WO2016066507A1 - Dispositif d'amortissement des vibrations de type batteur inertiel - Google Patents

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WO2016066507A1
WO2016066507A1 PCT/EP2015/074421 EP2015074421W WO2016066507A1 WO 2016066507 A1 WO2016066507 A1 WO 2016066507A1 EP 2015074421 W EP2015074421 W EP 2015074421W WO 2016066507 A1 WO2016066507 A1 WO 2016066507A1
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WO
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damping device
elastic
cam surface
inertia
mass
Prior art date
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PCT/EP2015/074421
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Olivier Marechal
Maxence BOITELLE
Roel Verhoog
Matthieu Malley
Giovanni Grieco
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Valeo Embrayages
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Publication date
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    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/14—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers
    • F16F15/1407—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers the rotation being limited with respect to the driving means
    • F16F15/1414—Masses driven by elastic elements
    • F16F15/1421—Metallic springs, e.g. coil or spiral springs
    • F16F15/1428—Metallic springs, e.g. coil or spiral springs with a single mass
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16F15/14—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers
    • F16F15/1485—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers the rotation being unlimited with respect to driving means
    • F16F15/1492—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers the rotation being unlimited with respect to driving means with a dry-friction connection
    • 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
    • F16F2230/00—Purpose; Design features
    • F16F2230/0052—Physically guiding or influencing
    • F16F2230/0064—Physically guiding or influencing using a cam

Definitions

  • the invention relates to the field of vibration damping devices intended to equip motor vehicle transmissions and relates more particularly to the field of inertial drummers.
  • Motor vehicle transmissions are generally equipped with a damping device for filtering vibrations upstream of the gearbox so as to avoid shock, noise or noise particularly undesirable.
  • Such vibrations can in particular be generated by the motor acyclisms caused by the successive explosions in the engine cylinders or by a so-called grazing phenomenon occurring in the transmission chain during the sliding phases of the clutch.
  • the chatter phenomenon arises because of the geometrical defects of the transmission chain and / or friction coefficient variations of the clutch disc which generate a torque oscillator which excites the mode of the transmission chain.
  • the grazing vibrations thus have a certain frequency, for example of the order of 8 to 14 Hz for a passenger vehicle, or of the order of 3 to 6 Hz for an industrial vehicle.
  • damping devices for selectively filtering vibrations for a specific frequency range.
  • inertial drummers are commonly used to filter chattering vibrations and are designed to filter vibrations in a frequency range corresponding to that of grazing vibrations.
  • Such inertial drummers are in particular disclosed in the documents FR2808058 or WO2011060752.
  • the inertial drummer has a mass of inertia which is mounted oscillating on the hub of the clutch disc and helical springs which oppose a relative rotation of the mass of inertia with respect to the hub of the disk. 'clutch.
  • the inertial drummer is equipped with a friction device, also called friction hysteresis, which is arranged to exert a friction resisting torque opposing the relative movement of the mass of inertia by relative to the hub, so as to dissipate by friction the energy accumulated in the coil springs, especially when the oscillator frequency of the mixer is close to its resonance frequency.
  • a friction device also called friction hysteresis
  • the friction device is composed of a Belleville washer and a friction washer which is pressed by the Belleville washer, on the one hand, against an element integral in rotation with the hub of the clutch disk. and, on the other hand, against the mass of inertia, so as to exert a resisting torque opposing the relative rotation of the mass of inertia with respect to the hub.
  • This friction device is relatively complex and therefore requires several additional components.
  • such a friction device ensures a constant resistive torque irrespective of the angular displacement of the mass of inertia with respect to the hub of the clutch disc.
  • the operating range of the inertial beater is limited since the amplitudes of the excitations that can be filtered must, on the one hand, be large enough to be able to overcome the resistive torque of the friction device and, on the other hand, they must be low enough not to lead to saturation of the inertial drummer.
  • the friction device is equipped with ramps and counter-ramps for varying the friction-resistant torque as a function of the displacement between the mass of inertia of the inertial mixer and the hub of the clutch disc.
  • a friction device also has many parts such that the manufacture of such an inertial drummer is expensive and complex.
  • An idea underlying the invention is to provide an inertial drummer vibration damping device that is simple, effective, reliable and allows to filter the vibrations over a wide range of amplitude.
  • the invention provides an inertial drummer vibration damping device for a motor vehicle transmission chain comprising:
  • a mass of inertia intended to be rotatably mounted in rotation about an axis X on a support element associated with the transmission chain of the motor vehicle; and an elastic coupling member for rotatably coupling the mass of inertia to said support member;
  • the elastic coupling member comprising at least one resilient blade intended to be secured in rotation to said support member and cooperating with a bearing element, integral in rotation with the mass of inertia, via a contact rubbing;
  • said at least one elastic blade and the support element being arranged such that, for an angular displacement of the mass of inertia with respect to the elastic blade on either side of a rest position, support element exerts a bending force on the elastic blade producing a reaction force able to return the mass of inertia to said relative angular position of rest and to exert between the elastic blade and the support element a pair friction resistant.
  • such a vibration damping device may have one or more of the following characteristics:
  • the friction resisting torque varies as a function of the angular displacement of the mass of inertia with respect to the support.
  • said at least one resilient blade cooperates with the bearing member through a frictional contact between a cam surface and a follower cam surface; one of the resilient blade and the bearing member having the cam surface and the other having the associated cam follower surface, the cam surface is arranged such that the friction resisting torque exerted between the elastic blade and the support element is strictly increasing for an angular displacement of the mass of inertia with respect to the elastic blade between its angular position of rest and an end position corresponding to a positioning of the follower surface cam at an end of the associated cam surface.
  • the friction is increasing as a function of the displacement of the mass of inertia with respect to its rest position, which allows to have a wide range of operation of the inertial drummer.
  • the elastic coupling member comprises an annular body intended to be secured in rotation to the support element and a plurality of elastic blades carried by the annular body each cooperating with the support element via a rubbing contact between a cam surface and a follower cam surface; one of the plurality of resilient blades and the bearing member having the cam surfaces and the other having the associated cam follower surfaces.
  • each cam follower surface is able to freely pass from a first cam surface to a second cam surface adjacent to said cam surface; first cam surface when the mass of inertia is biased by vibrations of such magnitude that each cam follower surface is moved past one end of the first cam surface.
  • said at least one elastic blade and the support element are arranged such that the mass of inertia oscillates around the same angular rest position only as long as the torque generated between the mass of inertia and the support element is less than a threshold.
  • the elastic coupling member ensures a rotational coupling of the mass of inertia to said support element as long as the torque generated between the mass of inertia and the support element is less than threshold.
  • the bearing element is formed by an annular flange which is fixed to the mass of inertia and has a housing cavity of the resilient coupling member, the follower cam surface or the cam surface being formed at the edge. peripheral of said cavity.
  • the peripheral edge of the housing cavity of the elastic coupling member comprises a plurality of notches juxtaposed continuously one after the other around the axis X.
  • the annular flange comprises a cheek axially bordering the cavity and having a central opening intended to receive the support element and having an inner annular centering surface for centering and rotational guiding of the inertia mass with respect to the support member.
  • the support element is made of a plastic material, in another embodiment, the support element is made of steel.
  • the elastic coupling member comprises an annular body intended to be secured in rotation to the support member and at least one elastic blade having a free distal end, said elastic blade comprising successively, from the annular body towards its free distal end , a bent proximal portion and a main portion extending circumferentially from the bent proximal portion to the free distal end.
  • the elastic coupling member is formed in a metal sheet, the annular body extending in a plane orthogonal to the axis X such that the thickness direction of the annular body extends in an axial direction parallel to the X axis and the bent proximal portion being bent so that the thickness direction of the main portion of the elastic blade has a radial component.
  • the free distal end of the elastic blade has a curved portion defining the cam follower surface cooperating by friction with the cam surface carried by the support element.
  • the main portion of the elastic blade has a corrugated profile defining the cam surface cooperating by friction with the follower cam surface carried by the support element.
  • the elastic coupling member comprises an annular body intended to be secured in rotation to the support member and at least one elastic blade having two free ends, the elastic blade having a proximal portion and two elastic portions developing from the circumferentially proximal portion in two opposite directions of rotation, the two elastic portions defining the cam surface cooperating by friction with the follower cam surface carried by the bearing member,
  • the elastic coupling member and the bearing element are arranged in such a way that the elastic coupling member generates a fixed angular stiffness and that the damping device thus has a single resonance frequency.
  • the relationship between the restoring force exerted by the elastic coupling member and the angular deflection is a ratio proportional or close to a proportional relationship.
  • the single resonance frequency of the damping device is between 3 Hz and 14 Hz, and preferably 8 to 14 Hz for a passenger vehicle and 3 to 6 Hz for an industrial vehicle.
  • the distance p between the cam surface and the axis of rotation must vary linearly as a function of ⁇ on either side of a angular position of rest.
  • Archimedes' spiral-shaped curve has an equation in polar coordinates:
  • a cam surface comprises two Archimedean spiral-shaped curve portions, these two portions being located on either side of the portion of the cam surface facing the follower surface. cam in relative position of rest, these two spirals of Archimedes rotating in opposite directions.
