WO2008113316A1 - Drehschwingungsdämpfer - Google Patents

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WO2008113316A1
WO2008113316A1 PCT/DE2008/000324 DE2008000324W WO2008113316A1 WO 2008113316 A1 WO2008113316 A1 WO 2008113316A1 DE 2008000324 W DE2008000324 W DE 2008000324W WO 2008113316 A1 WO2008113316 A1 WO 2008113316A1
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WO
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damping
torsional vibration
vibration damper
hub
damper according
Prior art date
Application number
PCT/DE2008/000324
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English (en)
French (fr)
Inventor
Steffen Lehmann
Uwe Weller
Original Assignee
Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg
Priority date (The priority date 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 date listed.)
Filing date
Publication date
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Priority to DE112008000251T priority patent/DE112008000251A5/de
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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
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • 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
    • F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/121—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon using springs as elastic members, e.g. metallic springs
    • F16F15/123—Wound springs
    • F16F15/1238—Wound springs with pre-damper, i.e. additional set of springs between flange of main damper and hub

Definitions

  • the invention relates to a torsional vibration damper with two side parts which are rotatably connected to each other and between which at least one intermediate part, in particular two intermediate parts, is or are arranged, which are limited or rotated relative to the side parts against the spring action of spring devices.
  • European Patent EP 0 172 100 B1 discloses a torsional vibration damper comprising two coaxial parts which are rotatable relative to each other within the limits of a certain angular range and are mounted against elastic elements.
  • a first part has a hub and a flange called a hub shell.
  • a second part also has a flange, which is referred to as a guide plate.
  • the flange forming the hub shell of the first part is associated with at least one further flange, referred to as a hub counter shell, which is freely rotatable relative to the hub in the direction of the circumference.
  • the elastic circumferentially engaging elements are adapted to act between the hub shell and the guide plate and between the hub shell and this guide plate.
  • the object of the invention is to improve the damping behavior of a torsional vibration damper according to the preamble of claim 1.
  • the object is in a torsional vibration damper with two side parts which are rotatably connected to each other and between which at least one intermediate part, in particular two intermediate parts, is or are, which are limited or rotated relative to the side parts against the spring action of spring means limited, achieved in that the torsional vibration damper comprises a pre-damping device which is effective up to a pre-damping angle and ineffective after exceeding the pre-damping angle.
  • the pre-damping device can be constructed symmetrically or asymmetrically.
  • the pre-damping device may comprise a plurality of pre-attenuation stages. The pre-damping device develops its effect up to a certain angle of rotation, which is referred to as pre-attenuation angle.
  • the pre-damping device switches off and the spring devices, which are also referred to as the main damping device, deploy their main dampers up to a main attenuation angle. fung effective.
  • the main damping device By combining the main damping device with the pre-damping device, the damping behavior can be significantly improved.
  • the spring means of the main damping device are arranged in the torsional vibration damper according to the invention within windows which are recessed in both the side parts and in the intermediate part or the intermediate parts.
  • the windows in the intermediate parts have in the circumferential direction on one side in each case a guide nose and on the other side in each case a recess in which a guide nose of the respective other intermediate part is arranged.
  • the guide lugs unfold their guiding effect only in one load direction, that is to say under tensile or shear loading.
  • the recesses allow a simple way a movement of the intermediate parts with the guide lugs relative to each other.
  • the guide lugs allow a wear-free guidance of the spring means of the main damping device.
  • the spring devices are preferably compression springs, which are designed as helical compression springs. According to one essential aspect of the invention, the concept of wear-free spring guide is combined with a pre-damping device.
  • a preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that in each case a spacer pin, which is fixedly connected to the side parts, extends through the recesses of the window.
  • the spacer bolts serve to arrange the side parts in the axial direction at a defined distance from each other. About the standoffs torque is transmitted from the side parts depending on the load direction on one of the intermediate parts.
  • the spacer bolts form a stop for each intermediate part in the circumferential direction.
  • the shape of the recesses is adapted to the shape of the spacer bolts.
  • the intermediate parts each comprise a hub flange which is coupled to a hub.
  • the hub is non-rotatably connected to a transmission input shaft.
  • the hub is provided with an external toothing, which cooperates with an internal toothing of the intermediate parts. This allows the transmission of torque from the intermediate parts to the hub.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that between the outer toothing of the hub and the internal teeth of the intermediate parts in the circumferential direction a defined game is present.
  • the hub is rotatably connected with its outer teeth with one or the other intermediate part.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the guide projections each extend from a plane in which the associated intermediate part expands in the direction of a longitudinal axis of the associated spring device.
  • a further preferred exemplary embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the spring devices each comprise at least one helical spring element with two ends, in each of which one of the guide lugs engages.
  • the coil spring element can also be encompassed externally by a guide element.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the spring means each comprise an outer and an inner coil spring element with two ends, in each of which engages one of the guide lugs.
  • the outer coil spring element is guided over the inner coil spring element by the guide lugs.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the guide lugs are integrally connected to the associated intermediate part.
  • the intermediate part is preferably a sheet metal part from which the guide lugs are stamped out.
  • the pre-damping device comprises an intermediate hub which can be connected in a rotationally fixed manner to one or the hub with a defined pre-damping twisting lash.
  • the intermediate hub is arranged in the radial direction between the hub and the intermediate part or the intermediate parts.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the defined pre-damping twisting play corresponds to twice the value of the pre-damping angle.
  • the pre-attenuation angle is the same in both directions of rotation.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the defined pre-damping twisting play is provided between an external toothing of the hub and an internal toothing of the intermediate hub. After overcoming the defined Vordämpfungsverfitspiels the gears of the hub and the intermediate hub come together in abutment so that a rotationally fixed connection between the hub and the intermediate hub is created.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the intermediate hub with a defined clearance angle rotation with at least one of the intermediate parts is connectable.
  • the clearance angle results from the difference between the or a main damping angle and the pre-damping angle.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the clearance angle is predetermined by a main damping rotational play between an external toothing of the intermediate hub and an internal toothing of the at least one intermediate part. After overcoming the clearance angle or the main damping torsional backlash, the toothings of the intermediate hub and the at least one intermediate part come into abutment against one another such that a rotationally fixed connection is created between the intermediate hub and the at least one intermediate part.
  • a further preferred exemplary embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the pre-damping device comprises a pre-damping housing in which a pre-damping flange is coupled to the pre-damping housing with the interposition of pre-damping spring elements. At twist angles smaller than the previous attenuation angle, the moment is transmitted from the pre-damper housing via the pre-damper spring elements to the pre-damper flange.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the pre-damping flange is connected to the hub with virtually no play. In this case, it means virtually no play, that there is at most a small joining game. For angles of rotation greater than the pre-attenuation angle, torque is transmitted directly from the intermediate hub to the hub.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the pre-damping flange has an internal toothing, which is in engagement with one or the outer toothing of the hub.
