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Die vorliegende Erfindung betrifft
ganz allgemein Riemenscheibeneinheiten und insbesondere solche für Brennkraftmaschinen.
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Der Antrieb von Hilfsgeräten von
Kraftfahrzeugmotoren, beispielsweise Lichtmaschine, Pumpe der Servolenkung
oder Kompressorwelle der Klimaanlage, wird in fast allen Fällen über einen
Riemen durchgeführt,
der von einer Antriebsscheibe in Drehung versetzt wird, die auf
das Ende der Kurbelwelle des Motors aufgezogen ist. Die Bewegungsübertragung
von der Kurbelwelle zu den angetriebenen Riemenscheiben der Hilfsgeräte wird
durch die Tatsache beeinflußt,
daß die
Drehbewegung der Kurbelwelle periodische Schwankungen hinsichtlich
Amplitude und Frequenz hat. Da der Riemen das Verbindungselement
zwischen der Antriebsscheibe und den angetriebenen Scheiben darstellt, überträgt er diese Bewegungsschwankungen
unvermeidlich auf die angetriebenen Organe. Daraus ergibt sich grundsätzlich,
daß variable
Kräfte
an dem Riemen und den Wellen der Hilfsgeräte angreifen, wodurch Schwingungen
und Geräusche
erzeugt werden können,
die auf die Hilfsgeräte übertragen
werden, woraus sich Funktionsstörungen
und eine Verringerung des Komforts für die Fahrzeuginsassen ergeben.
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Da im übrigen den Motoren moderner
Kraftfahrzeuge Hilfsgeräte
mit einer immer größeren Leistungaufnahme
und folglich auch mit einer größeren Massenträgheit zugeordnet
sind, neigt der Riemen aufgrund der Bewegungsschwankungen der Kurbelwelle
und bei einigen Betriebsbedingungen, beispielsweise bei einer abrupten
Motorverzögerung, dazu,
von den angetriebenen Riemenscheiben der Hilfsgeräte mit einer
höheren
Geschwindigkeit als derjenigen der Antriebsscheibe mitgenommen zu werden,
woraus sich für
den Riemen sehr beträchtliche
Spannungen ergeben können,
die einen Schlupf auf der Antriebsscheibe hervorrufen können.
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Im allgemeinen wird der Riemen von
einer automatischen Spannvorrichtung in Spannung gehalten, deren
Position veränderlich
ist, um eine möglichst
konstante Spannung des Riemens zu gewährleisten. Die Schwingungen,
die durch die unregelmäßigen Drehbewegungen
der Kurbelwelle oder durch plötzliche
Veränderungen
der Drehzahl der Kurbelwelle erzeugt werden, bewirken ungleichförmige Bewegungen
der Spannvorrichtung mit großen
Schwingungsamplituden. Diese Betriebsbedingungen stehen im Widerspruch
zu den von den Motorherstellern gewünschten Zielen hinsichtlich
Lebensdauer, Zuverlässigkeit
und Geräuscharmut.
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Unter Berücksichtigung der Tatsache,
daß die
Amplituden der Drehschwingungen der Kurbelwelle im allgemeinen nicht
verringert werden können, ist
es zur Vermeidung der genannten Nachteile erforderlich, die Amplitude
der von der Antriebsscheibe übertragenen
Schwingungen auf den Riemen und von dem Riemen auf die angetriebenen
Scheiben der Hilfsgeräte
zu verringern, wozu passive Vorrichtungen eingesetzt werden. In
der Praxis ist es notwendig, in das Riemenübertragungssystem zusätzliche Vorrichtungen
einzuschalten, die unvermeidlich Schwierigkeiten mit sich bringt,
und zwar hinsichtlich Konstruktion, Entwurf und Einstellung sowie
einer Erhöhung
der Kosten.
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Im allgemeinen wird der Antriebsscheibe
ein Torsionsschwingungsdämpfer
zugeordnet, beispielsweise koaxial an einer Seite, um die hohen
Torsionsschwingungsfrequenzen der Kurbelwelle zu reduzieren.
