Verfahren zum Begrenzen von Resonanzschwingungen, insbesondere für Kurbelwellen von Brennkraftmaschinen, und Vorrichtung zur Durchführung des Verfahrens. Bei Brennkraftmaschinen können bekannt lich in der Resonanz und auch noch in der Nähe der Resonanz zwischen der Dreh Eigenfrequenz und der Frequenz der erre genden Drehkräfte so starke Drehschwingun gen der Wellen auftreten, dass die zusätz lichen ' Beanspruchungen .die Drehwechsel festigkeit des Werkstoffes überschreiten.
Für die Beseitigung dieser gefährlichen Schwingungen stehen verschiedene Mittel zur Verfügung. Schon beim Entwurf einer An lage ist man bestrebt, diese so auszuführen, dass der ganze Betriebsdrehzahlbereich frei von Resonanzen ist. Dies lässt .sich in gewis sen Grenzen durch geeignete Bemessung der Triebwerksteile des Motors und durch die gegenseitige Abstimmung sämtlicher Dreh massen und der sie verbindenden Wellenteile zum Beispiel unter Verwendung elastischer Kupplungen erzielen.
Mit der Zündfolge der einzelnen Zylinder, die beim Zweitaktmotor durch die Kurbelversetzung gegeben ist, beim Viertaktmotor aber auch für eine bestimmte Kurbelversetzung noch veränderlich ist, kön nen mit Ausnahme der sogenannten Haupt kritischen einzelne Oberschwingungen in ihrer Stärke beeinflusst werden.
Bei Motoren mit Fremdzündung ist es ausserdem noch möglich, die Stärke einer Drehschwingung durch Verlegen in ein Gebiet geringerer Be lastung zu mildern, @da bekanntlich - im Gegensatz zu Dieselmotoren - die Grösse der Schwingungserregenden der Grösse des mittleren Kolbendruckes annähernd verhäl- tig ist.
Wird jedoch von einem Motor verlangt, dass er über einen grossen Drehzahlbereich auch im Dauerbetrieb gefahren werden kann, oder ist es nicht möglich - z. B. aus Rück licht auf Gewichtsersparnis bei Flugmotoren und dergleichen, - die Triebwerks und Wel lenabmessungen entsprechend zu wählen, so kommt man ohne besondere Vorrichtungen zur Beseitigung gefährlicher Schwingungen nicht mehr aus. Durch den Einbau von Fe der- und Rutschkupplungen, von hydrau lischen Kupplungen oder von Kupplungen mit einer zusätzlichen Dämpfung lässt sich die Grundschwingung weiter beeinflussen.
Diese Kupplungen haben jedoch den Nach teil, dass sie aus räumlichen Gründen oder wegen ihres grossen Gewichtes oft nicht ver wendet werden können oder dass sie durch Erniedrigen der Oberschwingungen weitere Resonanzmöglichkeiten mit starken Erreger kräften zur Folge haben. In diesem Falle ordnet man besondere Schwingungsdämpfer an.
Der Aufbau solcher Schwingungsdämpfer beruht auf der Überlegung, dass ein aufs n, Massen bestehendes Schwingungssystem n-1 Eigenschwingungszahlen hat. Durch jede weitere elastisch angefügte Masse entsteht eine neue Eigenschwingungszahl, .die über der bisher höchsten liegt, während alle be reits vorhandenen Eigenschwingungen in ihrer Frequenz erniedrigt werden.
Die Lage der neuen Eigenfrequenz und die Verschie bung der übrigen sind von der Grösse dieser zusätzlichen Masse, von der Steifigkeit ihrer Verbindung mit den gegebenen Massen und von ihrer Lage zu diesen abhängig, wobei der Einfluss zum Beispiel an der Stelle des grössten Schwingungsausschlages am gröss ten ist.
Auf dieser bekannten Eigenschaft eines Mehrmassensystems bauen sich verschiedene Vorrichtungen auf, die eine Beseitigung oder Verminderung von Drehschwingungen durch Veränderung der Eigenschwingungszahlen -. teils ohne und teils mit zusätzlicher Dämp fung -erreichen. Es wird zum Beispiel bei den Drehzahlen, bei denen stärkere Dreh- schwinbg-ungen auftreten würden, durch eine willkürlich oder durch eine Steuerung selbst tätig ausrückbare Kupplung eine zusätzliche Masse an- bezw. abgekuppelt, so dass die kritischen Drehzahlgebiete gleichsam um- gangen werden können.