  • the elastic coupling member and the support element are arranged in such a way that the coupling member has an increasing angular stiffness, for an angular displacement of the mass of inertia on the part or on the other of his resting position.
  • the coupling member has an increasing angular stiffness, for an angular displacement of the mass of inertia on the part or on the other of his resting position.
  • there can be a cam surface whose curve has the function p a9 n + b.
  • the cam surface is arranged in such a way that said at least one elastic blade has a strictly increasing angular stiffness for an angular displacement of the mass of inertia with respect to the elastic blade between its angular position of rest. and an end position corresponding to a positioning of the cam follower surface at an end of the associated cam surface.
  • Such a device has the advantage of having an average resonance frequency which varies as a function of the deflection and, consequently, as a function of the amplitude of the vibrations.
  • such a device is advantageous for certain applications in which the takeoff of the vehicle can be performed with different gear ratios and therefore with different excitation frequencies of the transmission chain.
  • the elastic coupling member and the bearing element are arranged such that the elastic coupling member has an increasing angular stiffness varying continuously or discontinuously, for an angular displacement of the mass of inertia of on either side of his resting position.
  • the angular stiffness of the elastic blade varies in a ratio of between 1 and 2, preferably from 1 to 1.5, for an angular displacement of the mass of inertia with respect to the elastic blade between its angular position. and a limit position corresponding to a positioning of the cam follower surface at one end of the associated cam surface.
  • the elastic blade has a free distal end capable of moving so that the distance between this end and the axis of rotation varies, the elastic blade produces a reaction force having a circumferential component.
  • the damping device is arranged so that the mass of inertia is intended to be connected to the support member only through the elastic coupling member.
  • the invention relates to a clutch disc comprising a hub intended to be coupled in rotation to an input shaft of a gearbox, friction linings, an outer disc carrying the friction linings, coupled to the hub and a vibration damping device mentioned above, the state of inertia mass rotatably mounted in rotation on the disk hub; clutch and the elastic coupling member being integral in rotation with said hub.
  • Such a clutch disc may be equipped with a second damping device comprising resilient members, such as coil springs for example, arranged to transmit the torque and dampen the rotational acyclisms of the outer disc carrying the friction linings to the hub of the friction disc.
  • a second damping device comprising resilient members, such as coil springs for example, arranged to transmit the torque and dampen the rotational acyclisms of the outer disc carrying the friction linings to the hub of the friction disc.
  • the invention provides a torque transmission device comprising a torque input element, a torque output element and a vibration damping device above disposed out of the path taken by the torque transmitted between the input element and the output element.
  • a torque transmission device comprising a torque input element, a torque output element and a vibration damping device above disposed out of the path taken by the torque transmitted between the input element and the output element.
  • the torque transmitted between the input element and the output element does not pass through the damping device.
  • the invention also provides a motor vehicle comprising a damping device mentioned above.
  • Figure 1 is a sectional view of a clutch disk equipped with a vibration damping device, inertial drummer type, according to a first embodiment.
  • Figure 2 is an exploded view of the vibration damping device according to the first embodiment.
  • FIG. 3 is a rear view of the vibration damping device according to the first embodiment, wherein the mass of inertia and the elastic coupling member are in a relative position of rest.
  • FIG. 4 is a rear view of the vibration damping device according to the first embodiment, in which the mass of inertia and the elastic coupling member are in a relative end position. stroke corresponding to a position of the cam follower surfaces at one end of the associated cam surfaces.
  • FIG. 5 is a detailed perspective view of the elastic coupling member of the first embodiment of FIGS. 1 to 4.
  • FIG. 6 is a rear view of a vibration damping device according to a second embodiment.
  • Figure 7 is a detailed view of the resilient coupling member of the vibration damping device according to the second embodiment.
  • FIG. 8 is a rear view of a vibration damping device according to a third embodiment.
  • Figure 9 is a detailed view of the resilient coupling member of the vibration damping device according to the third embodiment.
  • FIG. 10 is a detailed view of an alternative embodiment of the coupling member of the damping device of Figures 1 to 5.
  • the terms “external” and “internal” as well as the “axial” and “radial” orientations will be used to designate, according to the definitions given in the description, elements of the vibration damping device.
  • the "radial” orientation is directed orthogonally to the X axis of rotation of the damping device determining the “axial” orientation and, from the inside towards the outside away from said axis, the "circumferential” orientation is directed orthogonally to the axis of the damping device and orthogonal to the radial direction.
  • the terms “external” and “internal” are used to define the relative position of one element relative to another, with reference to the X axis of rotation of the damping device, an element close to the axis is thus described as internal as opposed to an external element located radially periphery.
  • the terms “rear” AR and “front” AV are used to define the relative position of one element relative to another in the axial direction, an element intended to be placed close to the engine being designated by the rear and an element intended to be placed close to the gearbox being designated by before.
  • the vibration damping device is intended to be arranged in the transmission chain of a motor vehicle, between the combustion engine and the gearbox.
  • the vibration damping device is an inertial drummer.
  • Such an inertial drummer comprises a mass-spring system acting parallel to the transmission chain of the motor vehicle.
  • the support element and the mass of inertia of the inertial drummer are arranged outside the path taken by the torque transmitted by the transmission chain.
  • the vibration damping device is mounted on a clutch disc 1.
  • the clutch disk 1 comprises an outer disk 2 carrying friction linings 3, an annular web 4 and a hub 5.
  • the friction linings 3 are fixed to the outer disk 2, on either side thereof.
  • the outer disk 2 is fixed on the annular web 4 by means of rivets, not shown.
  • the inner periphery of the annular web 4 comprises a toothing 6 which meshes, substantially without play with a toothing 7 formed on an outer surface towards the hub 5. The torque is thus transmitted friction linings 3 to the hub 5 via the disc 2 and outer annular web 4.
  • the hub 5 has internal grooves 8 for cooperating with splines formed on a driven shaft, such as an input shaft of a gearbox, not shown.
  • Such a clutch disk 1 is intended to be disposed in the transmission chain, between a pressure plate of a clutch mechanism and a reaction plate formed by a flywheel, integral in rotation with the crankshaft of the engine.
  • the pressure plate tightens the friction linings 3 of the clutch disc 1 against the reaction plate so as to transmit a torque from the crankshaft to the input shaft of the gearbox.
  • the vibration damping device comprises a mass of inertia 9 and an elastic coupling member 10.
  • the mass of inertia 9 is rotatably mounted on the hub 5 about the X axis. elastic coupling 10 makes it possible to couple in rotation the mass of inertia 9 to the hub 5.
  • the mass of inertia 9 is an annular metal part.
  • the mass of inertia 9 is made of a material having a density greater than 2, such as steel.
  • the mass of inertia has, for passenger vehicle applications, a moment of inertia of the order of 0.0005 to 0.01 kg. m 2 .
  • the mass of inertia may, for example, have a moment of inertia of the order of 0.001 kg. m 2 for a manual transmission chain.
  • the moment of inertia may be greater, of the order of 0.01 to 0.1 kg. m 2 , for example 0.05 kg. m 2 .
  • the mass of inertia 9 comprises a plurality of circumferentially distributed orifices 11 allowing the passage of fasteners 12, such as rivets.
  • An annular flange 13 also comprises a plurality of orifices 14 permitting the passage of the fastening members 12 and coming opposite the orifices 11 of the mass of inertia 9, so as to ensure the fixing of said annular flange 13 to the mass of inertia 9.
  • the annular flange 13 comprises a cavity 17, in particular represented in FIG. 1, inside which is received the elastic coupling member 10.
  • the cavity 17 is formed inside a skirt 18 of the annular flange 13 extending axially within the mass of inertia 9.
  • the cavity 17 is axially bordered forward by a cheek 19 forming a retaining surface of the elastic coupling member 10 within the the cavity 17.
  • the annular flange 13 thus forms a housing cassette of the elastic coupling member 10.
  • the flange 19 of the annular flange 13 is provided with a central opening 15 inside which is engaged the hub 5 of the clutch disc 1.
  • the annular periphery 16 of the central opening 15 forms a cooperating annular centering surface. with the outer periphery of the hub 5 so as to ensure the centering and the rotational guidance of the mass of inertia 9 relative to the hub 5 of the clutch disc 1.
  • the annular flange 13 is made of a plastic material chosen as a function of the desired coefficient of friction at the interfaces between the annular flange 13 and the elastic coupling member 10.
  • the annular flange 13 can be made of polyamide 6-6 or polyamide 4-6.
  • the vibration damping device is axially coupled to the hub 5 by means of a locking member, such as an elastic circlip 20, received in a fixing groove in the hub 5.
  • the cheek 19 of the flange The ring 13 is thus held against the elastic circlip 20 so as to prevent the vibration damping device from moving forwardly relative to the hub 5.
  • the hub 5 comprises an annular shoulder 21, shown in FIG. 1, defining a rear bearing surface of the elastic coupling member 10 against the hub 5.
  • the elastic coupling member 10 comprises an annular body 22 and a plurality of elastic blades 23.
  • the annular body 22 is extended, at its internal edge, by a cylindrical skirt 27 extending axially forward.
  • the cylindrical skirt 27 is force-fitted on the hub 5 so as to rotate the elastic coupling member 10 to the hub 5.