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Aus Raum- und Wirtschaftlichkeitsgründen können sowohl
die Funktion der Scheibe als auch des Torsionsschwingungsdämpfers in
einer einzigen Komponente integriert werden, die auf die Kurbelwelle
aufgezogen ist und die Funktion des Dämpfers übernimmt, der an seinem Außenumfang
eine Nut oder mehrere Nuten für
den Eingriff des Riemens hat. In diesem Zusammenhang sind bei Motoren
von Kraftfahrzeugen der Mittel- und Luxusklasse seit kurzem Riemenscheiben
im Einsatz, die einen elastischen Dämpfer haben, um der Übertragung
von Schwingungen entgegenzuwirken, die durch die Funktionsschwankungen
der Kurbelwelle am Riemen erzeugt wer den. Diese Riemenscheiben haben radial
innen einen Nabenteil und radial außen einen mit Nuten für den Eingriff
des Riemens versehenen Scheibenteil, zwischen denen sich ein ringförmiger Einsatz
aus Elastomer befindet, der sowohl am radial inneren als auch am
radial äußeren Teil
befestigt ist. Der elastische Verbindungsteil dieser Riemenscheiben
hat sich im Betrieb jedoch nicht als sehr zuverlässig erwiesen. Um nämlich die
Schwingungen der Antriebswelle wirksam auszufiltern, muß diese
Verbindung einerseits sehr nachgiebig und elastisch sein, um einen
hohen Dämpfungseffekt über einen weiten
Schwingungsfrequenzbereich auf die Torsionsschwingungen der Welle
ausüben
zu können,
andererseits aber auch sehr robust und widerstandsfähig, um
ohne dauerhafte Schäden
die von den Hilfsgeräten
aufgenommen hohen Durchschnittsmomente übertragen zu können. In
der Praxis muß die
Widerstandskraft des Elastomer-Einsatzes reduziert werden, um die
Dämpfungskupplung
in die Lage zu versetzen, als elastischer Filter für die Schwingungen zu
wirken. Die Tatsache, daß die
Eigenschaften des Werkstoffes für
den Einsatz einen Kompromiß zwischen
den oben erwähnten,
einander entgegenstehenden Anforderungen darstellen müssen, hat
eine geringe Wirksamkeit des Dämpfers
und in jedem Fall eine erhebliche Schwierigkeit zur Folge, das System einzustellen.
Im häufigsten
Fall hat ein solcher Dämpfer
ein elastisches Verhalten, das im wesentlichen "symmetrisch" zur Tendenz des Nabenteils ist, bezüglich des
Scheibenteils schneller oder langsamer zu rotieren. Dieser Kompromiß verursacht
in unvermeidlicher Weise hohe Belastungen für den Elastomer-Einsatz, so
daß dieser
rasch beschädigt
wird, bis er nach einem Einsatzzyklus bricht, der erheblich unter
der mittleren Lebensdauer des Kraftfahrzeugs liegt, in das der Motor
eingebaut ist, was die Motorfunktion beeinträchtigt.
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Ein weiteres nachteiliges Element
beim Einsatz von Riemenscheiben, die mit einem elastischen Dämpfer der
oben erläuterten
Bauart ausgerüstet sind,
besteht in der Notwendigkeit, den elastischen Dämpfer in Abhängigkeit
von der Anlage abzustimmen, in die er eingebaut werden soll, was
bedeutet, daß die
Leistung berücksichtigt
werden muß,
die von den jeweiligen Hilfsgeräten
aufgenommen wird, die an den Motor angebaut sind, sowie deren Mas senträgheit, wodurch
diese Riemenscheiben nicht sehr vielseitig sind, da sie nur in sehr
geringem Maß an
die Anlagen angepaßt
werden können,
die mit den verschiedensten Kombinationen von Hilfsgeräten ausgestattet
werden sollen.
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Aufgrund des Elastomereinsatzes mit
normalerweise sehr großer
Flexibilität
haben diese bekannten Dämpfer
eine Resonanz mit großer
Amplitude, die im Geschwindigkeitsintervall des Motors zwischen
dem elektrischen Anlassen und seiner kleinsten Drehzahl liegt. Die
Positionierung dieser Resonanz ist hinsichtlich der Funktion besonders
entscheidend, da sie so gewählt
werden muß,
daß sie sowohl
von der kleinen Drehzahl als auch von der elektrischen Anlasserdrehzahl
weit genug entfernt sein muß.
Der Elastomereinsatz macht es besonders schwierig, dieses Ziel zu
erreichen, weil die Steifigkeitseigenschaften des Einsatzes stark
mit der Temperatur schwanken, was eine Schwankung der Resonanzwinkelgeschwindigkeit
des Dämpfers
zur Folge hat. Da der Durchgang durch die Resonanzgeschwindigkeit
ein vollständiges
Ablösen
des Riemens von einer oder mehrerer der angetriebenen Riemenscheiben
der Hilfsgeräte
Nachteile verschiedenster Art und eine Geräuschübertragung auf die Fahrgastzelle
verursachen kann, bedeutet die Tatsache, daß die Resonanzgeschwindigkeit
mit der Temperatur schwanken kann, einen weiteren Nachteil, der
die Einstellung weiter kompliziert.
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Um den Bruch des Elastomer-Einsatzes
des Dämpfers
oder al- ternativ des Riemens und seiner Spanneinrichtung im Fall
von plötzlichen
Verzögerungen
des Motors zu vermeiden, wurde die Maßnahme ergriffen, eine Vorrichtung
mit Freilauf oder mit Überholkupplung
an der Welle der Riemenscheibe eines der Hilfsgeräte einzusetzen,
typischerweise an der Welle der Lichtmaschine, die eine Trägheit besitzt,
welche im allgemeinen größer als
die der anderen Hilfsgeräte
ist, wodurch jedoch die Kosten des gesamten Systems erheblich verteuert
werden.
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Die Vorrichtung mit Freilauf, die
in diesem Fall dem Riemenübertragungssystem
zugeordnet wird, hat auch den Nachteil, stoßartige Zugbeanspruchungen
in dem gespannten Trum des Riemens zu erzeugen, was darauf beruht,
daß die
von dem Freilauf durchgeführten
Eingriffsvorgänge
diskontinuierlich sind, da sie abhängig sind von der Wiederzusammenführung zweier
Massen zu dynamischen Bedingungen, welche zuvor getrennt worden
waren.