Der gleiche Erfolg wird erzielt, wenn die Drehelastizität der Verbindung zwischen den gegebenen Massen und der Zusatzmasse - nicht wie im vor hergehenden Fall zwischen o und o sondern in endlichen Grenzen - geändert; werden kann. Auch durch eine periodische Verände rung der Elastizität oder der Masse selbst kann ein Aufschaukeln verhindert werden.
Auf Grund von Versuchen und Erfahrun gen war man schliesslich zu der Ansicht ge kommen, dass nicht mir die innere Reibung der Vorrichtung, sondern auch die gekrümmte Federkennlinie für die Schwingungsbegren zung von Bedeutung sein muss.
Unter diese Vorrichtungen ist auch. ein aus einer Hülsenfederkupplung mit Schwung- masse bestellender Dämpfer zu rechnen, des sen Wirkung der gekrümmten Federkenn linie und dem grossen Dämpfungsvermögen der Hülsenfedern zugeschrieben wird.
Im Gegensatz hierzu geht die Erfindung von der Erkenntnis aus, dass bei einem Mehr- niassensystein besondere Vorkehren zur Dämpfung überhaupt nicht erforderlich sind und dass nach- Überschreiten eines bestimmten Schwingungsausschlages - das heisst also bei Ausschlägen bis in den gekrümmten Teil der Federkennlinie - die gekrümmte Feder kennlinie in Verbindung mit den ohne beson dere Vorkehren vorhandenen dämpfenden Einflüssen schon ausreicht,
um die Resonanz zu stören und eine Begrenzung der Resonanz schwingungen herbeizuführen.
Die Erfindung betrifft daher ein Ver fahren zum Begrenzen voll Resonanzschwin gungen, insbesondere für Kurbelwellen voll Brennkraftmaschinen, und besteht darin, dass man einzelne Schwingmassen elastisch. nicht linear miteinander koppelt,
um die bei be stimmten Erregerfrequenzen auftretenden Resonanzen mit den Eigenfrequenzen durch den Einfluss wachsender Schwingungsaus- sehläge der elastisch nicht linear miteinander gekoppelten Schwingmassen in Verbindung mit den ohne besondere Vorkehren vorhan denen dämpfenden Einflüssen zu stören.
Mull kann zu dieseln Zweck bei einem melirg-liedrigen Masserisvstc in die einzelner. Massen (z. B. Creengewichte von Kurbel- j= wellen oder dergleichen) elastisch. miteinan der koppeln. Oder man kann eine Vorrich tung mit einer Schwingmasse und einer diese abstützenden Feder mit gekrümmter Kenn linie anordnen, um durch die wachsenden Schwingungsausschläge dieser Masse eine Verstimmung der Resonanz hervorzurufen, bevor die Resonanzschwingungen das zu lässige Mass überschritten haben.
Für die Vorrichtung ist jede Feder mit nicht linearer Kennlinie - z. B. auch eine solche aus Gummi oder einem ähnlich sich verhaltenden Stoff, auch von Gasen - mög lich, das heisst man ist in der Wahl der Fe der nicht mehr an bestimmte Ausführungs arten, gebunden, sondern kann sich in weitest gehendem Masse den Ein- und Anbaumöglich keiten in jedem Einzelfall anpassen.
Weitere Vorteile der Erfindung bestehen darin, dass durch die Unabhängigkeit von einer zusätz lichen Dämpfung keine Energie vernichtet wird und dass keine Überwachung nötig ist, da keine einer Abnutzung unterworfenen, einer Zerstörung durch Überanspruchung oder einem Versagen durch Ausfall einer Zu satzeinrichtung wie zum Beispiel Schmierung oder durch Undichtwerden hydraulischer Einrichtungen ausgesetzten Bauteile verwen det werden müssen.
Auf der Zeichnung ist .der Erfindungs gegenstand in mehreren- Ausführungsbeispie len dargestellt. Es zeigen: Fig. 1 eine an der Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine befestigte Vorrichtung im Schnitt nach der Linie I-I von Fig. 2, Fig. 2 die Vorrichtung im Schnitt nach der Linie II-II von Fig. 1, Fig. 3 einen Schnitt durch die Vorrich tung nach der Linie III-III von Fig. 2, Fig. 4 ein weiteres Ausführungsbeispiel der Vorrichtung im Schnitt nach der Linie IV-IV von Fig. 5, Fig. 5 die gleiche Vorrichtung im Schnitt nach der Linie V-V von Fig. 4, Fig. 6 die Kennlinie einer Schwingfeder und Fig. 7 die erzwungenen Ausschläge einer einfachen Vorrichtung. Beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 bis 3 ist an die Kurbelwelle 1 einer Brenn kraftmaschine ein Träger 2 für zwei als Fe derböcke wirkende Blöcke 3 angeflanscht.