  • the annular body 22 is equipped with splines intended for cooperate with splines of complementary shape formed on the outer periphery of the hub 5, so as to rotate the resilient coupling member 10 to the hub 5.
  • the resilient blades 23 of the elastic coupling member 10 cooperate by friction with the peripheral edge 24 of the cavity 17 of the annular flange 13.
  • the resilient blades 23 each cooperate with the peripheral rim 24 via a cam surface 25 formed on the peripheral rim 24 and a follower cam surface 26, carried by the elastic blade 23, and frictionally engaged with the associated cam surface 25.
  • the cam surfaces 25 are each formed by the edge of a notch 28 of arcuate shape formed in the peripheral edge 24 of the cavity 17.
  • the notches 28 are concave and are juxtaposed one after the other in a continuous manner around the axis X.
  • the cam follower surfaces 26 are located at the free distal end of the elastic blades 23.
  • the mass of inertia 9 oscillates relative to the hub 5 on either side of its rest position, shown in FIG. 3.
  • the shape of the cam surfaces 25 causes a flexion of the elastic blades 23 and a bringing of the free distal end of the elastic blades 23 towards the axis of rotation X.
  • the resilient blades 23 exert on the annular flange 13 a restoring force which tends to bring the mass of inertia 9 in its relative position of rest.
  • the profile of the cam surfaces 25 is arranged in such a way that the flexing of the elastic blades 23 increases during the relative movement of the inertia mass 9 with respect to the hub 5 between its rest position, illustrated in FIG. end position, shown in Figure 4, wherein the cam follower surfaces 26 are positioned at one end of the associated cam surfaces 25.
  • the return force is strictly increasing for an angular displacement of the mass of inertia 9 relative to the hub 5 between its rest position and an end position.
  • the cam surface profiles 25 are arranged in such a way that the elastic strips 23 have a constant angular stiffness during the angular displacement of the mass of inertia 9 with respect to the hub 5.
  • the elastic blades 23 together generate an angular stiffness of between 0.02 Nm / ° and 0.1 Nm / °.
  • the inertial drummer thus comprises a single resonance frequency. This resonance frequency is between 3 Hz and 14 Hz.
  • the cam surfaces 25 each have between their center corresponding to the relative rest position and their ends an Archimedean spiral profile.
  • the profile of the cam surfaces 25 is such that the cam follower surfaces 26 approach linearly to the X axis as a function of ⁇ when the mass of inertia 9 deviates from its relative rest position and that during the movement of the inertia mass 9 from its rest position, the follower cam surfaces 26 travel an Archimedean spiral path.
  • each elastic blade 23 exerts on the support element during this oscillation a return force proportional to the angular displacement.
  • the coefficient of proportionality may be between 1 N / ° and 100 N / °, being in particular equal to 10 N / ° to 10%.
  • the cam surface profiles 25 are arranged in such a way that the elastic strips 23 have an increasing angular stiffness during the angular displacement of the mass of inertia 9 with respect to the hub 5 between its angular position of rest and end position corresponding to a positioning of the follower camming surfaces 26 at one end of the associated cam surfaces 25.
  • the angular stiffness of the resilient blades 23 may vary, depending on the angular displacement, continuously or discontinuously.
  • the cam surface profiles may in particular be arranged such that the stiffness of the blades varies in a ratio of 1 to 1.5.
  • a friction resisting torque opposing the rotation of the inertia mass 9 with respect to the hub 5, is generated between the follower cam surfaces 26 carried by the resilient blades 23 and the cam surfaces 25 carried. by the annular flange 13.
  • the friction resisting torque being a function of the restoring force exerted by the resilient blades 23 on the annular flange 13, the friction resisting torque is variable and strictly increasing during an angular displacement of the mass of d inertia 9 from its rest position to one of its end positions.
  • the arrangement of the cam surfaces 25, formed by the notch edge 28 juxtaposed one after the other continuously around the axis X makes it possible to achieve a torque limiting function transmitted to the vibration damping device.
  • Such a feature aims to protect the vibration damping device. Indeed, such an arrangement allows each cam follower surface 26 to freely pass from a notch 28 to an adjacent adjacent notch. Therefore, when the mass of inertia 9 is solicited by vibrations of a high amplitude resulting in saturation of the inertial drummer, the vibrations cause a displacement of the mass of inertia 9 such that the follower surface cam 26 of each blade resilient 23 is moved beyond one end of the cam surface 25 of the notch 28 with which it previously cooperated and changes notch 28.
  • the elastic coupling member 10, shown in detail in Figure 5, is made by cutting and folding a metal sheet, such as a spring steel sheet.
  • the elastic blades 23 are evenly distributed along the annular body 27 and are symmetrical with respect to the axis of rotation X so as to guarantee the equilibrium of the elastic coupling member 10.
  • the elastic coupling member 10 comprises eight resilient blades 23.
  • the total angular displacement allowed by the vibration damping device is of the order of 45 °. It is possible to provide a different number of resilient blades 23, depending on the desired angular displacement.
  • Each elastic blade 23 comprises successively, from the annular body 22 towards its free distal end, a bent proximal portion 29 and a main portion 30.
  • the main portion 30 develops circumferentially from the bent proximal portion 29 towards the distal end.
  • the metal sheet is cut, then the elastic strips 23 are bent at their bent proximal portion 29.
  • the bent proximal portion 29 undergoes a twist such that the direction of thickness of the metal sheet is oriented with a radial component at the main portion 30 of the resilient blades 23.
  • the thickness direction of the main portion 30 extends in a non-parallel plane and preferably orthogonal to the X axis.
  • the planes of the metal sheet are oriented parallel to the axis of rotation X at the main portion 30 of the resilient blades.
  • Such an arrangement makes it possible to obtain contact surfaces between the elastic blade 30 and the annular flange 13 which are wide while producing the elastic coupling member 10 in a thin metal sheet in order to limit its axial size and its mass.
  • Such contact surfaces between the resilient blade 23 and the annular flange 13 are useful for distributing the pressure over a large area and limit the wear of the components, including the annular flange 13 when made of plastic.
  • the bent proximal portion 29 has at its base a width greater than the width of the main portion of the blade 30.
  • the distal end of the resilient blades 23 has a curved portion defining the follower camming surface 26 and thereby increasing the contact area between the cam surfaces 25 and the follower camming surfaces 26.
  • This curvature allows avoid excessive friction of the blade 26 as it moves toward the inwardly projecting portion separating two adjacent notches 28. In other words, it homogenizes the friction between the elastic blade and the peripheral edge 24 in both directions of relative rotation.
  • the elastic coupling member 10, shown in FIG. 10 has a structure substantially similar to the elastic coupling member of FIG. 5. It differs, however, in that the bent proximal portion 29 has, at its base a larger width. Such an arrangement makes it possible in particular to further improve the robustness of the elastic coupling member 10.
  • FIGS. 6 and 7 showing a vibration damping device according to a second embodiment.
  • This embodiment differs from the embodiment of FIGS. 1 to 5 in that the cam surfaces 31 are carried by the resilient blades 23 while the follower cam surfaces 32 are carried by the annular flange 13.
  • the peripheral edge 24 of the cavity 17 comprises, as in the previous embodiment, a plurality of notches 28 having a concavity directed radially outwards which are juxtaposed one after the other in a continuous manner around the
  • the cam follower surfaces 32 are formed by the inwardly projecting portions located between two adjacent indentations 28.
  • the cam surfaces 31 are formed by the main portion 30 of the resilient blades 23 which have a corrugated profile.
  • vibration damping device The operation of such a vibration damping device is identical to that of the vibration damping device according to the first embodiment.
  • the cam surfaces 33 are also carried by the resilient blades 23 while the follower cam surfaces 32 are carried by the annular flange 13.
  • This third embodiment differs of the embodiment of FIGS. 6 and 7 by the shape of the resilient blades 23.
  • the elastic blades 23 are here formed of a proximal portion 36 and two elastic portions 34, 35 developing circumferentially in two opposite directions of rotation from the proximal portion and each having a free distal end.
  • the resilient portions 34, 35 together form a camming surface 33 of undulating shape cooperating with the inwardly projecting portions of the peripheral edge 24 located between two adjacent indentations 28 and defining the follower camming surfaces 32.
  • the clutch disk 1 may include a second damping device other than the inertial drummer.
  • the annular web 4 is rotatable relative to the hub 5 and resilient members, such as coil springs, allow to transmit the torque between the friction linings 3 and the hub 5 of the clutch disc 5 by dampening the acyclisms.

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Abstract

L'invention concerne un dispositif d'amortissement des vibrations de type batteur inertiel pour une chaîne de transmission de véhicule automobile comportant une masse d'inertie (9) et un organe d'accouplement élastique (10) destiné à s'opposer à la rotation de la masse d'inertie (9) par rapport à un élément de support; l'organe d'accouplement élastique (10) comprenant au moins une lame élastique (23) coopérant avec un élément d'appui (13) solidaire de la masse d'inertie (9); ladite au moins une lame élastique (23) coopérant avec l'élément d'appui (13) par l'intermédiaire d'un contact frottant entre une surface de came (25) et une surface suiveuse de came (26).

