DE102010002527A1 - Torsionsschwingungsdämpfer - Google Patents

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Abstract

Ein Torsionsschwingungsdämpfer (10'), insbesondere Zweimassenschwungrad, umfassend eine Primärseite (30') und eine gegen die Wirkung einer Federanordnung (22') bezüglich der Primärseite (30') um eine Drehachse (A) drehbare Sekundärseite (32'), wobei die Federanordnung (22') eine Mehrzahl von zur Drehmomentübertragung wirksamen und getrennt voneinander vorgesehenen Federeinheiten (26a', 26b') aufweist, die in ihren jeweiligen Umfangsendbereichen bezüglich der Primärseite (30') und der Sekundärseite (32') abgestützt oder abstützbar sind, zeichnet sich durch einen Kopplungsmechanismus (98') aus, welcher die Federeinheiten (26a', 26b') derart miteinander koppelt, dass die Federeinheiten (26a', 26b') unterhalb des Schwellen-Drehmoments in Reihe geschaltet sind und oberhalb des Schwellen-Drehmoments parallel geschaltet sind.

Description

  • Die Erfindung betrifft einen Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere Zweimassenschwungrad, umfassend eine Primärseite und eine gegen die Wirkung einer Federanordnung bezüglich der Primärseite um eine Drehachse drehbare Sekundärseite, wobei die Federanordnung eine Mehrzahl von zur Drehmomentübertragung wirksamen und getrennt voneinander vorgesehenen Federeinheiten aufweist, die in ihren jeweiligen Umfangsendbereichen bezüglich der Primärseite und der Sekundärseite abgestützt oder abstützbar sind.
  • Aus der DE 38 23 384 A1 ist ein in einem Antriebsstrang eines von einer Brennkraftmaschine angetriebenen Fahrzeugs angeordneter Drehschwingungsdämpfer bekannt, welcher eine Steuerung umfasst, die in Abhängigkeit von einer Betriebsdrehzahl einen von wenigstens zwei Federsätzen des Drehschwingungsdämpfers beispielsweise durch Überbrückung oder Hemmung zu oder abschalten kann, um auf diese Weise das Schwingungsverhalten des Drehschwingungsdämpfers zu verändern.
  • Aus der DE 10 2005 004 993 A1 ist ein Torsionsschwingungsdämpfer bekannt mit einer primären Schwungmasse, die drehfest mit der Antriebswelle einer Brennkraftmaschine verbindbar ist, und einer sekundären Schwungmasse, die gegen den Widerstand einer ersten Energiespeichereinrichtung und einer zweiten Energiespeichereinrichtung, die parallel zu der ersten Energiespeichereinrichtung geschaltet ist, relativ zu der primären Schwungmasse verdrehbar ist. Um im Betrieb der Brennkraftmaschine auftretende Ungleichförmigkeiten schwingungstechnisch zu isolieren, ist die zweite Energiespeichereinrichtung so mit den beiden Schwungmassen gekoppelt, dass die zweite Energiespeichereinrichtung nur bei kleinen Verdrehwinkeln eine degressive Wirkung entfaltet.
  • Aus der EP 1 691 102 A2 ist ein Torsionsschwingungsdämpfer bekannt mit einer primären Schwungmasse, die drehfest mit der Antriebswelle einer Brennkraftmaschine verbindbar ist, und einer sekundären Schwungmasse, die gegen den Widerstand mindestens einer Energiespeichereinrichtung relativ zu der primären Schwungmasse verdrehbar ist, wobei die primäre Schwungmasse über eine starre Kopplungseinrichtung, die mit einer Zugdämpfungseinrichtung zusammenwirkt, mit der sekundären Schwungmasse koppelbar ist.
  • Es ist Aufgabe der Erfindung, einen Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere Zweimassenschwungrad, mit einer Primärseite und einer gegen die Wirkung einer Federanordnung mit wenigstens zwei getrennt voneinander vorgesehenen Federeinheiten bezüglich der Primärseite um eine Drehachse drehbaren Sekundärseite so weiterzubilden, dass die zur Verfügung stehenden Federeinheiten besser ausgenützt werden können.
  • Gemäß der vorliegenden Erfindung wird diese Aufgabe gelöst durch einen Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere Zweimassenschwungrad, umfassend eine Primärseite und eine gegen die Wirkung einer Federanordnung bezüglich der Primärseite um eine Drehachse drehbare Sekundärseite, wobei die Federanordnung eine Mehrzahl von zur Drehmomentübertragung wirksamen und getrennt voneinander vorgesehenen Federeinheiten aufweist, die in ihren jeweiligen Umfangsendbereichen bezüglich der Primärseite und der Sekundärseite abgestützt oder abstützbar sind, wobei sich der Torsionsschwingungsdämpfer durch einen Kopplungsmechanismus auszeichnet, welche die Federeinheiten derart miteinander koppelt, dass die Federeinheiten unterhalb eines Schwellendrehmoments in Reihe geschaltet sind und oberhalb des Schwellendrehmoments parallel geschaltet sind.
  • Die Grundidee besteht erfindungsgemäß darin, die Federeinheiten bzw. Federn bzw. Federpakete eines Torsionsschwingungsdämpfers, insbesondere Zweimassenschwungrads (ZMS), lastabhängig ”in Reihe” oder ”parallel” zu schalten. Dies bewirkt einen Gewinn an „virtuellem Federvolumen”, ohne hierfür zusätzlichen Bauraum zur Verfügung stellen zu müssen. Die abhängig von der Fahrsituation momentan wirkende Federsteifigkeit der Federanordnung wird dynamisch angepasst, wodurch auf der Federkennlinie ein virtueller Zusatzbereich entsteht und kein Federvolumen durch auf Block gegangene Federn bzw. Federeinheiten ungenutzt bleibt. Im Vergleich zu einem ”nicht adaptiven ZMS” gleichen Volumens ist somit in jedem Momentenbereich eine niedrigere Federkonstante realisierbar.
  • Jede der Federeinheiten kann wenigstens ein, vorzugsweise eine Mehrzahl von in Reihe angeordneten oder/und ineinander gesteckten Federelementen aufweisen, welche gleiche oder unterschiedliche Federkennlinien aufweisen können, wodurch der Torsionsschwingungsdämpfer mit einer variabel an den jeweiligen Einsatzzweck angepassten Federkennlinie versehen werden kann.
  • Weiterhin kann vorgesehen sein, dass die Federeinheiten und/oder die Federelemente einer Federeinheit bezüglich der Drehachse axial und/oder radial nebeneinander angeordnet sind. Durch diese Ausgestaltungsform ist es möglich, die Abmessungen des Torsionsschwingungsdämpfers in axialer und/oder radialer Richtung des Torsionsschwingungsdämpfers in beliebiger Weise an die jeweiligen Raumverhältnisse und/oder Anforderungen anzupassen, indem beispielsweise dann, wenn ein Torsionsschwingungsdämpfer mit möglichst geringen radialen Abmessungen verlangt ist, bezüglich der Drehachse des Torsionsschwingungsdämpfers axial nebeneinander angeordnete Federeinheiten verwendet werden, wohingegen dann, wenn ein Torsionsschwingungsdämpfer mit möglichst geringen axialen Abmessungen verlangt wird, bezüglich der Drehachse des Torsionsschwingungsdämpfers radial nebeneinander angeordnete Federeinheiten verwendet werden.