Die einander zugekehrten Seiten der Blöcke 3 sind schwachballig geformt und tragen auf der innern Seite je eine Federspange 4, deren Enden zu beiden Seiten über die Blöcke 3 hinausragen. Die gekrümmten Flächen der Blöcke dienen für die Federspangen 4 als Abwälzflächen und zur Begrenzung der Fe derbeanspruchung.
Um. die oben geschilderte Anordnung ist konzentrisch eine ringförmige Schwingmasse angeordnet. Diese besteht zum Beispiel aus zwei im Abstand voneinander angeordneten Ringscheiben 5 und auswechselbaren Ge wichten 6. Ausserdem sind zwischen den bei den .Ringscheiben 5 auf Nadeln 7 gelagerte Rollen 8, 8a und 9, 9a angeordnet, gegen die sich die Federspangen 4 unter Spannung an legen; das heisst es wird die ganze Schwing masse über die Rollen 8, 8a und 9, 9a von den Federspangen 4 in der Umlaufrichtung gegen die Blöcke 3 elastisch abgestützt.
Durch mittlere Wälzlager 10 in einem Mittelsteg 5a der Ringscheiben 5 ist die kon zentrische Lage der ganzen Schwingmasse gesichert.
Ein ähnliches Ausführungsbeispiel zei gen die Fig. 4 und 5, wobei gleiche Teile wie beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 bis 3 mit den gleichen Bezugszeichen versehen sind. Abweichend vom Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 bis 3 sind beim Ausführungsbei spiel nach Fig. 4 und 5 zwischen den Ring scheiben 5 an Stelle von vier kleineren zwei grössere, gegebenenfalls mehrteilige Aus tauschgewichte 6a vorgesehen. Die Blöcke 3 dienen in .diesem Fall nicht mehr als Feder böcke, sondern lediglich als Mitnehmer für die Schwingmasse. Dagegen ist zwischen den Mitnehmerblöcken 3 ein mittlerer Federträ ger 11 angeordnet, an .dem die Federspangen 4 befestigt sind.
Dieser ist ebenfalls mög lichst "reibungsfrei, z. B. durch ein Wälz lager 1? gelagert und besteht entweder aus einem Leichtmetall-Hohlkörper oder ist aus irgendeinem andern Werkstoff mehr oder weniger massiv hergestellt und wirkt dann als Zusatzmasse. Ausserdem stützen sich die Enden der Federspangen 4 an zusätzlichen Rollen 14, 14a ab, die an den Blöcken 3 in geordnet sind.
In beiden Ausführungsbeispielen sind die Achsen der paarweise angeordneten Rollen 8, 8a und 9, 9a und eventuell auch der Rol len 14, 14a in Schlitzen 1ä geführt und kön nen daher in verschieden grossen Abständen voneinander befestigt werden. Durch die Än derung der Rollenabstände wird die Vorspan nung der Federspangen 4 beeinflusst.
Für die Federspangen 4 sind zweckmässig reibungsfreie Federblätter etwa mit einer Kennlinie nach Fig. 6 verwendet. Die Feder spangen 4 können auch aus mehreren über einanderliegenden Federblättern zusammen gesetzt sein.
Die Wirkungsweise der Vorrichtung ist folgende: Tritt Resonanz einer bestimmten Erreger frequenz mit einer Eigenfrequenz des Systems ein, so werden die Ausschläge grö sser und damit bei progressiver Federung die Schwingzeiten kleiner, das heisst mit wachsendem Ausschlag tritt eine zunehmende Entfernung von der Resonanzlage ein. Die Schwingungen werden wieder kleiner und das Spiel. kann von neuem beginnen. Für eine erhöhte Erregerfrequenz wiederholt sieh der Vorgang bei einem grösseren Schwingungs ausschlag.
Da aber bei grösseren Schwin gungsausschlägen die Vorrichtung immer empfindlicher wird, das heisst schon kleine Veränderungen im Ausschlag eine verhält nismässig starke Verlagerung seiner Schwin- gungszeit hervorrufen, wird erreicht, dass die diesem Ausschlag zugeordnete Eigenfrequenz genügend weit von der Erregerfrequenz ab weicht, um ein Wiederaufschaukeln auszu schliessen.
