WO1990001126A1 - Drehschwingungsdämpfer - Google Patents

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WO1990001126A1
WO1990001126A1 PCT/EP1988/000663 EP8800663W WO9001126A1 WO 1990001126 A1 WO1990001126 A1 WO 1990001126A1 EP 8800663 W EP8800663 W EP 8800663W WO 9001126 A1 WO9001126 A1 WO 9001126A1
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torsional vibration
spring
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Franz Josef Wolf
Hubert Pletsch
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Woco Franz-Josef Wolf & Co.
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    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/14—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers
    • F16F15/1407—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers the rotation being limited with respect to the driving means
    • F16F15/1414—Masses driven by elastic elements
    • F16F15/1435—Elastomeric springs, i.e. made of plastic or rubber
    • F16F15/1442—Elastomeric springs, i.e. made of plastic or rubber with a single mass
    • 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
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    • F16F15/14—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers
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    • F16F15/1435—Elastomeric springs, i.e. made of plastic or rubber
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    • Y10T74/00—Machine element or mechanism
    • Y10T74/21—Elements
    • Y10T74/2121—Flywheel, motion smoothing-type
    • Y10T74/2131—Damping by absorbing vibration force [via rubber, elastomeric material, etc.]

Definitions

  • the invention relates to a torsional vibration damper of conventional design, which consists of three mutually concentric ring elements, namely a hub ring, a flywheel ring and a spring ring, the spring ring, which can also be composed of several individual spring ring segments or spring ring elements, the hub ring and the flywheel ring relative connected to each other and sprung against each other rotatably.
  • Torsional vibration dampers of this type are used as absorbers for very specific torsional vibration interference frequencies, particularly in automotive engineering.
  • the mass and the design of the spring washer of these known torsional vibration dampers or absorbers are matched to one another in such a way that the inherent frequency of the torsional vibration damper is as exactly as possible equal to the interference vibration, so that the interference frequency is canceled out by the resonance vibration of the torsional vibration damper.
  • a torsional vibration damper is known from German utility model DE 19 97 151 U1, which, in a closed design, tries to produce a sequence of resonance vibration systems by using different flywheel masses, which become active at the corresponding interference frequencies.
  • German utility model DE 19 97 151 U1 which, in a closed design, tries to produce a sequence of resonance vibration systems by using different flywheel masses, which become active at the corresponding interference frequencies.
  • the individual combined vibration systems do not act in isolation from each other, but act as a coupled system, the practically usable coordination becomes this Vibration damper problematic.
  • there is the relatively large weight of this torsional vibration damper due to the construction, as well as its production costs, which are quite critical for series production.
  • a torsional vibration damper which, in contrast to the known torsional vibration damper described above, does not change the masses of the resonance vibration system but the spring force introduced into the vibration system in two discrete stages so that the torsional vibration damper has two distinct resonance frequencies.
  • Creation of a torsional vibration damper with two resonance frequencies has not yet been solved, but in principle, with the simple, robust and inexpensive construction of the torsional vibration damper in question, two resonance frequencies and therefore two repayment frequencies are in any case better than just one.
  • the object of the invention is to create a torsional vibration damper of the type mentioned at the outset which is capable of covering not only one, two or a small number of specific resonance frequencies, but rather a continuously broad interference frequency band.
  • the torsional vibration damper according to the invention is characterized by the features mentioned in the characterizing part of claim 1.
  • the basic idea of the invention is therefore not to place the actual flywheel mass ring of the torsional vibration damper radially on the outside around the hub ring and around the spring ring, namely as an effectively closed flywheel mass element, but to move it radially inward, that is, as the innermost flywheel ring of the torsional vibration damper , which is followed radially outward by the spring ring and finally the hub ring.
  • the flywheel mass elements of this ring are subjected to increasing radial outward force as the speed of the shaft on which the torsional vibration damper is mounted increases.
