WO2011127898A1 - Riemenscheibendämpfer - Google Patents

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WO2011127898A1
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pulley
tooth
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input
belt
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Hartmut Mende
Jürgen Kroll
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Schaeffler Technologies AG and Co KG
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    • 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
    • F16F15/129—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 characterised by friction-damping means
    • F16F15/1297—Overload protection, i.e. means for limiting torque
    • 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
    • F16H—GEARING
    • F16H55/00—Elements with teeth or friction surfaces for conveying motion; Worms, pulleys or sheaves for gearing mechanisms
    • F16H55/32—Friction members
    • F16H55/36—Pulleys
    • 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
    • F16H—GEARING
    • F16H55/00—Elements with teeth or friction surfaces for conveying motion; Worms, pulleys or sheaves for gearing mechanisms
    • F16H55/32—Friction members
    • F16H55/36—Pulleys
    • F16H2055/366—Pulleys with means providing resilience or vibration damping

Definitions

  • the invention relates to a pulley damper, with the aid of torsional vibrations of a drive shaft can be damped to drive a pulley with a small amount of torsional vibrations.
  • the pulley damper may be connected to a crankshaft of a motor vehicle in order to drive ancillaries, for example an alternator of the motor vehicle, via the pulley.
  • a pulley damper which has an input flange which can be connected to a drive shaft.
  • a torsional vibration damper To the input flange is connected via a freewheel device, a torsional vibration damper, which in turn is directly connected to a pulley.
  • the freewheel device arranged in the force flow direction between the input flange and the torsional vibration damper has ramps bent out of a ground plane through which a freewheel in the manner of a ratchet is formed.
  • an output disk of the freewheel device can slide along the tapered flanks of the deflected ramps, thereby axially displacing the output disk without transferring torque from the input flange to the output disk.
  • the output disk In train operation, the output disk can strike at the rear side of the bent-out ramp and transmit a torque.
  • the object is achieved by a pulley damper with the features of claim 1 and a pulley damper with the features of claim 9.
  • Preferred embodiment of the invention are specified in the dependent claims.
  • the pulley damper according to the invention for damping torsional vibrations of a drive shaft has a pulley for driving a traction means, in particular a tensioning belt. Furthermore, the pulley damper has a rotatably connected to the drive input flange.
  • a connected to the input flange torsional vibration damper, in particular a decoupler for torsional vibrations, is provided, wherein the torsional vibration damper has a circumferential relative to the input flange movable output disk and the output disk is designed to be axially movable relative to the pulley.
  • the pulley has at least one pulley tooth facing the output pulley in the axial direction.
  • the output disk has at least one output tooth facing the pulley in the axial direction.
  • the pulley tooth and the output tooth are shaped such that the pulley tooth and the output tooth are disengaged below a threshold tensile force engaging and above the threshold tensile force and / or the pulley tooth and the output tooth are engaged below a threshold thrust force and thrust thrust force are out of engagement.
  • a sufficiently high frictional force between the pulley tooth and the output tooth can be provided in traction and / or overrun below the corresponding threshold, so that a torque transmission is possible.
  • the frictional force occurring between the pulley tooth and the output tooth can be overcome so that the pulley tooth can slide relative to the output tooth on the output tooth and axially displace the output disk.
  • a tooth flank can be formed both in traction mode and in overrun mode, which enables a torque transmission below the respective threshold value and forms a freewheel above the corresponding threshold value.
  • the output disk of the torsional vibration damper and the pulley thereby form a freewheel device, which provides after the design of the teeth provided only in traction, only in overrun or both in train operation and in overrun when reaching a certain threshold force a freewheel.
  • the respective tooth can be rounded and / or bevelled in particular in the transition region between the respective tooth flank and the tooth head, so that a hard lateral abutment of the respective teeth against one another is avoided above the respective threshold value.
  • the noise emissions above the respective threshold value can be significantly reduced by a simple structural measure.
  • the teeth of the pulley with the Output disk in the direction of force flow after the torsional vibration damper can be significantly reduced by a simple structural measure.
  • Under train operation is understood to mean an operating state in which a power flow from the
  • overrun operation is understood to mean an operating state in which essentially no moment is transmitted by the drive shaft, and because of the inertia of the ancillary components driven by the belt pulley, a force flow would take place from the belt pulley in the direction of the drive shaft if no free-wheeling were provided in overrun mode.
  • the freewheel device formed by the pulley tooth and the output tooth in the force flow direction between the drive shaft or a drive hub connected to the drive shaft and the torsional vibration damper.
  • the respective teeth of the freewheel device can be formed in this case, for example, by an input disk of the torsional vibration damper and the drive hub or the input flange in particular connected to the drive hub.
  • a spring force is applied in the axial direction to the pulley on the output disk by means of a spring element.
  • the spring force can be ensured that at particularly low torques, the pulley is in engagement with the output disk.
  • a minimum frictional force between the pulley tooth and the output tooth can be provided.
  • the magnitude of the normal force acting between the pulley tooth and the output tooth can be adjusted as defined by the spring element, so that upon knowledge of the applied spring force the geometry of the pulley tooth and the output tooth correspondingly can be chosen.
  • the attacking spring force is adjustable by means of an adjustment device. For example, can be shortened and / or extended by means of a screw provided for the spring element travel, so that the attacking spring force can be set harder or softer.
  • the torsional vibration damper has an input disk rotatably connected to the input flange, wherein the spring element is supported on the input disk or the spring element is guided through the input disk and supported on the input flange.
  • a spring element with a comparatively small axial extent such as a cup spring or a corrugated ring (corrugated ring) can be arranged between the input disk and the output disk of the torsional vibration damper.
  • the spring element between the input flange and the output disk can be arranged, wherein the spring element can be passed through the input disk.
  • the input disk may have a recess through which a coil spring may be inserted to support itself at the input flange.
  • the input disk is rotatably connected to the input flange and exerts no relative movement to the input flange.
  • the spring element is thereby not limited by the axial extent of the input disks in their axial space.
  • a plurality of spring elements is arranged distributed in the circumferential direction and / or the spring element is arranged substantially coaxially to the torsional vibration damper.
  • a corrugated ring, a plate spring or a spiral spring with a correspondingly large selected inner diameter are arranged coaxially to the torsional vibration damper.
  • the assembly of the pulley damper is simplified.
  • the pulley tooth has a train pull effective edge and an overrun push belt edge
  • the belt pull flank extends to a plane along the tooth height, a belt pull angle OR and the belts the trailing edge to the running along the tooth height level has a belt thrust ß R
  • the belt tension angle a R is smaller than the belt thrust ß R and / or the output tooth has an effective in traction Trustzugflanke and effective in overrun starting output thrust flank
  • the Jardinzugflanke to a plane extending along the tooth height has a technically convincedwinkel a A
  • the output thrust flank to the plane extending along the tooth height has an output thrust angle ß A
  • therienzugwinkel a A is smaller than the initial thrust angle ß A.
  • the Riemenzugflanke and / or the belt thrust edge and / or the Ubersflanke and / or the Uberschubflanke is executed bent in the radial direction. This makes it possible between the pulley and the output disk
  • helical teeth To form helical teeth.
  • a substantially punctiform or linear contact between the pulley tooth and the output tooth can be formed. Due to the low surface contact between the pulley tooth and the output tooth, noise emissions can be further reduced by axially displacing the output disc.
  • the pulley tooth is pointing to an output disk
  • the pulley and / or the output disk can be used in particular as be executed collar material. Due to the softer material in the contact area between the pulley tooth and the output tooth additional damping can be achieved, through which a further reduction of the noise emission can be achieved.
  • the outer material of a plastic and / or the inner material of a metallic material, in particular steel, or a hard plastic may be formed.
