DE3878502T2 - Mechanismus zur daempfung von torsionsschwingungen. - Google Patents

Description

• Die Erfindung bezieht sich auf einen Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus. Insbesondere bezieht sich die Erfindung auf Mechanismen zum Dämpfen von Torsionen in einer Fahrzeugantriebslinie, die durch einen zyklischen Verbrennungsmotor, wie zum Beispiel einen Kolbenmotor, angetrieben wird.
• Torsionschwingungsdämpfungsmechanismus werden seit langem verwandt, um die nachteiligen Auswirkungen von Torsionsschwingungen oder Drehmomentschwankungen in Fahrzeugantriebslinien zu reduzieren. Solche Torsionsschwingungen oder Drehmomentschwankungen, die nachfolgend als Torsionen bezeichnet werden, entstehen hauptsächlich aus Motorleistungsimpulsen und Drehmomentspitzen und bilden plötzliche Veränderungen des Antriebsliniendrehmoments, und zwar hauptsächlich infolge schneller Motorbe-Schleunigung/Verlangsamung und Übersetzungsverhältnisveränderungen.
• Die meisten im Stand der Technik bekannten Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismen haben Federn verwendet, die parallel mit einer mechanischen Reibungseinrichtung angeordnet sind. Antriebsliniendrehmoment wird normalerweise durch die Federn übertragen, und das Biegen der Federn schwächt oder dämpft, oder reduziert die potentielle Amplitude der Antriebslinientorsionen. Die mechanische Reibungseinrichtung dämpft oder reduziert die Rückfederungsrate. Wenn die Amplitude der Torsionen geringer ist als das Durchbruchs- oder Wegreißdrehmoment der Reibungseinrichtung, dann tritt kein Biegen der Federn auf und die Torsionen werden ohne Schwächungsvorteil übertragen.
• Effektives Dämpfen der Torsionen durch bekannte Torsions-Schwingungsdämpfungsmechanismen wurde immer schwieriger infolge der derzeitigen Entwicklungstrends, die notwendig geworden sind durch einen Bedarf, die Fahrzeugeffizienz oder Wirtschaftlichkeit zu erhöhen. Der Bedarfs die Fahrzeugeffizienz zu erhöhen, hat Folgendes zur Folge: Reduktionen der Fahrzeuggröße und des Gewichts, Reduktionen der Trägheit der Antriebslinienbauteile, wie zum Beispiel die Schwungradmassen, Reduktionen der Anzahl der Motorzylinder oder Kammern, Reduktionen der Motordrehzahl, Erhöhungen der Anzahl der Getriebegangverhältnisse, Reduktion der Getriebeölviskosität und erhöhte Verwendung von Drehmomentwandlerbypaßkupplungen.
• Diese Entwicklungen haben dramatisch die schon lange bestehenden Probleme mit Getriebezahnradklappergeräusche oder -rasselgeräusche, Fahrzeugkörpergeräusche und Fahrzeugruck erhöht. Zahnradrattern wird oft in zwei Klassen eingeteilt, d. h. Leerlaufrattern und Gangrattern. Gangrattern wird manchmal als Antriebsbetriebsartrattern bezeichnet. Antriebslinientorsionen sehen das Erregen beider Arten von Klappern oder Rattern vor, und das Rattern oder die Geräusche treten auf, wenn ineinandergreifende Zahnradzähne von unbelasteten Zahnrädern gegeneinander springen. Körpergeräusche oder Körperdröhnen, wie es immer bezeichnet wird, tritt oft auf, wenn ein Motor abgewürgt wird; unter einem solchen Zustand bewirken die Antriebslinientorsionen, daß Körperbauteile wie zum Beispiel Blechpaneele resonieren. Fahrzeugruck, auch bekannt als Nicken, tritt infolge von plötzlicher Motorbeschleunigung/Verlangsamung und Gang- oder Verhältnisänderungen auf.
• Die obigen Probleme haben oft sich widersprechende Lösungen. Zum Beispiel tritt Leerlaufklappern auf, wenn ein Getriebe neutral geschaltet ist (d. h. nicht mit einer Last verbunden) und die Getriebeeingangswelle mit einem Motor verbunden ist, der mit oder in der Nähe der Leerlaufdrehzahl läuft. Bei einem solchen Zustand ist das Antriebsliniendrehmoment relativ gering und die Frequenzen und Amplituden der Torsionen sind auch relativ gering. Demgemäß muß der Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus Federn mit einer relativ geringen Federrate besitzen und der Dämpfer muß ein relativ geringes Wegbrechdrehmoment besitzen. Gangrattern tritt auf, wenn das Getriebe eine Last antreibt. Bei diesem Zustand ist das Antriebsliniendrehmoment verhältnismäßig größer und die Frequenzen und Amplituden der Torsionen sind auch verhältnismäßig größer. Demgemäß muß der Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus in diesem Zustand Federn mit einer verhältnismäßig größeren Federrate besitzen und der Dämpfer muß ein verhältnismäßig größeres Wegbrechdrehmoment besitzen.
• Das US-Patent Nr. 4 212 380 von Billet offenbart ein Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1. Jede Vorrichtung sieht Schwächung und Dämpfung vor. Die Vorrichtung für Leerlauf zustände umfaßt einen Satz von verhältnismäßig geringe Raten aufweisenden Federn, die parallel zu einer mechanischen Reibungsdämpfer mit verhältnismäßig geringem Wegbrechdrehmoment oder Drehmomentkapazität angeordnet sind. Die Vorrichtung für Gangzustände umfassen einen Satz von verhältnismäßig hohe Raten aufweisenden Federn, die parallel mit einem mechanischen Reibungsdämpfer mit relativ hohem Wegbrechdrehmoment oder Drehmomentkapazität angeordnet sind. Die Vorrichtungen sind in Serie angeordnet und die geringe Kapazität aufweisende oder Leerlaufklappervorrichtung wird außer Betrieb gesetzt, wenn das Getriebe eine Last antreibt.
