DE19728241C2

DE19728241C2 - Torsional vibration damper

Info

Publication number: DE19728241C2
Application number: DE1997128241
Authority: DE
Inventors: Andreas Orlamuender; Eberhard Knaupp; Martin Gerber
Original assignee: Mannesmann Sachs AG
Current assignee: ZF Friedrichshafen AG
Priority date: 1997-07-02
Filing date: 1997-07-02
Publication date: 1999-11-25
Anticipated expiration: 2017-07-03
Also published as: ES2182601A1; GB9813916D0; ES2182601B1; FR2765648A1; GB2327739A; DE19728241A1; FR2765648B1; GB2327739B

Description

Die Erfindung betrifft einen Torsionsschwingungsdämpfer für den Antriebs strang eines Kraftfahrzeugs mit einem um eine Drehachse drehbar angeord neten Eingangsteil, einem zentrisch zu der Drehachse angeordneten, relativ zu dem Eingangsteil drehbaren Ausgangsteil und einer den Eingangsteil und den Ausgangsteil drehelastisch miteinander kuppelnden Federeinrichtung mit mindestens einem aus gewickeltem Federmaterial gebildeten Federelement, das mindestens eine, insbesondere jedoch mehr als eine oder mehrere um die Drehachse herum verlaufende Windungen aufweist und dessen Enden in Drehmoment-Übertragungsverbindung mit dem Eingangsteil bzw. dem Ausgangsteil stehen oder bringbar sind.The invention relates to a torsional vibration damper for the drive strand of a motor vehicle with a rotatable about an axis of rotation Neten input part, arranged centrally to the axis of rotation, relative to the input part rotatable output part and one the input part and the Output part with torsionally elastic coupling spring device with at least one spring element formed from wound spring material, the at least one, but in particular more than one or more around the Has axis of rotation around turns and its ends in Torque transmission connection with the input part or the Output part stand or can be brought.

Aus der deutschen Offenlegungsschrift DE 40 06 121 A1 ist ein Torsions schwingungsdämpfer der vorstehend bezeichneten Art bekannt, dessen Federeinrichtung zwei ineinander verschlungene Spiralfedern aufweist. Jede Spiralfeder weist mehrere einander ohne gegenseitigen Axialversatz um schließende Spiralwindungen auf. In axialer Richtung nehmen die Spiralfedern nur einen der axialen Dicke ihres Federmaterials entsprechenden Raum ein. Die Spiralwindungen sind für die radiale Baugröße der Spiralfedern verantwortlich. Auf deren axiale Baugröße haben sie keinen Einfluß.From German published patent application DE 40 06 121 A1 is a torsion Vibration damper of the type described above, the Spring device has two intertwined spiral springs. Each Spiral spring has several around each other without mutual axial displacement closing spiral turns. The coil springs take in the axial direction only one space corresponding to the axial thickness of their spring material. The Spiral windings are responsible for the radial size of the spiral springs. They have no influence on their axial size.

Bei einer Verdrehung des Eingangs- und des Ausgangsteils gegeneinander erfahren die Spiralwindungen der Spiralfedern entsprechend der relativen Verdrehrichtung eine radiale Einengung oder Aufweitung, also eine Änderung ihres mittleren Durchmessers. Ausgehend von der weichsten Spiralwindung, d. h. der Spiralwindung größten mittleren Durchmessers, bis hin zur härtesten Spiralwindung, d. h. der Spiralwindung kleinsten mittleren Durchmessers, erfährt jede einzelne Spiralwindung eine inkrementale Änderung ihres mittleren Radius. In radialer Richtung addieren sich die inkrementalen Radiusänderungen der einzelnen Spiralwindungen über die Spiralfeder hinweg. Entsprechend groß ist die bei einer Relativdrehung des Eingangs- und des Ausgangsteils zu beobachtende radiale Gesamtverformung der Spiralfeder, die bei der Bemes sung des Bauraums, der der Spiralfeder zugewiesen wird, zu berücksichtigen ist.When the input and output parts are rotated against each other experience the spiral windings of the spiral springs according to the relative Direction of rotation a radial narrowing or widening, i.e. a change their average diameter. Starting from the softest spiral turn, d. H. the spiral turn of the largest medium diameter up to the hardest Spiral turn, d. H. the spiral turn of the smallest medium diameter, each individual spiral turn experiences an incremental change in its mean Radius. The incremental changes in radius add up in the radial direction of the individual spiral turns across the spiral spring. Correspondingly large is that with a relative rotation of the input and output part total radial deformation of the coil spring observed at the Bemes solution of the installation space that is assigned to the spiral spring is.

Es läßt sich also bei den aus der DE 40 06 121 A1 bekannten Spiralfedern folgendes Problem feststellen: Bedingt durch die Bauform ist die radiale Baugröße der Spiralfedern groß im Vergleich zu ihrer axialen Baugröße. Die bei einer Relativdrehung des Eingangs- und des Ausgangsteils auftretende Verformung der Spiralwindungen erfolgt in der gleichen Richtung, in der die Spiralfedern bereits einen großen Bauraum beanspruchen, nämlich in radialer Richtung, und muß beim Einbau der Spiralfedern zusätzlich berücksichtigt werden. So ist der notwendige Bauraum für die Spiralfedern in radialer Richtung relativ groß. Bei Kraftfahrzeugen ist jedoch für in den Antriebsstrang eingebaute Komponenten häufig nur ein sehr beschränkter radialer Bauraum vorhanden. Insbesondere bei Personenkraftwagen mit relativ geringer Bodenfreiheit sind der radialen Baugröße solcher Komponenten enge Grenzen gesetzt.It can therefore be used in the spiral springs known from DE 40 06 121 A1 Determine the following problem: The radial is due to the design Size of the coil springs is large compared to their axial size. The at a relative rotation of the input and output part Deformation of the spiral turns takes place in the same direction in which the Coil springs already take up a large amount of space, namely in radial Direction, and must also be taken into account when installing the coil springs become. The space required for the spiral springs is radial Direction relatively large. In motor vehicles, however, is in the drive train built-in components often only have a very limited radial installation space available. Particularly in the case of passenger cars with a relatively low level Ground clearance is the narrow limit of the radial size of such components set.

Der Erfindung liegt das technische Problem zugrunde, einen Torsionsschwin gungsdämpfer der eingangs bezeichneten Art anzugeben, dessen insbesondere radiale Bauraumerfordernisse sich besser für den Einbau in den Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs eignen.The invention is based on the technical problem of a torsional vibration Specify damper of the type mentioned, its particular radial installation space requirements are better for installation in the drive train a motor vehicle.

Zur Lösung dieser Problemstellung ist erfindungsgemäß vorgesehen, daß zu mindest eine Teilanzahl der in Umfangsrichtung des Federmaterialwickels des Federelements aufeinander folgenden Windungs-Durchstoßstellen durch eine die Drehachse enthaltende Axiallängsebene axial gegeneinander versetzt sind. To solve this problem, the invention provides that at least a part number of the in the circumferential direction of the spring material winding Spring element successive turns puncture points by a the axial longitudinal plane containing the axis of rotation are axially offset from one another.

Bei der erfindungsgemäßen Lösung ist eine Aufteilung erfolgt zwischen der Richtung der Aufeinanderfolge der Windungen des Federmaterialwickels und deren Verformungsrichtung bei einer Relativdrehung des Eingangs- und des Ausgangsteils. Während im letzteren Fall eine etwaige Einengung oder Auf weitung der Windungen weiterhin in radialer Richtung erfolgt, besitzt die Richtung der Aufeinanderfolge der Windungen eine axiale Komponente. Durch diese axiale Komponente konzentriert sich der gesamte benötigte Bauraum für das Federelement nicht nur fast ausschließlich auf eine Richtung wie bei der DE 40 06 121 A1 (dort auf die radiale Richtung), sondern verteilt sich auf zwei Richtungen, nämlich die axiale und die radiale Richtung. Auf diese Weise können das Federelement und damit der Torsionsschwingungsdämpfer besser an vorgegebene Platzverhältnisse im Antriebsstrang des Kraftfahrzeugs an gepaßt werden und insbesondere auch dort eingebaut werden, wo die radialen Platzverhältnisse vergleichsweise beengt sind.In the solution according to the invention there is a division between the Direction of the succession of turns of the spring material winding and whose direction of deformation with a relative rotation of the input and Initial part. While in the latter case a possible narrowing or opening The winding continues to widen in the radial direction Direction of the succession of turns an axial component. By this axial component concentrates the entire installation space required for the spring element not only almost exclusively in one direction as in the DE 40 06 121 A1 (there on the radial direction), but is divided into two Directions, namely the axial and the radial direction. In this way can the spring element and thus the torsional vibration damper better to predetermined space conditions in the drive train of the motor vehicle be fitted and especially installed where the radial Space is relatively cramped.