  • the teeth of the gears of the hub and the pre-damping flange are distributed uniformly over the circumference.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the pre-damper housing is connected to the intermediate hub with virtually no play. In this case, it means virtually no play, that there is at most a small joining game.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the pre-damping housing comprises two pre-damping cages which are non-rotatably connected to one another.
  • the pre-damping cages are preferably designed as identical parts to save tooling costs. But the pre-damping cages can also be designed differently and are, for example by pins and holes, preferably positively connected to each other.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that one of the pre-damping cages has an internal toothing, which is in engagement with an external toothing of the intermediate hub.
  • the teeth of the teeth of the intermediate hub and the pre-damping cage are distributed uniformly over the circumference.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the pre-damping device so between one of the side parts and the intermediate part or one of the intermediate parts is arranged, that in a main damping operation in a load direction, in particular under tensile load, more friction points than in the other load direction, in particular under shear load, are effective.
  • a larger friction damping / hysteresis is possible in the train operation.
  • a better vibration isolation is possible in overrun mode.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the pre-damping device is arranged between one of the side parts and the intermediate part or one of the intermediate parts such that in a main damping operation in a load direction, in particular under tensile load, twice as many friction points as in the other load direction, especially under shear load, are effective.
  • On specially integrated friction control discs can be omitted.
  • four friction points are effective in the case of tensile load and two friction points in the case of shear loading.
  • the invention further relates to a clutch disc with a previously described torsional vibration damper.
  • the invention is particularly suitable for clutch discs of commercial vehicles and passenger cars with heavy main damper springs.
  • FIG. 1 is a Cartesian coordinate diagram showing a torsional vibration damping characteristic of a clutch disc with a pre-damping device
  • FIG. 2 shows a clutch disc with an integrated torsional vibration damper and a pre-damping device in plan view
  • Figure 4 is an enlarged detail of Figure 3;
  • Figure 5 is a similar sectional view as in Figure 4 at another point of
  • Figure 8 is a sectional view taken along the line VIII-VIII of Figure 7;
  • Figure 9 is an enlarged detail of Figure 8.
  • Figure 11 is a sectional view taken along line XI-XI of Figure 10;
  • Figure 13 is a sectional view taken along the line XIII-XIII of Figure 12;
  • Figure 14 is an enlarged detail of Figure 13;
  • Figure 15 is an exploded view of the clutch disc
  • Figure 16 is an exploded view of the pre-damping device
  • Figure 17 is a sectional view similar to Figure 5, wherein the torque flow is shown at angles of rotation which are smaller than the pre-attenuation angle;
  • Figure 18 is a similar view as in Figure 17, wherein the torque flow at
  • Verwoodwinkeln is shown, which are greater than the pre-attenuation angle and smaller than the main attenuation angle;
  • Figure 19 is a similar sectional view as in Figure 5 with emphasis on the zug Troubleen friction points and
  • Figure 20 is a similar view as in Figure 19 with emphasis on the shear-side friction points.
  • the torque M transmitted by the clutch disc according to the invention is plotted in Nm above the angle of rotation ⁇ in degrees in the form of a characteristic curve.
  • the characteristic curve is shown in a twisting direction.
  • the characteristic curve can be symmetrical or asymmetrical in both directions of rotation.
  • the Characteristic in the illustrated direction of rotation comprises a first characteristic section I, in which a pre-damping device is effective, which is integrated in the clutch disc.
  • the pre-damping device develops its effect up to a pre-damping angle O
  • the pre-damping angle ⁇ i When the pre-damping angle ⁇ i is reached, the pre-damping device switches off and acts as a main damping device integrated into the clutch disc.
  • the main damping device acts up to a main damping angle ⁇ 2 .
  • the associated stop torque is designated M2.
  • a clutch disc 1 with wear-free main damper guide and integrated pre-damping device in the plan view and in section is shown.
  • a torsional vibration damper 2 is integrated.
  • Radially inside the clutch disc 1 comprises a hub device 3, which comprises a hub 4 with an internal toothing 5.
  • the internal toothing 5 serves to connect the clutch disc 1 in the drive train of a motor vehicle rotatably with a transmission input shaft.
  • the hub device 3 comprises, in addition to the hub 4, an intermediate hub 6.
  • the intermediate hub 6 is designed as a separate component.
  • the hub device 3 is rotatably connected to two intermediate parts 11, 12 connectable.
  • the intermediate parts 11, 12 extend in a flange-like manner in the radial direction and are therefore also referred to as hub flanges or short flanges.
  • the terms radial, axial and in the circumferential direction in the context of the present invention refer to a rotation axis 13 of the clutch disc 1.
  • bearing means 14, 15 are two side parts 21, 22 relative to the hub device 3 and the intermediate parts 11, 12 against the action of at least one spring means 23 rotatable limited, which is also referred to as the main damping device.
  • the spring device 23 comprises in the circumferential direction evenly distributed four spring elements 24, 25, 26 and 27.
  • the twist angle is limited by spacer bolts 28 which are fixed to the side parts 21, 22 and extend through the intermediate parts 11, 12 therethrough.
  • the spacer bolts 28 are preferably designed as a stepped bolt and riveted to the side parts 21, 22.
  • the intermediate parts 11, 12 are arranged in the axial direction between the side parts 21, 22.
  • a pad carrier disk 30 with two friction lining halves 31, 32 is attached radially on the outside.
  • a friction device 40 is integrated in the clutch disc 1.
  • the friction device 40 comprises at least one disc spring and at least one friction ring.
  • a pre-damping device 44 is integrated into the clutch disk 1 or the torsional vibration damping device 2.
  • the pre-damping device 44 comprises a pre-damping housing 45, which is arranged in the axial direction between the side part 21 and the intermediate part 11. In the pre-damping housing 45, a pre-damping flange 46 is arranged.
  • the pre-damping flange 46 is rotatable relative to two pre-damping cages 48, 49 which form the pre-damper housing 45.
  • the pre-damping flange 46 is rotatable against the action of a pre-damper spring means 50 disposed in the pre-damper housing 45.
  • FIG. 8 shows the view of a section along the line VIII - VIII from FIG. 7, which corresponds to FIG.
  • the intermediate hub 6 has an outer toothing 51 which cooperates with an internal toothing 52 which is provided on the intermediate part 11.