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Unter diesen Umständen stellt die Einheit, die
gebildet wird durch einen elastischen Dämpfer, der einen Elastomereinsatz
hat und einer Antriebsscheibe zugeordnet ist, und durch eine Vorrichtung mit
einem herkömmlichen
Freilauf, die der angetriebenen Riemenscheibe der Lichtmaschine
zugeordnet ist, eine im allgemeinen sehr komplizierte Lösung dar,
die sehr schwierig einzustellen und von hohen Kosten gekennzeichnet
ist.
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EP-A 980 479 beschreibt eine Riemenscheibeneinheit,
die an der Welle des Generators eines Kraftfahrzeugs angebracht
werden kann und eine Nabe sowie eine Riemenscheibe hat, welche außerhalb
der Nabe koaxial zu dieser drehbar gelagert und in Eingriff mit
einem Riemen ist. Zwischen Nabe und Scheibe ist ein Verbindungsmechanismus
eingesetzt, der ein elastisches Element und eine in einer Richtung
wirkende Kupplung umfasst. Das elastische Element kann aus wenigstens
einer metallischen Feder bestehen, beispielsweise einer Spiralfeder,
von der ein Ende an der Nabe und das andere Ende an der in einer
Richtung wirkenden Kupplung befestigt ist. Letztere besteht aus
einem um die Feder gewickelten Band, an dessen Außenfläche eine
Schicht aus einem Reibbelagwerkstoff für den Eingriff mit einer zylindrischen
Innenfläche
des Scheibenteils der Einheit angebracht ist. Während der Beschleunigungsphasen
und der Drehung mit konstanter Geschwindigkeit der Riemenscheibe,
d. h. wenn diese dazu neigt, schneller als die Nabe oder mit derselben Geschwindigkeit
zu rotieren, sorgt die in eine Richtung wirkende Kupplung dafür, daß aufgrund
des Eingriffs des Reibbelages mit der zylindrischen Innenseite der
Scheibe die Nabe vollständig
mitgezogen wird. In den Verzögerungsphasen,
in denen die Riemenscheibe dazu neigt, langsamer als die Nabe zu
rotieren, ermöglicht
die Kupplungseinheit, daß sich
die Riemenscheibe relativ zu der Nabe frei dreht. Diese bekannte
Riemenscheibeneinheit hat die typischen Nachteile von Systemen mit
einer der angetriebenen Riemenscheibe zugeordneten Freilaufvorrichtung, welche
im wesentlichen darin bestehen, daß in dem gespannten Trum des
Riemens stoßartige
Belastungen erzeugt werden. Außerdem
folgt aus der Tatsache, daß an
der angetriebenen Riemenscheibe des Generators oder eines anderen
Hilfsgerätes
ein elastisches Kupplungselement vorhanden ist, daß die Eigenfrequenzen
des Riementransmissionssystems erhöht werden, woraus sich eine
Verschiebung der Systemresonanz in den Bereich der normalen Motorfrequenzen
ergibt, wodurch lästige
Schwingungen erzeugt werden. Im Übrigen
können
bei einer derartigen Lösung
nur die Hilfsgeräte,
die mit dieser Riemenscheibeneinheit bestückt sind, bei einigen Betriebsbedingungen
den entsprechenden Nutzen ziehen, während die anderen Hilfsgeräte keinen
Anteil daran haben.
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Gegenstand der Erfindung ist eine
Riemenscheibeneinheit, umfassend:
- – eine Nabe
für die
Befestigung am Ende einer Antriebswelle, beispielsweise der Kurbelwelle
einer Brennkraftmaschine,
- – ein
Ringelement, das außen
koaxial zur Nabe angeordnet ist und einen außen umlaufenden Sitz für den Eingriff
eines um die Riemenscheibeneinheit laufenden Riemens hat, sowie
- – zwischen
die Nabe und das Ringelement eingesetzte Kopplungsmittel, die elastischen
Verformungen unterworfen sind aufgrund der Tendenz der Nabe, eine
Geschwindigkeit einzunehmen, die von der des Ringelementes abweicht,
wodurch zumindest für
kleine Veränderungen
der Geschwindigkeitsdifferenz die Funktion einer flexiblen Kupplung
ausgeübt
wird, wobei die Kopplungsmittel in Abhängigkeit von der Tendenz der Nabe,
schneller oder langsamer als das Ringelement zu rotieren, ein unterschiedliches
Verhalten haben, derart, daß mit
steigender Tendenz der Nabe, schneller als das Ringelement zu rotieren, die
Kopplungsmittel das Verhalten einer flexiblen Kupplung mit zunehmender
Steifigkeit haben, während
mit steigender Tendenz der Nabe, langsamer als das Ringelement zu
rotieren, die Kopplungsmittel dazu neigen, die Nabe von dem Ringelement
abzukoppeln.