  • the flywheel mass ring is divided into two, so that the two are diametrically and symmetrically to one another arranged and designed flywheel mass parts can actually be moved radially outwards under the influence of the centrifugal force and thereby bring about the compression deformation of the spring ring elements and, as a result of this compression deformation, the stiffening of the spring ring elements, which in the resonance vibration system. of the torsional vibration damper lead to a continuous increase in the resonance frequency and thus the effective absorber frequency.
  • the flywheel ring does not only have to be divided into this one pair of flywheel parts, but can also have two, three or even more pairs of flywheel parts, which together form a rotating flywheel ring.
  • These flywheel mass pairs will then preferably have masses which differ from one another in pairs, in such a way that they amplify the increase in resonance frequency brought about by the spring stiffening by increasing the mass.
  • differently dimensioned spring ring sections can also be realized, which in principle can act both in the sense of a more progressive design of the characteristic curve and in the sense of mitigating the quite pronounced centrifugal effect.
  • FIG. 2 shows a section according to II-II in FIG. 1.
  • the torsional vibration damper shown in the figures in axial section and in radial section, each in partial representation, is composed of three mutually concentric ring elements, namely a hub ring 1, a flywheel ring 2 and a spring ring 3, which relate the hub ring 1 and the flywheel ring 3 relative to one another connected to each other in a spring-mounted manner.
  • the flywheel mass ring 2 is arranged radially on the inside, so that when it is mentioned from radially inward to radially outward there is a structure in which the "swing mass ring" is two lies innermost, then the spring ring follows as the middle ring and the actual hub ring follows only as the outer ring.
  • the torsional vibration damper according to the invention has as a second essential feature that the flywheel ring 2 is divided into at least two identical, that is to say two segments of equal size and weight, this minimum division of the flywheel ring enables that the flywheel mass ring does not symmetrically center at high speeds, but that the segments or sections of the flywheel mass ring 2 are increasingly pulled radially outwards due to the attacking centrifugal force.
  • a segmented flywheel ring 2 ", 2” does not need to be equipped with only identical flywheel ring segments 2 "or 2", but rather can be paired with each other in the individual sub-segments opposite, also composed of flywheel mass pieces 2 *, 2 "with different masses.
  • the only thing that is decisive here is that the individual flywheel mass pieces of the flywheel mass ring face each other in pairs in identical pieces, so that the damper does not have any, even at higher speeds Unbalance is forced.
  • the tuning of the fundamental resonance frequency for the individual segments can of course be carried out with identical masses of the individual flywheel partial masses in that the individual spring ring segments 3 ' , 3 '' are already set to different hardnesses from the material and / or are of different thicknesses in the radial direction in the structural design.
  • the torsional vibration damper according to the invention based on a speed , not only has a pronounced fundamental frequency, but also has two or more without thereby being burdened with an oversized dimension or with an oversized weight.
  • This embodiment makes the torsional vibration damper according to the invention particularly interesting for motor vehicle construction, in which the interference frequencies are shifted at least to a first approximation with the speed of the drive shaft, and thus the interference frequencies themselves are increased to higher values under normal operating conditions.

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Abstract

Drehschwingungsdämpfer aus drei zueinander konzentrischen Ringelementen, nämlich einem Nabenring, einem Schwungmassenring und einem Federring, bei dem der Schwungmassenring radial innerhalb des Nabenringes und des zwischen dem Nabenring und dem Schwungmassenring angeordneten Federringes vorgesehen ist. Die Arbeitsfrequenz des Drehschwingungsdämpfers wird dadurch drehzahlabhängig, und zwar in der Weise, daß die wirksame Arbeitsfrequenz des Drehschwingungsdämpfers mit zunehmender Drehzahl durch eine zunehmende Versteifung der Federankopplung zwischen dem Schwungmassenring und dem Nabenring aufgrund der Einwirkung der Fliehkraft zunehmend zu höheren Werten verschoben wird.

Description

Drehschwingungsdämpfer
B e s c h r e i b u n g
Die Erfindung betrifft einen Drehschwingungsdämpfer üblicher Bauart, der aus drei zueinander konzentrischen Ringelementen besteht, nämlich einem Nabenring, einem Schwungmassenring und einem Federring, wobei der Federring, der auch aus mehreren einzelnen Fedeiringsegmenten oder Federringelementen zusammen¬ gesetzt sein kann, den Nabenring und den Schwungmassenring relativ zueinander und gegeneinander gefedert drehbeweglich miteinander verbindet.