  • a further internal toothing 53 is provided, which also cooperates with the external toothing 51 of the intermediate hub 6.
  • FIG. 9 shows a detail of FIG. 8 enlarged.
  • the backlash which is provided between the outer teeth 51 of the intermediate hub 6 and the internal teeth 52 of the intermediate part 11.
  • the torsional backlash 55 results from the difference between the main damping angle a 2 and the pre-damping angle ⁇ i.
  • the springs 24, 25, 26, 27 in Figure 8 are also referred to as main damper compression springs and serve to transmit the moment depending on the direction of rotation of one of the intermediate parts 11, 12.
  • the intermediate parts 11, 12 are coupled together by the main damper springs 24 to 27.
  • FIG. 11 shows the view of a section along the line X1-X1 in FIG. 10, which corresponds to FIG.
  • the pre-damping spring device 50 comprises four pre-damping spring elements 56, 57, 58 and 59.
  • the torque is transmitted via the pre-damping spring elements 56 to 59, which are preferably designed as a helical compression spring, to the pre-damping flange 46, which is connected to the hub 4 with virtually no play.
  • the torque is transmitted directly from the intermediate hub 6 to the hub 4.
  • FIG 13 the view of a section along the line XIII-XIII of Figure 12 is shown enlarged.
  • the pre-damper cage 49 has an internal toothing 62 which sits without clearance on the external toothing 51 of the intermediate hub 6.
  • the pre-damper torque M1 is transmitted.
  • This connection could theoretically also be designed as a connection pre-damping flange 46 / intermediate hub 6.
  • the pre-damper housing 45 would then transmit the torque to the hub 4, for example.
  • FIG. 14 shows a detail of FIG. 13 enlarged.
  • a Freiwinkei is provided which represents the pre-damping angle CM.
  • Figure 15 shows an exploded view of the clutch disc 1, wherein the pre-damper 44 is not shown exploded and the parts of the friction device 40 are not named closer.
  • Figure 16 shows an exploded view of the pre-damping device 44.
  • the pre-damping cages 48 and 49 are advantageously designed as identical parts, so that only one tool is needed.
  • the two pre-damping cages 48, 49 are positively connected to each other via pins and holes.
  • FIG. 17 shows the torque flow when the angle of rotation is smaller than the pre-damping angle ⁇ i.
  • the moment is, as indicated by an arrow 71, transmitted from the lining carrier disc 30 to the side parts 21, 22 which are interconnected by the spacer pin 28. From the distance bolt 28, the torque in one direction of loading is transmitted to the intermediate part 12, and from this via the not yet or only slightly compressed main damper springs 25 on the intermediate part 11, as indicated by an arrow 72. From the intermediate part 11, the moment, as indicated by an arrow 73, is transmitted to the intermediate hub 6, and further, as indicated by an arrow 74, via the pre-damping cages 49, 48 on the hub 4 acting as a unit with the pre-damping flange 46 , as indicated by an arrow 75.
  • FIG. 18 shows the torque flow at angles of rotation which are greater than the pre-attenuation angle ⁇ i and smaller than the main attenuation angle ⁇ 2 .
  • the pre-damping cage 48 of the pre-damping housing 45 is in frictional engagement with the side part 21.
  • the pre-damping cage 49 of the pre-damping housing 45 is in frictional engagement with the intermediate part 11.
  • the intermediate part 11 is in frictional engagement with the intermediate part 12.
  • the intermediate part 12 is in frictional engagement with a part of the friction device 40.
  • An essential feature of the present invention is the intermediate hub 6, the outer profile together with the internal teeth 52, 53 of the intermediate parts 11, 12 controls the main damping angle in the two directions of rotation and whose internal teeth 63 with the external teeth 64 of the hub 4 defines the pre-damping angle O 1 .
  • the pre-damping torque is transmitted from the intermediate hub 6 to the pre-damping device 44, which forwards this to the hub 4.
  • Another essential aspect of the invention relates to the possible doubling of the number of friction surfaces in the main damper Weg supplement compared to the thrust side.
  • the higher vibration excitation is taken into account by an internal combustion engine in the train operation with a higher adjusted frictional damping / hysteresis, while thrust side better vibration isolation is enabled.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Drehschwingungsdämpfer mit zwei Seitenteilen (21, 22), die drehfest miteinander verbunden und zwischen denen mindestens ein Zwischenteil, insbesondere zwei Zwischenteile (11, 12), angeordnet ist beziehungsweise sind, das beziehungsweise die relativ zu den Seitenteilen entgegen der Federwirkung von Federeinrichtungen begrenzt verdrehbar sind. Die Erfindung zeichnet sich dadurch aus, dass der Drehschwingungsdämpfer eine Vordämpfungseinrichtung (44) umfasst, die bis zu einem Vordämpfungswinkel wirksam und nach Überschreiten des Vordämpfungswinkels unwirksam ist.

Description

Drehschwingungsdämpfer
Die Erfindung betrifft einen Drehschwingungsdämpfer mit zwei Seitenteilen, die drehfest miteinander verbunden und zwischen denen mindestens ein Zwischenteil, insbesondere zwei Zwischenteile, angeordnet ist beziehungsweise sind, das beziehungsweise die relativ zu den Seitenteilen entgegen der Federwirkung von Federeinrichtungen begrenzt verdrehbar sind.
Aus der europäischen Patentschrift EP 0 172 100 B1 ist ein Drehschwingungsdämpfer bekannt, der zwei koaxiale Teile umfasst, die innerhalb der Grenzen eines bestimmten Winkelbereichs im Verhältnis zueinander drehbar und gegen elastische Elemente angebracht sind. Ein erster Teil weist eine Nabe und einen Flansch auf, der als Nabenschale bezeichnet wird. Ein zweiter Teil weist ebenfalls einen Flansch auf, der als Führungsscheibe bezeichnet wird. Dem Flansch, der die Nabenschale des ersten Teils bildet, ist wenigstens ein weiterer Flansch zugeordnet, der als Nabengegenschale bezeichnet wird und im Verhältnis zur Nabe in der Richtung des Umfangs frei drehbar ist. Die elastischen, am Umfang angreifenden Elemente sind geeignet, zwischen der Nabengegenschale und der Führungsscheibe sowie zwischen der Nabenschale und dieser Führungsscheibe wirksam zu werden.
Aufgabe der Erfindung ist es, das Dämpfungsverhalten eines Drehschwingungsdämpfers gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1 zu verbessern.