  • Jeder der Federeinheiten kann jeweils ein eingangsseitiges Abstützelement, über das eine jeweilige Federeinheit bezüglich der Primärseite abgestützt oder abstützbar ist, und ein ausgangsseitiges Abstützelement, über das die jeweilige Federeinheit bezüglich der Sekundärseite abgestützt oder abstützbar ist, zugeordnet sein.
  • Weiterhin kann vorgesehen sein, dass jedem Abstützelement ein Kopplungsbereich zur Zusammenwirkung mit einem anderen Kopplungsbereich eines anderen Abstützelements zugeordnet ist, dass jeweils zwei einander zugewandte Kopplungsbereiche, vorzugsweise formschlüssig, höchstvorzugsweise durch eine Verzahnung, miteinander koppelbar sind, dass zur Ausbildung der Reihenschaltung der Federeinheiten das einer ersten Federeinheit zugeordnete eingangsseitige Abstützelement mit der Primärseite gekoppelt ist, das der ersten Federeinheit zugeordnete ausgangsseitige Abstützelement mit dem einer zweiten Federeinheit zugeordneten eingangsseitigen Abstützelement gekoppelt ist und das der zweiten Federeinheit zugeordnete ausgangsseitige Abstützelement mit der Sekundärseite gekoppelt ist, und dass zur Ausbildung der Parallelschaltung der Federeinheiten jeweils alle eingangsseitigen Abstützelemente mit der Primärseite gekoppelt sind und alle ausgangsseitigen Abstützelemente mit der Sekundärseite gekoppelt sind.
  • Um den Aufbau des Torsionsschwingungsdämpfers zu vereinfachen kann weiterhin vorgesehen sein, dass das der ersten Federeinheit zugeordnete eingangsseitige Abstützelement die Primärseite bildet und/oder dass das der zweiten Federeinheit zugeordnete ausgangsseitige Abstützelement die Sekundärseite bildet.
  • Die beispielsweise scheibenförmig, ringförmig oder ringsegmentförmig ausgebildeten, einander zugewandten Kopplungsbereiche können durch eine Axialbewegung in und außer Eingriff bringbare Kopplungsbereiche sein. Diese Kopplungsbereiche können an im Wesentlichen scheiben-, ring- oder ringsegmentförmigen Kopplungselementen ausgebildet sein, wobei Kopplungselemente, welche in axialer Richtung zwischen zwei benachbarten Kopplungselementen angeordnet sind, an ihren beiden in axialer Richtung voneinander weg weisenden Seiten mit Kopplungsbereichen ausgebildet sind und wobei wenigstens diese Kopplungselemente zur Kopplung mit benachbarten Kopplungselementen axial verlagerbar ausgebildet sind.
  • Alternativ zu der vorangehenden Ausgestaltungsform, bei der die Kopplungsbereiche durch eine Axialbewegeung in und außer Eingriff bringbar sind, kann alternativ vorgesehen sein, dass die Kopplungsbereiche als ringförmige oder ringsegmentförmige, durch eine Radialbewegung in und außer Eingriff bringbare Kopplungsbereiche ausgebildet sind. Diese radialen Kopplungsbereiche können an im Wesentlichen ringförmigen oder ringsegmentförmigen Kopplungselementen ausgebildet sein, wobei die Kopplungselemente an ihren in radialer Richtung einander zugewandten Seiten mit jeweiligen Kopplungsbereichen ausgebildet sind, wobei Kopplungselemente, welche in radialer Richtung zwischen zwei benachbarten Kopplungselementen angeordnet sind, an ihren beiden in radialer Richtung voneinander weg weisenden Seiten mit Kopplungsbereichen ausgebildet sind, und wobei wenigstens diese Kopplungselemente zur Kopplung mit benachbarten Kopplungselementen radial verlagerbar ausgebildet sind.
  • Hierbei kann weiterhin vorgesehen sein, dass der Außenumfang eines radial verlagerbar ausgebildeten ringsegmentförmigen Kopplungselements exzentrisch zu dessen Innenumfang ausgebildet ist, um so eine optimale Ankopplung sowohl an radial auswärts angeordnete Kopplungselemente mit größerem Durchmesser als auch radial einwärts angeordnete Kopplungselemente mit kleinerem Durchmesser zu ermöglichen.
  • Um eine optimale Kraftübertragung von radial verlagerbar ausgebildeten Kopplungselementen zu ermöglichen, kann weiterhin vorgesehen sein, dass das ringsegmentförmige Kopplungselement quer zu seiner Drehachse beweglich, jedoch in Umfangsrichtung drehfest, bezüglich seines zugeordneten Abstützelements gelagert ist.
  • Weiterhin kann vorgesehen sein, dass im Falle von lediglich zwei verlagerbaren Kopplungselemente die verlagerbaren Kopplungselemente zwischen den nicht verlagerbaren Kopplungselementen aufgenommen und mittels einer Federanordnung aufeinander zu vorgespannt sind, wobei die Kopplung dieser beiden verlagerbaren Kopplungselemente eine Reihenschaltung der Federeinheiten bewirkt. Die Verwendung einer zusätzlichen Federanordnung, welche die Kopplungselemente so miteinander koppelt, dass eine Reihenschaltung der Federeinheiten bewirkt wird, stellt sicher, dass bereits vor dem Start des Motors (d. h. in einem lastfreien Zustand des Torsionsschwingungsdämpfers) und ohne aktives Zutun selbsttätig eine Ausgangsstellung der Kopplungselemente eingestellt wird, welche insbesondere für ein weiches Anfahren vorteilhaft ist.
  • Wie bereits angesprochen, besteht die Grundidee der Erfindung darin, die einzelnen Federeinheiten bzw. Federpakete eines Torsionsschwingungsdämpfers lastabhängig zwischen einer Reihenschaltung und einer Parallelschaltung hin und her zu schalten, um die momentane Federsteifigkeit der Federanordnung dynamisch an die Fahrsituation anzupassen. Dieses hin und her schalten zwischen einer Reihenschaltung und einer Parallelschaltung erfolgt erfindungsgemäß durch den Kopplungsmechanismus, welcher wenigstens einen Schaltmechanismus aufweisen kann, der in Abhängigkeit von einem Drehmoment zwischen Primärseite und Sekundärseite die Kopplung/Trennung der Kopplungsbereiche steuert.
