DE7431415U - Druckfeder - Google Patents
DruckfederInfo
- Publication number
- DE7431415U DE7431415U DE19747431415 DE7431415U DE7431415U DE 7431415 U DE7431415 U DE 7431415U DE 19747431415 DE19747431415 DE 19747431415 DE 7431415 U DE7431415 U DE 7431415U DE 7431415 U DE7431415 U DE 7431415U
- Authority
- DE
- Germany
- Prior art keywords
- valve
- compression spring
- spring
- turns
- operating state
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
- F16K1/00—Lift valves or globe valves, i.e. cut-off apparatus with closure members having at least a component of their opening and closing motion perpendicular to the closing faces
- F16K1/32—Details
- F16K1/34—Cutting-off parts, e.g. valve members, seats
- F16K1/36—Valve members
- F16K1/40—Valve members of helical shape
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
- F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
- F01L1/46—Component parts, details, or accessories, not provided for in preceding subgroups
- F01L1/462—Valve return spring arrangements
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
- F16F1/00—Springs
- F16F1/02—Springs made of steel or other material having low internal friction; Wound, torsion, leaf, cup, ring or the like springs, the material of the spring not being relevant
- F16F1/04—Wound springs
- F16F1/047—Wound springs characterised by varying pitch
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Springs (AREA)
Description
Druckfeder
Die Erfindung betrifft eine Druckfeder zum Einbau in Motoren, Pumpen o. dgl., in denen sie in einem ersten Betriebszustand
auf ein erstes Ausmass und in einem zweiten Betriebszustand auf ein zweites das erste übersteigende Ausmass zusammengepresst
werden, und bei der die Endwindungen eingewunden sind.
Bei derartigen Federn handelt es sich beispielsweise um Ventilfedern
für Automobilmotoren. Im ersten Betriebszustand ist das Ventil geschlossen, χω zweiten Betriebszustand offen. Dabei
tritt folgendes Problem auf: Nach Beendigung des Hubes zwischen erstem u. zweitem Betriebszustand, den die Ventilfedern
z.B. in einem Automobilmotor durch die Nockenwelle erzwungen, sinusförmig ausführt, zeigt sie im ersten betriebszustand
(Einbaulage 1) Schwingungen, die ihrer Eigenfrequenz entsprechen und nach einer gewissen Zeit ausklingen.
Dieses Ausklingen sollte vor Beginn des nächsten Hubes beendet sein, da nur dann zu diesem Zeitpunkt keine Schubspannungserhöhung
mehr vorliegt und auch nur dann ein zufriedenstellendes Arbeiten der Ventilfedern gewährleistet ist.
Bei den bekannten Druckfedern ist dies jedoch bei höheren Drehzahlen
der Motoren nicht mehr der Fall. Bei hohen Drehzahlen wird nämlich die Schwingungsamplitude des Ausklxngvorganges sehr
hoch; das führt dazu, dass der Ausklingvorgang zum Zeltpunkt
des Beginns des nächsten Hubes noch nicht abgeschlossen ist·
Dies führt wiederum zu einer Erhöhung der oberen Schubspannung (T\q)» und zwar gerade um den Betrag der kurz vor Beginn
des nächsten Hubes noch vorhandenen Schwingungsamplitude·
Diese Erhöhung der Schubspannung ist grundsätzlich unerwünscht, da sie eine erhöhte Belastung der Feder darstellt. Dies soll
vermieden werden« Aber auch abgesehen davon, dass zu Beginn des nächsten Hubes noch eine gewisse Schwingungsamplitude vorhanden
ist, ist die Schwingung selbst generell unerwünscht, da sie dazu führen kann, dass das Ventil nicht mehr richtig abdichtet.