Die Aufgabe ist bei einem Drehschwingungsdämpfer mit zwei Seitenteilen, die drehfest miteinander verbunden und zwischen denen mindestens ein Zwischenteil, insbesondere zwei Zwischenteile, angeordnet ist beziehungsweise sind, das beziehungsweise die relativ zu den Seitenteilen entgegen der Federwirkung von Federeinrichtungen begrenzt verdrehbar sind, dadurch gelöst, dass der Drehschwingungsdämpfer eine Vordämpfungseinrichtung umfasst, die bis zu einem Vordämpfungswinkel wirksam und nach Überschreiten des Vordämpfungswinkels unwirksam ist. Die Vordämpfungseinrichtung kann symmetrisch oder unsymmetrisch aufgebaut sein. Des Weiteren kann die Vordämpfungseinrichtung mehrere Vordämpfungsstufen umfassen. Die Vordämpfungseinrichtung entfaltet ihre Wirkung bis zu einem bestimmten Verdrehwinkel, der als Vordämpfungswinkel bezeichnet wird. Bei dem Vordämpfungswinkel wirkt ein bestimmtes Moment. Nach Überschreiten des Vordämpfungswinkels schaltet die Vordämpfungseinrichtung ab und die Federeinrichtungen, die auch als Hauptdämpfungseinrichtung bezeichnet werden, entfalten bis zu einem Hauptdämpfungswinkel ihre Hauptdämp- fungswirkung. Durch die Kombination der Hauptdämpfungseinrichtung mit der Vordämpfungseinrichtung kann das Dämpfungsverhalten deutlich verbessert werden.
Vorzugsweise sind die Federeinrichtungen der Hauptdämpfungseinrichtung bei dem erfindungsgemäßen Drehschwingungsdämpfer innerhalb von Fenstern angeordnet, die sowohl in den Seitenteilen als auch in dem Zwischenteil beziehungsweise den Zwischenteilen ausgespart sind. Die Fenster in den Zwischenteilen weisen in Umfangsrichtung auf der einen Seite jeweils eine Führungsnase und auf der anderen Seite jeweils eine Ausnehmung auf, in der eine Führungsnase des jeweils anderen Zwischenteils angeordnet ist. Die Führungsnasen entfalten ihre Führungswirkung jeweils nur in einer Lastrichtung, das heißt bei Zug- oder Schubbelastung. Die Ausnehmungen ermöglichen auf einfache Art und Weise eine Bewegung der Zwischenteile mit den Führungsnasen relativ zueinander. Die Führungsnasen ermöglichen eine verschleißfreie Führung der Federeinrichtungen der Hauptdämpfungseinrichtung. Bei den Federeinrichtungen handelt es sich vorzugsweise um Druckfedern, die als Schraubendruckfedern ausgeführt sind. Gemäß einem wesentlichen Aspekt der Erfindung wird das Konzept der verschleißfreien Federführung mit einer Vordämpfungseinrichtung kombiniert.
Ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass sich jeweils ein Abstandsbolzen, der fest mit den Seitenteilen verbunden ist, durch die Ausnehmungen der Fenster hindurch erstreckt. Die Abstandbolzen dienen dazu, die Seitenteile in axialer Richtung in einem definierten Abstand zueinander anzuordnen. Über die Abstandsbolzen wird ein Drehmoment von den Seitenteilen in Abhängigkeit von der Lastrichtung auf eines der Zwischenteile übertragen.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass die Abstandsbolzen in Umfangsrichtung einen Anschlag für jeweils ein Zwischenteil bilden. Vorzugsweise ist die Gestalt der Ausnehmungen an die Gestalt der Abstandsbolzen angepasst.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass die Zwischenteile jeweils einen Nabenflansch umfassen, der mit einer Nabe gekoppelt ist. Vorzugsweise ist die Nabe drehfest mit einer Getriebeeingangswelle verbunden. Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass die Nabe mit einer Außenverzahnung versehen ist, die mit einer Innenverzahnung der Zwischenteile zusammenwirkt. Dadurch wird die Übertragung eines Drehmoments von den Zwischenteilen auf die Nabe ermöglicht.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass zwischen der Außenverzahnung der Nabe und der Innenverzahnung der Zwischenteile in Umfangsrichtung ein definiertes Spiel vorhanden ist. Je nach Lastrichtung ist die Nabe mit ihrer Außenverzahnung mit dem einen oder dem anderen Zwischenteil drehfest verbunden.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass sich die Führungsnasen jeweils aus einer Ebene, in der sich das zugehörige Zwischenteil ausdehnt, in Richtung einer Längsachse der zugehörigen Federeinrichtung erstreckt. Dadurch können Axialkraftkomponenten, die durch einen außermittigen Kraftangriff auf die Federeinrichtungen entstehen und zu einem seitlichen Auswandern/Ausknicken der Federeinrichtungen führen könnten, kompensiert werden.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass die Federeinrichtungen jeweils mindestens ein Schraubenfederelement mit zwei Enden umfassen, in die jeweils eine der Führungsnasen eingreift. Alternativ kann das Schraubenfederelement auch außen von einem Führungselement umgriffen werden.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass die Federeinrichtungen jeweils ein äußeres und ein inneres Schraubenfederelement mit zwei Enden umfassen, in die jeweils eine der Führungsnasen eingreift. Das äußere Schraubenfederelement ist über das innere Schraubenfederelement durch die Führungsnasen geführt.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass die Führungsnasen einstückig mit dem zugehörigen Zwischenteil verbunden sind. Bei dem Zwischenteil handelt es sich vorzugsweise um ein Blechteil, aus dem die Führungsnasen herausgeprägt sind. Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass die Vordämpfungseinrichtung eine Zwischennabe umfasst, die mit einem definierten Vordämpfungsverdrehspiel drehfest mit einer beziehungsweise der Nabe verbindbar ist. Die Zwischennabe ist in radialer Richtung zwischen der Nabe und dem Zwischenteil beziehungsweise den Zwischenteilen angeordnet.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass das definierte Vordämpfungsverdrehspiel dem zweifachen Wert des Vordämpfungswinkels entspricht. Vorzugsweise ist der Vordämpfungswinkel in beiden Drehrichtungen gleich.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass das definierte Vordämpfungsverdrehspiel zwischen einer Außenverzahnung der Nabe und einer Innenverzahnung der Zwischennabe vorgesehen ist. Nach Ü- berwinden des definierten Vordämpfungsverdrehspiels kommen die Verzahnungen der Nabe und der Zwischennabe aneinander so in Anschlag, dass eine drehfeste Verbindung zwischen der Nabe und der Zwischennabe geschaffen wird.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass die Zwischennabe mit einem definierten Freiwinkel drehfest mit mindestens einem der Zwischenteile verbindbar ist. Der Freiwinkel ergibt sich aus der Differenz zwischen dem beziehungsweise einem Hauptdämpfungswinkel und dem Vordämpfungswinkel.