Durch die axiale Versetzung einzelner aufeinander folgender Windungs- Durchstoßstellen ergibt sich ein weiterer Vorteil: Bei der Lösung nach der DE 40 06 121 A1 ist, wie bereits erläutert, eine Addierung der inkrementalen Änderungen der mittleren Radien der einzelnen Spiralwindungen bei einer Relativdrehung des Eingangs- und des Ausgangsteils hinzunehmen. Dagegen ist bei der erfindungsgemäßen Lösung festzustellen, daß der Bauraum, der an einem axialen Ort längs der Drehachse für etwaige Verformungen der Win dungen des Federmaterialwickels in radialer Richtung zur Verfügung gestellt werden muß, im wesentlichen nur durch das Maß der radialen Verformung einer einzigen Windung des Federmaterialwickels bestimmt wird. Eine Ad dierung in radialer Richtung der inkrementalen Änderungen des mittleren Radius einzelner aufeinander folgender Windungen findet an sich nicht statt. Daher ist auch der allein für etwaige Verformungen der Windungen des Fe dermaterialwickels zu berücksichtigende radiale Bauraum erheblich kleiner als bei den Spiralfedern nach der DE 40 06 121 A1. So ist nicht nur die radiale Baugröße des Federelements, sondern auch der insgesamt zu berücksichti gende Bauraum reduziert, wobei durch die axiale Komponente der Richtung der Aufeinanderfolge der Windungen eine gewisse Flexibilität im Hinblick auf die Anpassung des Torsionsschwingungsdämpfers an die herrschenden Platz verhältnisse gegeben ist. Diese Vorteile ergeben sich insbesondere dann, wenn sämtliche aufeinander folgenden Windungen des Federelements axial gegen einander versetzte Durchstoßstellen durch die Axiallängsebene besitzen.Due to the axial displacement of individual successive turns Puncture points have another advantage: With the solution after As already explained, DE 40 06 121 A1 is an addition of the incremental ones Changes in the mean radii of the individual spiral turns in one Accept relative rotation of the input and output part. On the other hand it can be stated in the solution according to the invention that the installation space required an axial location along the axis of rotation for any deformation of the win of the spring material in the radial direction must be, essentially only by the amount of radial deformation a single turn of the spring material roll is determined. An ad dation in the radial direction of the incremental changes in the middle The radius of individual successive turns does not take place per se. It is therefore only for possible deformations of the Fe windings radial space to be taken into account is considerably smaller than in the spiral springs according to DE 40 06 121 A1. It's not just the radial one Size of the spring element, but also the total space is reduced, the axial component of the direction of the Sequence of turns a certain flexibility in terms of Adaptation of the torsional vibration damper to the prevailing space conditions are given. These advantages arise in particular if axially counter all successive turns of the spring element have mutually offset penetration points through the axial longitudinal plane.

An seinen Enden kann das Federelement axial unbeweglich mit dem Eingangs- bzw. dem Ausgangsteil gekuppelt oder kuppelbar sein, wobei aus Gründen einer gleichmäßigen Belastung des Federelements vorzugsweise beide Enden des Federelements axial unbeweglich festgelegt sein werden. Beispielsweise können die Enden des Federelements mit dem Eingangs- und dem Ausgangsteil verschweißt sein. Denkbar ist auch ein formschlüssiger Eingriff, bei dem das Federelement an seinen Enden radial umgebogen und in entsprechende Halte schlitze des Eingangs- und des Ausgangsteils eingesteckt ist. Es kann aber auch vorgesehen sein, daß mindestens eines der Enden des Federelements axial beweglich mit dem zugehörigen Eingangs- oder Ausgangsteil gekuppelt oder kuppelbar ist, wobei aus Gründen einer gleichmäßigen Belastung des Federelements wiederum vorzugsweise beide Enden des Federelements axial beweglich mit dem Eingangs- bzw. dem Ausgangsteil gekuppelt oder kuppelbar sein werden. In einem solchen Fall könnte eine radiale Verformung der Win dungen des Federelements bei einer Relativdrehung des Eingangs- und des Ausgangsteils gegeneinander reduziert und zumindest zum Teil durch eine axiale Längenänderung des Federelements aufgefangen werden.At its ends, the spring element can be axially immovable with the input or the output part can be coupled or coupled, for reasons uniform loading of the spring element preferably both ends of the spring element will be fixed axially immovable. For example can the ends of the spring element with the input and the output part be welded. A form-fitting intervention is also conceivable, in which the Spring element bent radially at its ends and in corresponding holders slots of the input and output part is inserted. But it can also be provided that at least one of the ends of the spring element axially movable coupled with the associated input or output part or can be coupled, for reasons of uniform loading of the Spring element in turn preferably both ends of the spring element axially movably coupled or connectable to the input or output part will be. In such a case, radial deformation of the win the spring element with a relative rotation of the input and Output part reduced against each other and at least partially by one axial change in length of the spring element can be absorbed.

Das Federelement kann als Wendelfeder mit konstantem mittleren Durch messer seiner Windungen ausgebildet sein. Bei einem solchen Federelement besitzen alle Windungen im wesentlichen die gleiche Federsteifigkeit, sofern der Querschnitt des Federmaterials überall gleich ist. Es soll aber nicht ausgeschlossen sein, daß sich in Umlaufrichtung des Federmaterialwickels der Querschnitt des Federmaterials ändert, um ein unterschiedliches Feder verhalten einzelner Windungen oder Windungsabschnitte des Federelements zu erzielen. The spring element can be used as a helical spring with a constant mean diameter knives of its coils. With such a spring element all turns have essentially the same spring stiffness, provided the cross section of the spring material is the same everywhere. But it shouldn't be excluded that in the direction of rotation of the spring material winding Cross section of the spring material changes to a different spring behavior of individual turns or turn sections of the spring element to achieve.

Um eine gewünschte Federcharakteristik, etwa eine progressive Federcharak teristik, zu erhalten, kann zumindest eine Teilanzahl der aufeinander folgenden Windungen des Federelements im entspannten Zustand des Federelements ei nen voneinander verschiedenen mittleren Durchmesser besitzen. Da der mitt lere Durchmesser einer Windung deren Steifheit beeinflußt, ist es denkbar, auf diese Weise eine Anpassung an ein gewünschtes Federverhalten des Torsions schwingungsdämpfers im Zug- oder/und im Schubbetrieb des Kraftfahrzeugs zu erzielen. Durch die vorstehende Maßnahme ist es aber auch möglich, durch entsprechende Wahl des mittleren Durchmessers der Windungen des Feder elements den Torsionsschwingungsdämpfer an bauliche Gegebenheiten an zupassen.A desired spring characteristic, such as a progressive spring characteristic teristik, can be obtained, at least a partial number of the successive Turns of the spring element in the relaxed state of the spring element egg NEN have different average diameters. Since the middle lere diameter of a turn whose rigidity affects, it is conceivable to in this way an adaptation to a desired spring behavior of the torsion Vibration damper in the train and / or in the overrun mode of the motor vehicle to achieve. With the above measure it is also possible to appropriate choice of the mean diameter of the turns of the spring elements to adapt the torsional vibration damper to structural conditions to fit.

Der mittlere Durchmesser der Windungen des Federelements kann von einem Ende des Federelements zum anderen hin abnehmen. Dabei kann vorgesehen sein, daß der mittlere Durchmesser der Windungen vom eingangsteilseitigen Ende des Federelement zum ausgangsteilseitigen Ende hin abnimmt. Es kann aber auch der mittlere Durchmesser der Windungen vom ausgangsteilseitigen Ende des Federelements zum eingangsteilseitigen Ende hin abnehmen. Eine zweckmäßige Ausführungsform sieht vor, daß sich der mittlere Durchmesser der Windungen kontinuierlich von einem Ende des Federelements zum anderen hin ändert. Das Federelement kann in diesem Fall als Kegelfeder mit gleichmä ßig abnehmendem mittleren Durchmesser seiner Windungen ausgebildet sein. Es ist aber auch denkbar, daß sich der mittlere Durchmesser der Windungen des Federelements stufenartig von einem Ende des Federelements zum anderen hin ändert.The average diameter of the turns of the spring element can be from one Remove the end of the spring element towards the other. It can be provided be that the average diameter of the turns from the input part End of the spring element decreases towards the end on the output part side. It can but also the average diameter of the turns from the output part side Remove the end of the spring element towards the end on the input part side. A expedient embodiment provides that the average diameter the windings continuously from one end of the spring element to the other changes. The spring element can in this case as a conical spring with even be reduced decreasing average diameter of its turns. But it is also conceivable that the average diameter of the turns of the spring element in steps from one end of the spring element to changes to others.

Sofern einzelne aufeinander folgende Windungen des Federelements einen voneinander verschiedenen mittleren Durchmesser besitzen, ist es möglich, daß diese Windungen einander axial teilweise überlappende Durchstoßstellen durch die Axiallängsebene besitzen. Auf diese Weise kann ein in axialer Richtung sehr kompaktes Federelement erhalten werden. Provided that individual successive turns of the spring element one have different average diameters, it is possible that these windings axially partially overlapping puncture points through the axial longitudinal plane. In this way, an axial Direction very compact spring element can be obtained.