• Das US-Patent Nr. 4 440 283 von Nioloux offenbart einen Antriebslinientorsionsschwingungsmechanismus ähnlich dem Mechanismus von Billet, jedoch nicht mit einer Dämpfung für die Leerlaufklappervorrichtung.
• Obwohl die Billet- und Nioloux-Mechanismen, Verbesserungen gegenüber den vorhergehenden einstufigen Mechanismen aufweisen, benötigen sie zusätzliche Kosten und Komplexität und in vielen Anwendungen haben sie nicht die notwendigen Ergebnisse geliefert.
• Ein Ziel dieser Erfindung liegt darin, einen Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus vorzusehen, der effektiv Leerlaufrattern und Gangrattern in einem Getriebe reduziert.
• Ein weiteres Ziel dieser Erfindung liegt darin, einen solchen Mechanismus vorzusehen, der auch effektiv Fahrzeugkörpergeräusche und Fahrzeugruck reduziert.
• Ein weiteres Ziel dieser Erfindung liegt darin, einen solchen Mechanismus vorzusehen, der mindestens zwei Stufen mit elastischen Mitteln zum Schwächen von Torsionen besitzt und eine einzige Dämpfungsvorrichtung besitzt, die die korrekte Größe der Dämpfung für beide Stufen der elastischen Mittel vorsieht.
• Ein weiteres Ziel dieser Erfindung liegt darin, einen solchen Mechanismus vorzusehen, der strukturell einfach und funktionell effektiv und zuverlässig ist, und zwar über den gesamten Drehmomentbereich der Antriebslinie.
• Gemäß der Erfindung ist ein Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus gemäß Anspruch 1 vorgesehen. Bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen.
• Der Torsionsschwingungsdämpfungsmechansimus der vorliegenden Erfindung ist in der beiliegenden Zeichnung gezeigt: in der Zeichnung zeigt:
• Fig. 1 eine schematische Ansicht einer Motorfahrzeugantriebslinie;
• Fig. 2 eine schematische Ansicht des Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus der Erfindung;
• Fig. 3 eine detaillierte Schnittansicht des Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus entlang der Linie 3-3 in Fig. 5, wobei die untere Hälfte des Mechanismus weggebrochen ist;
• Fig. 4 eine Schnittanssicht eines Mittelteils des Mechanismus, und zwar entlang der Linie 4-4 in Fig. 3;
• Fig. 5 eine Schnittansicht mit verringerter Größe eines anderen Teils des Mechanismus, und zwar entlang der Linie 5-5 in Fig. 3;
• Fig. 6 eine detaillierte Schnittansicht der oberen Hälfte eines anderen Ausführungsbeispiels des Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus, und zwar entlang der Linie 6-6 in Fig. 7; und
• Fig. 7 eine Schnittansicht eines Teils des Mechanismus entlang der Linie 7-7 in Fig. 6.
• Die Motorfahrzeugsantriebslinie, die schematisch in Fig. 1 gezeigt ist, umfaßt einen Primärbeweger 10 und ein Getriebe 12 mit einer Ausgangswelle 14, die antriebsmäßig mit einer Last verbunden ist, wie zum Beispiel einem mit dem Boden in Eingriff stehenden Rad 16, und zwar über eine Differentialgetriebeanordnung 18 für Hinter- und/oder Vorderachsen eines Fahrzeugs. Der Primärbeweger bzw. die Hauptbewegungseinheit 10 ist vorzugsweise der internen, periodischen Verbrennungsbauart, aber sie kann jede Bauart einer Leistungsquelle mit Drehmomentcharakteristiken sein, die durch einen Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus verbessert werden. Das Getriebe 12 umfaßt ein Gehäuse 20, das eine Vielzahl von nicht gezeigten konstant in Eingriff stehenden Getriebezahnrädern oder Gang- oder Verhältnisänderungsmechanismen enthält, die durch eine Getriebeeingangswelle am Antrieb 22 der teilweise in Fig. 2 gezeigt ist, angetrieben werden.
• Bekannte Verhältnisveränderungseinrichtungen oder Kupplungen innerhalb des Getriebes werden verwendet, um selektiv (d. h. manuell oder automatisch) das Getriebe in eine neutrale Position zu schalten, wenn die Eingangswelle 22 nicht mit der Last verbunden ist oder sich in Gangpositionen befindet, in denen die Eingangswelle mit der Last verbunden ist.
• In Fig. 2 ist mit durchgezogenen Linien schematisch eine ringförmige Kupplungsplattenanordnung 24 dargestellt, die zur Drehung um die Achse einer Getriebeeingangswelle 22 angeordnet ist. Die Welle 22 kann an ihrem linken Ende 22a durch eine Ausgangswelle oder Antrieb 26 des Motors 10 drehbar getragen werden. Die Kupplungssplattenanordnung 24 umfaßt einen ringförmigen Reibungsring 28, der in Antriebsbeziehung mit der Welle 22 steht, und zwar über einen Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus 30, der radial zwischen dem Reibungsring und der Welle 22 positioniert ist. Der Reibungsring umfaßt entgegengesetzt weisende Reibungsoberflächen 28a, 28b, die reibungsmäßig verbindbar sind mit der Motorausgangswelle 26, und zwar ansprechend auf selektive Axialbewegung einer Druckplatte 32 in Richtung eines Schwungrades 34, und zwar in bekannter Art und Weise.