Description

Dispositif d'amortissement des vibrations de type batteur inertiel
Domaine technique
L'invention se rapporte au domaine des dispositifs d'amortissement des vibrations destinés à équiper les transmissions de véhicule automobile et se rapporte plus particulièrement au domaine des batteurs inertiels.
Etat de la technique
Les transmissions de véhicule automobile sont généralement équipées d'un dispositif d'amortissement permettant de filtrer les vibrations en amont de la boîte de vitesses de manière à éviter des chocs, bruits ou nuisances sonores particulièrement indésirables.
De telles vibrations peuvent notamment être engendrées par les acyclismes du moteur provoqués par les explosions se succédant dans les cylindres du moteur ou par un phénomène dit de broutement se manifestant dans la chaîne de transmission lors des phases de glissement de l'embrayage. Le phénomène de broutement apparaît en raison des défauts géométriques de la chaîne de transmission et/ou des variations de coefficient de frottement du disque d'embrayage qui génèrent un oscillant de couple qui excite le mode de la chaîne transmission. Les vibrations de broutement possèdent ainsi une certaine fréquence, par exemple de l'ordre de 8 à 14 Hz pour un véhicule de tourisme, ou de l'ordre de 3 à 6 Hz pour un véhicule industriel.
Il est connu des dispositifs d'amortissement, de type batteur inertiel, permettant de filtrer sélectivement les vibrations pour une plage de fréquence déterminée. Ainsi, de tels batteurs inertiels sont couramment utilisés pour filtrer les vibrations de broutement et sont pour ce faire conçus de sorte à filtrer les vibrations dans une plage de fréquence correspondant à celle des vibrations de broutement.
De tels batteurs inertiels sont notamment divulgués dans les documents FR2808058 ou WO2011060752. Dans ces documents, le batteur inertiel comporte une masse d'inertie qui est montée oscillante sur le moyeu du disque d'embrayage et des ressorts hélicoïdaux qui s'opposent à une rotation relative de la masse d'inertie par rapport au moyeu du disque d'embrayage.
Par ailleurs, le batteur inertiel est équipé d'un dispositif de frottement, également appelé hystérésis de frottement, qui est agencé pour exercer un couple résistant de frottement s'opposant au débattement relatif de la masse d'inertie par rapport au moyeu, de façon à dissiper par frottement l'énergie accumulé dans les ressorts hélicoïdaux, notamment lorsque la fréquence d'oscillation du batteur se rapproche de sa fréquence de résonnance.
Dans le document FR2808058, le dispositif de frottement est composé d'une rondelle Belleville et d'une rondelle de frottement qui est plaquée par la rondelle de Belleville, d'une part, contre un élément solidaire en rotation du moyeu du disque d'embrayage et, d'autre part, contre la masse d'inertie, de sorte à exercer un couple résistant s'opposant à la rotation relative de la masse d'inertie par rapport au moyeu. Ce dispositif de frottement est relativement complexe et nécessite donc plusieurs composants supplémentaires. En outre, un tel dispositif de frottement assure un couple résistant constant quel que soit le débattement angulaire de la masse d'inertie par rapport au moyeu du disque d'embrayage. Dès lors, la plage de fonctionnement du batteur inertiel est limitée puisque les amplitudes des excitations susceptibles d'être filtrées doivent d'une part, être suffisamment grandes pour pouvoir vaincre le couple résistant du dispositif de frottement et, d'autre part, elles doivent être suffisamment faibles afin de ne pas conduire à une saturation du batteur inertiel.
Dans le document WO2011060752, le dispositif de frottement est équipé de rampes et de contre-rampes permettant de faire varier le couple résistant de frottement en fonction du débattement entre la masse d'inertie du batteur inertiel et le moyeu du disque d'embrayage. Toutefois, un tel dispositif de frottement présente également de nombreuses pièces de telle sorte que la fabrication d'un tel batteur inertiel est coûteuse et complexe.
Objet de l'invention
Une idée à la base de l'invention est de proposer un dispositif d'amortissement des vibrations de type batteur inertiel qui soit simple, efficace, fiable et permette de filtrer les vibrations sur une large plage d'amplitude.
Selon un mode de réalisation, l'invention fournit un dispositif d'amortissement des vibrations de type batteur inertiel pour une chaîne de transmission de véhicule automobile comportant :
une masse d'inertie destinée à être montée de manière oscillante en rotation autour d'un axe X sur un élément de support associé à la chaîne de transmission du véhicule automobile ; et un organe d'accouplement élastique pour coupler en rotation la masse d'inertie audit élément de support ;
l'organe d'accouplement élastique comprenant au moins une lame élastique destinée à être solidarisée en rotation audit élément de support et coopérant avec un élément d'appui, solidaire en rotation de la masse d'inertie, par l'intermédiaire d'un contact frottant ;
ladite au moins une lame élastique et l'élément d'appui étant agencés de telle sorte que, pour un débattement angulaire de la masse d'inertie par rapport à la lame élastique de part ou d'autre d'une position de repos, l'élément d'appui exerce un effort de flexion sur la lame élastique produisant une force de réaction apte à rappeler la masse d'inertie vers ladite position angulaire relative de repos et à exercer entre la lame élastique et l'élément d'appui un couple résistant de frottement.
Ainsi, un tel batteur inertiel est particulièrement simple et ne nécessite que peu d'élément car la lame élastique assure à la fois la fonction de ressort s'opposant à la rotation relative de la masse d'inertie par rapport au moyeu et la fonction d'hystérésis de frottement.
Selon d'autres modes de réalisation avantageux, un tel dispositif d'amortissement des vibrations peut présenter une ou plusieurs des caractéristiques suivantes :
le couple résistant de frottement varie en fonction du débattement angulaire de la masse d'inertie par rapport au support.
ladite au moins une lame élastique coopère avec l'élément d'appui par l'intermédiaire d'un contact frottant entre une surface de came et une surface suiveuse de came; l'un parmi la lame élastique et l'élément d'appui comportant la surface de came et l'autre comportant la surface suiveuse de came associée, la surface de came est agencée de telle sorte que le couple résistant de frottement s'exerçant entre la lame élastique et l'élément d'appui soit strictement croissant pour un débattement angulaire de la masse d'inertie par rapport à la lame élastique entre sa position angulaire de repos et une position de fin de course correspondant à un positionnement de la surface suiveuse de came à une extrémité de la surface de came associée. En d'autres termes, le frottement est croissant en fonction du débattement de la masse d'inertie par rapport à sa position de repos, ce qui permet de disposer d'une large plage de fonctionnement du batteur inertiel.
l'organe d'accouplement élastique comporte un corps annulaire destiné à être solidarisé en rotation à l'élément de support et une pluralité de lames élastiques portées par le corps annulaire coopérant chacune avec l'élément d'appui par l'intermédiaire d'un contact frottant entre une surface de came et une surface suiveuse de came ; l'un parmi la pluralité de lame élastiques et l'élément d'appui comportant les surfaces de came et l'autre comportant les surfaces suiveuses de came associées.
- les surfaces de came sont juxtaposées les unes à la suite des autres autour de l'axe X de telle sorte que chaque surface suiveuse de came soit apte à librement passer d'une première surface de came à une seconde surface de came adjacente à ladite première surface de came lorsque la masse d'inertie est sollicitée par des vibrations d'une amplitude telle que chaque surface suiveuse de came est déplacée au-delà d'une extrémité de la première surface de came. Un tel agencement permet de réaliser une fonctionnalité de limitation du couple apte à protéger le dispositif d'amortissement.
ladite au moins une lame élastique et l'élément d'appui sont agencés de telle sorte que la masse d'inertie n'oscille autour d'une même position angulaire de repos que tant que le couple généré entre le masse d'inertie et l'élément de support est inférieur à un seuil. En d'autres termes, l'organe d'accouplement élastique n'assure un couplage en rotation de la masse d'inertie audit élément de support que tant que le couple généré entre la masse d'inertie et l'élément de support est inférieur audit seuil. L'élément d'appui est formé par un flasque annulaire qui est fixé à la masse d'inertie et présente une cavité de logement de l'organe d'accouplement élastique, la surface suiveuse de came ou la surface de came étant ménagée en bordure périphérique de ladite cavité. Un tel élément d'appui permet notamment de réaliser le dispositif d'amortissement sous forme d'un module pré-monté et axialement peu encombrant.
- la bordure périphérique de la cavité de logement de l'organe d'accouplement élastique comporte une pluralité d'échancrures juxtaposées continûment les unes à la suite des autres autour de l'axe X.
le flasque annulaire comporte une joue bordant axialement la cavité et comportant une ouverture centrale destinée à recevoir l'élément de support et présentant une surface annulaire interne de centrage destinée à assurer le centrage et le guidage en rotation de la masse d'inertie par rapport à l'élément de support.
dans un mode de réalisation, l'élément d'appui est réalisé dans un matériau plastique, dans un autre mode de réalisation, l'élément d'appui est réalisé en acier.
l'organe d'accouplement élastique comporte un corps annulaire destiné à être solidarisé en rotation à l'élément de support et au moins une lame élastique présentant une extrémité distale libre, ladite lame élastique comportant successivement, depuis le corps annulaire vers son extrémité distale libre, une portion proximale coudée et une portion principale s'étendant circonférentiellement depuis la portion proximale coudée vers l'extrémité distale libre.
l'organe d'accouplement élastique est formé dans une tôle métallique, le corps annulaire s'étendant dans un plan orthogonal à l'axe X de telle sorte que la direction d'épaisseur du corps annulaire s'étende selon une direction axiale parallèle à l'axe X et la portion proximale coudée étant pliée de sorte que la direction d'épaisseur de la portion principale de la lame élastique comporte une composante radiale. Un tel agencement permet de réaliser l'organe d'accouplement dans une tôle métallique fine tout en répartissant la pression à l'interface entre la lame élastique et l'élément d'appui sur une surface importante, ce qui permet de limiter l'usure des composants,
l'extrémité distale libre de la lame élastique comporte une portion recourbée définissant la surface suiveuse de came coopérant par frottement avec la surface de came portée par l'élément d'appui.