Der Erfindung liegt demgemäss die Aufgabe zugrunde, eine als
Ventilfeder in Automobilmotoren einbaubare Druckfeder der eingangs genannten Art derart auszubilden, dass sich ein günstigeres
Drehzahlverhalten als bei bekannten Druckfedern ergibt. Dieses "günstigere" Drehzahlverhalten ist dahingehend zu beschreiben,
dass möglichst keine Erhöhung der maximalen inneren Schubspannungf .-auch bei hohen Drehzahlen mehr eintritt.
Schraubendruckfedern mit eingewundenen Endwindungen sind bereits
bekannt (DT-PS 1 I69 209); bei ihnen wird jedoch grösster
Wert darauf gelegt, dass die Endwindungen im Betrieb die sich an sie anschliessenden Windungen nicht berühren., da darauf
Dauerbrüche zurückgeführt werden.
Die dargestellte Aufgabe wird bei der Erfindung dadurch gelöst,
dass die sich zwischen den eingewundenen Endwin.dungen und den sich daran anschliessenden jeweils nächsten Windungen ausbildenden
tJbergangsbereiche zumindest in dem zweiten Betriebszustand an der jeweils nächstliegenden Windung anliegen.
Die Erfindung geht also bei der Ausbildung der eingewundenen Endwindungen bewusst von den Forderungen ab, die dafür nach
dem Stande der Technik (DT-PS 1 I69 209) erhoben werden, und
nützt die Reibung des genannten Übergangsbereiches an der jeweils
nächsten Windung zur Dämpfung der Scbwingungsamplitude
der Eigenfrequenz und damit zugleich der Dämpfung der inneren
Schubspannung aus; die Befürchtung, dass sich dabei - wie aufgrund
der Feststellung im Stande der Technik (DT-PS 1 169 209) zu erwarten gewesen wäre - Dauerbrüche einstellen, hat sich selbst
bei gründlichen Testläufen nicht bestätigt.
Verschiedene vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind in den Unteransprächen definiert. Insgesamt gesehen bietet eine
gemäss der Erfindung ausgebildete Druckfeder bei ihrer Verwendung
als Ventilfeder folgende Vorteile:
a. Durch das Anliegen der Übergangsbereiche, die sich zwischen den Endwindungen und den
sich an sie anschliessenden Windungen ergeben,
an den diesen Übergangsbereich wiederum benachbarten Windungen ergibt sich eir.e Reibungsdämpfung
der Schwingungsamplitude der Eigenfrequenz und zugleich der inneren Schubspannring
und daraus eine gegenüber bekannten Ventilfedern sowohl von Anfang an verringerte
Amplitude als auch eine schnellere Abnahme derselben; die bei erneutem Öffnen des Ventils
noch vorhandene Schwingungse-nergie ist
entsprechend geringer; demgemäss ist auch der selbst bei extrem hohen Drehzahlen auftretende
Zuwachs der maximalen Schubspannung T1^n erheblich
geringer als bei den bekannten Druckfedern. Das Drehzahlverhalten dieser Ventilfedern
ist also wesentlich besser als bei den seither bekannten Ventilfedern;
b. durch Ausbildung der eingewundenen Endwiiidungen
derart, dass sie in einer senkrecht zur Federachse verlaufenden Ebene liegen, also keine
Steigung mehr aufweisen, wird ein Anschleifen der Ventilfeder zur Erzielung einer ebenen
Auflagefläche an einem Widerlager, z.B. einem Ventilteller, vermieden;
74114151S.US
c. die symmetrische Bauweise wird bei einer derartigen Ausbildung der Feder möglich,
ohne dass die dafür an sich erwarteten ITachteile
auftreten und vermeidet so eine Festlegung der Einbaurichtung, wobei gleichzeitig
für eine günstige Spannungsverteilung innerhalb der Feder Sorge getragen wird;
d. die erhöhte Eigenfrequenz der Ventilfeder führt in Verbindung mit der hohen Dämpfung
der Schwingungsamplitude der inneren Schubspannung
vermutlich dazu, dass die bei Schliessen des Ventils frsiwerdende Energie, die zu
den Schwingungen führt, schneller als sseit ·
her abgebaut werden kann;
e. der relativ hohe Umschlingungsvinkel sichert
eine gute Auflage und einen guten Sitz der Ventilfeder in der Federaufnähme (Rotocap und
Ventilteller).