  • the inner material of the pulley or the output disk can be immersed with the respective teeth in a substantially liquid plastic, wherein the plastic can then harden and solidify. A complete immersion is not required, so that the pulley or the output disk can be immersed correspondingly easy with a tool in the substantially liquid plastic for a short time partially.
  • the torsional vibration damper is received by the pulley with more than 50%, in particular more than 70% and preferably more than 90% of its axial extent.
  • the pulley may in particular be designed substantially pot-shaped, so that the torsional vibration damper can be inserted from an end face of the pulley axially into the pulley completely or partially.
  • the pulley has a comparatively large axial extent to frictionally drive a pull belt, which may be formed as a flat belt or a V-belt.
  • the axial space requirement of the pulley damper is not or not significantly increased by the torsional vibration damper and the toothing between the pulley and the output disc.
  • the substantially cup-shaped pulley can be substantially capped by the input flange, wherein between the input flange and the pulley as narrow a gap as possible in order to avoid grinding in the relative movement between the input flange and the pulley.
  • the invention further relates to a pulley damper for damping torsional vibrations of a drive shaft, with a pulley for driving a traction means, in particular tension belt, and a rotatably connected to the drive shaft input flange.
  • a torsional vibration damper Connected to the input flange is a torsional vibration damper, in particular a decoupler for torsional vibrations, wherein the torsional vibration damper has an input disk and an output disk which is movable in the circumferential direction relative to the input disk.
  • the input disk is axially movable relative to the input flange.
  • the input flange has at least one flange tooth facing the input disk in the axial direction.
  • the input disk has at least one in the axial direction on the input flange facing input tooth on.
  • the flange tooth and the input tooth are formed in such a way that both the flange tooth and the input tooth are disengaged and above the threshold pull force below a threshold tensile force which can be achieved during traction, and also the flange tooth and the input tooth engage below a threshold thrust force that can be generated during overrun operation and above the threshold thrust force are out of engagement.
  • unwanted torque transmissions can be avoided both in traction mode and during overrun without significantly increasing the noise emissions.
  • the freewheel device is not formed by the output disk and the pulley but by the input flange and the input disk.
  • the freewheel device is thereby displaced in the power flow direction between the drive shaft or a drive hub connectable with the drive shaft and the torsional vibration damper.
  • the pulley damper can be trained and developed as described above, the embodiments apply to the freewheeling function for the input flange and the input disk accordingly. All the above explanations on the output disk and the output tooth of the embodiment described above apply correspondingly to the input flange and the flange tooth of this embodiment. All the above explanations on the pulley and the pulley tooth of the above-described embodiment apply to the input disc and the input tooth of this embodiment, respectively. Likewise, the explanations regarding the spring element of the embodiment described above apply correspondingly for this embodiment in order to apply a spring force to the input disk with the aid of a corresponding spring element.
  • the output tooth and / or the input tooth is an integral component of the torsional vibration damper.
  • the output tooth and / or the input tooth can by a .
  • Functional component of the torsional vibration damper are formed without it being necessary to form the output tooth and / or the input tooth by an additional component which would have to be connected by means of a connecting means with the torsional vibration damper.
  • the output tooth and / or the input tooth may in particular be formed integrally with the input disk or with the output disk.
  • the component that forms the output tooth and / or the input tooth thereby has at least one further function relevant to the function of the torsional vibration damper, for example abutting the bow spring in order to impart a force to the bow spring and / or from the bow spring take. Due to the concentration different functions in a component, the number of components can be reduced and simplifies the assembly. Furthermore, the space can be reduced in the axial direction.
  • the invention further relates to a gear train for a motor vehicle with an engine-side drive shaft, in particular a crankshaft, and a coupled to the drive shaft via a pulley damper accessory, in particular an alternator, wherein the pulley damper as described above and can be further developed. Due to the interposed between the drive shaft or the drive hub and the auxiliary pulley damper torsional vibrations can be attenuated and above defined thresholds, which may be different for the train operation and the thrust drive, provide a freewheel without significantly increase the noise immission.
  • FIG. 1 is a schematic exploded perspective view of a pulley damper in a first embodiment
  • FIG. 2 is a schematic perspective view of the pulley damper of FIG. 1 in a rear view
  • Fig. 3 is a schematic sectional view of the pulley damper of FIG. 1 with
  • Fig. 4 is a schematic sectional view of the pulley damper of FIG. 1 with
  • FIG. 5 is a schematic plan view of an output disk of the pulley damper of FIG. 1,
  • FIG. 6 is a schematic plan view of a pulley of the pulley damper of FIG. 1
  • 7 is a schematic sectional view of a pulley tooth or an output tooth of the pulley damper of Fig. 1
  • FIG. 8 is a schematic exploded perspective view of a pulley damper in a second embodiment
  • FIG. 9 is a schematic exploded perspective view of a pulley damper in a third embodiment.
  • the pulley damper 10 shown in Fig. 1 and Fig. 2 has an input flange 12 which may be connected to a drive hub 14 of a drive shaft. With the input flange 12, a torsional vibration damper 16 is connected.
  • the torsional vibration damper 16 is designed as a decoupler for torsional vibrations and formed comparable to a dual mass flywheel.
  • the torsional vibration damper 16 has an input disk 18 connected directly to the input flange 12.
  • the input disk 18 has input stops 20, between each of which a bow spring 22 is arranged. About the bow spring 22 is coupled to the input disk 18, an output disk 24.
  • the output disk 24 has output stops 25 which may abut the bow spring 22 opposite to the input abutments 20.
  • the output disk 24 is movable in the circumferential direction relative to the input disk 18.
  • the bow spring 22 can be compressed, whereby energy is stored.
  • the energy stored by the bow spring 22 can be released again substantially loss-free in an expansion of the bow spring 22, wherein by the combustion engine, an internal combustion engine of a motor vehicle resulting torsional vibrations can be eradicated or damped.
  • the output disk 24 is axially movable in the axial direction relative to the pulley 26, so that, depending on the position of the output disk 24 relative to the pulley 26 a rotationally fixed connection between the output disk 24 and the pulley 26 or a freewheel between the output disk 24 and the pulley 26 is formed can be.
  • a spring element designed as a spiral spring 28 a spring force can be applied to the output disk 24 in order to press the output disk 24 toward the belt pulley 26.
  • a damper 30 may be further connected, for example, as a momentum may be configured to be able to erase due to the increased moment of inertia occurring torsional vibrations.
  • the output disk 24 has a plurality of circumferentially distributed output teeth 32 (FIG. 1) which form a detachable toothing with correspondingly configured pulley teeth 34 (FIG. 2) of the belt pulley 26 can.
  • the output disk 24 is pressed as far away from the input flange 12 due to the spring force of the coil spring 28, the pulley tooth 34 and the output tooth 32 can laterally abut, so that in the circumferential direction between the output disk 24 and the pulley 26 a Constraint is brought about and a moment can be transmitted.
  • Fig. 1 the output disk 24 is pressed as far away from the input flange 12 due to the spring force of the coil spring 28, the pulley tooth 34 and the output tooth 32 can laterally abut, so that in the circumferential direction between the output disk 24 and the pulley 26 a Constraint is brought about and a moment can be transmitted.
  • the output disk 24 is moved against the spring force of the coil spring 28 on the input flange 12, the pulley tooth 34 and the output tooth 32 are no longer engaged, so that formed between the output disk 24 and the pulley 26, a freewheel is and a moment between the output disk and the pulley 26 is no longer transmitted.
  • the pulley teeth 34 and the output teeth 32 may be bent in the radial direction and have tooth flanks of different pitch.
  • the pulley tooth 34 may have a train pull flank 36 operative in traction and a belt trailing edge 38 effective in overrun mode.