• Der Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus 30 umfaßt folgendes: erste und zweite Federstufen oder Federsätze 36, 38 und ein Zwischenglied 40, eine Nabe 42 und eine viskose Dämpfungsanordnung 40. Die Dämpfungsanordnung 40 umfaßt eine ringförmige Gehäuseanordnung und eine Kupplungsanordnung 46, 48. Eine Tragstruktur 50 verbindet antriebsmäßig den Reibungsring 28 parallel zu dem Federsatz 36 und einen radial äußeren Teil 46a der Gehäuseanordnung 46. Das Zwischenglied 40 verbindet die Federsätze 36, 38 in Serie. Der Federsatz 38 verbindet elastisch das Glied 40 mit der Nabe 42. Die Nabe 42 ist gleitbar keilnutartig auf der Welle 22 in einer bekannten Art und Weise angebracht. Die ringförmige Gehäusevorrichtung 36 umfaßt axial beabstandete Seitenwände 52, 54, die eine Kammer 56 definieren, die mit einer viskosen Flüssigkeit gefüllt ist. Radial innere Teile der Wände 52, 54 sind drehbar auf der Nabe 42 gelagert. Die Kupplungsanordnung 48 ist gleitbar keilnutartig auf der Nabe 42 angeordnet und umfaßt entgegengesetzt weisende Oberflächen 48a, 48b in enger axial beabstandeter Beziehung mit assoziierten Innenoberflächen 52a, 54a der Seitenwände. Die Gehäuse- und Kupplungsoberflächen definieren Kupplungsoberflächen, die für eine Kupplungszusammenwirkung dazwischen angeordnet sind, und zwar über die viskose Scherflüssigkeit bezüglich zur relativen Drehung der Gehäuse- und Kupplungsvorrichtungen. Eine solche Relativdrehung tritt natürlich infolge des Biegens der Federsätze 36, 38 auf. Die viskose Scherflüssigkeit besitzt eine hohe Viskosität und ist vorzugsweise an Silikonöl; zum Beispiel Dimethylpolysiloxan. Die tatsächliche Viskosität ist abhängig von der Antriebslinienanwendung, der Fläche und dem Abstand der Gehäuse- und Kupplungsoberflächen, dem Durchschnittsradius der Flächen, usw.
• Es sei bemerkt, daß bezüglich der Ausführungsbeispiele des Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus der Fig. 3-7 der Federsatz 36 eine verhältnismäßig hohe Federrate besitzt und eine Hauptfederstufe vorsieht, die flexibel wirkt, zum Übertragen von Drehmoment und zum Schwächen von Torsionen (-schwingungen) zwischen der Motorausgangswelle 26 und der Getriebeeingangswelle 22, wenn die Welle 22 mit einer Last verbunden ist. Der Federsatz 38 besitzt eine verhältnismäßig geringe Federrate und sieht eine Leerlaufklapperfederstufe vor, die flexibel wirkt zum Übertragen von Drehmoment und zum Schwächen von Torsionen zwischen der Motorausgangswelle 26 und der Getriebeeingangswelle 22, wenn die Welle 22 nicht mit einer Last verbunden ist. Der Federsatz 38 ist gesättigt oder wirkt nicht flexibel, wenn die Welle 22 mit einer Last verbunden ist.
• Die Dämpfungsvorrichtung 44 ist parallel zu den seriell angeordneten Federsätzen 36, 38 angeordnet. Demgemäß ist auch das viskose Kupplungszusammenwirken zwischen den Oberflächen des Gehäuses und der Kupplungsvorrichtungen der Dämpfungsvorrichtung parallel zu den seriell angeordneten Federsätzen angeordnet und wirkt somit zum Dämpfen oder Reduzieren der Rückfederungsrate beider Federsätze. Somit werden beide Federsätze durch einen einzelnen Dämpfer gedämpft.
• In den Fig. 3-5 sind Elemente, die funktionell dieselben sind, wie die gleichbezifferten Elemente in den Fig. 1 und 2 mit denselben Bezugszeichen identifiziert, wobei die Zahl 1 vorangestellt ist. Demgemäß ist eine ringförmige Kupplungsplattenvorrichtung 124 zur Drehung um die Achse einer Getriebeeingangswelle 122 angeordnet. Die Kupplungsplattenvorrichtung 124 umfaßt einen ringförmigen Reibungsring 128, der in Antriebsbeziehung mit der Welle 122 steht, und zwar über einen Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus 130, der radial zwischen dem Reibungsring und der Welle 122 positioniert ist. Der Reibungsring ist mit einem Schwungrad 134 durch eine Druckplatte 132 gekuppelt, die axial nach links bewegt wird, und zwar in einer bekannten Art und Weise durch eine Membranfeder 131 und ein Freigabelager 133, das schematisch mit unterbrochenen Linien gezeigt ist. Das Schwungrad ist mit einer hier nicht gezeigten Ausgangswelle des Motors durch eine Vielzahl von Bolzen oder Schrauben 125 verbunden.
• Der Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus 130 umfaßt folgendes: erste und zweite Federstufen oder Federsätze 136, 138, ein Zwischenglied 140, eine Nabe 142 und eine viskose Dämpfungsanordnung 144. Die Dämpfungsanordnung umfaßt ringförmige Gehäuse- und Kupplungsanordnungen 146, 148. Eine Tragstruktur 150, die definiert wird durch einen radial äußeren Teil der Gehäuseanordnung 146 und zwei sich axial erstreckenden und diametral entgegengesetzt angeordneten Stiften oder Bolzen oder Schrauben 149 verbinden antriebsmäßig den Reibungsring 128, und zwar parallel zu dem Federsatz 136 und der Gehäuseanordnung 144.