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung und ihrer vorteilhaften
Weiterbildungen wird im folgenden anhand der beigefügten Zeichnungen beschrieben. Es stellen dar:
Fig. 1 eine Draufsicht auf eine Ventilfeder;
Fig. 2 eine Seitenansicht der Ventilfeder im entspannter Zustand;
Fig. 3 eine Seitenansicht der Ventilfeder in auf einem ersten Betriebszustand zusammengepressten Zustand
(Ventil geschlossen);
Fig. h a
Fig. k b den Verlauf der inneren Schubspannung bei einer
bekannten Feder im Betrieb für Drehzahlen von η = 4000 ü/min und η = 6000 TJ/min;
Fig. 5 a,
5 b,
5 c. den Verlauf der inneren Schubspannung für die Feder nach der Erfindung im Betrieb für die Drehzahlen von η = 4000, 6000 und 7200 U/min.
5 b,
5 c. den Verlauf der inneren Schubspannung für die Feder nach der Erfindung im Betrieb für die Drehzahlen von η = 4000, 6000 und 7200 U/min.
Die in den Fig. 1-3 gezeigte Ventilfeder ist allgemein mit 1
bezeichnet. Sie ist aus legiertem Ventilfederstahldraht mit
mehreren Windungen gewickelt. Das obere Federende ist mit 2. ,
die sich daran anschliessende eingewundene Endwindung mit dem
kleineren Durchmesser (Umschlingungswinkel <X ) mit 3» der sich
daran anschliessende Übergangsbereich bis zum grossen Durchmesser
mit kt und di-ü sich an den Übergangsbereich k anschliessende
erste Windung mit grossem Durchmesser mit 5 bezeichnet.
Entsprechend ist das untere Federende mit 6, die untere eingewundene
Endwindung mit kleinem Durchmesser (Umschlingungswinkel
CX. ) mit 7» der sich an diese anschliessende Übergangsbereich
auf dem grossen Durchmesser mit 8, und die erste Windung mit grossem Durchmesser mit 9 bezeichnet.
Der Gesamtaufbau der Ventilfeder 1 ist, wie aus Fig. 2 zu ersehen,
symmetrisch. Jedoch sind die Abstände zwischen den einzelnen Windungen unterschiedlich, d.h. der Abstand der Windungen
voneinander nimmt zur Mitte der Ventilfeder hin zu.
Die Endwindungen 3 und 7 sind "eingewunden", d.h. über die
Übergangsbereiche h bzw. 8 von den jeweils nächsten Windungen
8 bzw. 91 die grossen Durchmesser aufweisen, radial nach innen
abgebogen. Der Durchmesser der Endwindungen 3 bzw. 7 ist also kleiner als der der - nach den Übergangsbereichen k bzw. δ sich
daran anschliessenden Windungen 5 bzw. 9·
Das Einwinden der Endwindungen 3 bzw. 7 erfolgt nun derart ,
dass die Übergangsbereiche k bzw0 8 im entspannten Zustand der
Ventilfeder (Fig. 2) die sich an diese Übergangsbereiche anschliessenden Windungen 5 bzw. 9 nicht mehr berühren. Im, in
den Motor eingebauten ersten Betriebszustand (Ventil geschlossen), der in Fig, 3 dargestellt ist, liegen jedoch die Übergangsbe-
1 *· til. ι ,
**·*«<■ ii.it.
reiche k bzw. 8 entlang der Bereiche IQ (oben) und 11 (unten)
an den sich an sie anschliessenden nächsten Windungen .5 bzw· 9(
die bereits den grossen Durchmesser aufweisen, an. Diese Bereiche 10 bzw. 11 werden natürlich in Längsrichtung entlang
den Federwindungen bzw· entlang der Übergangsbereiche länger, wenn sich die Ventilfeder im zweiten Betriebszustand (Ventil
geöffnet) befindet, in dem sie noch über das in Fig· 3 dargestellte
Mass hinaus zusammengedrückt ist.