  • Diesbezüglich kann weiterhin vorgesehen sein, dass der Schaltmechanismus wenigstens einen Hebel- oder Schiebermechanismus umfasst, welcher zwischen einem Drehmomenterfassungsbereich zur Erfassung des zwischen der Primärseite und der Sekundärseite wirkenden Drehmoments und einem Kopplungssteuerbereich wirkt, welcher dazu ausgebildet ist, abhängig vom erfassten Drehmoment die Hin- und Herbewegung der verlagerbaren Kopplungsbereiche bzw. Kopplungselemente zu steuern, wobei der Hebel- oder Schiebermechanismus mit einer vorbestimmten Vorspannkraft in eine Ausgangsposition vorgespannt ist, in welcher der Hebel- oder Schiebermechanismus keinen Einfluss auf die Stellung der Kopplungsbereiche bzw. Kopplungselemente ausübt.
  • Um ein möglichst rasches Umschalten zwischen der Reihenschaltung und der Parallelschaltung der Federeinheiten zu ermöglichen und dadurch einen unnötigen Verschleiß der Kopplungsbereiche zu verhindern, kann weiterhin vorgesehen sein, dass die Vorspannkraft von einem Federelement, vorzugsweise Schnappfederelement mit einem stabilen und einem metastabilen Zustand bereitgestellt wird, welches Schnappfederelement bei Überschreiten des Schwellendrehmoments in seinen metastabilen Zustand umschnappt.
  • Unabhängig davon, ob der Schaltmechanismus ein normales Federelement oder ein Schnappfederelement aufweist, ist es für einen reibungslosen Ablauf des Umschaltvorgang notwendig, dass während des Umschaltvorgangs kein Zustand eintritt, in dem die Drehmomentübertragung zwischen der Primärseite und der Sekundärseite unterbrochen wird, da dieser Zustand bewirken würde, dass der Kopplungsmechanismus, insbesondere der Schaltmechanismus, keinen Schaltvorgang durchführen würde, sondern bedingt durch den Drehmomentabfall während des Schaltvorgangs in seine Ausgangslage zurückkehren würde. Dies kann beispielsweise dadurch verhindert werden, dass während des Schaltvorgangs kurzzeitig alle Kopplungsbereiche miteinander gekoppelt sind, um so den Drehmomentabfall zwischen der Primärseite und der Sekundärseite auszuschließen. Das Koppeln der Kopplungsbereiche sollte daher vorzugsweise in einem Zustand erfolgen, in dem die Primärseite nahezu maximal gegenüber der Sekundärseite verdreht ist und die Federeinheiten unmittelbar davor stehen, auf „Block zu gehen”, da in diesem Zustand die Relativgeschwindigkeit der Kopplungsbereiche so weit als möglich reduziert ist und ein Verschleiß der Kopplungsbereiche aufgrund einer Relativbewegung zwischen ihnen nur noch in geringem Maße auftritt.
  • Diesbezüglich kann weiterhin vorgesehen sein, dass der Drehmomenterfassungsbereich zwischen dem bei einer Reihenschaltung der Federeinheiten der Sekundärseite benachbarten ausgangsseitigen Abstützelement und der Sekundärseite des Torsionsschwingungsdämpfers angeordnet ist, und dass das Federelement von dem Schaltmechanismus im Drehmomenterfassungsbereich angeordnet ist. Alternativ ist es jedoch auch möglich, den Drehmomenterfassungsbereich zwischen dem bei einer Reihenschaltung der Federeinheiten der Primärseite benachbarten eingangsseitigen Abstützelement und der Primärseite des Torsionsschwingungsdämpfers anzuordnen, oder den Drehmomenterfassungsbereich im Antriebsstrang vor der Primärseite oder Abtriebsstrang nach der Sekundärseite vorzusehen.
  • Um eine gleichmäßige Verlagerung der axial verlagerbaren Kopplungselemente bzw. Kopplungsbereiche zueinander ohne ein Verkanten zu erreichen, kann weiterhin vorgesehen sein, dass der Kopplungssteuerbereich von wenigstens einem mit dem wenigstens einen Hebel- oder Schiebermechanismus verbundenen Ringelement gebildet ist, und dass der wenigstens eine Hebel- oder Schiebermechanismus derart ausgebildet ist, dass er bei einer Betätigung eine Verlagerung des wenigstens einen Ringelements quer zur Drehachse zwischen zwei axial benachbarte und gegeneinander vorgespannte Kopplungselemente bewirkt, um diese Kopplungselemente und damit die entsprechenden Kopplungsbereiche in axialer Richtung auseinander zu drücken.
  • Um das für einen Schaltvorgang von axial verlagerbaren Kopplungselementen notwendige Aufspreizen oder Zusammenziehen des wenigstens einen Ringelements zu ermöglichen, kann weiterhin vorgesehen sein, dass das wenigstens eine Ringelement zumindest abschnittsweise aus einem dehnbaren elastischen Material besteht. Diesbezüglich kann beispielsweise vorgesehen sein, dass der gesamte Ring aus einem elastischen Material, beispielsweise aus Kunstharz oder Federstahl, besteht oder dass starre Ringsegmente durch elastisch dehnbare Bereiche miteinander verbunden sind.
  • Darüber hinaus kann auch vorgesehen sein, dass das wenigstens eine Ringelement zumindest abschnittsweise aus wenigstens einer Feder besteht, welche von einer vorzugsweise elastischen und bezüglich der wenigstens einen Feder oder/und des Ringelements verschiebbaren Hülse umgeben ist.
  • Zur Verschaltung radial verlagerbarer Kopplungselemente kann weiterhin vorgesehen sein, dass der Kopplungssteuerbereich von wenigstens einem mit dem wenigstens einen Hebel- oder Schiebermechanismus verbundenen Ringelement gebildet ist, und dass der wenigstens eine Hebel- oder Schiebermechanismus derart ausgebildet ist, dass er bei einer Betätigung eine axiale Verlagerung des wenigstens einen Ringelements zwischen zwei radial benachbarte und gegeneinander vorgespannte Kopplungselemente bewirkt, um die Kopplungselemente und damit die entsprechenden Kopplungsbereiche in einer Richtung quer zur Drehachse des Torsionsschwingungsdämpfers auseinander zur drücken.
  • Obwohl es natürlich möglich ist, dass das Ringelement unmittelbar in Anlage an die gegeneinander vorgespannten Kopplungselemente gelangt, um diese Kopplungselemente auseinander zu drücken, ist vorzugsweise vorgesehen, dass das wenigstens eine Ringelement mit wenigstens einem, vorzugsweise einer Mehrzahl von in Umfangsrichtung des wenigstens einen Ringelements, vorzugsweise äquidistant und auf dem wenigstens einen Ringelement verschiebbar angeordneten Keilelementen versehen ist, welche dazu ausgebildet sind, bei einer Bewegung des wenigstens einen Ringelements in Richtung auf die gegeneinander vorgespannten Kopplungselemente zu, in den Bereich zwischen den zwei gegeneinander vorgespannten Kopplungselementen einzugreifen, um diese voneinander zu trennen.