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Eine Vorrichtung dieser Bauart ist
beispielsweise erläutert
in der DE-A 44 07 157. Diese Vorrichtung, die dazu dient, die Schwingungen
der Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine zu dämpfen, hat eine Riemenscheibe
mit einer integrierten, ringförmigen Kompensationsmasse,
die unter Zwischenschaltung eines Lagers drehbar auf einer Nabe
gelagert ist, die an einem Ende der Kurbelwelle befestigt ist. Zwischen
Nabe und Riemenscheibe ist auch ein elastischer Verbindungsmechanismus
eingesetzt, der eine koaxial zu der Nabe angeordnete Spiralfeder
hat, von der ein erstes Ende mit der Riemenscheibe fest verbunden
ist, während
das zweite Ende über
einen Friktionsblock in Gleitkontakt mit der radialen Außenfläche der
Nabe ist.
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Diese bekannte Vorrichtung hat sich
im Betrieb jedoch nicht als wirkungsvoll erwiesen und hat außerdem den
Nachteil verhältnismäßig großer Axialabmessungen.
Aufgrund der Tatsache, daß sie
mit einer Spiralfeder mit einer Vielzahl von Windungen ausgerüstet ist,
die in Berührung
mit der Außenfläche der
Scheibennabe sind, werden bei Betriebsbedingungen, bei denen die
Riemenscheibe relativ zu der Nabe blockiert ist, erhebliche Schwingungen
erzeugt, wodurch Quietschen und Geräusche verursacht werden, die
im praktischen Einsatz der Vorrichtung nicht akzeptabel sind.
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DE-C 196 36 628 zeigt eine Riemenscheibeneinheit
für die
Kurbelwelle eines Motors, die wenigstens eine metallische Schraubenfeder
hat, die auf einer kreisförmigen
Bahn koaxial zur Scheibenachse und zwischen der Nabe und einem äußeren, ringförmigen Element
der Riemenscheibe angeordnet ist. Diese Riemenscheibeneinheit übernimmt
lediglich die Funktion eines Freilaufs.
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Um die Nachteile des erläuterten
Standes der Technik zu vermeiden, ist Gegenstand der Erfindung eine
Vorrichtung der oben umrissenen Bauart, die dadurch gekennzeichnet
ist, daß die
Kopplungsmittel wenigstens eine metallische Spiralfeder aufweisen,
die in einer rechtwinklig zur Achse der Riemenscheibeneinheit liegenden
Ebene gewickelt ist, so daß sie
auf Kompression beansprucht wird, wenn in der Nabe die Tendenz entsteht,
schneller als das Ringelement zu rotieren.
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Aufgrund dieses kennzeichnenden Merkmals
hat sich die Vorrichtung gemäß der Erfindung besonders
wirkungsvoll im Einsatz erwiesen und ist in der Lage, eine verlängerte Lebensdauer
des Übertragungssystems
Riemen/Scheibe bei Kosten zu gewährleisten,
die erheblich geringer sind als bei Einheiten mit einem Elastomer-Dämpfer an
der Antriebsscheibe und mit einem Freilauf, der der angetriebenen
Riemenscheibe des Generators zugeordnet ist. Die Vorrichtung hat
ferner eine erhebliche kompaktere Bauweise zum Vorteil der Reduzierung des
Platzbedarfs im Motorraum des Kraftfahrzeugs, und sie erleichtert
die Einstellung und Abstimmung. Im Übrigen ist das Verhalten der
flexiblen Kupplung im wesentlichen unabhängig von der Temperatur, im Gegensatz
zu flexiblen Elastomer-Kupplungen des Standes der Technik.
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Nach einem bevorzugten Merkmal der
Erfindung hat die Riemenscheibeneinheit eine Vorrichtung zum Dämpfen von
Torsionsschwingungen.
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Auf diese Weise können die Möglichkeit der Übertragung
von Kurbelwellenschwingungen auf den Riemen und seine Spannvorrichtung
sowie die Möglichkeit
der Verstärkung
dieser Schwingungen verringert werden.
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Weitere Merkmale und Vorteile der
Erfindung ergeben sich aus der folgenden Beschreibung von nicht
einschränkenden
Ausführungsbeispielen,
die in der Zeichnung dargestellt sind. Es zeigen:
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1 einen
Längsschnitt
durch eine Riemenscheibeneinheit nach einem ersten Ausführungsbeispiel,
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2 einen
Querschnitt in der Ebene II-II der 1,
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3 einen
Längsschnitt
durch ein anderes Ausführungsbeispiel
der Riemenscheibeneinheit gemäß der Erfindung,
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4 einen
Schnitt in der Ebene IV-IV der 3,
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5 einen
Längsschnitt
durch eine abgeänderte
Ausführungsform
der Riemenscheibeneinheit der 3 und 4 und
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6 eine
Schnittdarstellung in der Ebene VI-VI der 5.
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Wie zunächst in den 1 und 2 dargestellt ist,
hat die Riemenscheibeneinheit gemäß der ersten Ausführungsform
der Erfindung insgesamt. die Bezugsziffer 1. Die Einheit 1 hat
eine Nabe 3 mit einer zentralen Bohrung 5 für die Befestigung
auf dem Ende einer Welle, beispielsweise der Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine,
um die herum eine Reihe von Bohrungen 4 für die Befestigung
der Nabe 3 angeordnet sind.