Drehschwingungsdämpfer dieser Art werden als Tilger für ganz bestimmte Drehschwingungs-Störfrequenzen, insbesondere im Automobilbau, eingesetzt. Die Masse und die Auslegung des Federringes dieser bekannten Drehschwingungsdämpfer oder Tilger werden dabei so aufeinander abgestimmt, daß die Eigen- frequenz des Drehschwingungsdämpfers möglichst genau gleich der StörSchwingung ist, so daß die Störfrequenz durch die Resonanzschwingung des Drehschwingungsdämpfers getilgt wird.
Diese Art der Drehschwingungsdämpfung, genauer der Tilgung von störenden DrehSchwingungen bestimmter Frequenz f ist prinzipiell von erstaunlicher Wirksamkeit, weist jedoch den empfindlichen Nachteil auf, daß sie jeweils nur für eine einzige bestimmte Störfrequenz, in der Praxis für ein nur sehr schmales Frequenzband, zufriedenstellend wirksam ist. In den Fällen, in denen die Störfrequenzen nicht festliegen, sondern entweder wandern oder nicht als scharfe Störfrequenz, sondern als Störfrequenzband auftreten, vermögen Drehschwin¬ gungsdämpfer, die in der vorstehend beschriebenen Art auf der Ausnutzung des Resonanzeffekts beruhen, nur noch höchst unbefriedigende Resultate zu liefern.
Da Drehschwingungsdämpfe der genannten Art in großem Umfang zum Tilgen störender Drehschwingungen im Antriebsstrang von Kraftfahrzeugen eingesetzt werden, diese störenden Dreh¬ schwingungen aber in durchaus merklichem Umfang in ihrer Frequenz drehzahlabhängig sind, hat es naturgemäß nicht an Versuchen gefehlt, Drehschwingungsdämpfer der genannten Art zu entwickeln, die mehr als nur eine Resonanzfrequenz zu dämpfen vermöge .
So ist aus dem deutschen Gebrauchsmuster DE 19 97 151 U1 ein Drehschwingungsdämpfer bekannt, der in geschlossener Bauart durch die Verwendung unterschiedlicher Schwungmassen eine Folge von ResonanzschwingungsSystemen herzustellen versucht, die bei den entsprechenden Störfrequenzen tilgend aktiv wer¬ den. Da die einzelnen vereinten Schwingsysteme jedoch nicht isoliert voneinander wirken, sondern als gekoppeltes System wirken, wird die praktisch nutzbare Abstimmung dieses Schwingungsdämpfers problematisch. Hinzu kommt das baubedingt relativ große Gewicht dieses Drehschwingungsdämpfers sowie seine für eine Serienfertigung durchaus kritischen Herstel¬ lungskosten.