Um bei der Einleitung starker Drehmomente, etwa bei abrupten Drehmoment stößen, die Gefahr von Beschädigungen des Torsionsschwingungsdämpfers zu vermeiden, können an dem Eingangs- und dem Ausgangsteil einander zuge ordnete Anschlagmittel vorgesehen sein, welche den maximalen Verdrehwinkel zwischen Eingangs- und Ausgangsteil begrenzen. Eine Drehwinkelbegrenzung zumindest in einer der beiden relativen Drehrichtungen kann auch darin bestehen, daß die Windungen des Federelements bei einem bestimmten Ver drehwinkel auf Block gehen, d. h. die Windungen des Federelements in An lagekontakt aneinander gelangen und eine weitere Verdrehung blockieren. Es soll auch nicht ausgeschlossen sein, daß die Windungen des Federelements bereits im entspannten Zustand auf Block liegen, so daß nur in einer relativen Drehrichtung zwischen Eingangs- und Ausgangsteil eine abgefederte Dreh momentübertragung erfolgt, während in der anderen relativen Drehrichtung der Torsionsschwingungsdämpfer eine drehfeste Kopplung zwischen Eingangs- und Ausgangsteil bewirkt. Eine weitere Möglichkeit der Drehwinkelbegrenzung besteht darin, radial innerhalb oder/und radial außerhalb der Windungen des Federmaterialwickels Begrenzungsflächen an dem Eingangs- oder/und dem Ausgangsteil vorzusehen, an die die Windungen ab einem bestimmten Maß der radialen Einengung oder Aufweitung infolge einer Verdrehung des Eingangs- und des Ausgangsteils gegeneinander anstoßen und die eine weitere Ver drehung des Eingangs- und des Ausgangsteils gegeneinander verhindern. Die Verdrehbegrenzung erfolgt in diesem Fall also dadurch, daß die Windungen des Federelements auf Block mit den Begrenzungsflächen gehen.In order to introduce strong torques, such as abrupt torque the risk of damaging the torsional vibration damper can avoid each other at the input and the output part orderly sling means are provided, which the maximum angle of rotation limit between the input and output section. An angle of rotation limitation at least in one of the two relative directions of rotation exist that the turns of the spring element at a certain Ver turn angle of rotation on block, d. H. the turns of the spring element in An come into contact with each other and block further rotation. It should also not be excluded that the turns of the spring element already lying on block in the relaxed state, so that only in a relative Direction of rotation between the input and output part a sprung rotation torque transmission takes place while in the other relative direction of rotation Torsional vibration damper a rotationally fixed coupling between input and output part effects. Another possibility of limiting the angle of rotation consists of radially inside and / or radially outside of the turns of the Spring material wrapping boundary surfaces on the entrance and / or Provide output part to which the windings from a certain degree of radial narrowing or widening due to twisting of the input and the output part abut against each other and another Ver Prevent rotation of the input and output parts against each other. The In this case, rotation is limited in that the turns of the Go spring element on block with the boundary surfaces.

Es hat sich gezeigt, daß bei der erfindungsgemäßen Ausbildung des Torsions schwingungsdämpfers hohe Drehmomente bei großen Verdrehwinkeln über tragen werden können. Zugleich kann das Federelement eine vergleichsweise geringe Federsteifigkeit besitzen, so daß eine gute schwingungsmäßige Entkopplung des Ausgangsteils von dem Eingangsteil erreicht werden kann. Bei einer bevorzugten Ausbildung besitzt das Federelement einige wenige Windungen, wobei die Zahl der Windungen zwischen eineinhalb und fünf, vorzugsweise zwischen zwei und vier beträgt. Als Federmaterial des Federelements hat sich ein Drahtmaterial mit Kreisquerschnitt bewährt, wobei jedoch selbstverständlich auch Materialien mit einer anderen Querschnittsform gewählt werden können.It has been shown that in the formation of the torsion according to the invention vibration damper high torques at large angles of rotation can be worn. At the same time, the spring element can be a comparatively have low spring stiffness, so that good vibration Decoupling of the output part from the input part can be achieved. In a preferred embodiment, the spring element has a few Turns, the number of turns between one and a half and five, is preferably between two and four. As the spring material of the Spring element has proven a wire material with a circular cross-section, wherein but of course also materials with a different cross-sectional shape can be chosen.

Das Federelement kann im Bereich des Außenumfangs des Eingangs- oder/und des Ausgangsteils angeordnet sein. In diesem Fall lassen sich besonders große Durchmesser der Windungen mit entsprechend geringer Federsteifigkeit erzielen, was für ein insgesamt weiches, über einen großen Drehwinkel wirksames Federelement vorteilhaft ist. Das Federelement kann aber auch in einem radial mittleren Bereich des Eingangs- oder/und des Ausgangsteils angeordnet sein. Das Federelement kann dann nach außen hin geschützt zwischen dem Eingangs- und dem Ausgangsteil angeordnet werden.The spring element can in the area of the outer circumference of the input or / and the output part can be arranged. In this case, particularly large ones Diameter of the turns with a correspondingly low spring stiffness achieve what an overall soft, over a large angle of rotation effective spring element is advantageous. The spring element can also in a radially central region of the input and / or the output part be arranged. The spring element can then be protected from the outside be arranged between the input and the output part.

Es hat sich herausgestellt, daß der erfindungsgemäße Torsionsschwingungs dämpfer bereits mit nur einem einzigen gewickelten Federelement hervor ragende Federungseigenschaften bewirken kann, was die Teilezahl reduziert und die Herstellungs- und Montagekosten senkt. Eine Optimierung der Federungseigenschaften des Torsionsschwingungsdämpfers kann dadurch erreicht werden, daß mindestens zwei gewickelte Federelemente vorgesehen sind. Diese Federelemente können gleiche oder unterschiedliche Federeigen schaften aufweisen. Insbesondere ist es denkbar, Federelemente vorzusehen, deren Wirkung verzögert einsetzt, die also erst ab einem vorbestimmten Verdrehwinkel des Eingangsteils relativ zu dem Ausgangsteil verformt werden und ihre Federwirkung entfalten. Solche verzögert einsetzenden Feder elemente können mit Federelementen kombiniert werden, die unmittelbar bei Verdrehung des Eingangs- und des Ausgangsteils aus der Grunddrehstellung heraus wirksam werden. Es läßt sich so an sich jede beliebige gewünschte Federcharakteristik verwirklichen, ggf. auch mit unterschiedlichem Federungs verhalten im Schub- und im Zugbetrieb. Besonders platzsparend ist es, wenn zwei Federelemente zumindest teilweise axial ineinander gewickelt sind. Es ist aber auch denkbar, daß zwei Federelemente zumindest teilweise radial ineinander gewickelt sind. It has been found that the torsional vibration according to the invention damper with just a single wound spring element excellent suspension properties, which reduces the number of parts and lowers manufacturing and assembly costs. An optimization of the This can result in suspension properties of the torsional vibration damper achieved that at least two wound spring elements are provided are. These spring elements can have the same or different spring properties have shafts. In particular, it is conceivable to provide spring elements the effect of which begins with a delay, that is to say only from a predetermined one Angle of rotation of the input part are deformed relative to the output part and develop their spring action. Such delayed spring elements can be combined with spring elements that are directly at Rotation of the input and output part from the basic turning position take effect out. So it can be any desired Realize spring characteristics, if necessary also with different suspension behave in pushing and pulling operations. It is particularly space-saving if two spring elements are at least partially axially wound into one another. It is but also conceivable that two spring elements at least partially radially are wrapped in each other.

Der erfindungsgemäße Torsionsschwingungsdämpfer ist prinzipiell für den Einbau an beliebigen Stellen im Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs geeignet. So kann er ohne weiteres in einer Kupplung, insbesondere einer Reibungskupp lung eines Kraftfahrzeugs eingebaut werden. Bei einer bevorzugten Weiterbil dung der Erfindung ist jedoch vorgesehen, daß der Eingangsteil von einer an der Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine befestigbaren Primärmasse eines Zwei-Massen-Schwungrads gebildet ist und der Ausgangsteil von einer Sekundärmasse des Zwei-Massen-Schwungrads gebildet ist, an welcher eine Druckplatteneinheit einer Kraftfahrzeug-Reibungskupplung befestigbar ist. Eine solche Druckplatteneinheit umfaßt herkömmlicherweise ein Kupplungsgehäuse, eine Kupplungshauptfeder sowie eine Druckplatte, die zu einer Baueinheit zusammengefaßt sind und als Baueinheit an der Sekundärmasse des Zwei- Massen-Schwungrads befestigt werden können. Bei einer solchen Verwendung des Torsionsschwingungsdämpfers in einem Zwei-Massen-Schwungrad ist der mittlere Radius der Windungen des Federelements im entspannten Zustand des Federelements bevorzugt größer als der Außenradius einer reibungskupplungs seitigen Anpreßfläche der Sekundärmasse. Es soll aber nicht ausgeschlossen sein, daß die Windungen des Federelements in radialer Richtung mit der Anpreßfläche der Sekundärmasse überlappen oder ihr mittlerer Radius kleiner als der Innenradius der Anpreßfläche ist.The torsional vibration damper according to the invention is in principle for the Suitable for installation anywhere in the drive train of a motor vehicle. So he can easily in a clutch, especially a friction clutch ment of a motor vehicle be installed. With a preferred continuation The invention provides, however, that the input part from one the crankshaft of an internal combustion engine attachable primary mass Two-mass flywheel is formed and the output part of one Secondary mass of the two-mass flywheel is formed, on which one Pressure plate unit of a motor vehicle friction clutch is attachable. A such a pressure plate unit conventionally comprises a clutch housing, a clutch main spring and a pressure plate that form a structural unit are summarized and as a unit on the secondary mass of the two- Mass flywheel can be attached. With such use of the torsional vibration damper in a two-mass flywheel is the average radius of the windings of the spring element in the relaxed state of the Spring element preferably larger than the outer radius of a friction clutch pressure surface of the secondary mass. But it is not meant to be excluded be that the turns of the spring element in the radial direction with the The contact surface of the secondary mass overlap or its average radius is smaller than the inner radius of the contact surface.