  • Um den Verschleiß zwischen dem wenigstens einen Keilelement und den zwei gegeneinander vorgespannten Kopplungselementen zu reduzieren, kann weiterhin vorgesehen sein, dass das wenigstens eine Keilelement gleit- und/oder rollfähige Keilflanken aufweist.
  • Die vorliegende Erfindung betrifft ferner einen Antriebsstrang für ein Fahrzeug, umfassend ein Antriebsaggregat mit einer Antriebswelle, einen erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfer, sowie ein Getriebe mit einer Getriebeeingangswelle, wobei die Primärseite des Torsionsschwingungsdämpfers drehfest mit der Antriebswelle gekoppelt ist und die Sekundärseite des Torsionsschwingungsdämpfers drehfest mit der Getriebeeingangswelle gekoppelt ist.
  • Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Zeichnungen detailliert beschrieben. Es zeigt:
  • 1 eine vereinfachte perspektivische Ansicht eines herkömmlichen Torsionsschwingungsdämpfers mit einer Federreihe, welche aus zwei hintereinander angeordneten Federpaketen besteht;
  • 2 eine vereinfachte perspektivische Ansicht eines herkömmlichen Torsionsschwingungsdämpfers mit zwei axial nebeneinander liegenden Federreihen;
  • 3 eine vereinfachte perspektivische Ansicht eines herkömmlichen Torsionsschwingungsdämpfers mit zwei radial nebeneinander liegenden Federreihen;
  • 4 eine Kennlinie eines erfindungsgemäßen adaptiven Torsionsschwingungsdämpfers;
  • 5 der Weg des Verdrehwinkels α im adaptiven Zweimassenschwungrad bei einer Umschaltung von einer Reihenschaltung von zwei Federeinheiten zu einer Parallelschaltung derselben;
  • 6 eine Längsschnittansicht durch ein erfindungsgemäßes adaptives Zweimassenschwungrad gemäß einer ersten Ausführungsform mit axial nebeneinander liegenden Federreihen und axial verschiebbaren Schaltelementen;
  • 7 eine perspektivische Teilansicht des Torsionsschwingungsdämpfers von 6;
  • 8 eine Querschnittansicht des Torsionsschwingungsdämpfers von 7 entlang der Linie VIII-VIII von 7;
  • 9 eine auseinandergezogene Ansicht der Schaltelemente des Torsionsschwingungsdämpfers von 6;
  • 10 eine vergrößerte Detailansicht eines sekundären eingangsseitigen Schaltelements von 9 von dessen Rückseite her gesehen;
  • 11 eine vergrößerte Detailansicht eines primären ausgangsseitigen Schaltelements von 9 von dessen Rückseite her gesehen;
  • 12 einen Schaltmechanismus gemäß einer ersten Ausgestaltungsform der Erfindung zum Schalten von axial verschiebbaren Schaltelementen, bei dem der Schaltvorgang durch eine schiefe Ebene gesteuert wird;
  • 13 einen Schaltmechanismus gemäß einer zweiten Ausgestaltungsform für axial verschiebbare Schaltelemente, bei dem der Schaltvorgang mittels eines Hebels gesteuert wird;
  • 14 einen Schaltmechanismus gemäß einer dritten Ausgestaltungsform, bei dem der Schaltweg über eine schiefe Ebene gesteuert wird;
  • 15 einen Schaltkeil mit rollbaren Flanken;
  • 16a und 16b Detailansichten einer in den Schaltmechanismen der 12 bis 14 verwendeten „Knackfroschfeder” nach dem Schaltvorgang (16a) und vor dem Schaltvorgang (16b);
  • 17a bis 17c schematische Darstellungen eines Umschaltvorgangs von Reihenschaltung nach Parallelschaltung eines adaptiven Torsionsschwingungsdämpfers mit nebeneinander liegenden Federreihen durch den Schaltmechanismus nach 14;
  • 18a bis 18c schematische Darstellungen eines Umschaltvorgangs von Reihenschaltung nach Parallelschaltung eines adaptiven Torsionsschwingungsdämpfers mit nebeneinander liegenden Federreihen durch den Schaltmechanismus nach 13;
  • 19 eine perspektivische Ansicht eines adaptiven Torsionsschwingungsdämpfers gemäß einer zweiten Ausführungsform mit axial nebeneinander liegenden Federreihen und radial verschiebbaren Schaltelementen;
  • 20 eine Teil-Längsschnittansicht des Torsionsschwingungsdämpfers gemäß 19;
  • 21 eine perspektivische Teilansicht des Torsionsschwingungsdämpfers der 19;
  • 22 eine perspektivische Schnittansicht des Torsionsschwingungsdämpfers von 21 entlang der Linie XXII-XXII von 21;
  • 23 eine auseinander gezogene Ansicht der Schaltelemente des Torsionsschwingungsdämpfers von 19;
  • 24 eine vergrößerte Ansicht eines sekundären eingangsseitigen Schaltelements von 23;
  • 25 eine vergrößerte Ansicht eines primären ausgangsseitigen Schaltelements von 23;
  • 26 einen Schaltmechanismus für radial verschiebbare Schaltelemente, bei dem der Schaltweg über eine schiefe Ebene gesteuert wird, für eine Schaltbetätigung lediglich in Zugrichtung;
  • 27 eine Abwandlung des Schaltmechanismus der 26, welcher sowohl im Schub als auch im Zug schaltet;
  • 28 einen alternativen hebelbetätigten Schaltmechanismus, welcher lediglich für Schub ausgelegt ist;
  • 29 eine Abwandlung des Schaltmechanismus der 28, welche sowohl bei Schub als auch Zug einen Schaltvorgang durchführen kann;
  • 30 ein erfindungsgemäßes Ringelement mit geteilten Schaltkeilen gemäß einer ersten Ausgestaltungsform;
  • 31 ein erfindungsgemäßes Ringelement mit geteilten Schaltkeilen gemäß einer zweiten Ausgestaltungsform; und
  • 32 ein erfindungsgemäßes Ringelement mit geteilten Schaltkeilen gemäß einer dritten Ausgestaltungsform.
  • Bevor unter Bezugnahme auf die 6 bis 32 Details verschiedener Ausgestaltungsformen eines hier als Zweimassenschwungrad aufgebauten erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfers beschrieben werden, wird zunächst unter Bezugnahme auf die 1 bis 5 die der Anmeldung zu Grunde liegende Idee eines schaltbaren Torsionsschwingungsdämpfers erläutert, um so das Verständnis der Erfindung und der nachfolgenden Ausgestaltungsformen des erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfers zu erleichtern.