• Das Nabenglied 142, das Zwischenglied 140 und der Federsatz 138 definieren zusammen eine Nabenleerlaufklappervorrichtung. Das Glied 140 ist ein Ring oder eine zweite Nabe und besitzt einen etwas Z-förmigen Querschnitt mit einer inneren zylindrischen Oberfläche, die drehbar auf einer äußeren zylindrischen Oberfläche der Nabe 142 gelagert ist, und zwar über ein Hülsenlager 139. Der Leerlaufklapperteil der Vorrichtung umfaßt eine Vielzahl von internen Keilnutzähnen 140a und zwei diametral gegenüberliegend angeordneten Ausnehmungen 140b die durch die zweite Nabe 140 definiert sind, eine gleiche Anzahl von externen Keilnutzähnen 142a, die lose in den Zähnen 140a aufgenommen sind und zwei diametral gegenüberliegend angeordneten Ausnehmungen 142b, die mit den Ausnehmungen 140b ausgerichtet sind, und ein Federsatz 138, der zwei Spiral- oder Schraubenfedern 141 und Federendglieder 143 umfaßt, die zum Wirken der radialen Seiten der Ausnehmungen 140b, 142b in der bekannten Art und Weise positioniert sind. Die Leerlaufklapperfedern 141 sind parallel zueinander und in Serie mit dem Federsatz 136 angeordnet. Eine Ablenkung der Federn 141 wird eingeschränkt durch die Größe des Winkelfreispiels zwischen den Keilnutzähnen 140a, 142a. Die Federn 141 sind so aufgebaut, daß sie eine Kraft vorsehen, die ausreicht, um elastisch die Naben zu verbinden, wenn sich das Getriebe in einer neutralen Position befindet, d. h. wenn die Welle 122 nicht mit einer Last verbunden ist. Daher besitzen die Federn 141 eine verhältnismäßig geringe Rate oder Steifheit im Vergleich zu dem Federsatz 136, der so aufgebaut ist, daß er elastisch im wesentlichen maximales Antriebsliniendrehmoment überträgt.
• Die Gehäuseanordnung 146 umfaßt erste und zweite sich radial erstreckende Seitenwandglieder 152, 154 mit zueinander weisenden axial beabstandeten Oberflächen 152a, 154a, die eine sich radial erstreckende Kammer 156 definieren, die an ihrer radial äußeren Ausdehnung durch Paßteile der Seitenwände geschlossen sind, die in abdichtender Weise durch eine ringförmige Statikdichtung 151 und eine Vielzahl von Befestigungsmitteln 153 (Fig. 5) zusammen verbunden sind. Die Befestigungsmittel sind umfangsmäßig mit Abstand beabstandet und radial in dem Bereich der Bolzen oder Schrauben 149 angeordnet. Der radial äußere Teil der Gehäuseanordnung 146 ist auch an dem Reibungsring 128 befestigt, und zwar durch Befestigungsmittel 153, die sicher einem Flansch 128c des Reibungsrings sandwichartig zwischen den Seitenwänden umgeben. Die radial innere Ausdehnung der Seitenwände 152, 154 sind entsprechend drehbar gelagert auf äußeren zylindrischen Oberflächen der Naben 140, 142, und zwar durch Hülsenlager 145, 147.
• Die Kupplungsanordnung 148 umfaßt sich radial erstreckende entgegengesetzt weisende Kupplungsoberflächen 148a, 148b, und zwar in einer engen axial beabstandeten Beziehung mit Seitenwandkupplungsoberflächen 152a, 154a zum viskosen Kupplungszusammenwirken damit, und zwar über die viskose Scherflüssigkeitskammer 156, einem Satz von internen Keilnutzähnen 148c, die zusammenpassen mit externen Keilnutzähnen 142a, die durch das Nabenglied 142 definiert werden und zwei sich umfangsmäßig erstreckenden Ausnehmungen 148d. Die Keilnutzähne 142a, 148c bewirken eine direkte Antriebsbeziehung zwischen der Nabe 142 und der Kupplungsanordnung 148 und eine Drehung der Kupplungsanordnung bezüglich der Gehäuseanordnung, und zwar ansprechend auf das Biegen der Federsätze 136, 138. Die Maximaldrehungsgröße zwischen dem Gehäuse und den Kupplungsanordnungen wird begrenzt durch Stoppmittel, die durch die radialen Seiten der Ausnehmungen 148d in dem Außenumf ang der Kupplungsanordnung definiert sind, und Stopp oder Anschlagstifte 155 erstrecken sich durch jede Ausnehmung und sind an ihren Enden in axial ausgerichteten Blindbohrungen in den Seitenwänden 152, 154 verankert. Die Stoppmittel verhindern Überbelastung der Federn im Federsatz 136 und nur anhand eines Beispiels begrenzen die gesamte Relativdrehung auf ungefähr 70º.
• Die Kammer 156 ist geschlossen an ihrer radial inneren Ausdehnung, und zwar durch ringförmige dynamische Flächen oder Seitendichtungen 150, die in einer ringförmigen Ausnehmung 152b, 154b angeordnet sind, die die Kammer mit einem Reservoir oder Behälter versehen. Die Seitendichtungen sind in einen abdichtenden Kontakt mit den Kupplungsanordnungsoberflächen 148a, 148b vorgespannt, und zwar durch nicht gezeigte ringformige Federn mit einem U- förmigen Querschnitt. Alternativ könnten recht feste Ringdichtungen verwendet werden, um ein starreres Zentrieren der Kupplungsanordnung in der Kammer 156 vor zusehen. Die Oberflächen 148a, 148b, 152a, 154a können mit einwärtsgekrümmten oder ausgenommenen Teilen versehen sein, um die Dämpfung oder viskose Kupplungszusammenwirkung dazwischen zu variieren, wie es in dem US-Patent Nr. 4 576 259 gelehrt wird.