Die Erfindung wird im folgenden anhand der beigefügten Zeichnungen näher erläutert. Es stellen dar:The invention will now be described with reference to the accompanying drawings explained. They represent:

Fig. 1 einen Axiallängsschnitt durch eine Hälfte eines Zwei-Massen- Schwungrads mit einem erfindungsgemäßen Torsionsschwingungs dämpfer, Fig. 1 is an axial longitudinal section through one half of a two-mass flywheel with a torsional vibration damper according to the invention,

Fig. 2 einen Axialquerschnitt durch das Zwei-Massen-Schwungrad in Fig. 1 entlang der dortigen Linie II-II, Fig. 2 is an axial cross section through the two-mass flywheel in Fig. 1 along the line II-II,

Fig. 3 stark schematisiert ein zweites Ausführungsbeispiel des erfindungs gemäßen Torsionsschwingungsdämpfers, Fig strong. 3 schematically shows a second embodiment of the torsional vibration damper according to the Invention,

Fig. 4 stark schematisiert ein drittes Ausführungsbeispiel des erfindungs gemäßen Torsionsschwingungsdämpfers, Fig. 4 highly schematically a third embodiment of the torsional vibration damper according to the Invention,

Fig. 5 stark schematisiert ein viertes Ausführungsbeispiel des erfindungs gemäßen Torsionsschwingungsdämpfers, Fig. 5 highly schematically, a fourth embodiment of the torsional vibration damper according to the Invention,

Fig. 6 ein fünftes Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Torsions schwingungsdämpfers mit zwei radial ineinander angeordneten Federelementen, Fig. 6 shows a fifth embodiment of the torsional vibration damper according to the invention with two radially nested spring elements,

Fig. 7 ein sechstes Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Torsions schwingungsdämpfers mit zwei axial ineinander angeordneten Federelementen, Fig. 7 shows a sixth embodiment of the torsional vibration damper according to the invention having two axially arranged one inside the spring elements,

Fig. 8 ein siebtes Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Torsions schwingungsdämpfers in einer Ansicht entsprechend Fig. 1 und Fig. 8 shows a seventh embodiment of the torsional vibration damper according to the invention in a view corresponding to Fig. 1 and

Fig. 9 ein achtes Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Torsions schwingungsdämpfers in einer Ansicht entsprechend Fig. 1. Fig. 9, an eighth embodiment of the torsional vibration damper according to the invention in a view corresponding to FIG. 1.

In Fig. 1 ist ein Zwei-Massen-Schwungrad 1 dargestellt, das auf der Seite einer gestrichelt angedeuteten Kurbelwelle 3 einer nicht gezeigten Brennkraftma schine eine primäre Schwungmasse 5 aufweist, die zur Einleitung eines An triebsdrehmoments dient. Die Primärmasse 5 ist zentrisch zu einer Drehachse 7 der Kurbelwelle 3 durch Befestigungsschrauben 9 an der Kurbelwelle 3 befestigt, welche in mehrere in Umfangsrichtung um die Drehachse 7 herum verteilte Aufnahmelöcher 11 im radial inneren Bereich der Primärmasse 5 eingesetzt sind.In Fig. 1, a two-mass flywheel 1 is shown, the machine on the side of a dashed crankshaft 3 of an internal combustion engine, not shown, has a primary flywheel 5 , which is used to initiate a drive torque. The primary mass 5 is fastened centrally to an axis of rotation 7 of the crankshaft 3 by fastening screws 9 on the crankshaft 3 , which are inserted into a plurality of receiving holes 11 distributed in the circumferential direction around the axis of rotation 7 in the radially inner region of the primary mass 5 .

Auf der Kurbelwelle 3 abgewandten Seite der Primärmasse 5 weist das Zwei-Massen-Schwungrad 1 eine um die Drehachse 7 drehbare sekundäre Schwungmasse 13 auf, welche zur Befestigung einer Kraftfahrzeug-Reibungs kupplung 15 dient. Die Sekundärmasse 13 ist über eine Federeinrichtung 17 drehelastisch mit der Primärmasse 5 gekuppelt. Über eine Lageranordnung 19 ist die Sekundärmasse 13 relativ zu der Primärmasse 5 drehbar an dieser gelagert. Die Lageranordnung 19 umfaßt ein die Sekundärmasse 13 radial und axial an der Primärmasse 5 abstützendes Kugellager 21, welches durch Si cherungsscheiben 23 und 25 axial an der Sekundärmasse 13 bzw. an der Primärmasse 5 festgelegt ist. Die Lageranordnung 19 kann aber auch min destens ein Gleitlager umfassen.On the crankshaft 3 side of the primary mass 5 , the two-mass flywheel 1 has a rotatable about the axis of rotation 7 secondary flywheel 13 , which is used to attach a motor vehicle friction clutch 15 . The secondary mass 13 is coupled via a spring device 17 rotationally elastically to the primary mass. 5 The secondary mass 13 is rotatably supported on the primary mass 5 via a bearing arrangement 19 . The bearing assembly 19 includes a secondary mass 13 radially and axially on the primary mass 5 supporting ball bearing 21 which is secured by Si washers 23 and 25 axially on the secondary mass 13 and on the primary mass 5 . The bearing arrangement 19 can also include at least one plain bearing.

Zur Dämpfung von Drehschwingungen zwischen der Primärmasse 5 und der Sekundärmasse 13 dient eine zwischen der Primärmasse 5 und der Sekundär masse 13 wirksame Reibeinrichtung 27 mit einer Reibscheibe 29 und einer die Reibscheibe 29 axial vorspannenden Tellerfeder 31. Die Reibeinrichtung 27 bildet zusammen mit der Federeinrichtung 17 einen Drehschwingungen zwi schen der Primärmasse 5 und der Sekundärmasse 13 abfedernden und dämp fenden Torsionsschwingungsdämpfer, wobei die Primärmasse 5 einen Ein gangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers bildet und die Sekundärmasse 13 einen Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers bildet.A between the primary mass and the secondary mass 13 5 effective friction device 27 having a friction plate 29 and a friction disc 29 axially biasing plate spring 31 is used for damping of torsional oscillations between the primary mass and the secondary mass 5. 13 The friction device 27 forms, together with the spring device 17, a torsional vibration between the primary mass 5 and the secondary mass 13 cushioning and damping torsional vibration damper, the primary mass 5 forming an input part of the torsional vibration damper and the secondary mass 13 forming an output part of the torsional vibration damper.

Die Reibungskupplung 15 weist eine zentrisch zur Drehachse 7 angeordnete Kupplungsscheibe 33 mit einem Nabenteil 35 und einem über Niete 37 an dem Nabenteil 35 befestigten Reibbelagträger 39 auf. Das Nabenteil 35 weist eine Nabe 41 auf, deren Nabenöffnung 43 mit einer Innenverzahnung 45 für die drehfeste Verbindung mit einer nicht dargestellten Getriebeeingangswelle ausgeführt ist. Der Reibbelagträger 39 ist an einem radial von der Nabe 41 abstehenden Nabenflansch 47 befestigt. Die Reibungskupplung 15 weist ferner eine Druckplatteneinheit 49 auf. Diese Druckplatteneinheit 49 umfaßt ein drehfest und axial fest mit der Sekundärmasse 13 verbundenes Kupplungs gehäuse 51, an welchem in nicht näher dargestellter Weise, etwa durch Tangentialfedern, eine Druckplatte 53 drehfest, aber axial beweglich gehalten ist. Durch eine an dem Kupplungsgehäuse 51 gehaltene Kupplungshauptfeder 55, hier eine Membranfeder, wird die Druckplatte 53 in Richtung zu der Sekundärmasse 13 hin vorgespannt. Auf ihrer der Reibungskupplung 15 zu gewandten Seite weist die Sekundärmasse 13 eine Anpreßfläche 57 auf, ge gen die an dem Reibbelagträger 39 angebrachte Reibbeläge 59 von der Druck platteneinheit 49 im eingekuppelten Zustand der Reibungskupplung 15 reib schlüssig angepreßt werden. The friction clutch 15 has a clutch disc 33 arranged centrally to the axis of rotation 7 with a hub part 35 and a friction lining carrier 39 fastened to the hub part 35 via rivets 37 . The hub part 35 has a hub 41 , the hub opening 43 of which is designed with internal teeth 45 for the rotationally fixed connection to a transmission input shaft, not shown. The friction lining carrier 39 is fastened to a hub flange 47 projecting radially from the hub 41 . The friction clutch 15 also has a pressure plate unit 49 . This pressure plate unit 49 comprises a rotationally fixed and axially fixed to the secondary mass 13 coupling housing 51 , on which in a manner not shown, for example by tangential springs, a pressure plate 53 is rotatably but axially movable. The pressure plate 53 is biased towards the secondary mass 13 by a clutch main spring 55 , here a diaphragm spring, held on the clutch housing 51 . On its side facing the friction clutch 15 , the secondary mass 13 has a contact surface 57 , ge conditions which are attached to the friction lining carrier 39 friction linings 59 from the pressure plate unit 49 in the engaged state of the friction clutch 15 are frictionally pressed.