  • Die 1 zeigt eine schematische Darstellung eines herkömmlichen Torsionsschwingungsdämpfers 10a, bei dem die Federn (in Umfangsrichtung des Torsionsschwingungsdämpfers) hintereinander angeordnet sind. In der in 1 durch einen Pfeil I angedeuteten Blickrichtung in Richtung einer Längsachse A des Torsionsschwingungsdämpfers 10a sind zwei diametral gegenüberliegende Seiten 12 und 14 des Torsionsschwingungsdämpfers 10a zu erkennen, die symmetrisch durch eine gedachte Linie S durch Abstützelemente 16, 18 des Torsionsschwingungsdämpfers 10a getrennt sind. Jede der beiden Seiten 12 und 14 kann eine oder mehrere hintereinander angeordnete Federn 20 umfassen, welch gemeinsam eine Federanordnung 22 bilden, wobei die auf einer Seite 12, 14 unmittelbar hintereinander angeordneten Federn 20 jeweils zu einem Federpaket 24 zusammengefasst sind und die in Umfangsrichtung auf beiden Seiten 12, 14 hintereinander angeordneten Federpakete 24 jeweils eine Federreihe 26 bilden. Alternativ kann jedoch auch vorgesehen sein, dass wenigstens ein Federpaket 24 aus einer Mehrzahl von ineinander gesteckten Federn 20 besteht.
  • Um die Beschreibung der einzelnen Federreihen 26 zu erleichtern, ist in den 2 und 3 die jeweils am radial äußeren Rand 28 der Primärseite 30 des Torsionsschwingungsdämpfers 10a (die Sekundärseite ist der Einfachheit halber in den 1 bis 3 nicht dargestellt) angeordnete erste Federreihe mit 26a und die daneben liegende zweite Federreihe mit 26b bezeichnet, wobei der besseren Unterscheidbarkeit wegen ebenfalls die Federpakete der ersten Federreihe 26a das zusätzliche Zeichen ”a” aufweisen und die Federpakete der zweiten Federreihe 26b das zusätzliche Zeichen ”b” aufweisen. Darüber hinaus stellt in der nachstehenden Beschreibung der bevorzugten Ausführungsformen und in den Ansprüchen die erste Federreihe 26a eine erste Federeinheit der erfindungsgemäßen Federanordnung 22 dar und die zweite Federreihe 26b eine zweite Federeinheit der Federanordnung 22 dar.
  • Wie in den 2 und 3 gezeigt, können beispielsweise zwei Federreihen 26a und 26b nebeneinander liegend angeordnet sein. Diesbezüglich zeigt beispielsweise die 2 eine Anordnung von in Achsrichtung des Torsionsschwingungsdämpfers 10a (nachfolgend der Einfachheit halber ”axial” genannt) nebeneinander liegenden Federreihen 26a und 26b, wohingegen die 3 eine Anordnung mit in radialer Richtung des Torsionsschwingungsdämpfers 10a (nachfolgend der Einfachheit halber ”radial” genannt) nebeneinander liegenden Federreihen 26 zeigt, ähnlich einem Innendämpfer. Die Art und Weise, wie die Federn, Federpakete oder Federreihen nebeneinander liegen, lässt sich theoretisch sehr weit auffächern, wobei auch jede beliebige Kombination aus axial und/oder radial nebeneinander liegenden Federn, Federpakete oder Federreihen möglich ist.
  • Bei der Auslegung eines Torsionsschwingungsdämpfers ist ein Kompromiss aus zur Verfügung stehendem Bauraum für das Federvolumen und der damit erreichbaren Entkopplung zu finden. Bei einem herkömmlichen mehrstufigen Torsionsschwingungsdämpfer ist in höheren Fahrstufen das Federvolumen der auf Block gegangenen Federn nicht mehr wirksam. Entsprechend höher müssen die Federkonstanten der in diesen Fahrstufen noch wirksamen Federn gewählt werden, was die Entkopplung jedoch verschlechtert. Demgegenüber besteht die Grundidee der Erfindung darin, die Federeinheiten bzw. Federreihen eines Torsionsschwingungsdämpfers lastabhängig mittels eines Kopplungsmechanismus zwischen einer Reihenschaltung (nachfolgend der Einfachheit halber ”in Reihe” genannt) und einer Parallelschaltung (nachfolgend der Einfachheit halber ”parallel” genannt) hin und her zu schalten. Die Umschaltung von in Reihe nach parallel und zurück erfolgt in den nachstehend erläuterten Ausführungsformen der Erfindung lediglich durch eine Kopplung der nebeneinander liegenden Federpakete 24a und 24b bzw. Federreihen 26a und 26b, wohingegen die in der jeweiligen Reihe (in Umfangsrichtung) hintereinander liegenden Federpakete 24 vorzugsweise in Reihe geschaltet bleiben. Dies bewirkt einen Gewinn an „virtuellem Federvolumen” ohne hierfür zusätzlichen Bauraum zur Verfügung stellen zu müssen. Die abhängig von der Fahrsituation momentan wirkende Federsteifigkeit des Torsionsschwingungsdämpfers wird dynamisch angepasst, wodurch auf einer nachstehend erläuterten Federkennlinie ein virtueller Zusatzbereich entsteht und kein Federvolumen durch auf Block gegangene Federn ungenutzt bleibt. Im Vergleich zu einem ”nicht adaptiven” Torsionsschwingungsdämpfer gleichen Volumens ist somit eine niedrigere Federkonstante in jedem Momentenbereich realisierbar.
  • 4 zeigt ein Federkennliniendiagramm eines nachfolgend beschriebenen erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfers mit Kopplungsmechanismus, wobei auf der X-Achse der Verdrehwinkel α und auf der Y-Achse das Motormoment M aufgetragen ist, was auch für die nachfolgend beschriebene 5 gilt. Auf die Form der Kennlinie hat es keinen Einfluss, ob die Kopplung mit hintereinander oder hinter- und nebeneinander liegenden Federn realisiert wird. Durch den erfindungsgemäßen Kopplungsmechanismus lassen sich zwei Fahrstufen realisieren. Dazu sind pro Seite 12, 14 zwei nebeneinander liegende Federpakete 24a und 24b bzw. zwei Federreihen 26a und 26b nötig, die in der ersten Fahrstufe F1 in Reihe und in der zweiten Fahrstufe F2 parallel geschaltet sind. Um kein Federvolumen durch frühzeitig auf Block gegangene Federn zu verschwenden, sollten beide Federpakete 24a und 24b bzw. Federreihen 26a und 26b die gleiche Federkonstante haben (müssen es aber nicht).