  • the output tooth 32 can have an output traction flank 40 which is effective in traction operation and an output traction flank 42 which is effective in overrun mode.
  • the respective traction flank 36, 40 may have a belt tension angle OR or an exit tension angle ⁇ A at a plane 44 running along the tooth height.
  • a belt thrust angle ßR or an output thrust angle between the respective thrust edge 38, formed ß A, the respective draft angle of the respective thrust angle ⁇ is smaller than ß.
  • the pulley tooth 34 and the output tooth 32 freewheel device in the direction of force flow between the drive shaft or a drive shaft connected to the drive hub 14 and the torsional vibration damper 16 to provide.
  • the respective teeth 32, 34 of the freewheel device can be formed in this case, for example, by an input disk 18 of the torsional vibration damper 16 and the drive hub 14 and the input flange 12 in particular connected to the drive hub 14.
  • the plurality of coil springs 28 are replaced by an axially corrugated ring 46.
  • the corrugated ring 46 is arranged coaxially to the torsional vibration damper 16 and has for this purpose a correspondingly large nominal diameter.
  • the corrugated ring 46 is replaced by a compression spring 48 in comparison to the embodiment of the pulley damper 10 shown in FIG.
  • the compression spring 48 is arranged coaxially to the torsional vibration damper 16 and has a correspondingly large nominal diameter.
  • the coasting function is not formed by the output disk 24 and the pulley 26 but by the input flange 12 and the input disk 18.
  • the input flange 12 has for this purpose flange teeth 50, which may be in engagement with input teeth 52 of the input disk 18 to transmit a torque.
  • a freewheel device is formed by the flange tooth 50 and the input tooth 52, which is arranged in the power flow direction between the drive hub 14 and the torsional vibration damper 16. Since the input disk 18 is axially movable relative to the input flange 12 in the axial direction against a spring force applied by the compression spring 48, the input tooth 52 can slide on the flange tooth 50 at a correspondingly high threshold force. Thereby, the input disk 18 is axially displaced, so that the flange tooth 50 and the input tooth 52 are no longer engaged and form a freewheel.
  • the flange tooth 50 and the input tooth 52 may be configured as shown in FIG.
  • the input side of the torsional vibration damper is designed in two parts by the input disk 18 by means of lugs 54 engages in an input-side cover 56, wherein the lid 56 forms the voltage applied to the bow spring 22 input stops 20.

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Abstract

Ein Riemenscheibendämpfer zum Dämpfen von Drehschwingungen einer Antriebswelle weist eine Riemenscheibe (26) zum Antrieb eines Zugmittels, insbesondere eines Zugriemens auf. Ferner ist ein mit der Antriebswelle drehfest verbindbarer Eingangsflansch (12) vorgesehen. Mit dem Eingangsflansch ist ein Drehschwingungsdämpfer (16), insbesondere ein Entkoppler für Drehschwingungen, verbunden, wobei der Drehschwingungsdämpfer eine in Umfangsrichtung relativ zum Eingangsflansch bewegbare Ausgangsscheibe (24) aufweist und die Ausgangsscheibe relativ zur Riemenscheibe axial bewegbar ausgestaltet ist. Die Riemenscheibe weist wenigstens ein in axialer Richtung auf die Ausgangsscheibe zu weisenden Riemenscheibenzahn (34) auf. Die Ausgangscheibe weist mindestens einen in axialer Richtung auf die Riemenscheibe zu weisenden Ausgangszahn (32) auf. Der Riemenscheibenzahn und der Ausgangszahn sind derart ausgeformt, dass der Riemenscheibenzahn und der Ausgangszahn unterhalb einer im Zugbetrieb auftretbaren Schwellzugkraft im Eingriff und oberhalb der Schwellzugkraft aus Eingriff sind und/oder der Riemenscheibenzahn und der Ausgangszahn unterhalb einer im Schubbetrieb auftretbaren Schwellschubkraft im Eingriff und oberhalb der Schwellschubkraft außer Eingriff sind. Dadurch können unerwünschte Drehmomentübertragungen durch einen Freilauf vermieden werden ohne die Geräuschemission wesentlich zu erhöhen.

Description

Riemenscheibendämpfer
Die Erfindung betrifft einen Riemenscheibendämpfer, mit dessen Hilfe Drehschwingungen einer Antriebswelle gedämpft werden können, um eine Riemenscheibe mit einem geringen Ausmaß an Drehschwingungen anzutreiben. Insbesondere kann der Riemenscheibendämpfer mit einer Kurbelwelle eines Kraftfahrzeugs verbunden sein, um über die Riemenscheibe Nebenaggregate, beispielsweise eine Lichtmaschine des Kraftfahrzeugs anzutreiben.
Aus DE 10 2009 004 713 A1 ist ein Riemenscheibendämpfer bekannt, der ein mit einer Antriebswelle verbindbaren Eingangsflansch aufweist. Mit dem Eingangsflansch ist über eine Freilaufeinrichtung ein Drehschwingungsdämpfer verbunden, der wiederum direkt mit einer Riemenscheibe verbunden ist. Die in Kraftflussrichtung zwischen dem Eingangsflansch und dem Drehschwingungsdämpfer angeordnete Freilaufeinrichtung weist aus einer Grundebene herausgebogene Rampen auf, durch die ein Freilauf in der Art einer Ratsche ausgebildet wird. In Schubrichtung kann eine Ausgangsscheibe der Freilaufeinrichtung an den angeschrägten Flanken der herausgebogenen Rampen entlanggleiten, wodurch die Ausgangsscheibe axial verschoben wird ohne ein Drehmoment von dem Eingangsflansch an die Ausgangsscheibe zu übertragen. Im Zugbetrieb kann die Ausgangsscheibe an der rückwärtigen Seite der herausgebogenen Rampe anschlagen und ein Drehmoment übertragen.
Es besteht ein ständiges Bedürfnis Riemenscheibendämpfer derart weiter zu bilden, dass bei einer möglichst geringen Geräuschemission unerwünschte Drehmomentübertragungen vermieden werden.
Es ist die Aufgabe der Erfindung einen Riemenscheibendämpfer zu schaffen, mit dessen Hilfe unerwünschte Drehmomentübertragungen bei geringerer Geräuschemission vermieden werden.
Die Lösung der Aufgabe erfolgt erfindungsgemäß durch einen Riemenscheibendämpfer mit den Merkmalen des Anspruchs 1 sowie einen Riemenscheibendämpfer mit den Merkmalen des Anspruchs 9. Bevorzugte Ausgestaltung der Erfindung sind in den Unteransprüchen angegeben. Der erfindungsgemäße Riemenscheibendämpfer zum Dämpfen von Drehschwingungen einer Antriebswelle weist eine Riemenscheibe zum Antrieb eines Zugmittels, insbesondere eines Zugriemens auf. Ferner weist der Riemenscheibendämpfer ein mit der Antriebswelle drehfest verbindbaren Eingangsflansch auf. Ferner ist ein mit dem Eingangsflansch verbundener Drehschwingungsdämpfer, insbesondere ein Entkoppler für Drehschwingungen, vorgesehen, wobei der Drehschwingungsdämpfer eine in Umfangsrichtung relativ zum Eingangsflansch bewegbare Ausgangsscheibe aufweist und die Ausgangsscheibe relativ zur Riemenscheibe axial bewegbar ausgestaltet ist. Die Riemenscheibe weist mindestens ein in axialer Richtung auf die Ausgangsscheibe zu weisenden Riemenscheibenzahn auf. Die Ausgangsscheibe weist mindestens einen in axialer Richtung auf die Riemenscheibe zu weisenden Ausgangszahn auf. Der Riemenscheibenzahn und der Ausgangszahn sind derart ausgeformt, dass der Riemenscheibenzahn und der Ausgangszahn unterhalb einer im Zugbetrieb auftretenden Schwellzugkraft im Eingriff und oberhalb der Schwellzugkraft außer Eingriff sind und/oder der Riemenscheibenzahn und der Ausgangszahn unterhalb einer im Schubbetrieb auftretbaren Schwellschubkraft im Eingriff und oberhalb der Schwellschubkraft außer Eingriff sind.