Aus der deutschen Patentschrift DE 35 35 803 C1 ist ein Dreh¬ schwingungsdämpfer bekannt, der im Gegensatz zu dem vorstehend beschriebenen bekannten Drehschwingungsdämpfer nicht die Massen des Resonanzschwingsystems, sondern die in das Schwing¬ system eingeleitete Federkraft in zwei diskreten Stufen so verändert, daß der Drehschwingungsdämpfer zwei ausgeprägte Resonanzfrequenzen aufweist. Das Problem eines breiten Fre¬ quenzbandes oder einer, beispielsweise mit der Drehzahl einer Motorwelle, wandernden Störfrequenz ist durch die. Schaffung eines Drehschwingungsdämpfers mit zwei Resonanzfrequenzen zwar noch nicht gelöst, jedoch sind prinzipiell bei der ein¬ fachen, robusten und preiswerten Bauweise der hier in Rede stehenden Drehschwingungsdämpfer zwei Resonanzfrequenzen und damit zwei Tilgungsfrequenzen in jedem Fall bereits besser als nur eine. Der empfindliche Nachteil dieses aus der deut¬ schen Patentschrift DE 35 35 803 C1 bekannten Drehschwingungs- dämpfers mit zwei Resonanzfrequenzen liegt jedoch im rein me¬ chanischen Bereich. Die zweite, höherfrequente Resonanz wird dem Tilgersystem nämlich dadurch aufgeprägt, daß bei höheren Drehzahlen der Welle, auf der der Tilger montiert ist, mit Zentrifugalmassen bestückte Zusatzfedern zusätzlich in Reib¬ schluß zur Schwungmasse gebracht werden. Die auf diese Weise effektiv erhöhte Federkonstante des Federringes bewirkt die höherfrequente zweite Resonanzfrequenz. Der elementare Nach¬ teil dieses Systems liegt jedoch in dem breiten Ubergangs- bereich zwischen der Gleitreibung der unter Zentrifugalkraft aktivierten zusätzlichen Federringelemente und dem Eintritt der Haftreibung, also dem eigentlichen Reibschluß, der im Bereich der zweiten Resonanz der Grund für die Erhöhung der Federkonstanten ist. Dieser breite Gleitbereich führt zu einem raschen Verschleiß der reibenden Gummiflächen des Fe- derrings und zu einer mangelnden Standzeit der Kennlinie des bekannten Drehschwingungsdämpfers.
Ausgehend von diesem Stand der Technik liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, einen Drehschwingungsdämpfer der ein¬ gangs genannten Art zu schaffen, der nicht nur eine, zwei oder eine geringe Mehrzahl von bestimmten Resonanzfrequenzen, sondern ein kontinuierlich breites Störfrequenzband abzu¬ decken vermag.
Zur Lösung dieser Aufgabe ist der Drehschwingungsdämpfer er¬ findungsgemäß durch die im kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1 genannten Merkmale gekennzeichnet.
Der Grundgedanke der Erfindung liegt also darin, den eigent¬ lichen Schwungmassenring des Drehschwingungsdämpfers nicht radial außen um den Nabenring und um den Federring herum zu legen und zwar als effektiv geschlossenes Schwungmassen- element, sondern nach radial innen zu verlegen, also als innersten Schwungring des Drehschwingungsdämpfers, dem dann nach radial außen der Federring und schließlich der Naben¬ ring folgen. Durch die erfindungsgemäße mindestens zweiteili¬ ge Ausbildung des innenliegenden Schwungmassenringes werden die Schwungmassenelemente dieses Ringes mit zunehmender Dreh¬ zahl der Welle, auf dem der Drehschwingungsdämpfer montiert ist, zunehmend stärker nach radial außen beaufschlagt. Dies führt zu einer zunehmend stärker ausgeprägten Verhärtung der Federn, meist Gummifedern, des Federringes und damit zu einer drehzahlabhängigen kontinuierlichen Erhöhung der Drehschwin¬ gungs-Resonanzfrequenz des Drehschwingungsdämpfers. Dadurch wird vor allem den Anforderungen aus der Automobilindustrie nach einer Störschwingungstilgung innerhalb eines breiteren Frequenzbandes Rechnung getragen.