  • In der ersten Fahrstufe F1 sind alle Federpakete 24 in Reihe geschaltet und bleiben es so lange, bis ein „Grenz- oder Umschaltmoment” MU erreicht wird, bei dem die einzelnen Federn 20 der Federpakete 24a und 24b bzw. Federreihen 26a und 26b nahezu auf Block zusammengedrückt sind. Dadurch wird das gesamte zur Verfügung stehende Federvolumen für die erste Fahrstufe F1 genutzt. Wenn die Federn 20 auf Block gehen, ist der maximale reale Verdrehwinkel α1 des Torsionsschwingungsdämpfers erreicht. Bei Erreichen des Umschaltmoments MU auf der Kennlinie F1 werden die beiden nebeneinander liegenden Federpakete 24a und 24b bzw. Federreihen 26a und 26b von in Reihe nach parallel umgeschaltet. Dies geschieht durch einen nachstehend beschriebenen Kopplungsmechanismus.
  • Nach dem Umschalten durch den Kopplungsmechanismus ist die Kennlinie F1 der in Reihe geschalteten Federn 20 nicht mehr wirksam. Statt dessen wirkt nur noch die bei Verwendung von Federpaketen 24a und 24b bzw. Federreihen 26a und 26b gleicher Federkonstante vierfach steifere Kennlinie F2 der parallel geschalteten Federpakete 24a und 24b bzw. Federreihen 26a und 26b. Diese beginnt bei dem Umschaltmoment MU und einem Verdrehwinkel α2, der bei Verwendung von Federpaketen 24 gleicher Federkonstante und Länge ¼ des maximalen Verdrehwinkels α1 der in Reihe geschalteten Federpakete 24a und 24b bzw. Federreihen 26a und 26b entspricht. Der Verdrehwinkel springt von α1 zurück auf α2, weil sich die Federn 20 nach dem Umschalten auf parallel, d. h. in die zweite Fahrstufe F2, wieder entspannen, jedoch nicht ihre lastfreie Länge erreichen, da das Motormoment M weiterhin anliegt.
  • Wird das Motormoment M im parallel geschalteten Zustand (Kennlinie F2) weiter erhöht, werden die parallel geschalteten Federpakete 24a und 24b bzw. Federreihen 26a und 26b weiter bis zu ihrer Blocklänge zusammengedrückt, was dem maximalen Verdrehwinkel α3 der parallel geschalteten Federpakete 24a und 24b bzw. Federreihen 26a und 26b entspricht. Zu diesem Zeitpunkt sollte bei korrekter Auslegung das maximale Motormoment erreicht sein. Wenn alle Federpakete 24a und 24b bzw. Federreihen 26a und 26b die gleiche ursprüngliche Länge und die gleiche Federkonstante haben (was sie nicht müssen), ist die Blocklänge der parallel geschalteten Federn 20 und damit der maximal mögliche Verdrehwinkel α3 in der zweiten Fahrstufe halb so groß wie der maximal mögliche Verdrehwinkel α1 in der ersten Fahrstufe. Wie im in Reihe geschalteten Zustand wird auch bei der Parallelschaltung das gesamte Federvolumen für die zweite Fahrstufe F2 genutzt.
  • In dem in 4 dargestellten Diagramm wurde der in der zweiten Fahrstufe wirksame Teil der Kennlinie F2 der parallel geschalteten Federpakete 24a und 24b bzw. Federreihen 26a und 26b in 4 durch Veranschaulichung des gewonnenen virtuellen Zusatzwinkels an das Ende der ersten Fahrstufe F1 verschoben (Kennlinie F2'), in der die Federpakete 24a und 24b bzw. Federreihen 26a und 26b in Reihe geschaltet sind. Hierdurch soll demonstriert werden, dass durch die Umschaltung von „in Reihe” nach „parallel” ein virtueller Zusatzwinkel α4 gewonnen wird, welcher bei Verwendung von Federpaketen 24a und 24b bzw. Federreihen 26a und 26b gleicher Federkonstante ¼ des maximalen Verdrehwinkels α1 der in Reihe geschalteten Federpakete 24a und 24b bzw. Federreihen 26a und 26b entspricht. Der scheinbare maximale Verdrehwinkel α1 des Torsionsschwingungsdämpfers erweitert sich um diesen Zusatzwinkel α4 auf α5. Durch die Umschaltung auf parallel wird virtuelles, aber trotzdem wirkendes Federvolumen bereitgestellt, ohne dafür zusätzlichen Bauraum im Torsionsschwingungsdämpfer zu beanspruchen. Dadurch kann sowohl die Kennlinie F1 der in Reihe geschalteten Federn (erste Fahrstufe), als auch die Kennlinie F2 der parallel geschalteten Federn (zweite Fahrstufe) flacher (mit niedrigerer Federkonstante) ausgeführt werden, als vergleichbare Stufen in existierenden nicht adaptiven Torsionsschwingungsdämpfern gleichen Volumens.
  • 5 zeigt den Weg, den der Verdrehwinkel α entlang der Kennlinien F1 und F2 nimmt, wenn das Drehmoment M von Null auf maximal erhöht wird. Ein Torsionsschwingungsdämpfer mit Kopplungsmechanismus und zwei gleichen Federpaketen pro Seite bzw. zwei gleichen Federreihen 26a und 26b gewinnt bei einer Verschaltung der Federn (wie oben beschrieben) einen virtuellen Zusatzwinkel von 25% des maximalen Verdrehwinkels α1. Bei Verwendung ungleicher Federpakete und/oder einer anderen Anzahl von Federpaketen pro Seite erhält die Federkennlinie einen anderen Verlauf und der virtuelle Winkel ist ebenfalls verschieden. Bei Verwendung von mehr als zwei Federpaketen pro Seite ist es bei Verwendung des Kopplungsmechanismus möglich, die Form der Kennlinie zu variieren. Beispielsweise kann bei einer Verwendung von vier gleichen Federpaketen pro Seite die erste Stufe aus einer Reihenschaltung aller vier Pakete bestehen und die zweite Stufe aus einer Parallelschaltung aller vier oder aber aus einer Reihen- oder Parallelschaltung von zwei Paaren, die intern parallel oder in Reihe geschaltet sind. Bei Verwendung von mehr als zwei Federpaketen pro Seite wächst die Zahl der Kombinationsmöglichkeiten und somit der zur Verfügung stehenden Varianten, eine Kennlinienform zu realisieren, stark an.
  • Die Kopplung von nebeneinander liegenden Federpaketen 24a und 24b bzw. Federreihen 26a und 26b von in Reihe nach parallel und zurück, sowohl im Zug als auch im Schub, wird nachstehend der Einfachheit halber lediglich unter Bezugnahme auf Torsionsschwingungsdämpfer beschrieben, welche axial nebeneinander liegende Federreihen 26a und 26b aufweisen, da sich ein Torsionsschwingungsdämpfer mit radial nebeneinander liegenden Federreihen nur geringfügig von einem Torsionsschwingungsdämpfer mit axial nebeneinander liegenden Federreihen unterscheidet und auch der Kopplungsmechanismus bzw. Kopplungsvorgang im Wesentlichen der selbe ist.