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Koaxial und außerhalb der Nabe 3 ist
ein Ringelement 5 frei drehbar gelagert, das eine erste Axialwand 5a hat,
in die ringförmig
umlaufende Nuten eingearbeitet sind, in welche die entsprechenden Rippen
eines nicht gezeigten, flexiblen Riemens eingreifen können. Von
der äußeren Axialwand 5a erstreckt
sich in Richtung auf die Nabe 3 eine erste ringförmige Radialwand 5b,
mit der eine zweite Axialwand 5c verbunden ist. Von dieser
Axialwand 5c erstreckt sich, ebenfalls in Richtung auf
die Nabe 3, eine zweite ringförmige Radialwand 5d.
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An der Nabe 3 ist ferner
vorzugsweise ein Torsionsdämpfer 7 befestigt,
der einen glockenförmigen
Flansch 7a und einen Ringkörper 7b aufweist, welcher
die träge
Masse des Dämpfers 7 bildet.
Zwischen den Flansch 7a und den Ringkörper 7b ist ein Einsatz 9 aus
Elastomer eingesetzt, der dazu dient, den Flansch 7a mit
dem Körper 7b elastisch
zu verbinden. Alternativ zu der Lösung des in die Einheit 1 eingesetzten
Torsionsdämpfers 7 kann
auch ein von dem Ringelement 5 getrennter Torsiondämpfer vorgesehen
sein, der beispielsweise seitlich zu dem Ringelement 5 angeordnet
ist.
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Die in den 1 und 2 dargestellte
Bauart der Riemenscheibeneinheit 1 mit einem in diese integrierten
Torsionsdämpfer 7 hat
ein Gleitlager 10 mit einem L-förmigen Querschnitt, der zwischen
die Wände 5c und 5d des
Ringelementes 5 einerseits und den glockenförmigen Flansch 7a andererseits eingesetzt
ist. Ein weiteres Gleitlager 11 mit einer flachen Ringform
ist zwischen die Wand 5d des Ringelementes 5 und
eine elastische Scheibe 12 eingesetzt, die parallel zu
der Wand 5d verläuft
und mit der radia len Außenfläche 3a der
Nabe 3 verbunden ist. Die elastische Scheibe 12 übt eine
Druckbelastung in der Weise aus, daß sie das Gleitlager 11 und
den dazu parallelen Abschnitt des L-förmigen Gleitlagers 10 vorspannt,
so daß das
Ringelement 5 in Anlage an dem glockenförmigen Flansch 7a gehalten
wird, während
der zu der Wand 5c des Ringelementes 5 parallele
Teil des Gleitlagers 10 die Funktion hat, die durch den
Riemen auf die Einheit 1 ausgeübte Belastung einzudämmen.
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Die Wände 5c und 5d des
Ringelementes 5 und die radiale Außenfläche 3a der Nabe 3 bilden
einen ringförmigen
Hohlraum 13, der auf der dem Flansch 7a gegenüberliegenden
Seite nach außen abgeschlossen
ist durch einen ringförmigen
Deckel 13a. Zwischen die Nabe 3 und das Ringelement 5 sind
in den Hohlraum 13 Kopplungsmittel eingesetzt, die elastischen
Verformungen aufgrund der Tendenz der Nabe 3 unterworfen
sind, eine Geschwindigkeit einzunehmen, die von der des Ringelementes 5 abweicht,
wodurch sie die Funktion einer flexiblen Kupplung zwischen der Nabe 3 und
dem Ringelement 5 im Bereich von im wesentlichen kleinen Schwankungen
der Geschwindigkeitsdifferenz zwischen der Nabe 3 und dem
Ringelement 5 übernehmen.
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Die Kopplungsmittel sind vorzugsweise
als ein Paar metallischer Spiralfedern 14 und 15 mit rechteckigem
Querschnitt ausgebildet, die auf die Nabe 3 in der durch
den Pfeil A in 2 angegebenen
Drehrichtung gewickelt sind, so daß sie einer Druckbelastung
ausgesetzt sind, wenn die Nabe 3 die Neigung hat, schneller
als das Ringelement 5 zu rotieren, was nachstehend näher erläutert wird.
Alternativ zu der in diesen Figuren gezeigten Lösung mit zwei Spiralfedern
ist auch der Einsatz von nur einer Spiralfeder oder von mehr als
zwei Spiralfedern möglich.
Ferner kann der Querschnitt der Feder oder der Federn von einem
rechteckigen Querschnitt abweichen und beispielsweise einen kreisförmigen Querschnitt
haben. Weiterhin schließt
der Ausdruck "Kompression" bzw. "kompressiv" in der Beschreibung
und in den Ansprüchen
auch eine Belastungsart auf die Spiralfedern ein, die als ein Synonym
für "Kompression/Biegung" oder "kombinierte Druck-
und Biegebeanspruchung" verstanden
werden kann und benutzt wird, um die entgegengesetzte Belastungsart anzugeben,
der die gemeinsamen Spiralfedern unterworfen ist und welche in den
meisten Fällen
eine Torsionsbeanspruchung ist.