• Der Federsatz 136 umfaßt ein Paar von nestartigen spiralförmig gewundenen Federn 135, 137, die elastisch parallel zueinander angeordnet sind, strukturell in einer Ebene im wesentlichen senkrecht zur Achse der Welle 122 ist, positioniert sind und strukturell in einer axial beabstandeten Beziehung zu Dämpfungsanordnung 144 positioniert sind. Jede Feder umfaßt ein radial äußeres Ende und ein radial inneres Ende zur entsprechenden Befestigung an Stiften 149 der Tragstruktur 150 und der Nabe 140. Der untere Stift 149 und das radial äußere Ende der Feder 137 sind nicht gezeigt, da der Unterteil der Kupplungsplattenanordnung in Fig. 3 weggebrochen ist. Das radial äußere Ende 135a der Feder 135 umfaßt eine sich axial erstreckende Bohrung 135b, die einen Stift 149 aufnimmt zum schwenkbaren Anbringen des Federendes an der Tragstruktur 150. Eine Schubscheibe oder Unterlegscheibe 159 und ein Splint 161 begrenzen die Axialbewegung der Feder. Alternativ kann das Federende 135a und das entsprechende Ende der Feder 137 nicht schwenkbar an der Tragstruktur befestigt werden, wie es in der US-Patentanmeldung Ser. Nr. 058 734 vom 5. Juni 1987 gewählt wird. Die inneren Enden 135c, 137c der Federn 135, 137 sind an dem Nabenglied 140 befestigt, und zwar in einer Weise anlog zur der Weise, die in der US-Patentanmeldung Ser. No. 842 566 vom 18. März 1986 gelehrt wird. Es sollte ausreichen, kurz zu sagen, daß die inneren Enden 135c, 137c je einen sich radial erstreckenden Schlitz aufweisen, die einen Ansatz 140c bzw. 140d aufnehmen, der sich radial nach außen von der Nabe 140 erstreckt. Die Nabe 140 umfaßt weiterhin nicht gezeigte Rolloberflächen, die mit den rollenförmigen Oberflächen der spiralförmig gewundenen oder gewickelten Feder zusammenpassen. Die Rolloberflächen sehen eine Sitzoberfläche zum Reduzieren der Seitenbelastung in den Federn vor, wenn sie sich während einer Drehmomentübertragung von den Federn auf die Nabe aufwickeln. Die Ansätze 140c, 140d und die Federschlitze besitzen vorzugsweise radial nach außen divergierende Seiten um ein radiales aus dem Eingriffkommen dazwischen zu verhindern. Eine nach rechts gerichtete Axialbewegung der Federenden relativ zur Nabe 140 und der Nabe 140 relativ zur Nabe 142 wird verhindert durch Schubscheiben 163 und einen Haltering 165. In einer ähnlichen Art und Weise wird eine nach links gerichtete Axialbewegung der Dämpfergehäuseanordnung 146 relativ zur Nabe 142 verhindert durch Schubscheiben 167 und einen Haltering 169.
• Die Wirkungsweise des Torsionsschwingungsdämpfungmechanismus 130 der Fig. 3-5 ist derselbe wie zuvor für den Mechanismus 30 aus Fig. 2 beschrieben wurde.
• In den Fig. 6 und 7 werden Elemente, die funktionell dieselben sind wie Elemente in den Fig. 1 und 2 mit den gleichen Bezugszeichen identifiziert, und zwar mit einer vorangestellten zwei. Demgemäß ist eine ringförmige Kupplungsplattenanordnung 224 zur Drehung um die Achse einer Getriebeeingangswelle 222 angeordnet. Die Kupplungsplattenanordnung 224 umfaßt einen ringförmigen Reibungsring 228, der in einer Antriebsbeziehung mit der Welle 222 steht, und zwar über einen Torsionsschwingsungsdämpfungsmechanismus 230, der radial zwischen dem Reibungsring und der Welle 222 positioniert ist. Der Reibungsring wird an ein Schwungrad 234 durch eine Druckplatte 232 gekuppelt, die axial in einer Art und Weise analog zu der gemäß Fig. 3 bewegt wird. Das Schwungrad ist mit einer hier nicht gezeigten Ausgangswelle des Motors durch eine Vielzahl von Bolzen oder Schrauben 225 befestigt.
• Der Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus 230 umfaßt folgendes: erste und zweite Federstufen oder Federsätze 236, 238, ein Zwischenglied 240, eine Nabe 242 und eine viskose Dämpfungsanordnung 244. Der Federsatz 236 umfaßt zwei Paar von relativ hohe Raten aufweisende oder steife schraubenlinienförmige Kompressions- oder Druckfedern 235, 237. Der Federsatz 238 umfaßt zwei relativ geringe Raten aufweisende oder geringe Steifheit aufweisende schraubenlinienförmige Kompressions- oder Druckfedern 241. Die Dämpfungsanordnung umfaßt ringförmige Gehäuseund Kupplungsanordnungen 246, 248, die durch Stempeln oder Pressen geformt werden und daher relativ billig herzustellen sind, da sie wenig oder überhaupt keine maschinelle Bearbeitung benötigen. Eine Tragstruktur 250 umfaßt axial beabstandete sich radial erstreckende ringförmige Platten oder Wände 249, 251, die starr aneinander befestigt sind durch zwei sich axial erstreckende Stifte 253, was auch einen Flansch 228c des Reibungsrings 228 an der Tragstruktur sichert. Die schraubenlinienförmig gewickelten Druckfedern 235, 237 des Federsatzes 236 sind umfangsmäßig beabstandet und in axial ausgerichteten Paaren von Öffnungen oder Fenstern 249a, 25la angeordnet, die je umfangsmäßig beabstandete Enden oder Reaktionsoberflächen 249b, 251b, die in einer anliegenden Beziehung mit der assoziierten Feder stehen. Die Innenumfänge der Wände 249, 251 sind drehbar auf der Nabe 242 gelagert, und zwar durch ein hülsenartiges Lager 253.