Die eingewundenen Endwindungen 3 bzw. 7 liegen fernex·, wie aus
Fig. 2 zu ersehen, in einer senkrecht zur Federachse verlaufenden Ebene, d.h. im Gegensatz zu den anderen Windungen der Ventilfeder
weisen sie keine Steigung auf. Daher ist eine gute Auflage entlang, des in Fig. 1 eingezeichneten Um schlingung swinkels
auf Ventiltellern, zwischen denen die Feder eingebaut ist, möglich, ohne sie zu diesem Zweck an ihren Enden
schräg anschleifen zu müssen.
Das Einvinden der Endwindungen 3 bzw. 7 erfolgt ferner derart,
dass sich ein Umschlingungswinkel <X von ca. 200 ergibt* Dies
ist der Winkel, über dessen Bogen der Verlauf der Endwindungen kreisförmig ist, so dass sich die Endwindungen 3 bzw. 6 an eine
Widerlagerfläche, wie sie z.B. bei einem Ventilteller gegeben ist, die also rotationssymmetrisch und im Querschnitt kegelschnittförmig
ausgebildet ist, sauber entlang dieses Umfangsbereiches anliegen·
Ferner ist die Eigenfrequenz der Ventilfeder so bestimmt, dass
sie höher liegt, als dies seither he?. Ventilfedern üblich ist;
die Eigenfrequenz, die aufgrund der konstruktiven Ausbildung
berechnet werden kann (vgl. DIN 2089, Blatt 1), liegt bei der erfindungsgemässen Ventilfeder bei 380 bis 500 Hz, vorzugsweise
bei '+50 Hz.
Dadurch, dass die Übergangebereiche k bzw. 8, die sich zwischen
den eingewundenen Endwindungen 3 bzw. 7 (kleiner Durchmesser)
und den nächsten Windungen 5 bzw. 9 (grosser Durchmesser) ausbilden,
an den benachbarten Windungen 5 bzw· 9 entlang ein^s
gewissen Längenstückes, durch das dia Bereiche 10, 11 definiert
werden, anliegen, ergibt sich, wie noch im folgenden genauer darzustellen sein wird, eine Dämpfung der Schwingungsamplitude
der inneren Schubspannung in der Ventilfeder bei Wechsel des Betriebszustandes und damit eine bessere Konstanz der eingestellten
maximalen inneren Schubspannung 7*. o über einen weiten
Drehzahlbereich,
Die Fig. 4 a und 4 b zeigen iür eine bekannte Ventilfeder den
Verlauf der inneren SchubspannungTT bei einer Drehzahl von
JV
η β 4000 U/min (Fig. 4 a) bzw. η = 6θΟΟ ü/min (Fig. 4b). Bei
eines* Umdrehungszahl von 4000 U/min (Fig. 4 a) arbeitet diese bekannte Feder noch einigermassen zufriedenstellend: Beim Öffnen
des Ventils, d.h. bei erhöhter Pressung der Ventilfeder steigt die innere Schübspannung auf einen Maximalwert ?*vn an
und fällt bei Schliessung des Ventils wieder auf den Minimalwert T. TT ab. Es gilt: 7\,n -TT^t = ^Ί,τΐ = Hubspannung. Die Lebensäauer
der Feder ist*nT und T'.-. abhängig (Wöhlerkurve) ·
Der Minimalwert TkU wird dabei jedoch nicht sofort erreicht,
da die vorhandene Federenergie in der entlasteten Feder noch Spannrings spitzen erzeugt, welche; die Feder in Schwingungen versetzt,
die der Eigenfrequenz der Feder entsprechen. Die beim Schliessen des Ventils noch vorhandene Feder-Restenergie bestimmt
die Amplitude dieser eigenfrequenten Stimmung, die dann in Abhängigkeit
von der vorhandenen Dämpfung abnimmt.