In diesem Zusammenhang wird auf die Fig. 7 verwiesen. Dort ist als Abszisse das Verhältnis von Erregerfrequenz zu Eigen frequenz der Vorrichtung bei kleinem Aus schlag und als Ordinate der Schwingungs- ausschlag aufgetragen. Mit steigender Erre gerfrequenz nimmt der Schwingungsaus schlag nach der ausgezogenen Kurve durch D ständig zu, und zwar nähert er sich zuerst rasch und dann immer langsamer seinem grössten möglichen Wert. Eine frühere Be grenzung dieses Ausschlages ist an das Vor handensein einer Dämpfung gebunden, wie dies durch die strichpunktierte Kurve D-A angedeutet ist. Im Punkt A angelangt, wird die Schwingung dann plötzlich kleiner, das heisst der Ausschlag fällt auf den Punkt B.
Bei fallender Erregerfrequenz verläuft der Ausschlag nach der untern Kurve B-C und springt. von C nach D auf die Kurve bei stei gender Erregerfrequenz zurück. Wir haben also bis zum Frequenzverhältnis bei D einen stabilen und über diesem Verhältnis gleich sam einen labilen Schwingungszustand, der von der Grösse der Dämpfung abhängig ist.
Auf das Mehrmassensystem eines Motors übertragen, werden sich auch dort die Eigen schwingungen nicht über ein gewisses Mass aufschaukeln, wenn sieh durch eine Vergrö sserung des Schwingungsausschlages auch die Eigenfrequenzen des ganzen Massensystems erhöhen. Mit steigenden Eigenfrequenzen tre ten zunächst bei grösserem Schwingungsaus schlag wieder Resonanzmöglichkeiten ein, his der Schwingungszustand aus dem stabilen in den labilen übergeht. Dieser kann nun aber nicht nur durch die Dämpfung der Vor richtung allein, sondern vor allem auch durch Einwirkungen von der Motorseite her, sei es durch die im Motor vorhandene Dämpfung oder durch ungleiche Zündungen usw. gestört werden.
Da, der Schwingungsausschlag am Kur belwellenende durch. die Eigenschwingungs form der Vorrichtung beeinflusst wird, hängt er auch von der Grösse des geradlinigen Teils I (Fig. 6) der Federkennlinie ab. Man wird daher bestrebt sein, diesen geradlinigen Teil möglichst klein zu machen, was zum Beispiel bei der Vorrichtung nach Fig. 1 bis 3 durch eine Vergrösserung der Federvorspannung er zielt werden kann. An Stelle der bei den Ausführungsbei spielen gezeigten Federung kann jede ander weitige Federung benutzt sein, wie sie bereits in den drehfedernden Kupplungen angewen det werden.
Es wird in diesem Zusammen hang auf .die Spiralfeder-, Schraubenfeder-, Biegefeder-, Gummifeder-, Osen- und Schlan genfederkupplungen verwiesen. Die Erfin dung ist auch für die Begrenzung der Reso nanzschwingungen von Massensystemen ge eignet, die an Stelle der Drehbewegung eine pendelnde Schwingbewegung oder eine hin- und hergehende Bewegung ausführen, oder die sich auf einem Fundament in Ruhe be finden und fremd erregt werden.
Method for limiting resonance vibrations, in particular for crankshafts of internal combustion engines, and device for carrying out the method. In internal combustion engines, so strong torsional vibrations of the shafts can occur in the resonance and also in the vicinity of the resonance between the natural frequency of rotation and the frequency of the exciting torsional forces that the additional stresses exceed the rotational strength of the material.
Various means are available for eliminating these dangerous vibrations. Even when designing a system, efforts are made to design it so that the entire operating speed range is free of resonances. This can be achieved within certain limits by suitable dimensioning of the engine parts of the motor and by the mutual coordination of all rotational masses and the shaft parts connecting them, for example using flexible couplings.
With the firing order of the individual cylinders, which is given by the crank offset in the two-stroke engine, but can still be changed for a certain crank offset in the four-stroke engine, the strength of individual harmonics can be influenced with the exception of the so-called main critical ones.
In the case of engines with spark ignition it is also possible to reduce the strength of a torsional vibration by relocating it to an area with less load, since it is known - in contrast to diesel engines - that the size of the vibration exciters is approximately related to the size of the mean piston pressure.