En variante, la portion principale de la lame élastique présente un profil ondulé définissant la surface de came coopérant par frottement avec la surface suiveuse de came portée par l'élément d'appui.
l'organe d'accouplement élastique comporte un corps annulaire destiné à être solidarisé en rotation à l'élément de support et au moins une lame élastique présentant deux extrémités libres, la lame élastique comportant une portion proximale et deux portions élastiques se développant à partir de la portion proximale circonférentiellement selon deux sens de rotation opposés, les deux portions élastiques définissant la surface de came coopérant par frottement avec la surface suiveuse de came portée par l'élément d'appui,
l'organe d'accouplement élastique et l'élément d'appui sont agencés de telle sorte que l'organe d'accouplement élastique génère une raideur angulaire fixe et que le dispositif d'amortissement présente ainsi une unique fréquence de résonnance. En d'autres termes, la relation entre la force de rappel exercée par l'organe d'accouplement élastique et le débattement angulaire est une relation proportionnelle ou proche d'une relation proportionnelle.
l'unique fréquence de résonnance du dispositif d'amortissement est comprise entre 3 Hz et 14 Hz, et de préférence de 8 à 14 Hz pour un véhicule de tourisme et de 3 à 6 Hz pour un véhicule industriel.
Pour avoir une caractéristique d'amortisseur avec un couple C = f(0) linéaire, il faut que la distance p séparant la surface de came de l'axe de rotation varie linéairement en fonction de Θ de part et d'autre d'une position angulaire de repos.
Ainsi, au moins une portion de la surface de came suit, par rapport à l'axe de rotation X une courbe en forme de spirale d'Archimède.
La courbe en forme de spirale d'Archimède a pour équation en coordonnées polaires :
p = (a x Θ) + b avec Θ : un angle de rotation autour de l'axe X.
Ainsi le couple suit l'équation C=k p= k ((a x Θ) + b) et varie linéairement avec Θ. - Associée à la raideur de la lame élastique, on assure la stabilité de la fréquence de résonnance du dispositif d'amortissement. En d'autres termes, la relation entre la force de rappel exercée par l'organe d'accouplement élastique et le débattement angulaire est strictement proportionnelle.
De préférence, une surface de came comporte deux portions de courbe en forme de spirale d'Archimède, ces deux portions étant situées de part et d'autre de la portion de la surface de came située en vis-à-vis de la surface suiveuse de came en position relative de repos, ces deux spirales d'Archimède tournant dans des sens opposés.
En variante, l'organe d'accouplement élastique et l'élément d'appui sont agencés de telle sorte que l'organe d'accouplement présente une raideur angulaire croissante, pour un débattement angulaire de la masse d'inertie de part ou d'autre de sa position de repos. Dans un mode de réalisation, pour un couple C = f(0) croissant de façon non linéaire on peut avoir une surface de came dont la courbe a pour fonction p= a9n+b.
Dans un mode de réalisation, la surface de came est agencée de telle sorte que ladite au moins une lame élastique présente un raideur angulaire strictement croissante pour un débattement angulaire de la masse d'inertie par rapport à la lame élastique entre sa position angulaire de repos et une position de fin de course correspondant à un positionnement de la surface suiveuse de came à une extrémité de la surface de came associée. Un tel dispositif présente l'avantage d'avoir une fréquence moyenne de résonnance qui varie en fonction du débattement et, par conséquent, en fonction de l'amplitude des vibrations. Ainsi, un tel dispositif est avantageux pour certaines applications dans lesquelles le décollage du véhicule peut être effectué avec des rapports de boîte de vitesses différents et par conséquent avec des fréquences d'excitation de la chaîne de transmission différentes.
l'organe d'accouplement élastique et l'élément d'appui sont agencés de telle sorte que l'organe d'accouplement élastique présente une raideur angulaire croissante variant de manière continue ou discontinue, pour un débattement angulaire de la masse d'inertie de part ou d'autre de sa position de repos.
- Dans un mode de réalisation, la raideur angulaire de la lame élastique varie dans un rapport compris entre 1 et 2, préférentiellement de 1 à 1.5, pour un débattement angulaire de la masse d'inertie par rapport à la lame élastique entre sa position angulaire de repos et une position de fin de course correspondant à un positionnement de la surface suiveuse de came à une extrémité de la surface de came associée.
la lame élastique comporte une extrémité distale libre capable de se déplacer de manière à ce que la distance entre cette extrémité et l'axe de rotation varie, la lame élastique produit une force de réaction comportant une composante circonférentielle.
- le dispositif d'amortissement est agencé de manière à ce que la masse d'inertie est destinée à n'être relié à l'élément de support que par l'intermédiaire de l'organe d'accouplement élastique.
Selon un mode de réalisation, l'invention concerne un disque d'embrayage comportant un moyeu destiné à être couplé en rotation à un arbre d'entrée d'une boîte de vitesses, des garnitures de friction, un disque externe portant les garnitures de friction, accouplé au moyeu et un dispositif d'amortissement de vibrations précité, la masse d'inertie état montée de manière oscillante en rotation sur le moyeu du disque d'embrayage et l'organe d'accouplement élastique étant solidaire en rotation dudit moyeu.
Un tel disque d'embrayage peut être équipé d'un second dispositif d'amortissement comportant des organes élastiques, tels que des ressorts hélicoïdaux par exemple, agencés pour transmettre le couple et amortir les acyclismes de rotation du disque externe portant les garnitures de friction vers le moyeu du disque de friction.
Selon un mode de réalisation, l'invention fournit un dispositif de transmission de couple comportant un élément d'entrée de couple, un élément de sortie de couple et un dispositif d'amortissement de vibrations précité disposé hors du chemin emprunté par le couple transmis entre l'élément d'entrée et l'élément de sortie. En d'autres termes, le couple transmis entre l'élément d'entrée et l'élément de sortie ne transite pas par le dispositif d'amortissement.
Selon un mode de réalisation, l'invention fournit également un véhicule automobile comportant un dispositif d'amortissement précité.
L'invention sera mieux comprise, et d'autres buts, détails, caractéristiques et avantages de celle-ci apparaîtront plus clairement au cours de la description suivante de plusieurs modes de réalisation particuliers de l'invention, donnés uniquement à titre illustratif et non limitatif, en référence aux figures annexées.
Sur ces figures :
La figure 1 est une vue en coupe d'un disque d'embrayage équipé d'un dispositif d'amortissement des vibrations, de type batteur inertiel, selon un premier mode de réalisation.
La figure 2 est une vue éclatée du dispositif d'amortissement des vibrations selon le premier mode de réalisation.
La figure 3 est une vue arrière du dispositif d'amortissement des vibrations selon le premier mode de réalisation, dans laquelle la masse d'inertie et l'organe d'accouplement élastique sont dans une position relative de repos. La figure 4 est une vue arrière du dispositif d'amortissement des vibrations selon le premier mode de réalisation, dans laquelle la masse d'inertie et l'organe d'accouplement élastique sont dans une position relative de fin de course correspondant à une position des surfaces suiveuses de came à une extrémité des surfaces de came associées.
La figure 5 est une vue détaillée en perspective de l'organe d'accouplement élastique du premier mode de réalisation des figures 1 à 4.
- La figure 6 est une vue arrière d'un dispositif d'amortissement des vibrations selon un second mode de réalisation.
La figure 7 est une vue détaillée de l'organe d'accouplement élastique du dispositif d'amortissement des vibrations selon le second mode de réalisation.
- La figure 8 est une vue arrière d'un dispositif d'amortissement des vibrations selon un troisième mode de réalisation.
La figure 9 est une vue détaillée de l'organe d'accouplement élastique du dispositif d'amortissement des vibrations selon le troisième mode de réalisation.
- La figure 10 est une vue détaillée d'une variante de réalisation de l'organe d'accouplement du dispositif d'amortissement des figures 1 à 5.