Ein weiteres bevorzugtes Äusführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass der Freiwinkel durch ein Hauptdämpfungsverdrehspiel zwischen einer Außenverzahnung der Zwischennabe und einer Innenverzahnung des mindestens einen Zwischenteils vorgegeben ist. Nach Überwinden des Freiwinkels beziehungsweise des Haupt- dämpfungsverdrehspiels kommen die Verzahnungen der Zwischennabe und des mindestens einen Zwischenteils aneinander so in Anschlag, dass eine drehfeste Verbindung zwischen der Zwischennabe und dem mindestens einen Zwischenteil geschaffen wird.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass die Vordämpfungseinrichtung ein Vordämpfungsgehäuse umfasst, in welchem ein Vordämpfungsflansch unter Zwischenschaltung von Vordämpfungsfederelemen- ten mit dem Vordämpfungsgehäuse gekoppelt ist. Bei Verdrehwinkeln, die kleiner als der Vor- dämpfungswinkel sind, wird das Moment von dem Vordämpfungsgehäuse über die Vordämp- fungsfederelemente auf den Vordämpfungsflansch übertragen.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass der Vordämpfungsflansch quasi umfangsspielfrei mit der Nabe verbunden ist. Dabei bedeutet quasi umfangsspielfrei, dass maximal ein geringes Fügespiel vorhanden ist. Bei Verdrehwinkeln, die größer als der Vordämpfungswinkel sind, wird das Moment direkt von der Zwischennabe auf die Nabe übertragen.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass der Vordämpfungsflansch eine Innenverzahnung aufweist, die sich in Eingriff mit einer beziehungsweise der Außenverzahnung der Nabe befindet. Vorzugsweise sind die Zähne der Verzahnungen der Nabe und des Vordämpfungsflanschs gleichmäßig über den Umfang verteilt.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass das Vordämpfungsgehäuse quasi umfangsspielfrei mit der Zwischennabe verbunden ist. Dabei bedeutet quasi umfangsspielfrei, dass maximal ein geringes Fügespiel vorhanden ist.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass das Vordämpfungsgehäuse zwei Vordämpfungskäfige umfasst, die drehfest miteinander verbunden sind. Die Vordämpfungskäfige sind vorzugsweise als Gleichteile ausgeführt, um Werkzeugkosten zu sparen. Die Vordämpfungskäfige können aber auch unterschiedlich ausgeführt sein und sind, zum Beispiel durch Stifte und Bohrungen, vorzugsweise formschlüssig miteinander verbunden.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass einer der Vordämpfungskäfige eine Innenverzahnung aufweist, die sich in Eingriff mit einer Außenverzahnung der Zwischennabe befindet. Vorzugsweise sind die Zähne der Verzahnungen der Zwischennabe und des Vordämpfungskäfigs gleichmäßig über den Umfang verteilt.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass die Vordämpfungseinrichtung so zwischen einem der Seitenteile und dem Zwischenteil beziehungsweise einem der Zwischenteile angeordnet ist, dass in einem Hauptdämpfungsbetrieb in einer Lastrichtung, insbesondere bei Zugbelastung, mehr Reibstellen als in der anderen Lastrichtung, insbesondere bei Schubbelastung, wirksam sind. Dadurch wird im Zugbetrieb eine größere Reibungsdämpfung/Hysterese ermöglicht. Gleichzeitig wird im Schubbetrieb eine bessere Schwingungsisolation ermöglicht.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass die Vordämpfungseinrichtung so zwischen einem der Seitenteile und dem Zwischenteil beziehungsweise einem der Zwischenteile angeordnet ist, dass in einem Hauptdämpfungsbetrieb in einer Lastrichtung, insbesondere bei Zugbelastung, doppelt so viele Reibstellen wie in der anderen Lastrichtung, insbesondere bei Schubbelastung, wirksam sind. Auf speziell integrierte Reibsteuerscheiben kann verzichtet werden. Vorzugsweise sind bei Zugbelastung vier und bei Schubbelastung zwei Reibstellen wirksam.
Die Erfindung betrifft des Weiteren eine Kupplungsscheibe mit einem vorab beschrieben Drehschwingungsdämpfer. Die Erfindung eignet sich besonders für Kupplungsscheiben von Nutzfahrzeugen und von Personenkraftwagen mit schweren Hauptdämpferfedern.
Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung, in der unter Bezugnahme auf die Zeichnung verschiedene Ausführungsbeispiele im Einzelnen beschrieben sind. Es zeigen:
Figur 1 ein kartesisches Koordinatendiagramm, in dem eine Drehschwingungsdämp- ferkennlinie einer Kupplungsscheibe mit einer Vordämpfungseinrichtung dargestellt ist;
Figur 2 eine Kupplungsscheibe mit einem integrierten Drehschwingungsdämpfer und einer Vordämpfungseinrichtung in der Draufsicht;
Figur 3 die Kupplungsscheibe aus Figur 2 im Schnitt;
Figur 4 einen vergrößerten Ausschnitt aus Figur 3;
Figur 5 eine ähnliche Schnittansicht wie in Figur 4 an einer anderen Stelle der
Kupplungsscheibe; Figuren 6, 7,
10, 12 jeweils einen vergrößerten Ausschnitt aus Figur 5;
Figur 8 die Ansicht eines Schnitts entlang der Linie VIII-VIII aus Figur 7;
Figur 9 einen vergrößerten Ausschnitt aus Figur 8;
Figur 11 die Ansicht eines Schnitts entlang der Linie Xl-Xl aus Figur 10;
Figur 13 die Ansicht eines Schnitts entlang der Linie XIII-XIII aus Figur 12;
Figur 14 einen vergrößerten Ausschnitt aus Figur 13;
Figur 15 eine Explosionsdarstellung der Kupplungsscheibe;
Figur 16 eine Explosionsdarstellung der Vordämpfungseinrichtung;
Figur 17 eine ähnliche Schnittdarstellung wie in Figur 5, wobei der Momentenfluss bei Verdrehwinkeln dargestellt ist, die kleiner als der Vordämpfungswinkel sind;
Figur 18 eine ähnliche Darstellung wie in Figur 17, wobei der Momentenfluss bei
Verdrehwinkeln dargestellt ist, die größer als der Vordämpfungswinkel und kleiner als der Hauptdämpfungswinkel sind;
Figur 19 eine ähnliche Schnittdarstellung wie in Figur 5 mit Hervorhebung der zugseitigen Reibstellen und
Figur 20 eine ähnliche Darstellung wie in Figur 19 mit Hervorhebung der schubseitigen Reibstellen.