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Das erste Ende 14a bzw. 15a der
Federn 14 und 15 greift in einen entsprechenden
Sitz 3b bzw. 3c ein, der in die Nabe 3 eingearbeitet
ist. Vorzugsweise ist jeder der Sitze 3b, 3c zur
Radialrichtung der Nabe 3 leicht geneigt angeordnet, so
daß er
sich in Drehrichtung der Nabe 3 öffnet. Die zweiten Enden 14b, 15b der
Federn 14 und 15 liegen neben der Wand 5c des
Ringelementes 5, wobei sie sich auf einem Reibdichtring 18 abstützen, der
auf der der Nabe 3 zugewandten Oberfläche der Wand 5c angebracht
ist.
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Wenn im Betrieb der Einheit 1 die
Nabe 3 dazu neigt, sich schneller als das Ringelement 5 zu drehen,
d. h. wenn der um das Ringelement 5 laufende Riemen auf
Zug beansprucht wird, was einer konstanten Drehgeschwindigkeit des
Motors entspricht, werden die Federn 14 und 15 durch
den Kontakt mit der Wand 5c auf Kompression beansprucht
und neigen dazu, sich radial auszudehnen und sich dabei dem Reibdichtring
zu überlagern.
Bei dieser Bedingung ist bei geringen Differenzen der Rotationsgeschwindigkeit
das Verhalten der Kopplungsmittel zwischen der Nabe 3 und
dem Ringelement 5 überwiegend
elastisch. Mit steigender Tendenz der Nabe 3, eine Rotationsgeschwindigkeit
anzunehmen, die größer als
die Rotationsgeschwindigkeit des Ringelementes 5 ist, d.
h. bei einer Beschleunigung des Motors, verändert sich die elastische Eigenschaft
der Kopplungsmittel. Wenn nämlich
die Winkelphasenverschiebung zwischen der Nabe 3 und dem
Ringelement 5 steigt, steigt auch das auf die Federn 14 und 15 übertragene
Torsionsmoment asymptotisch, so daß die Kopplungsmittel zwischen
der Nabe 3 und dem Ringelement 5 zu einem Verhalten
neigen, das ähnlich
dem einer im wesentlichen starren Verbindung bei Geschwindigkeitsdifferenzen
zwischen Nabe 3 und Element 5 ist, die größer als
ein vorbestimmter Wert sind.
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Wenn hingegen die Nabe 3 dazu
neigt, langsamer als das Ringelement 5 zu rotieren, überwiegt bei
einer kleinen Differenz zwischen den Drehgeschwindigkeiten aufgrund
der Wirkung der Federn
14 und 15 noch der Effekt
einer elastischen Kupplung. Wenn dann die Tendenz der Nabe 3 wächst, weniger schnell
als das Ringelement 5 zu rotieren, wie das bei einer plötzlichen
Motorverzögerung
der Fall ist, bei der die angetriebenen Riemenscheiben der Hilfsgeräte dazu
neigen, den Riemen aufgrund ihrer Trägheit mitzunehmen, haben die
Federn 14 und 15 die Neigung, sich zusammenzuziehen
und ihren Druck auf die Reibdichtung 18 zu verringern,
so daß die Nabe 3 das
Bestreben hat, sich von dem Ringelement 5 abzukoppeln,
welches relativ zu der Nabe 3 frei rotieren kann, da die
Differenzen der Geschwindigkeit der Nabe 3 und des Elementes 5 kleiner
als ein vorbestimmter Wert sind. Unter diesen Bedingungen wirken
die Kopplungsmittel wie eine Überholkupplung.
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In den 3 und 4 ist ein anderes Ausführungsbeispiel
für die
Riemenscheibeneinheit dargestellt, wobei die Bezugsziffern für übereinstimmende oder ähnliche
Teile wie bei dem zuvor erläuterten Ausführungsbeispiel
gleich sind und der auch hier mit 7 bezeichnete Torsionsdämpfer ein
solcher mit einer viskosen Flüssigkeit
ist.
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Bei diesem Ausführungsbeispiel hat die Nabe 3 einen
radialen Flansch 3d, von dessen der radialen Außenfläche 3a der
Nabe 3 gegenüberliegendem
Ende eine zylindrische Axialwand 3e ausgeht, die ein umgebördeltes,
umlaufendes Ende hat.
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Das Ringelement 5, welches
außerhalb
der Nabe 3 frei drehbar angeordnet ist, hat eine zur Axialwand 3e parallele
Außenwand 5a.
Die Innenseite der Wand 5a hat von der radialen Außenfläche der Wand 3e einen
kleinen Abstand, wodurch eine zylindrische Kammer 6 geringer
Stärke
zwischen der Wand 3e und der Wand 5a gebildet
wird, deren Zweck nachstehend näher
erläutert
wird.
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Die sich von der Wand 5a in
Richtung auf die Nabe 3 erstreckende, radiale Ringwand 5b,
die in diesem Fall parallel zu dem Flansch 3d verläuft, ist mit
einer Axialwand 5c verbunden, die parallel zu der Wand 5a verläuft und
neben der Außenfläche 3a der Nabe 3 liegt.