• Das Zwischenglied 240 ist ein ringförmiges sich radial erstreckendes Glied, das zwischen den Platten oder Wänden 249, 251 angeordnet ist. Das Glied 240, die Nabe 242 und der Federsatz 238 definieren eine Leerlaufklapperanordnung, die im wesentlichen die gleiche ist wie die Leerlaufklapperanordnung in Fig. 4 und demgemäß wird kein weiterer Kommentar benötigt, außer daß die Anordnung folgendes umfaßt: interne Keilnutzähne 240a, Federausnehmungen 240b, externe Keilnutzähne 242a, die lose durch die Zähne 240a aufgenommen sind, Federausnehmungen 242b, die geringe Raten aufweisenden schraubenlinienförmigen Druckfedern 241, und Federendglieder 243. Das Glied 240 umfaßt auch ein Paar von umfangsmäßig beabstandeten Öffnungen 240c, 240d, die je eine der Federn 235 oder 237 aufnehmen und entsprechend umfangsmäßig beabstandete Enden oder Reaktionsoberflächen 240e, 240f und 240g, 240h aufweisen, und zwar in einer anliegenden Beziehung mit den assoziierten Federenden. Ein Teil 240k der Öffnungen 240c erstreckt sich radial nach innen, um eine Relativdrehung zwischen dem Glied 240 und der Tragstruktur (d. h. den Wänden 249, 251) zu ermöglichen.
• In dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Reaktionsoberflächen 240g, 240h der Öffnungen 240d umfangsmäßig beabstandet von den assoziierten Federenden, um Mechanismen 230 mit einer scheinbaren Federrate zu versehen, die sich nach einer vorbestimmten Relativdrehungsgröße zwischen den Wänden 249, 251 und dem Glied 240 erhöht. Die tatsächliche Federrate der Federn in jedem Paar ist vorzugsweise dieselbe, kann aber von Paar zu Paar variieren.
• Bezüglich der Dämpfungsanordnung 244, der Gehäuseanordnung 246 umfassen erste und zweite sich radial erstrekkende Seitenwandglieder 252, 254 mit zueinander weisenden Oberflächen 252a, 254a, die eine sich radial erstreckende Kammer 156 definieren, die an ihrer radial äußeren Ausdehnung durch eine Schweißung 251 geschlossen ist, die auch die Seitenwände aneinander befestigt. Das Gehäuse ist an der Tragstruktur 250 durch eine Vielzahl von sich axial erstreckenden Angel- oder Flanschmitteln 252b gesichert, die durch eine Öffnung 228d des Reibungsringflansches 228c aufgenommen sind. Das Seitenwandglied 252 umfaßt einen ringförmig vertieften Mitteilteil, der einen zylindrischen Teil 252c definiert.
• Die Kupplungsanordnung 248 umfaßt ein becherförmiges Mittelteil 245, das an der Nabe 242 durch eine Vielzahl von Befestigungsmitteln 247 befestigt ist, und umfaßt ein ringförmiges Kupplungsglied 249 mit einem sich axial erstreckenden Teil 249a, der an dem Glied 245 durch eine Schweißung 257 befestigt ist und einem ringförmigen sich radial erstreckenden Teil mit entgegengesetzt weisenden Kupplungsoberflächen 249b, 249c, die in einer engen axial beabstandeten Beziehung mit den Seitenwandkupplungsoberflächen 252a, 254a stehen, und zwar zur viskosen Kupplungszusammenwirkung damit. Eine äußere zylindrische Oberfläche des becherförmigen Gliedes 245 sieht eine Laufoberfläche für eine dynamische Dichtung 259 vor, die an ihrem äußeren Umfang in eine zylindrische Öffnung gedrückt ist, die definiert wird durch die radial innere Ausdehnung der Seitenwand 254. Ein Hülsenlager 261, das zwischen den zylindrischen Teilen 249a und 252c angeordnet ist, lagert drehbar die Gehäusewand 252 an der Kupplungsanordnung 248, die wiederum durch die Nabe 242 getragen ist. Wie zu sehen ist, ist die Mittelstruktur der Gehäuse- und Kupplungsanordnungen so, daß die Kammer 256 gegen ein Lecken abgedichtet ist durch eine dynamische Dichtung 159.
• Der Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus 230 der Fig. 6 und 7 arbeitet wie die zuvor beschriebenen Mechanismen 30 der Fig. 2 und Mechamismen 130 der Fig. 3-5. Die spiralförmig gewickelten Federn 135, 137 der Fig. 3-5 ermöglichen im allgemeinen größere Mengen relativer Auflösung zwischen den Bauteilen des Mechanismus 130 als die schraubenlinienförmigen Druckfedern 235, 237 des Mechanismus 230.
• Zwei detaillierte strukturelle Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung wurden hier nur zu Darstellungszwecken offenbart. Die folgenden Ansprüche sollen die erfinderischen Merkmale der offenbarten Ausführungsbeispiele und Modifikationen der erfinderischen Merkmale, die innerhalb des Umfangs der Erfindung liegen, abdecken.