However, if a motor is required to be able to run continuously over a large speed range, or is it not possible - e.g. B. from rear light on weight savings in aircraft engines and the like, - to choose the engine and Wel lenabidim accordingly, you can no longer do without special devices to eliminate dangerous vibrations. The basic vibration can be influenced further by installing spring and slip clutches, hydraulic clutches or clutches with additional damping.
However, these clutches have the disadvantage that they often cannot be used for reasons of space or because of their great weight, or that by lowering the harmonics they result in further resonance possibilities with strong excitation forces. In this case special vibration dampers are arranged.
The structure of such vibration dampers is based on the consideration that a vibration system consisting of n, masses has n-1 natural vibration numbers. Each additional elastically attached mass creates a new natural vibration number, which is above the previously highest, while all existing natural vibrations are reduced in their frequency.
The position of the new natural frequency and the displacement of the others depend on the size of this additional mass, on the rigidity of its connection with the given masses and on their position relative to them, whereby the influence is greatest, for example, at the point of the greatest oscillation is.
Various devices are built on this well-known property of a multi-mass system, which eliminate or reduce torsional vibrations by changing the natural vibration numbers. partly without and partly with additional damping. For example, at speeds at which stronger torsional vibrations would occur, an additional mass is applied or disengaged by a clutch that can be disengaged arbitrarily or by a controller itself. uncoupled so that the critical speed ranges can be bypassed, as it were.
The same success is achieved if the torsional elasticity of the connection between the given masses and the additional mass - not as in the previous case between o and o but within finite limits - changed; can be. A periodic change in elasticity or in the mass itself can also prevent rocking.
On the basis of tests and experience, it was finally concluded that it is not the internal friction of the device but also the curved spring characteristic that must be important for the limitation of vibrations.
Among these devices is also. a damper made of a sleeve spring clutch with a flywheel mass is to be expected, the effect of which is attributed to the curved spring characteristic and the great damping capacity of the sleeve springs.
In contrast to this, the invention is based on the knowledge that special damping measures are not required at all in a multi-barrel system and that after a certain oscillation amplitude has been exceeded - that is, with deflections up to the curved part of the spring characteristic - the curved spring The characteristic curve in connection with the damping influences that exist without special precautions is sufficient,
to disrupt the resonance and limit the resonance vibrations.
The invention therefore relates to a method for limiting full resonance vibrations, in particular for crankshafts full internal combustion engines, and consists in the fact that individual oscillating masses are elastic. not linearly coupled with each other,
in order to disrupt the resonances with the natural frequencies that occur at certain excitation frequencies due to the influence of growing oscillation fluctuations of the oscillating masses, which are elastically non-linearly coupled with one another, in connection with the damping influences that exist without special precautions.
Mull can be used for diesel purposes in the case of a complex mass. Masses (e.g. green weights of crankshafts or the like) elastic. couple with each other. Or you can arrange a Vorrich device with an oscillating mass and a spring supporting this with a curved characteristic line in order to cause a detuning of the resonance through the growing oscillations of this mass before the resonance oscillations have exceeded the permissible level.
For the device, each spring with a non-linear characteristic - z. B. also one made of rubber or a similarly behaving substance, also of gases - possible, please include, that is, the choice of the spring is no longer tied to certain types of execution, but can to a large extent the input and adapt the attachment options in each individual case.
Further advantages of the invention are that no energy is destroyed due to the independence of additional damping and that no monitoring is necessary, since none are subject to wear, destruction due to overuse or failure due to failure of an additional device such as lubrication or Components exposed to hydraulic equipment leaking must be used.
In the drawing, the subject of the invention is shown in several embodiments. 1 shows a device fastened to the crankshaft of an internal combustion engine in section along line II of FIG. 2, FIG. 2 shows the device in section along line II-II in FIG. 1, FIG. 3 shows a section through Vorrich device according to the line III-III of Fig. 2, Fig. 4, a further embodiment of the device in section along the line IV-IV of Fig. 5, Fig. 5 the same device in section along the line VV of FIG , FIG. 6 shows the characteristic curve of an oscillating spring and FIG. 7 shows the forced deflections of a simple device. In the embodiment of FIGS. 1 to 3, a carrier 2 for two blocks 3 acting as Fe derbocks is flanged to the crankshaft 1 of an internal combustion engine.
The mutually facing sides of the blocks 3 are slightly convex and each have a spring clip 4 on the inner side, the ends of which protrude beyond the blocks 3 on both sides. The curved surfaces of the blocks serve as rolling surfaces for the spring clips 4 and to limit the spring stress.