Zwischen die Außenfläche 3a und die Wand 5c ist
ein Gleitlager 10 mit einem axialen Abschnitt eingesetzt,
der die Funktion hat, die durch den Riemen auf die Einheit 1 aufgebrachte
Belastung in Grenzen zu halten.
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Zwischen den mit der Nabe 3 verbundenen Wänden 3d, 3e und
den Wänden 5b, 5c des
Elementes 5 ist ein ringförmiger Hohlraum 13 ausgebildet,
in welchem zwei Sprialfedern 14 und 15 rechteckigen Querschnittes
angeordnet sind, die auch hier so um die Nabe 3 gewunden
sind, daß sie
einer Kompressionsbelastung unterliegen, wenn die Nabe 3 dazu neigt,
schneller als das Element 5 zu rotieren. Die ersten Enden 14a, 15a der
Federn 14 und 15 sind so abgewinkelt, daß sie jeweils
einen Haken bilden, der in einen entsprechenden Sitz 5d bzw. 5e eingreift, der
in die dem Hohlraum 13 zugewandte Seite der Wand 5c eingearbeitet
ist. Die zweiten Enden 14b, 15b der Federn 14 und 15 sind
verjüngt
und liegen an der Oberfläche
der Wand 3e an, welche dem Hohlraum 13 zugewandt
ist, wobei sie sich normalerweise an radialen, zahnförmigen Vorsprüngen 18a abstützen, die
von der Wand 3e abstehen. Die Seite jedes Vorsprungs 18a,
die von der Seite wegweist, an der sich das Ende 14b, 15b der
entsprechenden Feder 14, 15 abstützt, ist
relativ zu der Tangente zu der Wand 3e geneigt, um eine
Gleitbewegung dieser Enden zu begünstigen, wenn sich eine bezüglich der 4 in Uhrzeigerrichtung verlaufenden
Drehung der Wand 3e relativ zur Wand 5c einstellt.
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An der von der Wand 5b abgewandten
Außenseite
der Axialwand 5a ist beispielsweise über Schrauben ein Ringflansch 19 befestigt,
der parallel neben der Wand 3d verläuft. Die durch das Ringelement 5 und
den Ringflansch 19 gebildete Einheit ist in diesem Fall
die träge
Masse des Torsionsdämpfers 7.
Die zylindrische Kammer 6 enthält eine hochviskose Flüssigkeit,
typischerweise ein Silikonöl,
die eine viskose Verbindung zwischen der trägen Masse des Torsionsdämpfers 7 und
den mit der Nabe 3 verbundenen Wänden 3d und 3e bildet.
Die Viskosität
der Flüssigkeit
innerhalb der Kammer 6 verändert sich mit der Temperatur,
so daß sie
eine viskose Verbindung zwischen der trägen Massen des Torsionsdämpfers 7 und
den Wänden 3d und 3e darstellt.
Um eine Zirkulation der viskosen Flüssigkeit in Richtung auf die
zylindrische Kammer 6 zu ermöglichen, ist in die Wand 3e eine
Reihe von radial durchgehenden Bohrungen 21 eingearbeitet,
die auf der zur Kammer 6 weisenden Seite in entsprechenden
Sammelkerben 23 enden. In die der Wand 3d gegenüberliegende
Seite des Ringflansches 19 ist ein Sitz 20 für die Aufnahme
einer Ringdichtung 20a eingearbeitet, die ein Austreten
der viskosen Flüssigkeit
aus der Kammer 6 nach außen verhindern soll.
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Am axialen Ende der Nabe 3,
das der Wand 3d gegenüberliegt,
ist ein Sicherungsring 25 befestigt, der axiale Bewegungen
des Ringelementes 5 relativ zur Nabe 3 verhindert.
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Wenn auch in diesem Fall die Nabe 3 das Bestreben
hat, schneller als das Ringelement 5 zu rotieren, d. h.
bei einer normalen Betriebsbedingung, in der der Motor bei Nenndrehzahl
läuft,
erfahren die Federn 14 und 15 aufgrund der Tatsache,
daß ihre Ende 14a und 15a mit
der Wand 5c verbunden sind, eine Kompressionsbelastung,
während
sich ihre Enden 14b und 15b an den radialen Vorsprüngen 18a abstützen. Bei
kleinen Differenzen zwischen den Drehgeschwindigkeiten der Nabe 3 und
dem Element 5 verhält
sich das Kopplungsmittel im wesentlichen elastisch. Wenn die Tendenz
der Nabe 3 steigt, schneller als das Element 5 zu
rotieren, was bei einer Beschleunigung des Motors eintritt, beginnen
die Federn 14 und 15, sich auszudehnen, so daß ihr freier Abschnitt,
d. h. der nicht an der Wand 3e anliegende Abschnitt und
damit der Abschnitt, der eine elastische Wirkung ausüben kann,
kleiner wird, wodurch das elastische Verhalten der Kopplungsmittel
mehr und mehr in das einer steifen Verbindung übergeht.