In Figur 1 ist in einem kartesischen Koordinatendiagramm das von der erfindungsgemäßen Kupplungsscheibe übertragene Drehmoment M in Nm über dem Verdrehwinkel α in Grad in Form einer Kennlinie aufgetragen. Dabei ist die Kennlinie in einer Verdrehrichtung dargestellt. Die Kennlinie kann in beiden Drehrichtungen symmetrisch oder unsymmetrisch verlaufen. Die Kennlinie in der dargestellten Verdrehrichtung umfasst einen ersten Kennlinienabschnitt I, in dem eine Vordämpfungseinrichtung wirksam ist, die in die Kupplungsscheibe integriert ist. Die Vordämpfungseinrichtung entfaltet ihre Wirkung bis zu einem Vordämpfungswinkel O|. Bei dem Vordämpfungswinkel θ| wirkt das Moment M1, das auch als Vordämpfungsmoment bezeichnet wird. Bei Erreichen des Vordämpfungswinkels αi schaltet die Vordämpfungseinrichtung ab und wirkt eine in die Kupplungsscheibe integrierte Hauptdämpfungseinrichtung. Die Hauptdämpfungseinrichtung wirkt bis zu einem Hauptdämpfungswinkel α2. Das zugehörige Anschlagmoment ist mit M2 bezeichnet.
In den Figuren 2 und 3 ist eine Kupplungsscheibe 1 mit verschleißfreier Hauptdämpferführung und integrierter Vordämpfungseinrichtung in der Draufsicht und im Schnitt dargestellt. In die Kupplungsscheibe 1 ist ein Drehschwingungsdämpfer 2 integriert. Radial innen umfasst die Kupplungsscheibe 1 eine Nabeneinrichtung 3, die eine Nabe 4 mit einer Innenverzahnung 5 umfasst. Die Innenverzahnung 5 dient dazu, die Kupplungsscheibe 1 im Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs drehfest mit einer Getriebeeingangswelle zu verbinden. Gemäß einem wesentlichen Aspekt der Erfindung umfasst die Nabeneinrichtung 3 zusätzlich zu der Nabe 4 eine Zwischennabe 6. Die Zwischennabe 6 ist als separates Bauteil ausgeführt. Die Nabeneinrichtung 3 ist drehfest mit zwei Zwischenteilen 11, 12 verbindbar. Die Zwischenteile 11, 12 erstrecken sich flanschartig in radialer Richtung und werden daher auch als Nabenflansche oder kurz Flansche bezeichnet. Die Begriffe radial, axial und in Umfangsrichtung beziehen sich im Rahmen der vorliegenden Erfindung auf eine Drehachse 13 der Kupplungsscheibe 1.
Durch Lagereinrichtungen 14, 15 sind zwei Seitenteile 21 , 22 relativ zu der Nabeneinrichtung 3 beziehungsweise den Zwischenteilen 11 , 12 gegen die Wirkung mindestens einer Federeinrichtung 23 begrenzt verdrehbar, die auch als Hauptdämpfungseinrichtung bezeichnet wird. Die Federeinrichtung 23 umfasst in Umfangsrichtung gleichmäßig verteilt vier Federelemente 24, 25, 26 und 27. Der Verdrehwinkel wird durch Abstandsbolzen 28 begrenzt, die an den Seitenteilen 21, 22 befestigt sind und sich durch die Zwischenteile 11, 12 hindurch erstrecken. Die Abstandsbolzen 28 sind vorzugsweise als Stufenbolzen ausgeführt und mit den Seitenteilen 21, 22 vernietet. Die Zwischenteile 11, 12 sind in axialer Richtung zwischen den Seitenteilen 21, 22 angeordnet. An dem Seitenteil 11 ist radial außen eine Belagträgerscheibe 30 mit zwei Reibbelaghälften 31, 32 befestigt. In der Schnittansicht der Figur 3 sieht man, dass innerhalb des als Schraubendruckfeder ausgeführten Federelements 24 zwei weitere Schraubendruckfedern 34, 35 angeordnet sind. In der Nähe der Lagereinrichtung 15 ist eine Reibeinrichtung 40 in die Kupplungsscheibe 1 integriert. Die Reibeinrichtung 40 umfasst mindestens eine Tellerfeder und mindestens einen Reibring. In den Figuren 4 bis 6 sind verschiedene Schnittansichten vergrößert dargestellt. In der Nähe der Lagereinrichtung 14 ist eine Vordämpfungseinrichtung 44 in die Kupplungsscheibe 1 beziehungsweise die Drehschwingungsdämpfungseinrichtung 2 integriert. Die Vordämpfungseinrichtung 44 umfasst ein Vordämpfungsgehäuse 45, das in axialer Richtung zwischen dem Seitenteil 21 und dem Zwischenteil 11 angeordnet ist. In dem Vordämpfungsgehäuse 45 ist ein Vordämpfungsflansch 46 angeordnet. Der Vordämpfungsflansch 46 ist relativ zu zwei Vordämpfungskäfigen 48, 49 drehbar, die das Vordämpfungsgehäuse 45 bilden. Der Vordämpfungsflansch 46 ist gegen die Wirkung einer Vordämpfungsfedereinrichtung 50 verdrehbar, die in dem Vordämpfungsgehäuse 45 angeordnet ist.
In Figur 8 ist die Ansicht eines Schnitts entlang der Linie VIII-VIII aus Figur 7 dargestellt, die der Figur 6 entspricht. In Figur 8 sieht man, dass die Zwischennabe 6 eine Außenverzahnung 51 aufweist, die mit einer Innenverzahnung 52 zusammenwirkt, die an dem Zwischenteil 11 vorgesehen ist. An dem Zwischenteil 12 ist eine weitere Innenverzahnung 53 vorgesehen, die ebenfalls mit der Außenverzahnung 51 der Zwischennabe 6 zusammenwirkt.
In Figur 9 ist ein Ausschnitt aus Figur 8 vergrößert dargestellt. In Figur 9 ist durch einen Doppelpfeil 55 das Verdrehspiel angedeutet, das zwischen der Außenverzahnung 51 der Zwischennabe 6 und der Innenverzahnung 52 des Zwischenteils 11 vorgesehen ist. Das Verdrehspiel 55 ergibt sich aus der Differenz zwischen dem Hauptdämpfungswinkel a2 und dem Vordämpfungswinkel αi. Die Federn 24, 25, 26, 27 in Figur 8 werden auch als Hauptdämpferdruckfedern bezeichnet und dienen dazu, das Moment je nach Drehrichtung auf eines der Zwischenteile 11, 12 zu übertragen. Die Zwischenteile 11 , 12 sind durch die Hauptdämpferdruckfedern 24 bis 27 miteinander gekoppelt.