Zur Erzielung des angestrebten Effektes der drehzahlabhängi¬ gen Erhöhung der Tilgungsfrequenz bzw. der effektiven Fre¬ quenz der Drehschwingungsdämpfung ist es für den Dreh¬ schwingungsdämpfer der Erfindung prinzipiell zumindest er¬ forderlich, daß der Schwungmassenring zweigeteilt ist, so daß die beiden diametral und symmetrisch zueinander angeord¬ neten und ausgebildeten Schwungmassenteile unter der Ein¬ wirkung der Zentrifugalkraft auch tatsächlich nach radial auswärts beweglich sind und dadurch die Druckverformung der Federringelemente und, in Folge dieser Druckverformung, die Versteifung der Federringelemente herbeiführen können, die in dem Resonanzschwingungssystem . des Drehschwingungsdämpfers zur fortlaufenden Erhöhung der Resonanzfrequenz und damit der effektiven Tilgerfrequenz führen. Prinzipiell braucht der Schwungmassenring jedoch nicht nur in dieses eine Paar Schwungmassenteile unterteilt zu sein, sondern kann zwei, drei oder auch mehrere Paare von Schwungmassenteilen, die gemein¬ sam einen rotierenden Schwungmassenring bilden, aufweisen. Diese Schwungmassenpaare werden dann vorzugsweise paarweise voneinander verschiedene Massen aufweisen, und zwar derge¬ stalt, daß sie die durch die Federversteifung herbeigeführte Resonanzfrequenzerhöhung durch eine Massenerhöhung gleich¬ sinnig verstärken. Dabei sind in gleichem Sinne auch unter¬ schiedlich dimensionierte Federringabschnitte realisierbar, die prinzipiell sowohl im Sinne einer progressiveren Gestal¬ tung der Kennlinie als auch im Sinne einer Abmilderung des recht ausgeprägten Zentrifugaleffektes wirken können.
Die Erfindung ist im folgenden anhand von Ausführungsbei¬ spielen in Verbindung mit den Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen: Fig. 1 in Teildarstellung und im Axialschnitt ein Ausführungsbeispiel eines Drehschwingungs¬ dämpfers als Schnitt nach I-I in Fig. 2; und
Fig. 2 einen Schnitt nach II-II in Fig. 1.
Der in den Figuren im Axialschnitt und im Radialschnitt, jeweils in Teildarstellung gezeigte Drehschwingungsdämpfer setzt sich aus drei zueinander konzentrischen Ringelementen zusammen, nämlich aus einem Nabenring 1, einem Schwungmassen¬ ring 2 und einem Federring 3, der den Nabenring 1 und den Schwungmassenring 3 relativ zueinander gefedert drehbeweg¬ lich miteinander verbindet.
Im Gegensatz zu den bekannten Tilgern ist jedoch beim Dreh¬ schwingungsdämpfer oder Tilger gemäß der Erfindung der Schwungmassenring 2 radial innenliegend angeordnet, so daß sich also bei der Nennung von radial innen nach radial außen fortschreitend eine Struktur ergibt, bei der der .Schwung¬ massenring zwei zuinnerst liegt, dann als mittlerer Ring der Federring folgt und erst als Außenring der eigentliche Nabenring folgt. Neben diesem ersten erfindungswesentlichen Merkmal weist der Drehschwingungsdämpfer gemäß der Erfindung als zweites wesentliches Merkmal auf, daß der Schwungmassen¬ ring 2 in mindestens zwei identische, das heißt also zwei gleich große und gleich schwere Segmente unterteilt ist durch diese Mindestaufteilung des Schwungmassenringes ist ermög¬ licht, daß der Schwungmassenring sich bei hohen Drehzahlen nicht zentrisch symmetriert, sondern daß die Segmente oder Teilstücke des Schwungmassenrings 2 aufgrund der angreifen¬ den Zentrifugalkraf zunehmend stärker nach radial außen ge¬ zogen werden. Dies führt zu einer Kompression des Federringes in radialer Richtung und damit, insbesondere bei Verwendung einer Gummifeder, zu einer merklichen Erhöhung der Feder¬ konstanten des Federringes, das heißt zu einer "Versteifung" der Feder, die den Schwungmassenring mit dem Nabenring dreh¬ beweglich gefedert verbindet.
In der aus Fig. 2 ersichtlichen Weise braucht ein segmentier- ter Schwungmassenring 2", 2 ' ' durchaus nicht mit nur identi¬ schen Schwungmassenringsegmenten 2 ' oder 2 ' ' ausgerüstet zu sein, sondern kann vielmehr jeweils paarweise und jeweils in den einzelnen Teilsegmenten einander gegenüberliegend, auch aus Schwungmassenstücken 2 * , 2 ' ' mit unterschiedlichen Massen zusammengesetzt sein. Entscheidend ist dabei ledig¬ lich, daß die einzelnen Schwungmassenstücke des Schwungmassen- ringes einander paarweise in identischen Stücken gegenüber¬ liegen, so daß dem Tilger auch bei höheren Drehzahlen keine Unwucht aufgezwungen wird.