Description détaillée de modes de réalisation
Dans la description et les revendications, on utilisera, les termes "externe" et "interne" ainsi que les orientations "axiale" et "radiale" pour désigner, selon les définitions données dans la description, des éléments du dispositif d'amortissement des vibrations. Par convention, l'orientation "radiale" est dirigée orthogonalement à l'axe X de rotation du dispositif d'amortissement déterminant l'orientation "axiale" et, de l'intérieur vers l'extérieur en s'éloignant dudit axe, l'orientation "circonférentielle" est dirigée orthogonalement à l'axe du dispositif d'amortissement et orthogonalement à la direction radiale. Les termes "externe" et "interne" sont utilisés pour définir la position relative d'un élément par rapport à un autre, par référence à l'axe X de rotation du dispositif d'amortissement, un élément proche de l'axe est ainsi qualifié d'interne par opposition à un élément externe situé radialement en périphérie. Par ailleurs, les termes "arrière" AR et "avant" AV sont utilisés pour définir la position relative d'un élément par rapport à un autre selon la direction axiale, un élément destiné à être placé proche du moteur thermique étant désigné par arrière et un élément destiné à être placé proche de la boîte de vitesses étant désigné par avant. Le dispositif d'amortissement des vibrations est destiné à être disposé dans la chaîne de transmission d'un véhicule automobile, entre le moteur à explosion et la boîte de vitesses. Il peut notamment être intégré à un volant moteur, à un double volant amortisseur, à un mécanisme d'embrayage, à un embrayage de pontage d'un dispositif d'accouplement hydraulique ou à un disque d'embrayage. Le dispositif d'amortissement des vibrations est un batteur inertiel. Un tel batteur inertiel comporte un système masse-ressort agissant parallèlement à la chaîne de transmission du véhicule automobile. En d'autres termes, l'élément d'appui et la masse d'inertie du batteur inertiel sont disposés hors du chemin emprunté par le couple transmis par la chaîne de transmission.
Dans le mode de réalisation représenté sur la figure 1 , le dispositif d'amortissement des vibrations est monté sur un disque d'embrayage 1 . Le disque d'embrayage 1 comporte un disque externe 2 portant des garnitures de friction 3, un voile annulaire 4 et un moyeu 5. Les garnitures de friction 3 sont fixées au disque externe 2, de part et d'autre de celui-ci. Le disque externe 2 est fixé sur le voile annulaire 4 au moyen de rivets, non illustrés. La périphérie interne du voile annulaire 4 comporte une denture 6 qui engrène, sensiblement sans jeu avec une denture 7 ménagée sur une surface extérieure vers le moyeu 5. Le couple est ainsi transmis des garnitures de friction 3 au moyeu 5 par l'intermédiaire du disque externe 2 et du voile annulaire 4. Par ailleurs, le moyeu 5 comporte des cannelures internes 8 destinées à coopérer avec des cannelures formées sur un arbre mené, tel qu'un arbre d'entrée d'une boîte de vitesses, non illustré.
Un tel disque d'embrayage 1 est destiné à être disposé, dans la chaîne de transmission, entre un plateau de pression d'un mécanisme d'embrayage et un plateau de réaction formé par un volant moteur, solidaire en rotation du vilebrequin du moteur. Ainsi, en position embrayée, le plateau de pression serre les garnitures de friction 3 du disque d'embrayage 1 contre le plateau de réaction de manière à transmettre un couple du vilebrequin vers l'arbre d'entrée de la boîte de vitesses. Le dispositif d'amortissement des vibrations comporte une masse d'inertie 9 et un organe d'accouplement élastique 10. La masse d'inertie 9 est montée mobile en rotation sur le moyeu 5 autour de l'axe X. L'organe d'accouplement élastique 10 permet de coupler en rotation la masse d'inertie 9 au moyeu 5.
En relation avec la figure 2, l'on observe que la masse d'inertie 9 est une pièce métallique annulaire. La masse d'inertie 9 est réalisée dans un matériau présentant une densité supérieure à 2, tel que de l'acier. A titre d'exemple, la masse d'inertie présente, pour des applications de véhicule de tourisme, un moment d'inertie de l'ordre de 0.0005 à 0.01 kg. m2. La masse d'inertie pourra, par exemple, présenter un moment d'inertie de l'ordre de 0.001 kg. m2 pour une chaîne de transmission à boîte manuelle. Pour des applications de véhicule industriel, le moment d'inertie pourra être plus important, de l'ordre de 0.01 à 0.1 kg. m2, par exemple 0.05 kg. m2.
La masse d'inertie 9 comporte une pluralité d'orifices 11 circonférentiellement réparties permettant le passage d'organes de fixation 12, tels que des rivets.
Un flasque annulaire 13 comporte également une pluralité d'orifices 14 permettant le passage des organes de fixation 12 et venant en vis-à-vis des orifices 11 de la masse d'inertie 9, de sorte à assurer la fixation dudit flasque annulaire 13 à la masse d'inertie 9.
Le flasque annulaire 13 comporte une cavité 17, notamment représentée sur la figure 1 , à l'intérieur de laquelle est reçu l'organe d'accouplement élastique 10. La cavité 17 est formée à l'intérieur d'une jupe 18 du flasque annulaire 13 s'étendant axialement à l'intérieur de la masse d'inertie 9. La cavité 17 est bordée axialement vers l'avant par une joue 19 formant une surface de retenue de l'organe d'accouplement élastique 10 à l'intérieur de la cavité 17. Le flasque annulaire 13 forme ainsi une cassette de logement de l'organe d'accouplement élastique 10.
La joue 19 du flasque annulaire 13 est pourvue d'une ouverture centrale 15 à l'intérieur de laquelle est enfilé le moyeu 5 du disque d'embrayage 1. La périphérie annulaire 16 de l'ouverture centrale 15 forme une surface annulaire de centrage coopérant avec la périphérie extérieure du moyeu 5 de manière à assurer le centrage et le guidage en rotation de la masse d'inertie 9 par rapport au moyeu 5 du disque d'embrayage 1 .
Selon un mode de réalisation, le flasque annulaire 13 est réalisé dans un matériau plastique choisi en fonction du coefficient de frottement souhaité aux interfaces entre le flasque annulaire 13 et l'organe d'accouplement élastique 10. A titre d'exemple, le flasque annulaire 13 peut être réalisé en polyamide 6-6 ou en polyamide 4-6. Le dispositif d'amortissement des vibrations est attelé axialement sur le moyeu 5 par l'intermédiaire d'un organe de blocage, tel qu'un circlip élastique 20, reçu dans une gorge de fixation ménagée dans le moyeu 5. La joue 19 du flasque annulaire 13 est ainsi retenue contre le circlip élastique 20 de sorte à empêcher le dispositif d'amortissement des vibrations de se déplacer vers l'avant par rapport au moyeu 5. Par ailleurs, le moyeu 5 comporte un épaulement annulaire 21 , représenté sur la figure 1 , définissant une surface d'appui arrière de l'organe d'accouplement élastique 10 contre le moyeu 5.
Comme représenté sur les figures 3, 4 et 5, l'organe d'accouplement élastique 10 comporte un corps annulaire 22 et une pluralité de lames élastiques 23. Le corps annulaire 22 est prolongé, au niveau de son bord interne, par une jupe cylindrique 27 s'étendant axialement vers l'avant. La jupe cylindrique 27 est emmanchée à force sur le moyeu 5 de sorte à solidariser en rotation l'organe d'accouplement élastique 10 au moyeu 5. Selon un autre mode de réalisation, non représenté, le corps annulaire 22 est équipé de cannelures destinées à coopérer avec des cannelures de forme complémentaire ménagées sur la périphérie extérieure du moyeu 5, afin de solidariser en rotation l'organe d'accouplement élastique 10 au moyeu 5.
Par ailleurs, on observe sur les figures 3 et 4, que les lames élastiques 23 de l'organe d'accouplement élastique 10 coopèrent par frottement avec la bordure périphérique 24 de la cavité 17 du flasque annulaire 13. Les lames élastiques 23 coopèrent chacune avec la bordure périphérique 24 par l'intermédiaire d'une surface de came 25 ménagée sur la bordure périphérique 24 et d'une surface suiveuse de came 26, portée par la lame élastique 23, et coopérant par frottement avec la surface de came 25 associée. Les surfaces de came 25 sont chacune formées par le bord d'une échancrure 28 de forme arquée ménagée dans la bordure périphérique 24 de la cavité 17. Les échancrures 28 sont concaves et sont juxtaposées les unes à la suite des autres de manière continue autour de l'axe X. Les surfaces suiveuses de came 26 sont situées au niveau de l'extrémité distale libre des lames élastiques 23.
Sous l'effet des acyclismes transitant par le disque d'embrayage 1 , la masse d'inertie 9 oscille par rapport au moyeu 5 de part et d'autre de sa position de repos, représentée sur la figure 3. Lors d'un débattement angulaire de la masse d'inertie 9 par rapport à sa position de repos, la forme des surfaces de came 25 entraîne une flexion des lames élastiques 23 et un rapprochement de l'extrémité distale libre des lames élastiques 23 vers l'axe de rotation X. En réaction, les lames élastiques 23 exercent sur le flasque annulaire 13 une force de rappel qui tend à ramener la masse d'inertie 9 dans sa position relative de repos.
Le profil des surfaces de came 25 est agencé de telle sorte que la flexion des lames élastiques 23 augmente lors du débattement relatif de la masse d'inertie 9 par rapport au moyeu 5 entre sa position de repos, illustrée sur la figure 3, et une position de fin de course, illustrée sur la figure 4, dans laquelle les surfaces suiveuses de came 26 sont positionnées à une extrémité des surfaces de came 25 associées. Ainsi, la force de rappel est strictement croissante pour un débattement angulaire de la masse d'inertie 9 par rapport au moyeu 5 entre sa position de repos et une position de fin de course.