In Figur 11 ist die Ansicht eines Schnitts entlang der Linie Xl-Xl in Figur 10 dargestellt, die der Figur 6 entspricht. In Figur 11 sieht man, dass die Vordämpfungsfedereinrichtung 50 vier Vor- dämpfungsfederelemente 56, 57, 58 und 59 umfasst. Bei Verdrehwinkeln, die kleiner als der Vordämpfungswinkel αi sind, wird das Moment über die Vordämpfungsfederelemente 56 bis 59, die vorzugsweise als Schraubendruckfedem ausgeführt sind, auf den Vordämpfungsflansch 46 übertragen, der quasi spielfrei drehfest mit der Nabe 4 verbunden ist. Bei Verdrehwinkeln, die größer als der Vordämpfungswinkel αi sind, wird das Moment direkt von der Zwischennabe 6 auf die Nabe 4 übertragen. In Figur 13 ist die Ansicht eines Schnitts entlang der Linie XIII-XIII aus Figur 12 vergrößert dargestellt. In dem Frontalschnitt durch den Vordämpferkäfig 49 ist erkennbar, dass der Vordämpferkäfig 49 eine Innenverzahnung 62 aufweist, die spielfrei auf die Außenverzahnung 51 der Zwischennabe 6 sitzt. Über diese drehfeste Verbindung wird das Vordämpfermoment M1 übertragen. Diese Verbindung könnte theoretisch auch als Verbindung Vordämpfungsflansch 46/Zwischennabe 6 ausgeführt sein. Das Vordämpfungsgehäuse 45 würde dann zum Beispiel das Moment auf die Nabe 4 übertragen.
In Figur 14 ist ein Ausschnitt aus Figur 13 vergrößert dargestellt. In der vergrößerten Darstellung sieht man, dass zwischen einer Innenverzahnung 63 der Zwischennabe 6 und einer Außenverzahnung 64 der Nabe 4 ein Freiwinkei vorgesehen ist, der den Vordämpfungswinkel CM darstellt.
Figur 15 zeigt eine Explosionsdarstellung der Kupplungsscheibe 1, wobei die Vordämpfungseinrichtung 44 nicht explodiert dargestellt ist und die Teile der Reibeinrichtung 40 nicht näher benannt sind.
Figur 16 zeigt eine Explosionsdarstellung der Vordämpfungseinrichtung 44. Gemäß einem weiteren Aspekt der Erfindung sind die Vordämpfungskäfige 48 und 49 vorteilhaft als Gleichteile konstruiert, so dass nur ein Werkzeug benötigt wird. Die beiden Vordämpfungskäfige 48, 49 werden über Stifte und Bohrungen formschlüssig miteinander verbunden.
In Figur 17 ist der Momentenfluss dargestellt, wenn der Verdrehwinkel kleiner als der Vordämpfungswinkel αi ist. Das Moment wird, wie durch einen Pfeil 71 angedeutet ist, von der Belagträgerscheibe 30 auf die Seitenteile 21 , 22 übertragen, die durch den Abstandsbolzen 28 miteinander verbunden sind. Von dem Abstandsbolzen 28 wird das Moment in der einen Belastungsrichtung auf das Zwischenteil 12 übertragen, und von diesem über die noch nicht oder nur gering komprimierten Hauptdämpferfedern 25 auf das Zwischenteil 11, wie durch einen Pfeil 72 angedeutet ist. Von dem Zwischenteil 11 wird das Moment, wie durch einen Pfeil 73 angedeutet ist, auf die Zwischennabe 6 übertragen, und weiter, wie durch einen Pfeil 74 angedeutet ist, über die Vordämpfungskäfige 49, 48 auf die mit dem Vordämpfungsflansch 46 als Einheit wirkende Nabe 4, wie durch einen Pfeil 75 angedeutet ist.
In Figur 18 ist der Momentenfluss bei Verdrehwinkeln dargestellt, die größer als der Vordämpfungswinkel αi und kleiner als der Hauptdämpfungswinkel α2 sind. Nach Anschlagen der Verzahnungen zwischen der Zwischennabe 6 und der Nabe 4 wird, wie durch Pfeile 76, 77, 78, 79, 80 angedeutet ist, die Vordämpfungseinrichtung 44 überbrückt und es erfolgt ein direkter Momentenfluss von dem Zwischenteil 11 über die Zwischennabe 6 auf die Nabe 4.
In den Figuren 19 und 20 sind die verschiedenen Reibstellen dargestellt, die sich auf der Zugseite (Figur 19) beziehungsweise der Schubseite (Figur 20) ergeben, wenn der Hauptdämpfer wirkt. Die sich als Einheit bewegenden Teile sind entweder grau oder weiß eingefärbt. An ihren Kontaktzonen befinden sich Reibstellen 81 bis 84, deren Reibmoment durch das Wirken einer axialen Tellerfederkraft erzeugt wird. Wie man in Figur 19 sieht, sind zugsei- tig vier Reibstellen 81 bis 84 wirksam. In Figur 20 sieht man, dass schubseitig nur zwei Reibstellen 81 , 83 wirksam sind. Je nach gewählter Reibpaarung kann ein deutlicher Unterschied zwischen zugseitiger und schubseitiger Hysterese eingestellt werden.
An der Reibstelle 81 befindet sich der Vordämpfungskäfig 48 des Vordämpfungsgehäuses 45 mit dem Seitenteil 21 in Reibeingriff. An der Reibstelle 82 befindet sich der Vordämpfungskäfig 49 des Vordämpfungsgehäuses 45 mit dem Zwischenteil 11 in Reibeingriff. An der Reibstelle 83 befindet sich das Zwischenteil 11 mit dem Zwischenteil 12 in Reibeingriff. An der Reibstelle 84 befindet sich das Zwischenteil 12 mit einem Teil der Reibeinrichtung 40 in Reibeingriff.
Ein wesentliches Merkmal der vorliegenden Erfindung ist die Zwischennabe 6, deren Außenprofil zusammen mit den Innenverzahnungen 52, 53 der Zwischenteile 11, 12 die Hauptdämpfungswinkel in den beiden Drehrichtungen steuert und deren Innenverzahnung 63 mit der Außenverzahnung 64 der Nabe 4 den Vordämpfungswinkel O1 definiert. Gleichzeitig wird von der Zwischennabe 6 das Vordämpfungsdrehmoment auf die Vordämpfungseinrichtung 44 übertragen, welche dieses an die Nabe 4 weiterleitet.