Around. the arrangement described above is arranged concentrically an annular oscillating mass. This consists, for example, of two spaced-apart annular disks 5 and exchangeable Ge weights 6. In addition, rollers 8, 8a and 9, 9a mounted on needles 7 at the .ring disks 5 are arranged, against which the spring clips 4 press under tension lay; that is, it is the whole oscillating mass on the rollers 8, 8a and 9, 9a of the spring clips 4 in the direction of rotation against the blocks 3 elastically supported.
By middle roller bearing 10 in a central web 5a of the annular discs 5, the concentric position of the whole oscillating mass is secured.
A similar embodiment example show FIGS. 4 and 5, the same parts as in the embodiment of FIGS. 1 to 3 being provided with the same reference numerals. Notwithstanding the embodiment of FIGS. 1 to 3 are in the Ausführungsbei game of Fig. 4 and 5 between the ring discs 5 instead of four smaller two larger, possibly multi-part from exchange weights 6a provided. The blocks 3 are no longer used in this case as spring blocks, but only as a driver for the oscillating mass. In contrast, a middle Federträ ger 11 is arranged between the driver blocks 3, on .dem the spring clips 4 are attached.
This is also as possible “friction-free”, for example supported by a roller bearing 1? And consists either of a light metal hollow body or is made of some other material more or less solid and then acts as an additional mass. In addition, the ends of the Spring clips 4 on additional rollers 14, 14a, which are arranged on the blocks 3 in FIG.
In both exemplary embodiments, the axes of the rollers 8, 8a and 9, 9a, which are arranged in pairs, and possibly also the Rol len 14, 14a, are guided in slots 1a and can therefore be attached at different distances from one another. The preload of the spring clips 4 is influenced by changing the roller spacing.
For the spring clips 4, friction-free spring leaves, for example with a characteristic curve according to FIG. 6, are expediently used. The spring clasps 4 can also be put together from several superimposed spring leaves.
The mode of operation of the device is as follows: If a certain excitation frequency resonates with a natural frequency of the system, the deflections become larger and, with progressive suspension, the oscillation times become shorter, i.e. with increasing deflection there is an increasing distance from the resonance position. The vibrations get smaller again and so does the game. can start again. For an increased excitation frequency, the process is repeated for a larger oscillation amplitude.
But since the device becomes more and more sensitive with larger oscillation excursions, i.e. even small changes in the excursion cause a relatively strong shift in its oscillation time, the natural frequency assigned to this excursion deviates sufficiently far from the exciter frequency to allow it to rock again excluded.
In this connection, reference is made to FIG. There, the ratio of the excitation frequency to the natural frequency of the device with a small deflection is plotted as the abscissa and the oscillation deflection is plotted as the ordinate. As the excitation frequency rises, the oscillation amplitude increases steadily according to the solid curve through D, and in fact it approaches its greatest possible value quickly and then more slowly. An earlier limitation of this rash is linked to the presence of damping, as indicated by the dash-dotted curve D-A. When you reach point A, the oscillation suddenly becomes smaller, i.e. the deflection falls to point B.
When the excitation frequency falls, the deflection follows the lower curve B-C and jumps. from C to D back to the curve with increasing excitation frequency. So we have a stable oscillation state up to the frequency ratio at D and, above this ratio, an unstable oscillation state, which depends on the size of the damping.
Transferred to the multi-mass system of an engine, the natural vibrations will not build up to a certain extent there either if the natural frequencies of the entire mass system increase as a result of an increase in the vibration amplitude. With increasing natural frequencies, resonance possibilities occur again at a larger oscillation amplitude until the oscillation state changes from the stable to the unstable. This can now be disturbed not only by the damping of the device before, but above all by influences from the engine side, be it by the damping present in the engine or by unequal ignitions, etc.
There, the oscillation rash at the cure belwelleende through. the natural vibration form of the device is influenced, it also depends on the size of the rectilinear part I (Fig. 6) of the spring characteristic. One will therefore strive to make this rectilinear part as small as possible, which, for example, in the device according to FIGS. 1 to 3 by increasing the spring bias it can be aimed at. Instead of the suspension shown in the Ausführungsbei play any other wide suspension can be used, as they are already used in the torsion spring clutches det.
In this context, reference is made to the spiral spring, helical spring, spiral spring, rubber spring, eyelet and snake spring couplings. The inven tion is also suitable for limiting the resonance vibrations of mass systems that, instead of the rotary motion, perform a pendulum swinging motion or a reciprocating motion, or that are at rest on a foundation and are externally excited.