Aufgrund der Formgestaltung des mindestens einen Riemenscheibenzahns und des mindestens einen Ausgangszahn kann im Zugbetrieb und/oder im Schubbetrieb unterhalb des entsprechenden Schwellwerts eine hinreichend hohe Reibungskraft zwischen dem Riemenscheibenzahn und dem Ausgangszahn bereitgestellt werden, so dass eine Drehmomentübertragung möglich ist. Oberhalb des entsprechenden Schwellwerts kann die zwischen dem Riemenscheibenzahn und dem Ausgangszahn auftretende Reibungskraft überwunden werden, so dass der Riemenscheibenzahn relativ zu dem Ausgangszahn an dem Ausgangszahn abgleiten kann und die Ausgangsscheibe axial verschiebt. Durch die zahnförmige Ausgestaltung kann sowohl im Zugbetrieb als auch im Schubbetrieb eine Zahnflanke ausgebildet werden, die untertialb des jeweiligen Schwellwerts eine Drehmomentübertragung ermöglich und oberhalb des entsprechenden Schwellwerts einen Freilauf ausbildet. Die Ausgangsscheibe des Drehschwingungsdämpfers und die Riemenscheibe bilden dadurch eine Freilaufeinrichtung aus, die ja nach Ausgestaltung der vorgesehenen Zähne nur in Zugbetrieb, nur im Schubbetrieb oder sowohl im Zugbetrieb als auch im Schubbetrieb bei Erreichen einer bestimmten Schwellkraft einen Freilauf bereitstellt. Der jeweilige Zahn kann insbesondere im Übergangsbereich zwischen der jeweiligen Zahnflanke und dem Zahnkopf gerundet und/oder angeschrägt ausgestaltet sein, so dass oberhalb des jeweiligen Schwellwerts ein hartes seitliches Anschlagen der jeweiligen Zähne aneinander vermieden wird. Dadurch kann durch eine einfache konstruktive Maßnahme die Geräuscheemissionen oberhalb des jeweiligen Schwellwerts deutlich reduziert werden. Ferner erfolgt die Verzahnung der Riemenscheibe mit der Ausgangsscheibe in Kraftflussrichtung nach dem Drehschwingungsdämpfer. Dadurch können durch den Drehschwingungsdämpfer Schwingungen in Umfangsrichtung bereits gedämpft werden, so dass die Riemenscheibe und die Ausgangsscheibe mit deutlich weniger plötzlichen Geschwindigkeitsveränderungen in Umfangsrichtung beaufschlagt werden. Dadurch können auftretende Geräuschemissionen weiter reduziert werden. Durch den möglichen Freilauf im Schubbetrieb kann vermieden werden, dass die Antriebswelle, insbesondere eine Kurbelwelle eines Kraftfahrzeugs gebremst wird. Durch den möglichen Freilauf im Zugbetrieb wird ein Überlastschutz bereitgestellt, der die von der Riemenscheibe angetriebenen Nebenaggregate vor einer Beschädigung durch einen zu hohen Energieeintrag schützt.
Unter Zugbetrieb wird ein Betriebszustand verstanden, bei dem ein Kraftfluss von der
Antriebswelle beziehungsweise eine mit der Antriebswelle verbundene Antriebsnabe an die Riemenscheibe erfolgt, um beispielsweise ein von einer Brennkraftmaschine eines Kraftfahrzeugs bereitgestelltes Drehmoment an die Riemenscheibe und von dort über ein Zugmittel an ein Nebenaggregat zu übertragen. Unter Schubbetrieb wird ein Betriebszustand verstanden, bei dem von der Antriebswelle im Wesentlichen kein Moment übertragen wird, und aufgrund der Massenträgheiten der von der Riemenscheibe angetriebenen Nebenaggregate ein Kraftfluss von der Riemenscheibe in Richtung der Antriebswelle erfolgen würde, wenn im Schubbetrieb kein Freilauf vorgesehen wäre.
Es ist auch möglich die durch den Riemenscheibenzahn und den Ausgangszahn ausgebildete Freilaufeinrichtung in Kraftflussrichtung zwischen der Antriebswelle beziehungsweise einer mit der Antriebswelle verbundenen Antriebsnabe und dem Drehschwingungsdämpfer vorzusehen. Die jeweiligen Zähne der Freilaufeinrichtung können in diesem Fall beispielsweise durch eine Eingangscheibe des Drehschwingungsdämpfers und der Antriebsnabe beziehungsweise dem insbesondere mit der Antriebsnabe verbundenen Eingangsflansch ausgebildet werden.
Vorzugsweise ist auf die Ausgangsscheibe mit Hilfe eines Federelements eine Federkraft in axialer Richtung auf die Riemenscheibe zu aufgebracht. Durch die Federkraft kann gewährleistet werden, dass bei besonders geringen Drehmomenten die Riemenscheibe mit der Ausgangsscheibe im Eingriff steht. Insbesondere kann eine minimale Reibungskraft zwischen dem Riemenscheibenzahn und dem Ausgangszahn bereitgestellt werden. Die Höhe der zwischen dem Riemenscheibenzahn und dem Ausgangszahn angreifenden Normalkraft kann durch das Federelement definiert eingestellt werden, so dass bei Kenntnis der angreifenden Federkraft die Geometrie des Riemenscheibenzahns und des Ausgangszahns entsprechend gewählt werden kann. Besonders bevorzugt ist die angreifende Federkraft mit Hilfe einer Ein- stelleinrichtung einstellbar. Beispielsweise kann mit Hilfe einer Schraube der für das Federelement vorgesehene Federweg verkürzt und/oder verlängert werden, so dass die angreifende Federkraft härter beziehungsweise weicher eingestellt werden kann.
Insbesondere weist der Drehschwingungsdämpfer eine mit dem Eingangsflansch drehfest verbundene Eingangsscheibe auf, wobei sich das Federelement an der Eingangsscheibe abstützt oder das Federelement durch die Eingangsscheibe hindurch geführt und an dem Eingangsflansch abgestützt ist. Ein Federelement mit einer vergleichsweise geringen axialen Erstreckung, wie beispielsweise eine Tellerfeder oder ein gewellter Ring (Wellring) kann zwischen der Eingangsscheibe und der Ausgangsscheibe des Drehschwingungsdämpfers angeordnet werden. Bei einem Federelement mit einer größeren axialen Erstreckung, beispielsweise einer Spiralfeder, kann das Federelement zwischen dem Eingangsflansch und der Ausgangsscheibe angeordnet werden, wobei das Federelement durch die Eingangsscheibe hindurch geführt werden kann. Die Eingangsscheibe kann beispielsweise eine Aussparung aufweisen, durch die eine Spiralfeder hindurch gesteckt werden kann, um sich an dem Eingangsflansch abzustützen. Hierbei wird die Erkenntnis ausgenutzt, dass die Eingangsscheibe drehfest mit dem Eingangsflansch verbunden ist und keine Relativbewegung zu dem Eingangsflansch ausübt. Das Federelement wird dadurch nicht durch die axiale Erstreckung der Eingangsscheiben in ihrem axialen Bauraum beschränkt.