Selon un mode de réalisation, les profils de surface de came 25 sont agencés de telle sorte que les lames élastiques 23 présentent une raideur angulaire constante lors du débattement angulaire de la masse d'inertie 9 par rapport au moyeu 5. A titre d'exemple, les lames élastiques 23 génèrent ensemble une raideur angulaire comprise entre 0.02 Nm/° et 0.1 Nm/°. Le batteur inertiel comprend ainsi une unique fréquence de résonance. Cette fréquence de résonnance est comprise entre 3 Hz et 14 Hz.
Pour ce faire, les surfaces de came 25 présentent chacune entre leur centre correspondant à la position relative de repos et leurs extrémités un profil en forme de spirale d'Archimède. En d'autres termes, le profil des surfaces de came 25 est telle que les surfaces suiveuses de came 26 se rapprochent linéairement de l'axe X en fonction de Θ lorsque la masse d'inertie 9 s'écarte de sa position relative de repos et que lors du mouvement de la masse d'inertie 9 depuis sa position de repos, les surfaces suiveuses de came 26 parcourent un chemin en forme de spirale d'Archimède. Dans ce cas, chaque lame élastique 23 exerce sur l'élément d'appui pendant cette oscillation une force de rappel proportionnelle au débattement angulaire. Le coefficient de proportionnalité peut être compris entre 1 N/° et 100 N/°, étant notamment égal à 10 N/° à 10% près.
Selon un autre mode de réalisation, les profils de surface de came 25 sont agencés de telle sorte que les lames élastiques 23 présentent une raideur angulaire croissante lors du débattement angulaire de la masse d'inertie 9 par rapport au moyeu 5 entre sa position angulaire de repos et une position de fin de course correspondant à un positionnement des surfaces suiveuses de came 26 à une extrémité des surfaces de came 25 associées. La raideur angulaire des lames élastiques 23 peut varier, en fonction du débattement angulaire, de manière continue ou de manière discontinue. Les profils de surface de came 25 peuvent notamment être agencés de telle sorte que la raideur des lames varie selon un rapport de 1 à 1 .5.
Par ailleurs, un couple résistant de frottement, s'opposant à la rotation de la masse d'inertie 9 par rapport au moyeu 5, est généré entre les surfaces suiveuses de came 26 portées par les lames élastiques 23 et les surfaces de came 25 portées par le flasque annulaire 13. Le couple résistant de frottement étant fonction de la force de rappel exercé par les lames élastiques 23 sur le flasque annulaire 13, le couple résistant de frottement est variable et strictement croissant lors d'un débattement angulaire de la masse d'inertie 9 de sa position de repos vers une de ses positions de fin de course. Ainsi, une telle hystérésis de frottement variable permet d'offrir au batteur inertiel une plage de fonctionnement importante.
Notons par ailleurs, que l'agencement des surfaces de came 25, formées par le bord d'échancrures 28 juxtaposées les unes à la suite des autres en continue autour de l'axe X, permet de réaliser une fonctionnalité de limitation du couple transmis au dispositif d'amortissement des vibrations. Une telle fonctionnalité vise à protéger le dispositif d'amortissement des vibrations. En effet, un tel agencement permet à chaque surface suiveuse de came 26 de librement passer d'une échancrure 28 à une échancrure adjacente suivante. Dès lors, lorsque la masse d'inertie 9 est sollicitée par des vibrations d'une forte amplitude entraînant une saturation du batteur inertiel, les vibrations entraînent un débattement de la masse d'inertie 9 tel que la surface suiveuse de came 26 de chaque lame élastique 23 est déplacée au-delà d'une extrémité de la surface de came 25 de l'échancrure 28 avec laquelle elle coopérait précédemment et change d'échancrure 28.
L'organe d'accouplement élastique 10, représenté de manière détaillée sur la figure 5, est réalisé par découpage et pliage d'une tôle métallique, tel qu'une tôle d'acier à ressort.
Les lames élastiques 23 sont régulièrement réparties le long du corps annulaire 27 et sont symétriques par rapport à l'axe de rotation X de manière à garantir l'équilibre de l'organe d'accouplement élastique 10. Dans le mode de réalisation représenté, l'organe d'accouplement élastique 10 comporte huit lames élastiques 23. Ainsi, le débattement angulaire total autorisé par le dispositif d'amortissement des vibrations est de l'ordre de 45°. Il est possible de prévoir un nombre de lames élastiques 23 différent, en fonction du débattement angulaire souhaité.
Chaque lame élastique 23 comporte successivement, depuis le corps annulaire 22 vers son extrémité distale libre, une portion proximale coudée 29 et une portion principale 30. La portion principale 30 se développe circonférentiellement depuis la portion proximale coudée 29 vers l'extrémité distale.
Pour réaliser les lames élastiques 23, la tôle métallique est découpée, puis les lames élastiques 23 sont pliées au niveau de leur portion proximale coudée 29. La portion proximale coudée 29 subit une torsion telle que la direction d'épaisseur de la tôle métallique soit orientée avec une composante radiale au niveau de la portion principale 30 des lames élastiques 23. En d'autres termes, la direction d'épaisseur de la portion principale 30 s'étend dans un plan non parallèle et de préférence orthogonal à l'axe X. Les plans de la tôle métallique sont donc orientés parallèlement à l'axe de rotation X au niveau de la portion principale 30 des lames élastiques. Un tel agencement permet d'obtenir des surfaces de contact entre la lame élastique 30 et le flasque annulaire 13 qui soient larges tout en réalisant l'organe d'accouplement élastique 10 dans une tôle métallique fine afin de limiter son encombrement axial et sa masse. De telles surfaces de contact entre la lame élastique 23 et le flasque annulaire 13 sont utiles pour répartir la pression sur une surface importante et limiter l'usure des composants, et notamment du flasque annulaire 13 lorsqu'il est réalisé en plastique.
La portion proximale coudée 29 présente au niveau de sa base une largeur plus importante que la largeur de la portion principale de la lame 30.
Par ailleurs, l'extrémité distale des lames élastiques 23 présente une portion recourbée définissant la surface suiveuse de came 26 et permettant ainsi d'augmenter la surface de contact entre les surfaces de came 25 et les surfaces suiveuses de came 26. Cette courbure permet d'éviter des frottements excessifs de la lame 26 lorsqu'elle se déplace vers la portion en saillie vers l'intérieur séparant deux échancrures 28 adjacentes. Autrement dit, elle homogénéise les frottements entre la lame élastique et la bordure périphérique 24 dans les deux sens de rotation relative. L'organe d'accouplement élastique 10, représenté sur la figure 10, présente une structure sensiblement similaire à l'organe d'accouplement élastique de la figure 5. Il diffère toutefois en ce que la portion proximale coudée 29 présente, au niveau de sa base une largeur plus importante. Un tel agencement permet notamment d'améliorer davantage la robustesse de l'organe d'accouplement élastique 10.
Les figures 6 et 7 représentant un dispositif d'amortissement de vibrations selon un second mode de réalisation. Ce mode de réalisation diffère du mode de réalisation des figures 1 à 5 en ce que les surfaces de came 31 sont portées par les lames élastiques 23 alors que les surfaces suiveuses de came 32 sont portées par le flasque annulaire 13.
La bordure périphérique 24 de la cavité 17 comporte, comme dans le mode de réalisation précédent, une pluralité d'échancrures 28 présentant une concavité dirigée radialement vers l'extérieur qui sont juxtaposées les unes à la suite des autres de manière continue autour de l'axe X. Toutefois, dans ce mode de réalisation, les surfaces suiveuses de came 32 sont formées par les portions en saillie vers l'intérieur situées entre deux échancrures 28 adjacente. Les surfaces de came 31 sont quant à elles formées par la portion principale 30 des lames élastiques 23 qui présentent un profil ondulé.
Le fonctionnement d'un tel dispositif d'amortissement des vibrations est identique à celui du dispositif d'amortissement des vibrations selon le premier mode de réalisation.
Dans le troisième mode de réalisation, représenté sur les figures 8 et 9, les surfaces de came 33 sont également portées par les lames élastiques 23 alors que les surfaces suiveuses de came 32 sont portées par le flasque annulaire 13. Ce troisième mode de réalisation diffère du mode de réalisation des figures 6 et 7 par la forme des lames élastiques 23.
Les lames élastiques 23 sont ici formées d'une portion proximale 36 et de deux portions élastiques 34, 35 se développant circonférentiellement selon deux sens de rotation opposées à partir de la portion proximale et comportant chacune une extrémité distale libre. Les portions élastiques 34, 35 forment ensemble une surface de came 33 de forme ondulée coopérant avec les portions de la bordure périphérique 24 en saillie vers l'intérieur situées entre deux échancrures 28 adjacentes et définissant les surfaces suiveuses de came 32. Dans un mode de réalisation, non représenté, le disque d'embrayage 1 peut comprendre un second dispositif d'amortissement autre que le batteur inertiel. Dans ce cas, le voile annulaire 4 est mobile en rotation par rapport au moyeu 5 et des organes élastiques, tels que des ressorts hélicoïdaux, permettent de transmettre le couple de rotation entre les garnitures de friction 3 et le moyeu 5 du disque d'embrayage 5 en amortissant les acyclismes.