In Fig. 4 a und 4 b ist das Abklingen dieser Schwingung der inneren Schubspannung durch die eingezeichnete strichpunktierte
Hüllinie angedeutet.
Zum Zeitpunkt des nächsten Hubes ist die Schwingungsamplitude bei einer Drehzahl von η = 4000 U/min (Fig. 4 a) so gering geworden,
dass bei erneutem Hub, d.h. bei erneutem starken Anstieg der inneren Schubspannung keine weitere Spannungserhöhung durch
die noch vorhandene Feder-Restenergie auftritt.
Wie aus Fig. k b zu ersehen, ändern sick diese Verhältnisse bei
der bekannten Ventilfeder jedoch ganz erheblich, wenn die Drehzahl auf η = 6000 U/min ansteigt. Wie aus der Hüllinie nach dem
Schliessen des Ventils zu ersehen, hat die Amplitude der Schwingung
der inneren Schubspannung der Ventilfeder zum Zeitpunkt des erneuten Öffnens des Ventils noch einen beachtlichen Wert und damit
die Ventilfeder noch einen beachtlichen Enei-giegehalt, der
sich bei erneutem Öffnen dahingehend auswirkt, dass - unabhängig vom momentanen Wert der inneren Schubspannung - eine Erhöhung
der maximalen inneren Schubspannung 7"^n auftritt, vie dies
aus Fig. k b zu ersehen ist.
Dieses Phänomen ist unerwünscht, da die einmal der Dimensionierung
zugrunde gulegte Bemessung von 2"\ o und Z'H im Se~
samten Drehzahlbereich möglichst gleich bleiben soll« die Erhöhung
bei hohen Drehzahlen, die auf die in der Ventilfeder bei erneutem Öffnen des Ventils noch vorhandene Energie zurückzuführen
ist, führt zu einer stärkeren Beanspruchung, die vermieden werden soll«, Ausserdem führen die Schwingungen der inneren
Schubspannung nach Schliessen des Ventils, wenn sie grössere
Amplitude aufweisen, zu einer höheren Schwingungsbelastung, die
ebenfalls zu Brüchen führen kann, sowie einer Undichtheit des Ventils, was zu einer Leistungsminderung des Motors führt.
Das Anliegen der Übergangsbereiche k bzw» 8 an den jeweils sich
daran anschliessenden Windungen 5 bzw» 9 über sich entlang des
Federdrahtes erstreckende Bereiche 10, 11 führt nun bei der erfindungsgemässen
Ventilfeder zu einer Dämpfung dieser Schwingungen. Dies führt erstens zu sehr viel kleineren Schwingungsamplituden und zweitens damit zu einem sehr raschen Abbau der
Schwingungsenergie, also zu einer sehr raschen Abnahme der Acplitude. Dieser Vorgang wird dadurch begünstigt, dass die Eigenfrequenz
der Ventilfeder höher liegt, als man dies seither für möglich hielt.
Bs ist zu vermuten, dass durch das Anliegen des Übergangsbereiches
von den Windungen grossen Durchmessers zu den eingewundenen Windungen sich die Eigenfrequenz erhöht und zugleich eine
starke Dämpfung durch Energieverlust durch Reibung der Übergangsbereiche
k bzw. 8 an den sich daran anschliessenden Windungen
5 bzw. 9 stattfindet.
Die Pig. 5 a, b, c zeigen nun für eine erfindungsgeraässe
Ventilfeder bei Drehzahlen von η = 4000, 6000, 7200 u/min das Schwingungsverhalten der inneren Schubspannung zwischen
jeweils zwei Öffnungen des Ventils.
Wie aus Fig. 5 a zu ersehen, ist schon bei einer Drehzahl von η κ 4000 u/min die Schwingungsamplitude erheblich geringer
als bei der bekannten Ventilfeder, deren Schwingungsverhalten in Fig. k a dargestellt ist.