Claims (5)

1. Torsionsschwingungsdämpfungsmechanismus (30) geeignet zur rotationsmäßigen Zwischenanordnung in einer Antriebslinie zwischen einem Ausgangsantrieb (26) einer Hauptantriebsquelle (10) und einem Eingangsantrieb (22) eines Getriebes mit Eingriffs- bzw. Neutralposition zur Verbindung und zur Trennung des Eingangsantriebs (22) mit einer Last, wobei der Mechanismus folgendes aufweist:

erste und zweite Anordnung (50, 42) angeordnet zur relativen Drehung um eine gemeinsame Achse und geeignet zur antriebsmäßigen Verbindung der Antriebe (26, 22); Zwischenmittel (40) angeordnet zwischen den Anordnungen (50, 42);

erste elastische Mittel (36) angeordnet zwischen der ersten Anordnung (50) und den Zwischenmitteln (40); zweite elastische Mittel (38) angeordnet zwischen den Zwischenmitteln (40) und der zweiten Anordnung (42), wobei die Zwischenmittel die ersten und zweiten elastischen Mittel (36, 38) in Serie zwischen den Anordnungen verbinden, wobei eines der elastischen Mittel (36) eine relativ hohe Federrate oder -konstante besitzt für den flexiblen Betrieb während der Ineingriffspositionen des Getriebes, während das andere der elastischen Mittel (38) eine relativ niedrige Federrate oder -konstante besitzt für den flexiblen Betrieb während der Neutralpositionen des Getriebes, und wobei ferner die erwähnten anderen elastischen Mittel (38) während der Ineingriffspositionen des Getriebes gesättigt und nicht flexibel sind;

Dämpfermittel (44) angeordnet parallel zu den ersten und zweiten elastischen Mitteln; gekennzeichnet durch Dämpfermittel (44), die Viskositätsscherdämpfermittel aufweisen, die folgendes vorsehen: eine ringförmige Gehäuseanordnung (46) mit einem radial äußeren Teil befestigt an der ersten Anordnung (50) und mit ersten und zweiten mit Abstand angeordneten Wänden (52, 54), die eine Kammer (56) definieren, welche eine Viskositätsscherflüssigkeit enthält, wobei mindestens eine der erwähnten Wände (52 oder 54) eine Innenoberfläche besitzt, die eine erste Kupplungsoberfläche (52a oder 54a) definiert; und

eine ringförmige Kupplungsanordnung (48) mit einem radial inneren Teil (148c oder 249c) befestigt an der zweiten Anordnung und mit einem radial äußeren Teil (48a, 48b) angeordnet in der Kammer, wobei der radial äußere Teil eine Oberfläche (48a oder 48b) besitzt und zwar mit Abstand angeordnet von der ersten Kupplungsoberfläche (52a oder 54a) und eine zweite Kupplungsoberfläche definiert, wobei ferner die ersten und zweiten Kupplungsoberflächen (52a oder 54a, und 48a oder 48b) in einer Kupplungszusammenwirkung über die Viskositätsscherflüssigkeit sind und zwar infolge der relativen Drehung der ersten und zweiten Anordnungen.