Besonders bevorzugt ist eine Mehrzahl von Federelementen in Umfangsrichtung verteilt angeordnet und/oder das Federelement ist im Wesentlichen koaxial zum Drehschwingungsdämpfer angeordnet. Beispielsweise kann ein Wellring, eine Tellerfeder oder eine Spiralfeder mit einem entsprechend großen gewählten Innendurchmesser koaxial zum Drehschwingungsdämpfer angeordnet werden. Die Montage des Riemenscheibendämpfers ist dadurch vereinfacht. Ferner ist es möglich, eine Vielzahl von Federelementen, beispielsweise Spiralfedern mit einem vergleichsweise kleinen Durchmesser in Umfangsrichtung verteilt in dem Drehschwingungsdämpfer anzuordnen. Durch die Anzahl der Federelemente kann die Federkraft entsprechend einfach größer oder kleiner eingestellt werden ohne den erforderlichen Bauraum zu vergrößern.
Vorzugsweise weist der Riemenscheibenzahn eine im Zugbetrieb wirksame Riemenzugflanke und eine im Schubbetrieb wirksame Riemenschubflanke auf, wobei die Riemenzugflanke zu einer entlang der Zahnhöhe verlaufenden Ebene einen Riemenzugwinkel OR und die Riemen- schubflanke zu der entlang der Zahnhöhe verlaufenden Ebene einen Riemenschubwinkel ßR aufweist, wobei der Riemenzugwinkel aR kleiner als der Riemenschubwinkel ßR ist und/oder der Ausgangszahn weist eine im Zugbetrieb wirksame Ausgangszugflanke und eine im Schubbetrieb wirksame Ausgangsschubflanke auf, wobei die Ausgangszugflanke zu einer entlang der Zahnhöhe verlaufenden Ebene einen Ausgangszugwinkel aA und die Ausgangsschubflanke zu der entlang der Zahnhöhe verlaufenden Ebene einen Ausgangsschubwinkel ßA aufweist, wobei der Ausgangszugwinkel aA kleiner als der Ausgangsschubwinkel ßA ist. Insbesondere gilt für den Riemenzugwinkel aR 0° < aR s 30° und für den Ausgangszugwinkel aA 0° < aA < 30° und/oder für den Riemenschubwinkel ßR 65° ßR < 90° und für den Ausgangsschubwinkel ßR 65° < ßA < 90°. Dadurch, dass der entsprechende Zugwinkel kleiner als der entsprechende Schubwinkel ist, kann sichergestellt werden, dass im Schubbetrieb bei einem deutlich geringeren Drehmoment die Freilauffunktion aktiv ist als im Zugbetrieb. Durch die deutlich asymmetrische Ausgestaltung des Querschnitts des jeweiligen Zahns können entsprechend deutlich unterschiedliche Schwellwerte für den Zugbetrieb und für den Schubbetrieb realisiert werden. Die entsprechenden Winkel können insbesondere in Abhängigkeit von der Materialpaarung zwischen dem Riemenscheibenzahn und dem Ausgangszahn und/oder der zwischen dem Riemenscheibenzahn und dem Ausgangszahn auftretenden Normalkraft angepasst werden.
Besonders bevorzugt ist die Riemenzugflanke und/oder die Riemenschubflanke und/oder die Ausgangszugsflanke und/oder die Ausgangsschubflanke in radialer Richtung gebogen ausgeführt. Dies ermöglicht es zwischen der Riemenscheibe und der Ausgangsscheibe eine
Schrägverzahnung auszubilden. Insbesondere bei unterschiedlichen Krümmungsradien und/oder wenn nur der Ausgangszahn oder nur der Riemenscheibenzahn in radialer Richtung gebogen ausgeführt ist, kann ein im Wesentlichen punktförmiger oder linienförmiger Kontakt zwischen dem Riemenscheibenzahn und dem Ausgangszahn ausgebildet werden. Durch den geringem flächigen Kontakt zwischen dem Riemenscheibenzahn und dem Ausgangszahn können Geräuschemissionen bei einem axialen Verschieben der Ausgangsscheibe weiter reduziert werden.
Insbesondere ist der Riemenscheibenzahn an einer zur Ausgangsscheibe weisenden
Außenseite mit einem im Vergleich zum darunter liegenden Innenmaterial weicherem Außenmaterial versehen und/oder der Ausgangszahn ist an einer zur Riemenscheibe weisenden Außenseite mit einem im Vergleich darunterliegenden Innenmaterial weicheren Außenmaterial versehen. Die Riemenscheibe und/oder die Ausgangsscheibe können insbesondere als Ver- bundmaterial ausgeführt sein. Durch das weichere Material im Kontaktbereich zwischen dem Riemenscheibenzahn und dem Ausgangszahn kann eine zusätzliche Dämpfung erreicht werden, durch die eine weitere Reduktion der Geräuschemission erreicht werden kann. Beispielsweise kann das Außenmaterial aus einem Kunststoff und/oder das Innenmaterial aus einem metallischen Werkstoff, insbesondere Stahl, oder einem Hartkunststoff ausgebildet sein. Beispielsweise kann das Innenmaterial der Riemenscheibe beziehungsweise der Ausgangsscheibe mit den jeweiligen Zähnen in einen im Wesentlichen flüssigen Kunststoff getaucht werden, wobei der Kunststoff anschließend aushärten und sich verfestigen kann. Ein vollständiges Eintauchen ist nicht erforderlich, so dass die Riemenscheibe beziehungsweise die Ausgangsscheibe entsprechend einfach mit einem Werkzeug in den im Wesentlichen flüssigen Kunststoff kurzzeitig teilweise eingetaucht werden kann.
Vorzugsweise ist der Drehschwingungsdämpfer mit mehr als 50 %, insbesondere mehr als 70 % und vorzugsweise mehr als 90 % seiner axialen Erstreckung von der Riemenscheibe aufgenommen. Die Riemenscheibe kann hierzu insbesondere im Wesentlichen topfförmig ausgebildet sein, so dass der Drehschwingungsdämpfer von einer Stirnseite der Riemenscheibe her axial in die Riemenscheibe ganz oder teilweise eingeschoben werden kann. Hierbei wird die Erkenntnis ausgenutzt, dass die Riemenscheibe eine vergleichsweise große axiale Erstreckung aufweist, um einen Zugriemen, der als Flachriemen oder als V-Riemen ausgebildet sein kann, reibschlüssig anzutreiben. Der axiale Bauraumbedarf des Riemenscheibendämpfers wird durch den Drehschwingungsdämpfer und die Verzahnung zwischen der Riemenscheibe und der Ausgangsscheibe nicht oder nicht wesentlich erhöht. Besonders bevorzugt kann die im Wesentlichen topfförmige Riemenscheibe durch den Eingangsflansch im Wesentlichen abgedeckelt werden, wobei zwischen dem Eingangsflansch und der Riemenscheibe ein möglichst schmaler Spalt verbleibt, um ein Schleifen bei der Relativbewegung zwischen dem Eingangsflansch und der Riemenscheibe zu vermeiden.