  • Eine erste Ausgestaltungsform eines hier als Zweimassenschwungrad aufgebauten erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfers 10, durch welchen sich eine Verschaltung von axial nebeneinander liegenden Federpakete 24a, 24b bzw. Federreihen 26a, 26b erreichen lässt, sowie dessen Funktionsweise, wird nachfolgend unter Bezugnahme auf die 6 bis 18 beschrieben.
  • Der erfindungsgemäße Torsionsschwingungsdämpfer 10 umfasst eine Primärseite 30 und eine gegen die Wirkung von zwei in axialer Richtung voneinander beabstandeten Federreihen (bezüglich des Aufbaus und der Anordnung der Federreihen wird auf die Erläuterung der 1 bis 3 verwiesen) um eine Drehachse A des Torsionsschwingungsdämpfers 10 bezüglich der Primärseite 30 drehbare, als Sekundärschwungrad dienende Sekundärseite 32, wobei entsprechend der 2 die Federreihen von den zwei Federreihen 26a und 26b gebildet sind, und wobei jede der Federreihen 26a und 26b jeweils zwei in Umfangsrichtung des Torsionsschwingungsdämpfers 10 hintereinander angeordnete Federpakete 24a bzw. 24b umfasst. Die Primärseite 30 ist beispielsweise durch Verschweißen integral mit einer Antriebswelle 34 verbunden, über welche das Moment eines nicht dargestellten Motors auf die Primärseite 30 übertragen wird, wohingegen die Sekundärseite 32 beispielsweise durch Verschweißen integral mit einer Abtriebswelle 36 verbunden ist, durch welche das Abtriebsdrehmoment zu einem nicht dargestellten Getriebe übertragen werden kann.
  • Eine Kopplung bzw. Verschaltung der axial nebeneinander liegenden Federreihen 26a, 26b (selbiges gilt auch für radial nebeneinander liegende Federreihen, obwohl dies nicht dargestellt ist) lässt sich erfindungsgemäß erreichen, indem jeder der Federreihen 26a und 26b jeweils ein eingangsseitiges Abstützelement, über das eine jeweilige Federreihe bezüglich der Primärseite 30 abgestützt oder abstützbar ist, und ein ausgangsseitiges Abstützelement, über das die jeweilige Federreihe bezüglich der Sekundärseite 32 abgestützt oder abstützbar ist, zugeordnet wird.
  • Bei dem in den 6 bis 11 dargestellten Torsionsschwingungsdämpfer 10 mit axial nebeneinander liegenden Federreihen 26a, 26b wird eine Verschaltung von in Reihe nach parallel und zurück durch vier koaxial angeordnete Schaltelemente 38 erreicht, welche die erfindungsgemäßen Abstützelemente darstellen, umfassend ein scheibenförmiges primäres Antriebselement 40, welches das Drehmoment der Antriebswelle 34 auf die erste Federreihe 26a überträgt, ein ringförmiges primäres Abtriebselement 42, welches das Moment am Ausgang der ersten Federreihe 26a abgreift und weiterleitet, ein ringförmiges sekundäres Antriebselement 44, welches das Moment der Antriebswelle 34 auf die zweite Federreihe 26b überträgt, und ein ringförmiges sekundäres Abtriebselement 46, welches das Moment am Ausgang der zweiten Federreihe 26b abgreift und weiterleitet.
  • Wie man insbesondere in der 9 erkennt, umfasst das primäre Antriebselement 40 ein Scheibenelement 48, welches sowohl als Primärschwungrad dient als auch die Primärseite 30 des Torsionsschwingungsdämpfers 10 bildet. Zum Einleiten des Moments von der Antriebswelle 34 in die erste Federreihe 26a bw. die zwei der ersten Federreihe 26a zugeordneten Federpakete 24a ist das Scheibenelement 48 des primären Antriebselements 40 auf seiner, im montierten Zustand der ersten Federreihe 26a zugewandten Seite im radial äußeren Randbereich an diametral gegenüberliegenden Seiten mit zwei ringsegmentförmigen, als Axialvorsprünge ausgebildeten Federanlageelementen 50 versehen, welche von der Oberfläche 52 des Scheibenelements 48 zur Seite der ersten Federreihe 26a hin vorstehen, um in der vorliegenden Ausgestaltungsform mittels in Umfangsrichtung beidseits jedes Federanlageelements 50 ausgebildeten Federanlageflächen 50a an in Umfangsrichtung beabstandeten ersten Enden der beiden Federpakete 24a der ersten Federreihe 26a anzuliegen.
  • In einem zentralen Bereich der Oberfläche 52 ist das Scheibenelement 48 des primären Antriebselements 40 mit einem ringförmigen Kopplungsbereich 54 versehen, welcher aus einer Vielzahl von orthogonal zur Drehachse A verlaufenden Zahnelementen 56 besteht, die zur Kopplung des primären Antriebselements 40 mit dem sekundären Antriebselement 44 und zur Ausbildung einer Parallelschaltung der Federreihen 26a und 26b dienen.
  • Das primäre Abtriebselement 42 besteht wie in den 9 und 11 zu sehen ist, aus einem ringförmigen Scheibenelement 58, welches auf seinen beiden, in axialer Richtung voneinander weg weisenden Seiten mit ringförmigen Kopplungsbereichen versehen ist, von denen der zum primären Antriebselement 40 weisende Kopplungsbereich mit der Bezugszahl 60 versehen ist und der vom primären Antriebselement 40 weg weisende Kopplungsbereich mit dem Bezugszeichen 62 versehen ist. Diese Kopplungsbereiche 60 und 62 bestehen, wie der Kopplungsbereich 54 des primären Antriebselements 40 aus einer Vielzahl von in Umfangsrichtung versetzt angeordneten Zahnelementen 64 und 66, welche ebenso wie die Zahnelemente 56 des primären Antriebselements 40 orthogonal zur Längsachse A verlaufen. Wie darüber hinaus in den 9 und 11 zu sehen ist, ist der vom primären Antriebselement 40 weg weisende Kopplungsbereich 62 im radial äußeren Bereich des ringförmigen Scheibenelements 58 des primären Abtriebselements 42 angeordnet, wohingegen der dem primären Antriebselement 40 zugewandte Kopplungsbereich 60 im radial inneren Bereich des ringförmigen Scheibenelements 58 des primären Abtriebselements 42 angeordnet ist.
  • Zum Abgreifen des Moments am Ausgang der ersten Federreihe 26a bzw. der beiden Federpakete 24a und 24b ist das ringförmige Scheibenelement 58 des primären Abtriebselements 42 in zwei diametral gegenüber liegenden Bereichen auf der dem primären Antriebselement 40 zugewandten Seite mit ringsegmentförmigen Federanlageelementen 68 versehen, welche sich in einem radial äußeren Bereich des ringförmigen Scheibenelements 58 zunächst in axialer Richtung auf das primäre Antriebselement 40 zu erstrecken und sich anschließend radial auswärts erstrecken, um mittels in Umfangsrichtung beidseits jedes Federanlageelements 68 ausgebildeten Federanlageflächen 68a an in Umfangsrichtung beabstandeten zweiten Enden der beiden Federpakete 24a der ersten Federreihe 26a anzuliegen, wobei der radiale Abstand zwischen den radial äußeren Enden der Federanlageelemente 68 dem Außendurchmesser des primären Antriebselements 40 entspricht.