2. Mechanismus nach Anspruch 1, wobei der erste Satz von elastischen Mitteln (236) eine Vielzahl von parallel angeordneten schraubenlinienförmig gewickelten Kompressionsfedern (235, 237) aufweist.

3. Mechanismus nach Anspruch 1, wobei der erste Satz von elastischen Mitteln (136) mindestens zwei spiralförmig gewickelte Federn (135, 137) aufweist und zwar angeordnet in einer gemeinsamen Ebene im wesentlichen senkrecht zu der Achse.

4. Mechanismus nach Anspruch 1, wobei ferner eine Reibungsanordnung (28) vorgesehen ist und zwar getragen auf einem Ringflansch (28c) befestigt an und angeordnet radial nach außen gegenüber der ersten Anordnung (50) und geeignet zum reibungsmäßigen Klemmen zwischen den Druckplatten (34, 32) eines durch den Ausgangsantrieb (26) angetriebenen Eingriffsmechanismus; und wobei ferner folgendes vorgesehen ist:

die zweite Anordnung (42) weist ein Nabenglied (142) auf, welches gleitend keilnutartig auf dem Eingangsantrieb (22) sitzt;

die Zwischenmittel (40) weisen ein zweites Nabenglied (140) auf mit einer inneren zylindrischen Oberfläche drehbar angeordnet auf einer äußeren zylindrischen Oberfläche der ersten Nabe;

die zweiten elastischen Mittel (138) sind angeordnet zwischen den Naben (140, 142) und sehen dazwischen eine eine niedrige Federrate oder -konstante aufweisende Antriebsverbindung vor;

mindestens eine der Gehäuseanordnungsseitenwände (152 oder 154) besitzt eine radial innere zylindrische Oberfläche drehbar angeordnet auf einer äußeren zylindrischen Oberfläche einer der Naben (140, 142), wobei die Kupplungsanordnung (148) einen radial inneren Teil (148c) befestigt an der ersten Nabe (142) aufweist und einen radial äußeren Teil (48a, 48b) angeordnet in der Kammer (56); und

wobei die ersten elastischen Mittel (36) mindestens zwei spiralförmig gewickelte Federn (135, 137) aufweisen, und zwar angeordnet in einer gemeinsamen Ebene im wesentlichen senkrecht zu der Achse und axial mit Abstand angeordnet von der Gehäuseanordnung (46), wobei die spiralgewickelten Federn (135, 137) jeweils ein radial inneres Ende (135c, 137c) besitzen und zwar befestigt an der zweiten Nabe (142) und wobei diese Federn ferner ein radial äußeres Ende (135a, 137a) aufweisen, welches an dem radial äußeren Teil (46a) der Gehäuseanordnung befestigt ist.

5. Mechanismus nach Anspruch 1, wobei ferner eine Reibungsanordnung (28) vorgesehen ist und zwar getragen auf einem Ringflansch (28c) befestigt an und angeordnet radial nach außen gegenüber der ersten Anordnung (50) und geeignet zum reibungsmäßigen Klemmen zwischen den Druckplatten (34, 32) eines Eingriffsmechanismus angetrieben durch den Ausgangsantrieb (26) und wobei ferner folgendes vorgesehen ist:

die ersten elastischen Mittel (36) weisen eine Vielzahl von Druckfedern (235, 237) auf;

die erste Anordnung (50) weist ein Paar von mit Abstand angeordneten ringförmigen radial sich erstreckenden Seitenwänden (249, 251) auf, die aneinander befestigt sind, wobei jede Seitenwand eine Vielzahl von umfangsmäßigen mit Abstand angeordneten Reaktionsoberflächen (249b, 251b) aufweist, und wobei die Reaktionsoberflächen (249b, 251b) axial in Paaren ausgerichtet sind um Taschen (249a, 251a) zu bilden, die jeweils mindestens eine der Kompressionsfedern umfassen, wobei die Enden der Federn in Anschlagbeziehung mit den Reaktionsoberflächen vorgesehen sind;

die Zwischenmittel (40) weisen ein ringförmiges sich radial erstreckendes Glied (240) auf und zwar angeordnet zwischen den Seitenwänden (249, 251), wobei das Glied (240) eine Vielzahl von umfangsmäßig mit Abstand angeordneten Öffnungen (240c, 240d) aufweist, deren jede mindestens eine der Kompressions- oder Druckfedern (235, 237) aufnimmt und wobei jede umfangsmäßig mit Abstand angeordnete Reaktionsoberflächen (240e, 240f und 240g, 240h) besitzt und zwar in Anschlagbeziehung mit den Federenden; die zweite Anordnung (42) weist eine Ringnabe (242) und zwar geeignet zum gleitbaren keilnutartigen Anbringen an dem Eingangsantrieb (222), wobei die Nabe äußere zylindrische Oberflächen aufweist, die radial innere Teile der ersten Anordnungsseitenwände darauf drehbar lagern; und die zweiten elastischen Mittel (38) sind angeordnet zwischen der Nabe (242) und einem radial inneren Teil des Glieds und zwar radial erstreckend (240) zum Bewirken einer Antriebsverbindung dazwischen mit einer niedrigen Federrate oder Federkonstante.