Die Federeinrichtung 17 umfaßt ein Federelement 61 aus gewickeltem Draht material mit Kreisquerschnitt. Im dargestellten Ausführungsbeispiel ist nur ein einziges derartiges Federelement 61 vorhanden. Es können aber auch zwei oder mehrere solcher Federelemente 61 vorgesehen sein. Das Drahtmaterial des Federelements 61 ist um die Drehachse 7 herumgewickelt und bildet mindestens eine Windung 63. Im gezeigten Beispielfall beträgt die Zahl der Windungen 63 des Federelements 61 zwischen zwei und drei, wobei die Win dungszahl selbstverständlich nicht ganzzahlig sein muß, sondern insbesondere auch 2,5 betragen kann. Die die Drehachse 7 koaxial umschließenden Win dungen 63 des Federelements 61 bilden eine Wendelfeder, deren mittlerer Windungsdurchmesser für alle Windungen 63 im wesentlichen gleich ist. Die beiden Enden 65 der Wendelfeder 61, von denen in Fig. 1 nur eines gezeigt ist, sind mit der Primärmasse 5 und der Sekundärmasse 13 in Umfangsrichtung fest gekuppelt. Wie insbesondere in Fig. 2 anhand des primärmassenseitigen Endes 65 der Wendelfeder 61 zu erkennen ist, können die Federenden 65 nach radial innen umgebogen sein und in einen Halteschlitz 67 der zugehörigen Schwungmasse 5 oder 13 radial eingreifen, wobei zumindest in Umfangs richtung ein formschlüssiger Eingriff gewährleistet ist. Auf diese Weise stehen die Federenden 65 der Wendelfeder 61 in Drehmoment-Übertragungsver bindung mit der Primärmasse 5 und der Sekundärmasse 13. In axialer Richtung können die Enden 65 der Wendelfeder 61 in ihrem zugehörigen Halteschlitz 67 axial unbeweglich fixiert sein. Es ist denkbar, sie zu diesem Zweck mit der Primärmasse 5 bzw. der Sekundärmasse 13 zu verlöten oder zu verschweißen. Es können jedoch die Halteschlitze 67 in axialer Richtung auch breiter als der Durchmesser des die Wendelfeder 61 bildenden Drahtmaterials sein, wie dies in Fig. 1 bei 69 gestrichelt angedeutet ist. Auf diese Weise ergibt sich ein gewisses Axialspiel der Enden 65 der Wendelfeder 61 in ihrem zugehörigen Halteschlitz. Es soll im übrigen auch nicht ausgeschlossen sein, daß auch in Umfangsrichtung eine spielbehaftete drehmomentübertragende Kopplung zwi schen den Enden 65 des Federelements 61 und der Primärmasse 5 bzw. der Sekundärmasse 13 besteht, so daß insbesondere bei Vorhandensein mehrerer Federelemente 61 ein verzögertes Einsetzen der Federwirkung einzelner Fe derelemente 61 bewirkt werden könnte.The spring device 17 comprises a spring element 61 made of wound wire material with a circular cross section. In the exemplary embodiment shown, only one such spring element 61 is present. However, two or more such spring elements 61 can also be provided. The wire material of the spring element 61 is wound around the axis of rotation 7 and forms at least one turn 63 . In the example shown, the number of turns 63 of the spring element 61 is between two and three, the number of windings of course not having to be an integer, but in particular may also be 2.5. The coaxially enclosing the axis of rotation 7 Win openings 63 of the spring element 61 form a helical spring, the average winding diameter for all windings 63 is substantially the same. The two ends 65 of the helical spring 61 , of which only one is shown in FIG. 1, are firmly coupled to the primary mass 5 and the secondary mass 13 in the circumferential direction. As the coil spring 61 can be seen in particular in Fig. 2 on the basis of the primary ground-side end 65, the spring ends may be bent 65 radially inward and radially engage a retaining slot 67 of the associated centrifugal mass 5 or 13, wherein at least in circumferential direction a positive engagement ensures is. In this way, the spring ends 65 of the helical spring 61 are connected to the primary mass 5 and the secondary mass 13 in a torque transmission connection. In the axial direction, the ends 65 of the helical spring 61 can be fixed axially immovably in their associated holding slot 67 . It is conceivable to solder or weld them to the primary mass 5 or the secondary mass 13 for this purpose. However, the holding slots 67 can also be wider in the axial direction than the diameter of the wire material forming the helical spring 61 , as is indicated by dashed lines in FIG. 1 at 69 . In this way, there is a certain axial play of the ends 65 of the helical spring 61 in their associated holding slot. It should not be ruled out, moreover, that in the circumferential direction, a lost motion torque transmitting coupling Zvi rule the ends 65 of the spring member 61 and the primary mass 5 and the secondary mass 13 is composed so that in particular when a plurality of spring elements 61, a delayed onset of the spring effect of individual Fe derelemente 61 could be effected.

Der Durchmesser des Federdrahts des Federelements 61 beträgt bei dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel etwa 10% des mittleren Radius der Windungen 63 des Federelements 61. Auf die Größe der Primärmasse 5 und der Sekundärmasse 13 bezogen beträgt der Durchmesser des Federdrahts des Federelements 61 dann ebenfalls etwa 10% des Radius der Primärmasse 5 und der Sekundärmasse 13. Es ist jedoch selbstverständlich, daß das Federmaterial des Federelements 61 entsprechend der gewünschten Feder härte eine größere oder kleinere, insbesondere auch eine wesentlich kleinere radiale und axiale Dicke besitzen kann.In the exemplary embodiment shown in FIG. 1, the diameter of the spring wire of the spring element 61 is approximately 10% of the mean radius of the turns 63 of the spring element 61 . Based on the size of the primary mass 5 and the secondary mass 13, the diameter of the spring wire of the spring element 61 then also about 10% of the radius of the primary mass and the secondary mass 5. 13 However, it goes without saying that the spring material of the spring element 61 may have a larger or smaller, in particular also a substantially smaller radial and axial thickness corresponding to the desired spring.

Die in axialer Richtung aufeinander folgenden Windungen 63 der Wendelfeder 61 weisen einen relativ geringen Abstand voneinander auf, der deutlich kleiner als der Durchmesser des Drahtmaterials der Wendelfeder 61 ist. Wie Fig. 1 zeigt, kann unter Umständen auch ein schwacher gegenseitiger Anlagekontakt zwischen den Windungen 63 der Wendelfeder 61 bestehen. Bei einer Relativ drehung der Primärmasse 5 und der Sekundärmasse 13 gegeneinander führt die von der Wendelfeder 61 aufgenommene Federarbeit je nach der relativen Drehrichtung zu einer radialen Aufweitung oder Einengung zumindest einer Teilanzahl der Windungen 63 der Wendelfeder 61, wie dies in Fig. 1 für die mittlere Windung 63 gestrichelt jeweils bei 71 angedeutet ist. Diese mit einer Vergrößerung oder Verkleinerung des mittleren Windungsdurchmessers einher gehende elastische Verformung der Windungen 63 bewirkt ein mit wachsen dem Verdrehwinkel zunehmendes Rückstelldrehmoment, das die beiden Schwungmassen 5 und 13 in ihre Ausgangsstellung zurückzudrehen versucht. Nach radial innen hin kann die maximale Einengung der Windungen 63 durch eine Innenbegrenzung bildende Außenumfangswand 73 mindestens einer der beiden Schwungmassen 5 und 13 (in Fig. 1 an der Primärmasse 5 dar gestellt) begrenzt sein. Nach radial außen hin kann die radiale Aufweitung der Windungen 63 beispielsweise durch eine das Zwei-Massen-Schwungrad 1 um gebende Gehäuseumfangswand begrenzt sein. Solche Begrenzungen sind je doch nicht in jedem Fall notwendig und können insbesondere dann entfallen, wenn eine Verdrehbegrenzung durch zusammenwirkende Anschlagmittel an der Primärmasse 5 und der Sekundärmasse 13 hergestellt ist.The turns 63 of the helical spring 61 which follow one another in the axial direction are at a relatively small distance from one another which is significantly smaller than the diameter of the wire material of the helical spring 61 . As shown in FIG. 1, may be made under certain circumstances, also a weak mutual bearing contact between the windings 63 of the coiled spring 61. When the primary mass 5 and the secondary mass 13 rotate relative to one another, the spring work taken up by the helical spring 61 leads , depending on the relative direction of rotation, to a radial widening or narrowing of at least some of the turns 63 of the helical spring 61 , as shown in FIG. 1 for the middle one Turn 63 is indicated by dashed lines at 71 . This elastic deformation of the windings 63 , which is accompanied by an increase or decrease in the mean winding diameter, brings about a restoring torque which increases with the angle of rotation and which tries to turn the two flywheels 5 and 13 back into their starting position. Radially inward toward the maximum concentration of the turns 63 (1 in Fig. 5 on the primary mass is provided), by an inner limiting wall 73 forming the outer periphery of at least one of the two centrifugal masses 5 and 13 be limited. Radially outward, the radial widening of the windings 63 can be limited, for example, by a housing circumferential wall surrounding the two-mass flywheel 1 . However, such limitations are not always necessary and can be omitted in particular if a rotation limitation is produced by means of interacting lifting means on the primary mass 5 and the secondary mass 13 .