Die Erfindung betrifft ferner einen Riemenscheibendämpfer zum Dämpfen von Drehschwingungen einer Antriebswelle, mit einer Riemenscheibe zum Antrieb eines Zugmittels, insbesondere Zugriemens, und einem mit der Antriebswelle drehfest verbindbaren Eingangsflansch. Mit dem Eingangsflansch ist ein Drehschwingungsdämpfer, insbesondere Entkoppler für Drehschwingungen, verbunden, wobei der Drehschwingungsdämpfer eine Eingangsscheibe und eine in Umfangsrichtung relativ zur Eingangsscheibe bewegbare Ausgangsscheibe aufweist. Die Eingangsscheibe ist relativ zum Eingangsflansch axial bewegbar ausgestaltet. Der Eingangsflansch weist mindestens einen in axialer Richtung auf die Eingangsscheibe zu weisenden Flanschzahn auf. Die Eingangsscheibe weist mindestens einen in axialer Richtung auf den Eingangsflansch zu weisenden Eingangszahn auf. Der Flanschzahn und der Eingangszahn sind derart ausgeformt, dass sowohl der Flanschzahn und der Eingangszahn unterhalb einer im Zugbetrieb auftretbaren Schwellzugkraft im Eingriff und oberhalb der Schwellzugkraft außer Eingriff sind as auch der Flanschzahn und der Eingangszahn unterhalb einer im Schubbetrieb auftretbaren Schwellschubkraft im Eingriff und oberhalb der Schwellschubkraft außer Eingriff sind. Dadurch können sowohl im Zugbetrieb als auch im Schubbetrieb unerwünschte Drehmomentübertragungen vermieden werden ohne die Geräuschemissionen signifikant zu erhöhen. Im vergleich zum vorstehend beschriebenen Riemenscheibendämpfer wird die Freilaufeinrichtung nicht durch die Ausgangsscheibe und die Riemenscheibe sondern von dem Eingangsflansch und der Eingangsscheibe ausgebildet. Die Freilaufeinrichtung ist dadurch in Kraftflussrichtung zwischen der Antriebswelle beziehungsweise einer mit der Antriebswelle verbindbaren Antriebsnabe und dem Drehschwingungsdämpfer verlagert. Der Riemenscheibendämpfer kann wie vorstehend beschrieben aus- und weitergebildet werden, wobei die Ausgestaltungen zur Freilauffunktion für den Eingangsflansch und die Eingangsscheibe entsprechend gelten. Sämtliche vorstehenden Erläuterungen zur Ausgangscheibe und zum Ausgangszahn der vorstehend beschriebenen Ausführungsform gelten für den Eingangsflansch und den Flanschzahn dieser Ausführungsform entsprechend. Sämtliche vorstehenden Erläuterungen zur Riemenscheibe und zum Riemenscheibenzahn der vorstehend beschriebenen Ausführungsform gelten für die Eingangscheibe und den Eingangszahn dieser Ausführungsform entsprechend. Ebenfalls gelten die Erläuterungen zu dem Federelement der vorstehend beschriebenen Ausführungsform für diese Ausführungsform entsprechend, um die Eingangsscheibe mit Hilfe eines entsprechenden Federelements mit einer Federkraft zu beaufschlagen.
Besonders bevorzugt ist der Ausgangszahn und/oder der Eingangszahn ein integrales Bauteil des Drehschwingungsdämpfers. Der Ausgangszahn und/oder der Eingangszahn können durch ein .Funktionsbauteil des Drehschwingungsdämpfers ausgebildet werden, ohne dass es erforderlich ist den Ausgangszahn und/oder den Eingangszahn durch ein zusätzliches Bauteil auszubilden, das mit Hilfe eines Verbindungsmittels mit dem Drehschwingungsdämpfer verbunden werden müsste. Der Ausgangszahn und/oder der Eingangszahn können insbesondere einstückig mit der Eingangsscheibe beziehungsweise mit der Ausgangsscheibe ausgebildet sein. Das Bauteil, das den Ausgangszahn und/oder den Eingangszahn ausbildet, weist dadurch zumindest noch eine weitere für die Funktion des Drehschwingungsdämpfer relevante Funktion auf, wie beispielsweise an der Bogenfeder anliegen, um eine Kraft auf die Bogenfe- der aufzuprägen und/oder von der Bogenfeder aufzunehmen. Durch die Konzentration unter- schiedlicher Funktionen in ein Bauteil kann die Bauteileanzahl reduziert und die Montage Vereinfacht werden. Ferner kann der Bauraum in axialer Richtung reduziert werden.
Die Erfindung betrifft femer einen Getriebestrang für ein Kraftfahrzeug mit einer motorseitigen Antriebswelle, insbesondere einer Kurbelwelle, und einem mit der Antriebswelle über einen Riemenscheibendämpfer gekoppelten Nebenaggregat, insbesondere einer Lichtmaschine, wobei der Riemenscheibendämpfer wie vorstehend beschrieben aus- und weitergebildet sein kann. Durch den zwischen der Antriebswelle beziehungsweise der Antriebsnabe und dem Nebenaggregat zwischengeschalteten Riemenscheibendämpfer können Drehschwingungen gedämpft werden und oberhalb von definierter Schwellwerten, die für den Zugbetrieb und den Schubtrieb unterschiedlich sein können, ein Freilauf bereitstellen, ohne das sich Geräuschimmission wesentlich erhöhen.
Nachfolgend wird die Erfindung unter Bezugnahme auf die anliegenden Zeichnungen anhand bevorzugter Ausführungsbeispiele exemplarisch erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 Eine schematische perspektivische Explosionsansicht eines Riemenscheibendämpfers in einer ersten Ausführungsform,
Fig. 2: eine schematische perspektivische Ansicht des Riemenscheibendämpfers aus Fig. 1 in einer rückseitigen Ansicht,
Fig. 3: eine schematische Schnittansicht des Riemenscheibendämpfers aus Fig. 1 mit
gesperrtem Freilauf,
Fig. 4: eine schematische Schnittansicht des Riemenscheibendämpfers aus Fig. 1 mit
wirksamen Freilauf,
Fig. 5: eine schematische Draufsicht einer Ausgangsscheibe des Riemenscheibendämpfers aus Fig. 1 ,
Fig. 6: eine schematische Draufsicht einer Riemenscheibe des Riemenscheibendämpfers aus Fig. 1 , Fig. 7: eine schematische Schnittansicht eines Riemenscheibenzahns oder eines Ausgangszahns des Riemenscheibendämpfers aus Fig. 1 ,
Fig. 8: eine schematische perspektivische Explosionsansicht eines Riemenscheibendämpfers in einer zweiten Ausführungsform und
Fig. 9: eine schematische perspektivische Explosionsansicht eines Riemenscheibendämpfers in einer dritten Ausführungsform.
Der in Fig. 1 und Fig. 2 dargestellte Riemenscheibendämpfer 10 weist einen Eingangsflansch 12 auf, der mit einer Antriebsnabe 14 einer Antriebswelle verbunden sein kann. Mit dem Eingangsflansch 12 ist ein Drehschwingungsdämpfer 16 verbunden. Der Drehschwingungsdämpfer 16 ist als Entkoppler für Drehschwingungen ausgestaltet und vergleichbar zu einem Zweimassenschwungrad ausgebildet. Der Drehschwingungsdämpfer 16 weist eine direkt mit dem Eingangsflansch 12 verbundene Eingangsscheibe 18 auf. Die Eingangsscheibe 18 weist Eingangsanschläge 20 auf, zwischen denen jeweils eine Bogenfeder 22 angeordnet ist. Über die Bogenfeder 22 ist mit der Eingangsscheibe 18 eine Ausgangsscheibe 24 gekoppelt. Die Ausgangsscheibe 24 weist Ausgangsanschläge 25 auf, die gegenüberliegend zu den Eingangsanschlagen 20 an der Bogenfeder 22 anliegen können. Die Ausgangsscheibe 24 ist in Um- fangsrichtung relativ zu der Eingangsscheibe 18 bewegbar. Bei auftretenden Drehschwingungen kann zwischen der Eingangsscheibe 18 und der Ausgangsscheibe 24 die Bogenfeder 22 komprimiert werden, wodurch Energie gespeichert wird. Die von der Bogenfeder 22 gespeicherte Energie kann bei einer Expansion der Bogenfeder 22 im Wesentlichen verlustfrei wieder abgeben werden, wobei durch die motorische Verbrennung eine Brennkraftmaschine eines Kraftfahrzeugs entstehende Drehschwingungen getilgt oder gedämpft werden können.