L'usage du verbe « comporter », « comprendre » ou « inclure » et de ses formes conjuguées n'exclut pas la présence d'autres éléments ou d'autres étapes que ceux énoncés dans une revendication.
Dans les revendications, tout signe de référence entre parenthèses ne saurait être interprété comme une limitation de la revendication.

Claims

REVENDICATIONS
1. Dispositif d'amortissement des vibrations de type batteur inertiel pour une chaîne de transmission de véhicule automobile comportant :
une masse d'inertie (9) destinée à être montée de manière oscillante en rotation autour d'un axe X sur un élément de support (5) associé à la chaîne de transmission du véhicule automobile; et
un organe d'accouplement élastique (10) pour coupler en rotation la masse d'inertie (9) audit élément de support (5) ;
l'organe d'accouplement élastique (10) comprenant au moins une lame élas- tique (23) destinée à être solidarisée en rotation audit élément de support (5) et coopérant avec un élément d'appui (13), solidaire en rotation de la masse d'inertie (9), la lame élastique (23) coopérant avec l'élément d'appui (13) par l'intermédiaire d'un contact frottant ;
ladite au moins une lame élastique (23) et l'élément d'appui (13) étant agencés de telle sorte que, pour un débattement angulaire de la masse d'inertie (9) par rapport à la lame élastique (23) de part ou d'autre d'une position de repos, l'élément d'appui (13) exerce un effort de flexion sur la lame élastique (23) produisant une force de réaction apte à rappeler la masse d'inertie (9) vers ladite position angulaire de repos et à exercer entre la lame élastique (23) et l'élément d'appui (13) un couple résistant de frottement.
2. Dispositif d'amortissement selon la revendication 1 , dans lequel ladite au moins une lame élastique (23) coopère avec l'élément d'appui (13) par l'intermédiaire d'un contact frottant entre une surface de came (25, 31 , 33) et une surface suiveuse de came (26, 32) ; l'un parmi la lame élastique (23) et l'élément d'appui (13) comportant la surface de came (25, 31 , 33) et l'autre comportant la surface suiveuse de came (26, 32) associée.
3. Dispositif d'amortissement selon la revendication 2, dans lequel la surface de came (25, 31 , 33) est agencée de telle sorte que le couple résistant de frottement s'exerçant entre la lame élastique (23) et l'élément d'appui (13) soit strictement croissant pour un débattement angulaire de la masse d'inertie (9) par rapport à la lame élastique (23) entre sa position angulaire de repos et une position de fin de course correspondant à un positionnement de la surface suiveuse de came (26, 32) à une extrémité de la surface de came (25, 31 , 33) associée.
4. Dispositif d'amortissement selon la revendication 2 ou 3, dans lequel l'organe d'accouplement élastique (10) comporte un corps annulaire (22) destiné à être solidarisé en rotation à l'élément de support (5) et une pluralité de lames élastiques (23) portées par le corps annulaire (22) coopérant chacune avec l'élément d'appui (13) par l'intermédiaire d'un contact frottant entre une surface de came (25, 31 , 33) et une surface suiveuse de came (26, 32) ; l'un parmi la pluralité de lame élastiques (23) et l'élément d'appui (13) comportant les surfaces de came (25, 31 , 33) et l'autre comportant les surfaces suiveuses de came (26, 32) associées.
5. Dispositif d'amortissement selon la revendication 4, dans lequel les surfaces de came (25, 31 , 33) sont juxtaposées les unes à la suite des autres autour de l'axe X de telle sorte que chaque surface suiveuse de came (26, 32) soit apte à librement passer d'une première surface de came (25, 31 , 33) à une seconde surface de came (25, 31 , 33) adjacente à ladite première surface de came (25, 31 , 33) lorsque la masse d'inertie (9) est sollicitée par des vibrations d'une amplitude telle que chaque surface suiveuse de came (26, 32) est déplacée au-delà d'une extrémité de la première surface de came (25, 31 , 33).
6. Dispositif d'amortissement selon l'une quelconque des revendications 2 à 5, dans lequel l'élément d'appui est formé par un flasque annulaire (13) qui est fixé à la masse d'inertie (9) et présente une cavité (17) de logement de l'organe d'accouplement élastique (10), la surface suiveuse de came (32) ou la surface de came (25) étant ménagée en bordure périphérique (24) de ladite cavité (17).
7. Dispositif d'amortissement selon la revendication 6, dans lequel la bordure périphérique (24) de la cavité (17) de logement de l'organe d'accouplement élastique (10) comporte une pluralité d'échancrures (28) juxtaposées continûment les unes à la suite des autres autour de l'axe X.
8. Dispositif d'amortissement selon la revendication 6 ou 7, dans lequel le flasque annulaire (13) comporte une joue (19) bordant axialement la cavité (17) et comportant une ouverture centrale (15) destinée à recevoir l'élément de support (5) et présentant une surface annulaire interne (16) de centrage destinée à assurer le centrage et le guidage en rotation de la masse d'inertie (9) par rapport à l'élément de support (5).
9. Dispositif d'amortissement selon l'une quelconque des revendications 1 à 8, dans lequel l'élément d'appui (13) est réalisé dans un matériau plastique.
10. Dispositif d'amortissement selon l'une quelconque des revendications 1 à 9, dans lequel l'organe d'accouplement élastique (10) comporte un corps annulaire (22) destiné à être solidarisé en rotation à l'élément de support (5) et au moins une lame élastique (23) présentant une extrémité distale libre, ladite lame élastique (23) comportant successivement, depuis le corps annulaire vers son extrémité distale libre, une portion proximale coudée (29) et une portion principale (30) s'étendant circonférentiellement depuis la portion proximale coudée (29) vers l'extrémité distale libre.
11. Dispositif d'amortissement selon la revendication 10, dans lequel l'organe d'accouplement élastique (10) est formé dans une tôle métallique, le corps annulaire (22) s'étendant dans un plan orthogonal à l'axe X de telle sorte que la direction d'épaisseur du corps annulaire (22) s'étende selon une direction axiale parallèle à l'axe X et la portion proximale coudée (29) étant pliée de sorte que la direction d'épaisseur de la portion principale (30) de la lame élastique (23) comporte une composante radiale.
12. Dispositif d'amortissement selon la revendication 10 ou 11 , dans lequel l'extrémité distale libre de la lame élastique (23) comporte une portion recourbée définissant la surface suiveuse de came (26) coopérant par frottement avec la surface de came (25) portée par l'élément d'appui (13).
13. Dispositif d'amortissement selon la revendication 10, dans lequel la portion principale (30) de la lame élastique (23) présente un profil ondulé définissant la surface de came (31 ) coopérant par frottement avec la surface suiveuse de came (32) portée par l'élément d'appui (13).
14. Dispositif d'amortissement selon la revendication 10, dans lequel l'organe d'accouplement élastique (10) comporte un corps annulaire (22) destiné à être solidarisé en rotation à l'élément de support et au moins une lame élastique (23) présentant deux extrémités libres, la lame élastique (23) comportant une portion proximale (36) et deux portions élastiques (34, 35) se développant, à partir de la portion proximale (36), circonférentiellement selon deux sens de rotation opposés, les deux portions élastiques (34, 35) définissant la surface de came (33) coopérant par frottement avec la surface suiveuse de came (32) portée par l'élément d'appui (13).
15. Dispositif d'amortissement selon l'une quelconque des revendications 1 à 14, dans lequel l'organe d'accouplement élastique (10) et l'élément d'appui (13) sont agencés de telle sorte que l'organe d'accouplement élastique (10) génère une raideur angulaire fixe et que le dispositif d'amortissement présente ainsi une unique fréquence de résonnance.
16. Dispositif d'amortissement selon l'une quelconque des revendications 1 à 14, dans lequel l'organe d'accouplement élastique (10) et l'élément d'appui (13) sont agencés de telle sorte que l'organe d'accouplement élastique présente une raideur angulaire croissante, pour un débattement angulaire de la masse d'inertie de part ou d'autre de sa position de repos.
17. Dispositif d'amortissement selon la revendication 16 lorsqu'elle dépend de la revendication 2, dans lequel la surface de came (25, 31 , 33) est agencée de telle sorte que ladite au moins une lame élastique (23) présente un raideur angulaire strictement croissante pour un débattement angulaire de la masse d'inertie (9) par rapport à la lame élastique (23) entre sa position angulaire de repos et une position de fin de course correspondant à un positionnement de la surface suiveuse de came (26, 32) à une extrémité de la surface de came (25, 31 , 33) associée.
18. Disque d'embrayage (1 ) comportant un moyeu (5) destiné à être couplé en rotation à un arbre d'entrée d'une boîte de vitesses, des garnitures de friction (3), un disque externe (2) portant les garnitures de friction (3), accouplé au moyeu (5) et un dispositif d'amortissement de vibrations selon l'une quelconques des revendications 1 à 14, la masse d'inertie (9) étant montée de manière oscillante en rotation sur le moyeu (5) du disque d'embrayage (1 ) et l'organe d'accouplement élastique (10) étant solidaire en rotation dudit moyeu (5).
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