Der mittlere Durchmesser der Windungen 63 der Wendelfeder 61 ist bei dem in Fig. 1 gezeigten Ausführungsbeispiel größer als der Außenradius der Anpreßfläche 57 der Sekundärmasse 13, wobei die Wendelfeder 61 in den radial außen gelegenen Randbereichen der Primärmasse 5 und der Sekundär masse 13 angeordnet ist. Es ist aber auch denkbar, den mittleren Durchmesser der Wendelfeder 61 derart zu wählen, daß die Windungen 63 der Wendelfeder 61 im radialen Bereich der Anpreßfläche 57 liegen, also mit dieser radial überlappen, oder sogar radial innerhalb der Anpreßfläche 57 um die Drehachse 7 herum verlaufen. Da der erfindunsgemäße Torsionsschwingungsdämpfer kei ne bei einer Relativdrehung der Primärmasse 5 und der Sekundärmasse 13 aneinander reibenden oder wetzenden Komponenten aufweist, sind die Rei bungsverluste und der Verschleiß entsprechend gering. Insbesondere kann ein sogenanntes trockenlaufendes Zwei-Massen-Schwungrad gebildet werden, das keinerlei Schmiermittel im Bereich der Federeinrichtung 17 benötigt. Die konstruktiv einfache Federeinrichtung 17 erlaubt beispielsweise Verdrehwinkel bis zu etwa 65° zu beiden relativen Drehrichtungen hin. Gleichzeitig erlaubt sie die Übertragung großer Drehmomente.The average diameter of the turns 63 of the coil spring 61 is larger in the embodiment shown in FIG. 1 than the outer radius of the contact surface 57 of the secondary mass 13 , the coil spring 61 being arranged in the radially outer edge regions of the primary mass 5 and the secondary mass 13 . However, it is also conceivable to choose the average diameter of the helical spring 61 in such a way that the windings 63 of the helical spring 61 lie in the radial region of the pressure surface 57 , that is to say they radially overlap with it, or even run radially within the pressure surface 57 around the axis of rotation 7 . Since the torsional vibration damper according to the invention does not have ne rubbing or sharpening components in a relative rotation of the primary mass 5 and the secondary mass 13, the friction losses and the wear are correspondingly low. In particular, a so-called dry-running two-mass flywheel can be formed, which does not require any lubricant in the area of the spring device 17 . The structurally simple spring device 17 allows, for example, angles of rotation of up to approximately 65 ° to both relative directions of rotation. At the same time, it allows the transmission of high torques.

Die Fig. 3 bis 9 zeigen weitere Ausführungsbeispiele des erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfers, wobei für gleiche oder gleichwirkende Komponenten gleiche Bezugszeichen wie in den Fig. 1 und 2 verwendet werden, jedoch ergänzt um einen kleinen Buchstaben als Index. Soweit sich aus dem Nachstehenden nichts Gegenteiliges ergibt, wird zur Erläuterung dieser Komponenten auf die vorangehende Beschreibung der Fig. 1 und 2 verwiesen. FIGS. 3 to 9 show further embodiments of the torsional vibration damper according to the invention, wherein the same for the same or equivalent components as 2 reference numerals are used in FIGS. 1 and are, however, supplemented by a small letter as an index. Unless otherwise stated to the contrary, reference is made to the preceding description of FIGS. 1 and 2 in order to explain these components.

Fig. 3 zeigt eine ein Eingangsteil 5a und ein Ausgangsteil 13a (etwa in Form der Primärmasse und der Sekundärmasse eines Zwei-Massen-Schwungrads) drehelastisch miteinander kuppelnde Federeinrichtung 17a mit einem als Kegelfeder ausgebildeten Federelement 61a. Die Windungen 63a dieser Kegel feder 61a besitzen einen vom Eingangsteil 5a zum Ausgangsteil 13a hin gleichmäßig abnehmenden mittleren Durchmesser. Der mit α bezeichnete Ke gelwinkel der Kegelfeder 61a ist ein kleiner spitzer Winkel, der vorzugsweise nicht mehr als 45° beträgt. Auch bei diesem Ausführungsbeispiel sind die Durchstoßstellen der Windungen 63a durch die Zeichenebene der Fig. 3 in axialer Richtung gegeneinander versetzt, wobei sie bei entsprechenden ge genseitigen Abständen einander ggf. teilweise axial überlappen können. Auf diese Weise könnte eine noch kompaktere Bauform der Kegelfeder 61a erreicht werden. Fig. 3 shows an input part 5 a and an output part 13 a (approximately in the form of the primary mass and the secondary mass of a two-mass flywheel) torsionally flexible coupling spring device 17 a with a spring element 61 a designed as a conical spring. The turns 63 a of this conical spring 61 a have a uniformly decreasing average diameter from the input part 5 a to the output part 13 a. The designated α Ke gelwinkel the conical spring 61 a is a small acute angle, which preferably is not more than 45 °. Also in this embodiment, the puncture points of the windings 63 a are offset from one another in the axial direction by the plane of the drawing in FIG. 3, wherein they can overlap one another in part axially at corresponding mutual distances. In this way, an even more compact design of the conical spring 61 a could be achieved.

Fig. 4 zeigt eine Federeinrichtung 17b mit einem Federelement 61b, dessen Windungen 63b ebenfalls einen vom Eingangsteil 5b zum Ausgangsteil 13b hin abnehmenden mittleren Durchmesser besitzen. Dabei ändert sich jedoch der mittlere Durchmesser der Windungen 63b nicht gleichmäßig wie bei der Ke gelfeder 61a der Fig. 3, sondern stufenartig, wobei die beiden mittleren Windungen 63b dieses Federelements 61b einen im wesentlichen gleichen mittleren Durchmesser besitzen. Jedoch weisen die Durchstoßstellen aller Windungen 63b durch die Zeichenebene der Fig. 4 wie bei der Wendelfeder 61 der Fig. 1 und 2 und der Kegelfeder 61a der Fig. 3 einen gegenseitigen axialen Versatz auf. Dieses Ausführungsbeispiel, aber auch das der Fig. 3, soll lediglich die Möglichkeiten aufzeigen, auf welche Weise der mittlere Windungs durchmesser der Windungen 63b des Federelements 61b variiert werden kann, um eine Anpassung des Federelements an vorgegebene Bauraumverhältnisse zu erreichen, die in den Fig. 3 und 4 durch einen entsprechenden Konturverlauf des Eingangsteils 5a bzw. 5b und des Ausgangsteils 13a bzw. 13b schema tisch angedeutet sind. Fig. 4 shows a spring device 17 b with a spring element 61 b, the windings 63 b also have a decreasing average diameter from the input part 5 b to the output part 13 b. However, the mean diameter of the windings 63 b does not change uniformly as in the case of the Ke gelfeder 61 a of FIG. 3, but in steps, the two middle windings 63 b of this spring element 61 b having a substantially same mean diameter. However, the puncture points of all turns 63 b through the drawing plane of FIG. 4, as in the case of the helical spring 61 of FIGS . 1 and 2 and the conical spring 61 a of FIG. 3, have a mutual axial offset. This exemplary embodiment, but also that of FIG. 3, is only intended to show the ways in which the mean winding diameter of the windings 63 b of the spring element 61 b can be varied in order to achieve an adaptation of the spring element to predetermined installation space conditions, which in the FIGS. 3 and 4 by a corresponding contour of the input part 5 a and 5 b, and the output part 13 a and 13 b are schematic indicated schematically.

Fig. 5 zeigt ein Ausführungsbeispiel in einer schematischen Darstellungsweise ähnlich den Fig. 3 und 4. In diesem Ausführungsbeispiel ist eine das Eingangsteil 5c drehelastisch mit dem Ausgangsteil 13c kuppelnde Kegelfeder 61c vorgesehen, deren Windungsdurchmesser vom Eingangsteil 5c zum Ausgangsteil 13c hin zunimmt. Die Durchstoßstellen der Windungen 63c der Kegelfeder 61c durch die Zeichenebene der Fig. 5 sind wiederum in axialer Richtung gegeneinander versetzt und können bei entsprechend geringer Steigung der Kegelfeder 61c einander ggf. teilweise axial überlappen. Fig. 5 shows an embodiment in a schematic representation similar to Figs. 3 and 4. In this embodiment, the input part 5 c rotationally elastically with the output part 13 c coupling cone spring 61 c provided, the coil diameter from the input part 5 c to the output portion 13 c toward increases. The points of intersection of the turns 63 c of the conical spring 61 c through the plane of the drawing in FIG. 5 are in turn offset from one another in the axial direction and, if the cone spring 61 c has a correspondingly small slope, can optionally partially axially overlap one another.