Die Ausgangsscheibe 24 des Drehschwingungsdämpfers 16 kann das Moment der
Antriebsnabe 14 an eine Riemenscheibe 26 übertragen. Die Ausgangsscheibe 24 ist in axialer Richtung relativ zu der Riemenscheibe 26 axial bewegbar, so dass je nach Position der Ausgangsscheibe 24 relativ zur Riemenscheibe 26 eine drehfeste Verbindung zwischen der Ausgangsscheibe 24 und der Riemenscheibe 26 oder ein Freilauf zwischen der Ausgangsscheibe 24 und der Riemenscheibe 26 ausgebildet werden kann. Mit Hilfe eines als Spiralfeder 28 ausgebildeten Federelements kann eine Federkraft auf die Ausgangsscheibe 24 aufgebracht werden, um die Ausgangsscheibe 24 auf die Riemenscheibe 26 zu zu drücken. Mit dem Eingangsflansch 12 kann ferner ein Tilger 30 verbunden sein, der beispielsweise als Schwung- scheibe ausgestaltet sein kann, um aufgrund des erhöhten Trägheitsmoments auftretende Drehschwingungen tilgen zu können.
Um ein Drehmoment von der Ausgangsscheibe 24 an die Riemenscheibe 26 übertragen zu können, weist die Ausgangsscheibe 24 mehrere in Umfangsrichtung verteilte Ausgangszähne 32 (Fig. 1) auf, die mit entsprechend ausgestalteten Riemenscheibenzähnen 34 (Fig. 2) der Riemenscheibe 26 eine lösbare Verzahnung ausbilden können. Wenn wie in Fig. 3 dargestellt die Ausgangsscheibe 24 aufgrund der Federkraft der Spiralfeder 28 möglichst weit weg von dem Eingangsflansch 12 gedrückt ist, können der Riemenscheibenzahn 34 und der Ausgangszahn 32 seitlich aneinanderliegen, so dass in Umfangsrichtung zwischen der Ausgangsscheibe 24 und der Riemenscheibe 26 ein Kraftschluss herbeigeführt ist und ein Moment übertragen werden kann. Wenn wie in Fig. 4 dargestellt die Ausgangsscheibe 24 entgegen der Federkraft der Spiralfeder 28 auf den Eingangsflansch 12 zu bewegt ist, sind der Riemenscheibenzahn 34 und der Ausgangszahn 32 nicht mehr im Eingriff, so dass zwischen der Ausgangsscheibe 24 und der Riemenscheibe 26 ein Freilauf ausgebildet ist und ein Moment zwischen der Ausgangsscheibe und der Riemenscheibe 26 nicht mehr übertragen wird.
Wie in Fig. 5 und Fig. 6 dargestellt, können die Riemenscheibenzähne 34 und die Ausgangszähne 32 in radialer Richtung gebogen ausgeführt sein und Zahnflanken mit unterschiedlicher Steigung aufweisen. Wie in Fig. 7 dargestellt kann der Riemenscheibenzahn 34 eine im Zugbetrieb wirksame Riemenzugflanke 36 und eine im Schubbetrieb wirksame Riemenschubflanke 38 aufweisen. Entsprechend kann der Ausgangszahn 32 eine im Zugbetrieb wirksame Ausgangszugflanke 40 und eine im Schubbetrieb wirksame Ausgangsschubflanke 42 aufweisen. Die jeweiligen Zugflanke 36, 40 kann zu einer entlang der Zahnhöhe verlaufenden Ebene 44 einen Riemenzugwinkel OR beziehungsweise Ausgangszugwinkel aA aufweisen. Entsprechend ist zwischen den jeweiligen Schubflanke 38, 42 zu der entlang der Zahnhöhe verlaufenden Ebene 44 ein Riemenschubwinkel ßR beziehungsweise ein Ausgangsschubwinkel ßA ausgebildet, wobei der jeweilige Zugwinkel α kleiner als der jeweilige Schubwinkel ß ist. Dadurch kann im Schubbetrieb bei einer entsprechend niedrigen Schwellschubkraft ein Freilauf bereitgestellt werden während im Zugbetrieb erst im Überlastfall bei einer entsprechend hohen Schwellzugkraft ein Freilauf bereitgestellt wird.
Es ist auch möglich die durch den Riemenscheibenzahn 34 und den Ausgangszahn 32 ausgebildete Freilaufeinrichtung in Kraftflussrichtung zwischen der Antriebswelle beziehungsweise einer mit der Antriebswelle verbundenen Antriebsnabe 14 und dem Drehschwingungsdämpfer 16 vorzusehen. Die jeweiligen Zähne 32, 34 der Freilaufeinrichtung können in diesem Fall beispielsweise durch eine Eingangscheibe 18 des Drehschwingungsdämpfers 16 und der Antriebsnabe 14 beziehungsweise dem insbesondere mit der Antriebsnabe 14 verbundenen Eingangsflansch 12 ausgebildet werden.
Bei der in Fig. 8 dargestellten Ausführungsform des Riemenscheibendämpfers 10 ist im Vergleich zu der in Fig. 1 dargestellten Ausführungsform des Riemenscheibendämpfers 10 die Mehrzahl an Spiralfedern 28 durch einen in axialer Richtung gewellten Ring 46 ersetzt. Der gewellte Ring 46 ist koaxial zum Drehschwingungsdämpfer 16 angeordnet und weist hierzu einen entsprechend großen Nenndurchmesser auf.