Statt der in Fig. 1 gezeigten Verwendung von Schwungmassen- stücken unterschiedlicher Masse kann die Abstimmung der Re¬ sonanzgrundfrequenz für die einzelnen Segmente selbstverständ¬ lich bei insgesamt identischen Massen der einzelnen Schwung¬ ring-Teilmassen dadurch erfolgen, daß die einzelnen Federring¬ segmente 3 ' , 3 ' ' bereits vom Werkstoff her unterschiedlich hart eingestellt sind und/oder in der konstruktiven Gestal¬ tung, in radialer Richtung unterschiedlich dick ausgebildet sind. Auch dadurch kann von vorne herein aufgrund der unter¬ schiedlichen Federkonstanten in gleicher Weise wie bei gleich großen Federkonstanten der Segmente des Federringes und unter¬ schiedlich großen Massen der Segmente des Schwungmassenringes erreicht werden, daß der Drehschwingungsdämpfer gemäß der Er¬ findung, bezogen auf eine Drehzahl, nicht nur eine ausgepräg¬ te Grundfrequenz, sondern deren zwei oder mehr aufweist, ohne dadurch mit einer übergroßen Abmessung oder mit übergroßem Gewicht belastet zu sein.
Auch bei dieser Ausgestaltung des Drehschwingungsdämpfers gemäß dem in Fig. 2 gezeigten Ausführungsbeispiel bzw. dessen vorstehend erörterter reverser Realisierung ist wiederum ent¬ scheidend, daß die einzelnen Schwungmassenringsegmente mit zunehmender Drehzahl des Tilgers eine zunehmend größere Kompressionsverformung der Segmente des Gummifederringes be¬ wirken, wodurch eine Versteifung der Gummifeder des Schwing¬ systems herbeigeführt wird, die wiederum in der angestrebten Weise zu einer kontinuierlichen Erhöhung der Resonanzfre¬ quenz bzw. Resonanzfrequenzen des Tilgers mit zunehmender Drehzahl führt.
Diese Ausgestaltung läßt den Drehschwingungsdämpfer gemäß der Erfindung insbesondere für den Kraftfahrzeugbau interessant werden, bei dem die Störfrequenzen zumindest in erster Näherung mit der Drehzahl der Antriebswelle, und damit unter normalen Betriebsbedingungen auch die Störfre¬ quenzen selbst zu höheren Werten verschoben werden.

Claims

P a t e n t a n s p r ü c h e
1. Drehschwingungsdämpfer aus drei zueinander konzentri¬ schen Ringelementen, nämlich einem Nabenring (1) , einem Schwungmassenring (2) und einem Federring (3) , der den Nabenring und den Schwungmassenring relativ zueinander gefedert drehbeweglich miteinander verbindet, dadurch g e k e n n z e i. c h n e t, daß der Schwungmassenring (2) radial innerhalb des Na¬ benringes (1) angeordnet und mindestens zweiteilig seg- mentiert ausgebildet ist.
2. Drehschwingungsdämpfer nach Anspruch 1, g e k e n n z e i c h n e t durch mindestens zwei Paar jeweils einander diametral gegenüber- liegender Schwungmassenstücke (2',211) mit paarweise voneinander verschiedenen Massen.
3. Drehschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 oder 2, g e k e n n z e i c h n e t durch mindestens zwei Paar jeweils einander gegenüberliegender Federringabschnitte (3',3* ') mit paarweise voneinander verschiedenen Dicken und/oder Federkennlinien.
4. Drehschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch g e k e n n z e i c h n e , daß der Federring (3) , zumindest ein diametral einander gegenüberliegendes Federringabschnittpaar (3* ;3* '), aus einem elastomeren Werkstoff, insbesondere Gummi, besteht.
5. Verwendung des Drehschwingungsdämpfers nach einem der An¬ sprüche 1 bis 4 im Kraftfahrzeugbau.
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