe (53) mit einem axialen Fort
satz ein Doppelrad (57) bildet, in das von radial außen und
innen her Zweifach-Planetenräder (17) eingreifen, deren je
weils kleinere Räder mit entsprechenden Fortsätzen der
Deckbleche (51, 52) in Antriebsverbindung stehen, derge
stalt, daß der radial äußere Satz Planetenräder mit dem
äußeren Deckblech (51) als Sonnenrad (55) und der radial
innere mit dem inneren Deckblech (52) als Hohlrad (56) zu
sammenwirken und dadurch zwei Koppelmassen (3, 31) antreib
bar sind.
30. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 17,
dadurch gekennzeichnet, daß er Teil eines Zweimassen
schwungrades ist.
31. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 30, dadurch ge
kennzeichnet, daß radial außerhalb der Torsionsfederung
(8) zwischen Schwungrad (Eingangsteil 1) und Ausgangsteil
(2) mehrere Dreifach-Planetenräder (18) angeordnet sind,
deren kleines Stirnrad (19) über ein Hohlrad (13) und eine
Reibeinrichtung (10) vom Schwungrad antreibbar ist, deren
größeres Stirnrad (20) über ein Hohlrad (16) mit dem Aus
gangsteil (2) verbunden ist und deren Zwischenrad (21)
über eine Reibeinspannung (29, 30, 31, 32) mit der Koppel
masse (3) in Antriebsverbindung steht.
32. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 31, dadurch ge
kennzeichnet, daß die Koppelmasse (3) wenigstens eine Teil-
Koppelmasse (5) trägt, die federvorgespannt ist und sich
oberhalb einer vorgegebenen Drehzahl am Ausgangsteil (2)
bzw. am Hohlrad (16) anlegt.
33. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 32, dadurch ge
kennzeichnet, daß zwei Teil-Koppelmassen (5, 6) konzen
trisch und radial übereinander angeordnet sind, die bei
unterschiedlichen Drehzahlen abkoppelbar sind.
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