Ein weiterer wesentlicher Aspekt der Erfindung betrifft die mögliche Verdopplung der Anzahl der Reibflächen im Hauptdämpfer zugseitig im Vergleich zur Schubseite. Somit wird der höheren Schwingungsanregung durch einen Verbrennungsmotor im Zugbetrieb mit einer höheren angepassten Reibungsdämpfung/Hysterese Rechnung getragen, während schubseitig eine bessere Schwingungsisolation ermöglicht wird. Bezugszeichenliste
1. Kupplungsscheibe 52. Innenverzahnung
2. Drehschwingungsdämpfer 53. Innenverzahnung
3. Nabeneinrichtung 55. Doppelpfeil
4. Nabe 56. Vordämpfungsfederelement
5. Innenverzahnung 57. Vordämpfungsfederelement
6. Zwischennabe 58. Vordämpfungsfederelement
11. Zwischenteil 59. Vordämpfungsfederelement
12. Zwischenteil 62. Innenverzahnung
13. Drehachse 63. Innenverzahnung
14. Lagereinrichtung 64. Außenverzahnung
15. Lagereinrichtung 71. Pfeil
21. Seitenteil 72. Pfeil
22. Seitenteil 73. Pfeil
23. Federeinrichtung 74. Pfeil
24. Federelement 75. Pfeil
25. Federelement 76. Pfeil
26. Federelement 77. Pfeil
27. Federelement 78. Pfeil
28. Abstandsbolzen 79. Pfeil
30. Belagträgerscheibe 80. Pfeil
31. Reibbelaghälfte 81. Reibstelle
32. Reibbelaghälfte 82. Reibstelle
34. Schraubendruckfeder 83. Reibstelle
35. Schraubendruckfeder 84. Reibstelle 40. Reibeinrichtung
44. Vordämpfungseinrichtung
45. Vordämpfungsgehäuse
46. Vordämpfungsflansch
50. Vordämpfungsfedereinrichtung
51. Außenverzahnung

Claims

Patentansprüche
1. Drehschwingungsdämpfer mit zwei Seitenteilen (21 ,22), die drehfest miteinander verbunden und zwischen denen mindestens ein Zwischenteil, insbesondere zwei Zwischenteile (11 ,12), angeordnet ist beziehungsweise sind, das beziehungsweise die relativ zu den Seitenteilen (21 ,22) entgegen der Federwirkung von Federeinrichtungen (23,24-27) begrenzt verdrehbar sind, dadurch gekennzeichnet, dass der Drehschwingungsdämpfer (2) eine Vordämpfungseinrichtung (44) umfasst, die bis zu einem Vordämpfungswinkel (α-i) wirksam und nach Überschreiten des Vordämpfungswinkels (αi) unwirksam ist.
2. Drehschwingungsdämpfer nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Vordämpfungseinrichtung (44) eine Zwischennabe (6) umfasst, die mit einem definierten Vordämpfungsverdrehspiel drehfest mit einer Nabe (4) verbindbar ist.
3. Drehschwingungsdämpfer nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass das definierte Vordämpfungsverdrehspiel dem zweifachen Wert des Vordämpfungswinkels (α-i) entspricht.
4. Drehschwingungsdämpfer nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass das definierte Vordämpfungsverdrehspiel zwischen einer Außenverzahnung (64) der Nabe (4) und einer Innenverzahnung (63) der Zwischennabe (6) vorgesehen ist.
5. Drehschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Zwischennabe (6) mit einem definierten Freiwinkel drehfest mit dem Zwischenteil beziehungsweise mindestens einem der Zwischenteile (11,12) verbindbar ist.
6. Drehschwingungsdämpfer nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass der Freiwinkel durch ein Hauptdämpfungsverdrehspiel zwischen einer Außenverzahnung (51) der Zwischennabe (6) und einer Innenverzahnung (52,53) des mindestens einen Zwischenteils (11,12) vorgegeben ist.
7. Drehschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 2 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Vordämpfungseinrichtung (44) ein Vordämpfungsgehäuse (45) umfasst, in welchem ein Vordämpfungsflansch (46) unter Zwischenschaltung von Vordämpfungsfeder- elementen (56-59) mit dem Vordämpfungsgehäuse (45) gekoppelt ist.
8. Drehschwingungsdämpfer nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Vordämpfungsflansch (46) quasi umfangsspielfrei mit der Nabe (4) verbunden ist.
9. Drehschwingungsdämpfer nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Vordämpfungsflansch (46) eine Innenverzahnung aufweist, die sich in Eingriff mit einer beziehungsweise der Außenverzahnung (64) der Nabe (4) befindet.
10. Drehschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Vordämpfungsgehäuse (45) quasi umfangsspielfrei mit der Zwischennabe (6) verbunden ist.
11. Drehschwingungsdämpfer nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass das Vordämpfungsgehäuse (45) zwei Vordämpfungskäfige (48,49) umfasst, die drehfest miteinander verbunden sind.
12. Drehschwingungsdämpfer nach Anspruch 11 , dadurch gekennzeichnet, dass einer der Vordämpfungskäfige (48,49) eine Innenverzahnung (62) aufweist, die sich in Eingriff mit einer Außenverzahnung (64) der Zwischennabe (6) befindet.
13. Drehschwingungsdämpfer nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Vordämpfungseinrichtung (44) so zwischen einem der Seitenteile (21,22) und dem Zwischenteil beziehungsweise einem der Zwischenteile (11,12) angeordnet ist, dass in einem Hauptdämpfungsbetrieb in einer Lastrichtung, insbesondere bei Zugbelastung, mehr Reibstellen (81-84) als in der anderen Lastrichtung, insbesondere bei Schubbelastung, wirksam sind.
14. Drehschwingungsdämpfer nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Vordämpfungseinrichtung (44) so zwischen einem der Seitenteile (21,22) und dem Zwischenteil beziehungsweise einem der Zwischenteile (11,12) angeordnet ist, dass in einem Hauptdämpfungsbetrieb in einer Lastrichtung, insbesondere bei Zugbelastung, doppelt so viele Reibstellen (81-84) wie in der anderen Lastrichtung, insbesondere bei Schubbelastung, wirksam sind.
15. Kupplungsscheibe mit einem Drehschwingungsdämpfer (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche.
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