Fig. 6 zeigt ein Ausführungsbeispiel einer Federeinrichtung 17d mit zwei Federelementen 61'd und 61"d. Beide Federelemente 61'd, 61"d sind als Wendelfeder mit konstantem Windungsdurchmesser ausgebildet. Sie sind radial ineinander angeordnet, d. h. der Windungsdurchmesser der Windungen 63"d der Wendelfeder 61"d ist kleiner als der Windungsdurchmesser der Windungen 63'd der Wendelfeder 61'd. Die Durchstoßstellen der Windungen 63'd der Wendelfeder 61'd und die Durchstoßstellen der Windungen 63"d der Wendelfeder 61"d durch die Zeichenebene der Fig. 6 sind, wenn man die beiden Wendelfedern 61'd, 61''d vergleicht, in axialer Richtung nicht oder nur unwesentlich gegeneinander versetzt. Es ist aber auch denkbar, daß die Durchstoßstellen der Windungen 63'dder Wendelfeder 61''d durch die Zeichenebene der Fig. 6 in axialer Richtung gegenüber den Durchstoßstellen der Windungen 63'd der Wendelfeder 61'd versetzt sind, insbesondere jeweils axial zwischen zwei Windungsdurchstoßstellen der Wendelfeder 61'd liegen. Eine Federeinrichtung 17d mit zwei radial ineinander angeordneten Feder elementen 61'd, 61" kann auch mit Kegelfedern oder Stufenfedern realisiert werden, wie sie in den Ausführungsbeispielen der Fig. 3 bis 5 gezeigt sind. Fig. 6 shows an embodiment of a spring device 17 d with two spring elements 61 'd and 61 "d. Both spring elements 61 ' d, 61 " d are designed as a helical spring with a constant winding diameter. They are arranged radially one inside the other, ie the turn diameter of the turns 63 "d of the helical spring 61 " d is smaller than the turn diameter of the turns 63 'd of the helical spring 61 ' d. The points of intersection of the coils 63 'd of the coil spring 61 ' d and the points of intersection of the coils 63 "d of the coil spring 61 " d through the plane of the drawing in FIG. 6 are, if one compares the two coil springs 61 'd, 61 ''d axial direction not or only insignificantly offset from each other. However, it is also conceivable that the piercing points of the windings 63 'dder helical spring 61' 'd by the drawing plane of FIG. 6 in the axial direction relative to the puncture points of the windings 63' d of the helical spring 61 'are offset d, in particular in each case axially between two Winding puncture points of the helical spring 61 'd lie. A spring device 17 d with two radially arranged spring elements 61 'd, 61 "can also be realized with conical springs or stepped springs, as shown in the exemplary embodiments in FIGS . 3 to 5.

Fig. 7 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel eines Zwei-Massen-Schwungrads 1e. Bei diesem Zwei-Massen-Schwungrad 1e sind eine Primärmasse 5e und eine Sekundärmasse 13e über zwei jeweils als Wendelfeder ausgebildete Federelemente 61'e und 61''e drehelastisch miteinander gekuppelt. Beide Wendelfedern 61'e, 61''e besitzen den gleichen Windungsdurchmesser. Sie sind axial ineinander angeordnet. Bei Betrachtung der Durchstoßstellen der Windungen 63'e, 63"eeder Wendelfedern 61'e, 61"e durch die Zeichenebene der Fig. 7 folgen in axialer Richtung eine Windungsdurchstoßstelle der Wendelfeder 61'e und eine Windungsdurchstoßstelle der Wendelfeder 61"e abwechselnd aufeinander. Die Wendelfedern 61'e, 61"e besitzen dabei eine annähernd gleiche Steigung ihrer Windungen 63'e, 63"e. Es ist auch denkbar, Federelemente 61'e, 61"e unterschiedlicher Steigung zu verwenden, so daß beispielsweise zwischen zwei in axialer Richtung aufeinander folgenden Windungsdurchstoßstellen des einen Federelements zwei oder mehr Windungs durchstoßstellen des jeweils anderen Federelements liegen. Fig. 7 shows a further embodiment of a two-mass flywheel 1 e. In this two-mass flywheel 1 e, a primary mass 5 e and a secondary mass 13 e are coupled to one another in a torsionally elastic manner via two spring elements 61 ′ e and 61 ″ e each designed as a helical spring. Both coil springs 61 'e, 61 ''e have the same coil diameter. They are arranged axially one inside the other. When looking at the piercing points of the coils 63 'e, 63 "eeder of the helical springs 61 ' e, 61 " e through the plane of the drawing in FIG. 7, a helical piercing point of the helical spring 61 'e and a winding piercing point of the helical spring 61 "e follow one another in the axial direction. The helical springs 61 'e, 61 "e have approximately the same pitch of their windings 63 ' e, 63 " e. It is also conceivable to use spring elements 61 'e, 61 "e of different pitch, so that, for example, between two axially Direction of successive winding penetration points of one spring element are two or more winding penetration points of the other spring element.

Zur Lagerung der Sekundärmasse 13e an der Primärmasse 5e ist eine geteilte Lageranordnung 19e vorgesehen, welche ein die Sekundärmasse 13e in radialer Richtung an der Primärmasse 5e abstützendes Radiallager 77e sowie ein die Sekundärmasse 13e in axialer Richtung an der Primärmasse 5e abstützendes Axiallager 79e umfaßt. Das Radiallager 77e und das Axiallager 79e sind baulich getrennt. Das Radiallager 77e kann ein Wälzlager sein. Es kann aber auch ein beispielsweise von einem gleitgünstigen Kunststoffring gebildetes Gleitlager sein. Das Axiallager 79e ist bei dem Ausführungsbeispiel der Fig. 7 als Gleitlager ausgebildet und ist von einer Ringscheibe 81e aus Kunststoff gebildet. Diese Ringscheibe 81e weist in Umfangsrichtung verteilt mehrere Durchgangsöffnungen 83e auf, durch die Kurbelwellen-Befestigungs schrauben 9e hindurchgesteckt sind.To support the secondary mass 13 e on the primary mass 5 e, a split bearing arrangement 19 e is provided, which has a radial bearing 77 e supporting the secondary mass 13 e in the radial direction on the primary mass 5 e and a secondary bearing 13 e in the axial direction on the primary mass 5 e supporting axial bearing 79 e includes. The radial bearing 77 e and the axial bearing 79 e are structurally separate. The radial bearing 77 e can be a roller bearing. However, it can also be a slide bearing, for example formed by a low-friction plastic ring. The axial bearing 79 e is formed in the embodiment of FIG. 7 as a slide bearing and is formed by an annular disk 81 e made of plastic. This washer 81 e has several through openings 83 e distributed in the circumferential direction, through which crankshaft fastening screws 9 e are inserted.

In Fig. 8 ist ein weiteres Ausführungsbeispiel eines Zwei-Massen-Schwungrads 1f gezeigt. Dieses Zwei-Massen-Schwungrad 1f unterscheidet sich von dem in Fig. 1 gezeigten Zwei-Massen-Schwungrad im wesentlichen durch die unterschiedliche radiale Lage der Windungen 63f des Federelements 61f relativ zu der Anpreßfläche 57f der Sekundärmasse 13f. Während bei dem Ausfüh rungsbeispiel der Fig. 1 die Windungen des Federelements radial außerhalb des Außenradius der Anpreßfläche liegen, sind sie bei dem Ausführungsbeispiel der Fig. 8 in radialer Überlappung mit der Anpreßfläche 57f angeordnet. Die Primärmasse 5f ist in radialer Richtung gegenüber der Sekundärmasse 13f verkürzt, die ihrerseits die Kupplungsscheibe 33f nach radial außen hin überragt und in axialer Richtung über die Reibbeläge 59f hinwegreicht. Es ist auch denkbar, daß die Primärmasse 5f seitlich das Federelement 61f radial überragt und ggf. einen in Richtung axial von der Kurbelwelle 3f weg verlaufenden Fortsatz aufweist, der axial zumindest eine Teilanzahl der Windungen 63f des Federelements 61f überlappt und eine radial äußere Begrenzung für die radiale Aufweitung der Windungen 63f des Federelements 61f bildet.In FIG. 8, another embodiment is shown two-mass flywheel 1 of f. This two-mass flywheel 1 f differs from the two-mass flywheel shown in FIG. 1 essentially by the different radial position of the turns 63 f of the spring element 61 f relative to the contact surface 57 f of the secondary mass 13 f. While in the exporting of Figure 1, for example approximately. Are the turns of the spring element radially outward of the outer radius of the pressing surface, are arranged in the embodiment of FIG. 8 in radial overlap with the pressing surface 57 f. The primary mass 5 f is shortened in the radial direction compared to the secondary mass 13 f, which in turn projects beyond the clutch disc 33 f radially outwards and extends in the axial direction over the friction linings 59 f. It is also conceivable that the primary mass 5 f laterally projects beyond the spring element 61 f and possibly has an extension extending axially away from the crankshaft 3 f, which axially overlaps at least a partial number of turns 63 f of the spring element 61 f and one forms radially outer boundary for the radial expansion of the turns 63 f of the spring element 61 f.