Fig. 5 b zeigt, dass bei einer Drehzahl von η = 6000 U/min
sich die Schwingungsamplitude der inneren Schubspannung zwischen
zwei Ventilöffnungen sehr schnell auf einen geringen Wert abbaut. Dies führt sogar dazu, dass die bei Venüilöffnung
sich einstellende maximale innere Schubspannung TT. Q bei
dieser schon relativ hohen Drehzahl sogar etwas geringer als bei der geringeren Drehzahl ist. T, „ bleibt dabei konstant
(siehe den entsprechenden Eintrag in Fig. 5 a)·
Fig. 5 ο zeigt, dass auch bei der sehr hohen Drehzahl η = 7200
U/min die Schwingungsamplitude der inneren Schubspannung zwischen
zvex Ventilöffnungen sehr schnell abgebaut wird, so dass
zum Zeitpunkt der nächsten Ventilöffnung der Restgehalt an Schwingungsenergie, den die Ventilfeder noch aufweist, bereits
sehr gering ist, so dass daraus nur eine geringfügige Erhöhung der maximalen inneren S chub spannung TT .Q und vonT^ folgt«
Dies ergibt sich deutlich durch Vergleich der maximalen Schubspannung 7Γ, o in Fig. 5 a für eine Drehzahl von η = 4000 U/min
und Fig. 5 c für eine Drehzahl von η = 7200 U/min. Die Erhöhung
ist wesentlich geringer als bei der bekannten Ventilfeder nach Fig. k a und 4b.
Die Vorteile der erfindungsgemässen Ventilfeder sind also, dass
a. die Schwingungsamplitude der inneren Schubspannung
zwischen zwei Ventilöffnungen erheblich geringer wird;
- 10 -
b. die Schwingungsamplitude sehr viel rascher
abnimmt und somit der Restenergiegehalt der Ventilfeder zum Zeitpunkt des erneuten Öffnen
des Ventils sehr viel geringer ist;
o. die Erhöhung der maximalen inneren Schubspannung "J-I-Qf sowie der Hubspannung~C ^.
bei hohen Drehzahlen erheblich reduziert werden kann«
Das bedeutet, wie durch die Fig. 5 a bis 5 c nachgewiesen, ein
erheblich besseres Drehzahlverhalten über einen sehr viel weiteren
Drehzahlbereich·
Dieses vorteilhafte Schwingungsverhalten erscheint dadurch, dess
eine Dämpfung der Schwingungen der inneren Schubspannung bereits
in demjenigen Betriebszustand gegeben ist, in dem das Ventil geschlossen ist, erheblich begünstigt.
Vie aus Fig. 1 zu ersehen und bereits oben erwähnt, sind die Endwindungen
3 bzw. 7 derart eingewunden, dass sie in einer senkrecht
zur Federachse liegenden Ebene liegen. Man erreicht dies dadurch, dass die nach innen eingewundenen und zunächst noch eine Steigung
aufweisenden Endwindungen in das Innere des Federkörpers von aussen eingedrückt werden, während der aussere Federkörper festgehalten
wird.
741141StI. til
Claims (7)
1. Druckfeder zum Einbau in Motoren, Pumpen οΦ dgl., in denen
sie in einem ersten Betriebszustand auf ein erstes Ausmass und in einem zweiten Betriebszustand auf ein zweites das
erste übersteigende Ausmass zusammengepresst wird, und bei der die Enc'windungen eingewunden sind, dadurch gekennzeichnet,
dass die sich zwischen den Endwindungen (3» 7) und den sich daran anschiiessenden jeweils nächsten Windungen
(5» 9) ausbildenden Übergangsbereiche (4, 8) in zumindest dem zweiten Betriebszustand an den jeweils Eichstliegenden
Windungen (5» 9) über einen gewissen Bereich (10, 11) anliegen.
2. Druckfeder nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Übergangsbereiche (4, 8) bereits im ersten Betriebszustand
über den Bereich (10,11) an den ihnen benachbart liegenden Windungen (5» 9) anliegen.