Bei der in Fig. 9 dargestellten Ausführungsform des Riemenscheibendämpfers 10 ist im Vergleich zu der in Fig. 8 dargestellten Ausführungsform des Riemenscheibendämpfers 10 der gewellte Ring 46 durch eine Druckfeder 48 ersetzt. Die Druckfeder 48 ist koaxial zum Drehschwingungsdämpfer 16 angeordnet und weist einen entsprechend großen Nenndurchmesser auf. Ferner ist in dieser Ausführungsform die Freilauffunktion nicht durch die Ausgangsscheibe 24 und die Riemenscheibe 26 sondern durch den Eingangsflansch 12 und die Eingangsscheibe 18 ausgebildet. Der Eingangsflansch 12 weist hierzu Flanschzähne 50 auf, die mit Eingangszähnen 52 der Eingangsscheibe 18 in Eingriff sein können, um ein Drehmoment zu übertragen. Im dargestellten Ausführungsbeispiel wird durch den Flanschzahn 50 und den Eingangszahn 52 eine Freilaufeinrichtung ausgebildet, die in Kraftflussrichtung zwischen der Antriebsnabe 14 und dem Drehschwingungsdämpfer 16 angeordnet ist. Da die Eingangsscheibe 18 in axialer Richtung gegen eine von der Druckfeder 48 aufgebrachten Federkraft relativ zu dem Eingangsflansch 12 axial bewegbar ist, kann bei einer entsprechend hohen Schwellkraft der Eingangszahn 52 an dem Flanschzahn 50 abgleiten. Dadurch wird die Eingangsscheibe 18 axial verschoben, so dass der Flanschzahn 50 und der Eingangszahn 52 nicht mehr im Eingriff sind und einen Freilauf bilden. Der Flanschzahn 50 und der Eingangszahn 52 können wie in Fig. 7 dargestellt ausgestaltet sein. In der dargestellten Ausführungsform ist die Eingangsseite des Drehschwingungsdämpfers zweiteilig ausgestaltet, indem die Eingangsscheibe 18 mit Hilfe von Ansätzen 54 in einen eingangsseitigen Deckel 56 eingreift, wobei der Deckel 56 die an der Bogenfeder 22 anliegenden Eingangsanschläge 20 ausbildet. Bezugszeichenliste Riemenscheibendämpfer
Eingangsflansch
Antriebsnabe
Drehschwingungsdämpfer
Eingangsscheibe
Eingangsanschlag
Bogenfeder
Ausgangsscheibe
Ausgangsanschlag
Riemenscheibe
Spiralfeder
Tilger
Ausgangszahn
Riemenscheibenzahn
Riemenzugfianke
Riemenschubflanke
Ausgangszugflanke
Ausgangsschubflanke
Ebene
gewellter Ring
Druckfeder
Flanschzahn
Eingangszahn
Ansatz
Deckel

Claims

Patentansprüche
1. Riemenscheibendämpfer zum Dämpfen von Drehschwingungen einer Antriebswelle, mit einer Riemenscheibe (26) zum Antrieb eines Zugmittels, insbesondere Zugrie- mens, einem mit der Antriebswelle drehfest verbindbaren Eingangsflansch (12), einem mit dem Eingangsflansch (12) verbundenen Drehschwingungsdämpfer (16), insbesondere Entkoppler für Drehschwingungen, wobei der Drehschwingungsdämpfer (16) eine in Umfangsrichtung relativ zum Eingangsflansch (12) bewegbare Ausgangsscheibe (24) aufweist und die Ausgangsscheibe (24) relativ zur Riemenscheibe (26) axial bewegbar ausgestaltet ist,
wobei die Riemenscheibe (26) mindestens einen in axialer Richtung auf die Ausgangsscheibe (24) zu weisenden Riemenscheibenzahn (34) und die Ausgangsscheibe (24) mindestens einen in axialer Richtung auf die Riemenscheibe (26) zu weisenden Ausgangszahn (32) aufweist,
wobei der Riemenscheibenzahn (34) und der Ausgangszahn (32) derart ausgeformt sind, dass der Riemenscheibenzahn (34) und der Ausgangszahn (32) unterhalb einer im Zugbetrieb auftretbaren Schwellzugkraft im Eingriff und oberhalb der Schwellzugkraft außer Eingriff sind und/oder der Riemenscheibenzahn (34) und der Ausgangszahn (32) unterhalb einer im Schubbetrieb auftretbaren Schwellschubkraft im Eingriff und oberhalb der Schwellschubkraft außer Eingriff sind.
2. Riemenscheibendämpfer nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass auf die Ausgangsscheibe (24) mit Hilfe eines Federelements (28, 46, 48) eine Federkraft in a- xialer Richtung auf die Riemenscheibe (26) zu aufgebracht ist.
3. Riemenscheibendämpfer nach Anspruch 2 dadurch gekennzeichnet, dass der Drehschwingungsdämpfer (16) eine mit dem Eingangsflansch (12) drehfest verbundene Eingangsscheibe (18) aufweist , wobei sich das Federelement (28, 46, 48) an der Eingangsscheibe (18) abstützt oder das Federelement (28, 46, 48) durch die Eingangsscheibe (18) hindurch geführt und an dem Eingangsflansch (12) abgestützt ist.
4. Riemenscheibendämpfer nach Anspruch 2 oder 3 dadurch gekennzeichnet, dass eine Mehrzahl von Federelementen (28) in Umfangsrichtung verteilt angeordnet sind und/oder das Federelement (46, 48) im Wesentlichen koaxial zum Drehschwingungs- dämpfer (16) angeordnet ist.
5. Riemenscheibendämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 4 dadurch gekennzeichnet, dass der Riemenscheibenzahn (34) eine im Zugbetrieb wirksame Riemenzugflanke (36) und eine im Schubbetrieb wirksame Riemenschubflanke (38) aufweist, wobei die Riemenzugflanke (36) zu einer entlang der Zahnhöhe verlaufenden Ebene (44) einen Riemenzugwinkel aR und die Riemenschubflanke (38) zu der entlang der Zahnhöhe verlaufenden Ebene (44) einen Riemenschubwinkel ßR aufweist, wobei der Riemenzugwinkel aR kleiner als der Riemenschubwinkel ßR ist und/oder der Ausgangszahn (32) eine im Zugbetrieb wirksame Ausgangszugflanke (40) und eine im Schubbetrieb wirksame Ausgangsschubflanke (42) aufweist, wobei die Ausgangszugflanke (40) zu einer entlang der Zahnhöhe verlaufenden Ebene (44) einen Ausgangszugwinkel aA und die Ausgangsschubflanke (42) zu der entlang der Zahnhöhe verlaufenden Ebene (44) einen Ausgangsschubwinkel ßA aufweist, wobei der Ausgangszugwinkel aA kleiner als der Ausgangsschubwinkel ßA ist.
6. Riemenscheibendämpfer nach Anspruch 5 dadurch gekennzeichnet, dass für den Riemenzugwinkel aR 0° < OR -S 30° und für den Ausgangszugwinkel aA 0° < αΑ -i 30° gilt und/oder für den Riemenschubwinkel ßR 65° ßR < 90° und für den Ausgangsschubwinkel ßR 65° < ßA < 90° gilt.
7. Riemenscheibendämpfer nach Anspruch 5 oder 6 dadurch gekennzeichnet, dass die Riemenzugflanke (36) und/oder die Riemenschubflanke (38) und/oder die Ausgangszugflanke (40) und/oder die Ausgangsschubflanke (42) in radialer Richtung gebogen ausgeführt ist.
8. Riemenscheibendämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 7 dadurch gekennzeichnet, dass der Riemenscheibenzahn (34) an einer zur Ausgangsscheibe (24) weisenden Außenseite mit einem im Vergleich zum darunter liegenden Innenmaterial weicheren Außenmaterial versehen ist und/oder der Ausgangszahn (32) an einer zur Riemenscheibe (26) weisenden Außenseite mit einem im Vergleich zum darunter liegenden Innenmaterial weicheren Außenmaterial versehen ist.
9. Riemenscheibendämpfer zum Dämpfen von Drehschwingungen einer Antriebswelle, mit
einer Riemenscheibe (26) zum Antrieb eines Zugmittels, insbesondere
Zugriemens,
einem mit der Antriebswelle drehfest verbindbaren Eingangsflansch (12), einem mit dem Eingangsflansch (12) verbundenen Drehschwingungsdämpfer (16), insbesondere Entkoppler für Drehschwingungen, wobei der Drehschwingungsdämpfer (16) eine Eingangsscheibe (18) und eine in Um- fangsrichtung relativ zur Eingangsscheibe (18) bewegbare Ausgangsscheibe (24) aufweist und die Eingangsscheibe (18) relativ zum Eingangsflansch (12) axial bewegbar ausgestaltet ist, wobei der Eingangsflansch (12) mindestens einen in axialer Richtung auf die Eingangsscheibe (18) zu weisenden Flanschzahn (50) und die Eingangsscheibe (18) mindestens einen in axialer Richtung auf den Eingangsflansch (12) zu weisenden Eingangszahn (52) aufweist, wobei der Flanschzahn (50) und der Eingangszahn (52) derart ausgeformt sind, dass sowohl der Flanschzahn (50) und der Eingangszahn (52) unterhalb einer im Zugbetrieb auftretbaren Schwellzugkraft im Eingriff und oberhalb der Schwellzugkraft außer Eingriff sind as auch der Flanschzahn (50) und der Eingangszahn (52) unterhalb einer im Schubbetrieb auftretbaren Schwellschubkraft im Eingriff und oberhalb der Schwellschubkraft außer Eingriff sind.
10. Riemenscheibendämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 9 dadurch gekennzeichnet, dass der Ausgangszahn (32) und/oder der Eingangszahn (52) ein integrales Bauteil des Drehschwingungsdämpfers (16) ist.
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