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Wenn die Nabe 3 dazu neigt,
bei einer geringen Geschwindigkeitsdifferenz langsamer als das Element 5 zu
rotieren, üben
die Federn 14 und 15 noch eine im wesentlichen
elastische Wirkung aus. Bei einem Anstieg der Tendenz der Nabe 3,
weniger schnell als das Element 5 zu rotieren, und oberhalb eines
vorbestimmten Schwellenwertes wie im Fall einer plötzlichen
Verzögerung
des Motors haben die Federn 14 und 15 das Bestreben,
sich zusammenzuziehen. Als Folge davon verringert sich ihr Druck
auf die radiale Innenseite der Wand 3e, so daß die Nabe 3 das
Be streben hat, sich von dem Ringelement 5 abzukoppeln und
die Enden 14b, 15b über die schrägen Seiten
der Vorsprünge 18a hinweggleiten
können,
wodurch sich die Wirkungsweise einer Überholkupplung einstellt, bis
die Verzögerung
beendet ist.
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Eine Variante der Ausführungsform
der 3 und 4 ist in den 5 und 6 dargestellt.
Auch hier sind für
gleiche oder entsprechende Bauteile, die mit denen der zuvor erläuteren Ausführungsformen übereinstimmen,
gleiche Bezugsziffern gewählt.
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Die Riemenscheibeneinheit 1 dieser
Variante hat einen Ring mit einem im wesentlichen I-förmigen Querschnitt,
der an der Nabe 3 befestigt oder einstückig mit dieser ausgebildet
ist. Dieser Ring besteht aus einer Hülse 3b, die auf die
Nabe 3 aufgesetzt ist und von der sich eine radiale, scheibenförmige Wand 3d in
radialer Richtung erstreckt. Am äußeren Ende
dieser Wand 3d ist eine zylindrische Wand 3e angebracht,
deren axiale Enden in Richtung auf die Nabe 3 abgewinkelt
sind.
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Das Ringelement 5 hat eine
Kastenform, die so ausgebildet ist, daß sie den I-förmigen Ring
aufnehmen kann. Die Außenwand 5a des
Ringelementes 5 liegt der zylindrischen Wand 3e gegenüber und hat
zu dieser einen Abstand, wodurch eine zylindrische Kammer 6 für die Aufnahme
einer hochviskosen Flüssigkeit
gebildet wird. An der Wand 5a ist ein Paar paralleler Radialwände 5b angebracht,
die gegenüber
der Hülse 3b enden.
Von jeder der radialen Wände 5b geht
eine Axialwand 5c aus, die sich in Richtung auf die Wand 3d erstreckt
und mit einem radialen Ende 5f kurz vor dieser endet. Zwischen
die Wände 5c und
die Enden 5f einerseits und die entsprechenden Abschnitte
der Hülse 3b und
der Wand 3d andererseits ist ein Paar L-förmiger Gleitlager 10 eingesetzt,
wobei diese symmetrisch zu der Wand 3d angeordnet sind.
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Das Ringelement 5 bildet
auch in diesem Fall die träge
Masse des Torsionsdämpfers
vom Viskosetyp.
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Die scheibenförmige Wand 3d bildet
eine Platte zur Unterteilung des Raumens zwischen den beiden Ringwänden 5b,
so daß zwischen jeder
Ringwand 5b und der Wand 3d ein entsprechender,
ringförmiger
Hohlraum 13 gebildet wird. In jedem Hohlraum 13 ist
vorzugsweise ein Paar von Spiralfedern 14 und 15 angeordnet,
die in diesem Ausführungsbeispiel
einen Kreisquerschnitt haben. Die Federn 14 und 15,
die wie in den zuvor erläuterten
Ausführungsbeispielen
so angeordnet sind, daß sie
auf Kompression belastet sind, wenn die Nabe 3 das Ringelement 5 in
Drehung versetzt, haben jeweils ein erstes Ende 14a, 15a,
das sich an einer zugehörigen
Schulterfläche 5d, 5e der
Wand 5c abstützt
(vgl. 6), sowie ein
zweites, verjüngtes
Ende 14b, 15b, das an zahnförmigen Vorsprüngen 18a anliegt,
die von der Wand 3e radial in Richtung auf die Nabe 3 abstehen.
Alternativ können
zwischen den Wänden 5d und
den zugehörigen
Enden 5f sowie zwischen der Wand 3d und den abgewinkelten
Enden der Wand 3e V-förmigen
Sitze für
die Aufnahme der entsprechenden Enden der Federn 14 und 15 ausgebildet
sein, wobei die Sitze einen breiteren Bereich haben, der dem jeweiligen
Hohlraum 13 gegenüberliegt.
Wenn sich auf diese Weise die Federn 14 und 15 aufgrund
der Tendenz der Geschwindigkeit der Nabe 3, größer als
die Geschwindigkeit des Ringelementes 5 zu werden, ausdehnen
wollen, neigen die entsprechenden Ende 14a, 14b und 15a, 15b dazu,
sich in den Vförmigen Sitzen
zu verkeilen, wodurch eine Zwangsverbindung dieser Enden erzeugt
wird, und zwar einerseits mit der Nabe 3 und andererseits
mit dem Ringelement 5.
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Die Betriebsweise dieser Variante
ist ähnlich der
Betriebsweise der zuvor erläuterten
Ausführungsform.