Fig. 9 zeigt ein Zwei-Massen-Schwungrad 1g ähnlich den Zwei-Massen- Schwungrädern der Fig. 1 und 8. Bei dem Zwei-Massen-Schwungrad 1g entspricht der Radius der Windungen 63g des als Wendelfeder ausgebildeten Federelements 61g etwa dem Innenradius der reibungskupplungsseitigen Anpreßfläche 57g der Sekundärmasse 13g. Die Primärmasse 5g erstreckt sich in radialer Richtung seitlich an dem Federelement 61g vorbei und weist an ihrem Außenumfang einen mit einem Anlasserritzel kämmenden Starterzahn kranz 85g auf. Die Primärmasse 5g und die Sekundärmasse 13g begrenzen zwischen sich eine Aufnahmekammer 87g, in welcher das Federelement 61g geschützt aufgenommen ist. Was den Radius der Windungen 63g des Federelements 61g anbelangt, so versteht es sich, daß dieser auch kleiner als der Innenradius der Anpreßfläche 57g sein kann, so daß die Federwindungen 63g in radialer Richtung nicht mit der Anpreßfläche 57g überlappen. FIG. 9 shows a two-mass flywheel 1 g similar to the two-mass flywheels of FIGS. 1 and 8. In the case of the two-mass flywheel 1 g, the radius of the windings corresponds approximately to 63 g of the spring element 61 g designed as a helical spring the inner radius of the friction clutch-side contact surface 57 g of the secondary mass 13 g. The primary mass 5 g extends in the radial direction laterally past the spring element 61 g and has on its outer circumference a starter ring gear meshing with a starter pinion 85 g. The primary mass 5 g and the secondary mass 13 g delimit between them a receiving chamber 87 g in which the spring element 61 g is received in a protected manner. As far as the radius of the turns 63 g of the spring element 61 g is concerned, it goes without saying that this can also be smaller than the inner radius of the contact surface 57 g, so that the spring turns 63 g do not overlap in the radial direction with the contact surface 57 g.

Claims

1. Torsional vibration damper for the drive train of a motor vehicle, comprising

1. an input part ( 5 ) rotatably arranged about an axis of rotation ( 7 ),
2. an output part ( 13 ) which is arranged centrally to the axis of rotation ( 7 ) and can be rotated relative to the input part ( 5 ),
3. a spring device ( 17 ) coupling the input part ( 5 ) and the output part ( 13 ) in a torsionally elastic manner with at least one spring element ( 61 ) formed from wound spring material, the at least one, but in particular more than one or more, about the axis of rotation ( 7 ) has turns ( 63 ) running around and the ends ( 65 ) of which are or can be brought into torque transmission connection with the input part ( 5 ) or the output part ( 13 ),

characterized in that at least a partial number of the winding piercing points successive in the circumferential direction of the spring material winding of the spring element ( 61 ) are axially offset from one another by an axial longitudinal plane containing the axis of rotation ( 7 ).

2. Torsional vibration damper according to claim 1, characterized in that all successive turns ( 63 ) of the spring element ( 61 ) have axially offset piercing points through the axial longitudinal plane.

3. Torsional vibration damper according to claim 1 or 2, characterized in that at least one of the ends ( 65 ) of the spring element ( 61 ) is coupled or can be coupled axially immovably to the associated input or output part ( 5 , 13 ).

4. Torsional vibration damper according to claim 3, characterized in that both ends ( 65 ) of the spring element ( 61 ) are axially immovable with the input or output part ( 5 , 13 ) coupled or can be coupled.

5. Torsional vibration damper according to one of claims 1 to 3, characterized in that at least one of the ends ( 65 ) of the spring element ( 61 ) is axially movable (at 69 ) with the associated input or output part ( 65 ) coupled or can be coupled.

6. Torsional vibration damper according to claim 5, characterized in that both ends ( 65 ) of the spring element ( 61 ) axially movable with the input or output part ( 5 , 13 ) are coupled or can be coupled.

7. Torsional vibration damper according to one of claims 1 to 6, characterized in that the spring element ( 61 ) is designed as a helical spring with a constant average diameter of its windings ( 63 ).

8. Torsional vibration damper according to one of claims 1 to 6, characterized in that at least some of the successive turns ( 63 a; 63 b; 63 c) of the spring element ( 61 a; 61 b; 61 c) in the relaxed state of the spring element ( 61 a; 61 b; 61 c) has a different average diameter.

9. Torsional vibration damper according to claim 8, characterized in that the average diameter of the windings ( 63 a; 63 b; 63 c) decreases from one end of the spring element ( 61 a; 61 b; 61 c) to the other.

10. Torsional vibration damper according to claim 9, characterized in that the average diameter of the windings ( 63 a; 63 b) from the input part-side end of the spring element ( 61 a; 61 b) decreases towards the output part end.

11. Torsional vibration damper according to claim 9, characterized in that the average diameter of the windings ( 63 c) decreases from the part-end of the spring element ( 61 c) towards the input part-side end.

12. Torsional vibration damper according to one of claims 8 to 11, characterized in that the average diameter of the turns ( 63 a; 63 c) changes continuously from one end of the spring element ( 61 a; 61 c) to the other.

13. Torsional vibration damper according to claim 12, characterized in that the spring element ( 61 a; 61 c) is designed as a conical spring with a uniformly decreasing average diameter of its turns ( 63 a; 63 c).

14. Torsional vibration damper according to one of claims 8 to 11, characterized in that the average diameter of the windings ( 63 b) changes in steps from one end of the spring element ( 61 b) to the other.

15. Torsional vibration damper according to one of claims 8 to 14, characterized in that successive turns ( 63 b) of the Fe derelements ( 61 b) with different average diameters have axially partially overlapping piercing points through the axial longitudinal plane.

16. Torsional vibration damper according to one of claims 1 to 15, characterized in that the spring element ( 61 ) has a few Win applications ( 63 ).

17. Torsional vibration damper according to claim 16, characterized in that the spring element ( 61 ) has between one and a half and five turns ( 63 ), preferably between two and four turns ( 63 ).

18. Torsional vibration damper according to one of claims 1 to 17, characterized in that the spring material of the spring element ( 61 ) is formed from a wire material with a circular cross section.

19. Torsional vibration damper according to one of claims 1 to 18, characterized in that the spring element ( 61 ) is arranged in the region of the outer circumference of the input and / or the output part ( 5 , 13 ).

20. Torsional vibration damper according to one of claims 1 to 19, characterized in that the spring element ( 61 g) is arranged in a radially central region of the input and / or the output part ( 5 g, 13 g).

21. Torsional vibration damper according to one of claims 1 to 20, characterized in that only a single wound spring element ( 61 ) is provided.

22. Torsional vibration damper according to one of claims 1 to 20, characterized in that at least two wound spring elements ( 61 'd, 61 "d; 61 ' e, 61 " e) are provided.

23. Torsional vibration damper according to claim 22, characterized in that two spring elements ( 61 'e, 61 "e) are axially wound into one another at least with a partial number of their turns ( 63 ' e, 63 " e).

24. Torsional vibration damper according to claim 22 or 23, characterized in that two spring elements ( 61 'd, 61 "d) are wound radially into one another at least with a partial number of their turns ( 63 ' d, 63 " d).

25. Torsional vibration damper according to one of claims 1 to 24, characterized in that the input part ( 5 ) from a crankshaft ( 3 ) of an internal combustion engine attachable primary mass ( 5 ) of a two-mass flywheel ( 1 ) is formed and Output part ( 13 ) of a secondary mass ( 13 ) of the two-mass flywheel ( 1 ) is formed, on which a pressure plate unit ( 49 ) of a motor vehicle friction clutch ( 15 ) can be fastened.

26. Torsional vibration damper according to claim 25, characterized in that the average radius of the windings ( 63 ) of the spring element ( 61 ) in the relaxed state of the spring element ( 61 ) larger than the outer radius of a friction clutch-side contact surface ( 57 ) of the secondary mass ( 13 ) is.

27. Torsional vibration damper according to claim 25, characterized in that the windings ( 63 f) of the spring element ( 61 f) in the tensioned state of the spring element ( 61 f) in the radial area of a friction clutch-side contact surface ( 57 f) of the secondary mass ( 13 f) lie.

28. Torsional vibration damper according to claim 25, characterized in that the average radius of the turns ( 63 g) of the spring element ( 61 g) in the relaxed state of the spring element ( 61 g) approximately the inner radius of a friction clutch-side contact surface ( 57 g) of the secondary mass ( 13 g) corresponds to or is smaller than this inner radius.