3· Druckfeder nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet,
dass die Eigenfrequenz der Druckfeder (1) zwischen 380 und 500 Hz liegt.
4. Druckfeder nach Anspruch 3» dadurch gekennzeichnet, dass die Eigenfrequenz 450 Hz beträgt.
5. Druckfeder nach Anspruch 1 oder einem der folgenden, da- LL-durch
gekennzeichnet, dass die Druckfeder - wie an sich
bekannt - symmetrisch ist.
6t Druckfeder nach Anspruch 1 oder einem der folgenden, dadurch
gekennzeichnet, dass die Endwindungen (3» 7) ohne
Steigung, d.h. in einer senkrecht zur Federachse verlaufenden Ebene liegend ausgebildet sind.
7. Druckfeder nach Anspruch 1 oder einem der folgenden, dadurch gekennzeichnet, dass der kreisförmige Umschlingungswinkel
(<X ) der Endwindungen (3, 7) ca. 200° beträgt.
74Ι14151ΙΛ7·
Priority Applications (3)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE19747431415 DE7431415U (de) | 1974-09-18 | 1974-09-18 | Druckfeder |
BR7506004*A BR7506004A (pt) | 1974-09-18 | 1975-09-17 | Mola de pressao aperfeicoada |
US05/614,665 US4017062A (en) | 1974-09-18 | 1975-09-18 | Pressure spring |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE19747431415 DE7431415U (de) | 1974-09-18 | 1974-09-18 | Druckfeder |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
DE7431415U true DE7431415U (de) | 1975-01-16 |
Family
ID=6646639
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
DE19747431415 Expired DE7431415U (de) | 1974-09-18 | 1974-09-18 | Druckfeder |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
DE (1) | DE7431415U (de) |
-
1974
- 1974-09-18 DE DE19747431415 patent/DE7431415U/de not_active Expired
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
DE68920090T2 (de) | Radial-federnde, geneigte Spiralfeder mit Wendungswinkel und Dichtung. | |
DE69202351T2 (de) | Schwingungsdämpfende Lagervorrichtung. | |
DE2506420A1 (de) | Schraubendruckfeder aus draht mit kreisfoermigem querschnitt, insbesondere zur anwendung bei kraftfahrzeugen | |
DE4406826B4 (de) | Schraubenfeder | |
DE1011674B (de) | Federung mit einer von einem Gehaeuse umgebenen Gummimasse | |
DE2104980A1 (de) | Schwingungs und Stoßdampfer | |
DE2211507B2 (de) | Schwingungsdämpfer für Freileitungen | |
DE2104965C2 (de) | ||
DE7431415U (de) | Druckfeder | |
DE69200200T2 (de) | Elastischer Puffer aus Metalldraht. | |
EP0084596B1 (de) | Gleitringdichtung | |
DE2929031C2 (de) | ||
EP2899392B1 (de) | Nach dem Feder-Masse-Prinzip arbeitender Schwingungstilger | |
DE2459768A1 (de) | Druckfeder | |
DE2513982B2 (de) | Rohrdichtung | |
DE3516626A1 (de) | Ventilfeder | |
EP3577366B1 (de) | Drehfeder mit unterschliedlichen windungsdurchmessern | |
DE102009038266A1 (de) | Feder-Dämpfer-System | |
DE2547829A1 (de) | Einrichtung zum daempfen von druckstoessen | |
DE10223029A1 (de) | Verdrehungsfeste und verschiebungsfeste Vorrichtung für ein Federungssystem | |
DE2521646A1 (de) | Druckfeder | |
DE102015112178B4 (de) | Expander - Spannsatz zum Spannen einer Nabe auf einer Welle | |
EP0048384B1 (de) | Wicklung für Trockentransformatoren | |
EP1369626A2 (de) | Dichtelement | |
DE2433185C2 (de) | Stoß- bzw. Schwingungsdämpfer |