  • Das sekundäre Antriebselement 44 umfasst ein ringförmiges Scheibenelement 70, welches an seinen beiden, in axialer Richtung voneinander weg weisenden Seiten mit Kopplungsbereichen ausgebildet ist, von denen der Kopplungsbereich 72 dem primären Antriebselement 40 zugewandt ist und der Kopplungsbereich 74 von dem primären Antriebselement 40 abgewandt ist. An seinem Innenumfang ist das ringförmige Scheibenelement 70 an diametral gegenüber liegenden Seiten mit zwei Axialvorsprüngen 76 versehen, deren äußere Enden mit einem Ringelement 78 verbunden sind, wobei die Axialvorsprünge 76 im Bereich des Ringelements 78 mit ringsegmentförmigen Radialvorsprüngen 80 verbunden ist, welche an ihren radial äußeren Enden mit als Axialvorsprüngen ausgebildeten Federanlageelementen 82 versehen ist, welche in Richtung Primärseite 30 vorstehen und zur Ausbildung von in Umfangsrichtung einander gegenüber liegenden Federanlageflächen 82a zur Anlage an den entgegengesetzen ersten Enden der beiden Federpakete 24b der zweiten Federreihe 26b dienen.
  • Jeder der Kopplungsbereiche 72 und 74 umfasst eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung versetzt angeordneten Zahnelementen 84 und 86, von denen die Zahnelemente 84 zum gegenseitigen Eingriff mit den Zahnelementen 56 des primären Antriebselements 40 bestimmt sind, und von denen die Zahnelemente 86 zum Eingriff mit den Zahnelementen 64 des primären Abtriebselements 42 bestimmt sind. Diesbezüglich sei darauf hingewiesen, dass entgegen der Darstellung in 9, in welcher die Schaltelemente 38 in der Reihenfolge ihrer jeweiligen Federanlageelemente in 7 dargestellt sind, das ringförmige Scheibenelement 70 des sekundären Antriebselements 44 im eingebauten Zustand, wie insbesondere in den 7 und 8 zu sehen ist, zwischen dem primären Antriebselement 40 und dem primären Abtriebselement 42 angeordnet ist, und die Axialvorsprünge 76 des sekundären Abtriebselements 44 ausschließlich dazu dienen, das ringförmige primäre Abtriebselement 42 radial innen zu durchgreifen, um so eine Anordnung der Federanlageflächen 82a an den jeweiligen Enden der Federpakete 24b der zweiten Federreihe 26b zu ermöglichen.
  • Das sekundäre Abtriebselement 46 besteht im Wesentlichen aus einem Ringelement 88, welches an zwei diametral gegenüber liegenden Seiten seiner dem primären Antriebselement 40 zugewandten Seite mit zwei Kopplungsbereichen 90 versehen ist, von denen jeder ringsegmentförmig ausgebildet ist und eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung des Ringelements 88 beabstandeten und orthogonal zur Mittelachse A verlaufenden Zahnelementen 92 versehen ist, welche zum gegenseitigen Eingriff mit den Zahnelementen 66 des primären Abtriebselements 42 bestimmt sind. Um 90° in Umfangsrichtung des Ringelements 88 zu den Kupplungsbereichen 90 versetzt ist das Ringelement 88 mit zwei ringsegmentförmigen Radialvorsprüngen 94 versehen, an deren äußeren Ende als Axialvorsprünge ausgebildete ringsegmentförmige Federanlageelemente 96 angeordnet sind, welche an in Umfangsrichtung einander gegenüber liegenden Enden Federanlageflächen 96a zur Anlage an den zweiten Enden der Federpakete 24b der zweiten Federreihen 26b aufweisen.
  • Bei dem erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfer 10 mit axial nebeneinander liegenden Federreihen 26a und 26b erfolgt eine Verschaltung von in Reihe nach parallel und zurück durch eine axiale Verschiebung der Schaltelemente gegeneinander. Hierbei wird zur Ausbildung der Reihenschaltung der Federreihen 26a und 26b das primäre Abtriebselement 42 mit dem sekundären Antriebselement 44 gekoppelt durch ein Ineingriffbringen des Kopplungsbereichs 62 des primären Abtriebselements 42 mit dem Kopplungsbereich 72 des sekundären Antriebselements 44. Auf Grund dieser Kopplung wird ein von der Antriebswelle 34 auf das als Primärschwungrad dienende primäre Antriebselement 40 übertragenes Moment über die Federanlageelemente 50 auf die einen Enden der Federpakete 24a der ersten Federreihe 26a übertragen, an den anderen Enden der Federpakete 24a der ersten Federreihe 26a mittels der Federanlageelemente 68 abgegriffen, von dort durch den gegenseitigen Eingriff des Kopplungsbereichs 60 des primären Abtriebselements 42 mit dem Kopplungsbereich 74 des sekundären Antriebselements 44 zu dem sekundären Antriebselement 44 übertragen, von wo das Moment über die Federanlageelemente 82 auf die einen Enden der Federpakete 24b der zweiten Federreihe 26b übertragen wird, von wo das Moment über die Federanlageelemente 96 des sekundären Abtriebselements 46 abgegriffen und unter Zwischenschaltung eines zwischen dem sekundären Abtriebselement 46 und dem Sekundärschwungrad 32 vorgesehenen und nachfolgend erläuterten Schaltmechanismus an die Sekundärseite 32 des Torsionsschwingungsdämpfer 10 und von dort an die Abtriebswelle 36 weitergeleitet wird.
  • Im Gegensatz hierzu wird zur Ausbildung der Parallelschaltung der Federreihen 26a und 26b das primäre Antriebselement 40 mit dem sekundären Antriebselement 44 durch eine axiale Verlagerung des sekundären Antriebselements 44 auf das primäre Antriebselement 40 zu und hierdurch bewirkten Eingriff des Kopplungsbereichs 54 des primären Antriebselements 40 mit dem Kopplungsbereich 72 des sekundären Antriebselements 44 gekoppelt, wohingegen das primäre Abtriebselement 42 durch eine axiale Verlagerung desselben in Richtung auf das sekundäre Abtriebselement 46 zu und hierdurch bewirkten Eingriff des Kopplungsbereichs 62 des primären Abtriebselements 42 mit dem Kopplungsbereich 90 des sekundären Abtriebselements 46 gekoppelt wird, so dass beide Antriebselemente 40 und 44 mit der Primärseite 30 gekoppelt sind, und beide Abtriebselemente 42 und 46 mit der Sekundärseite 32 gekoppelt sind, so dass ein Drehmoment der Antriebswelle 34 gleichmäßig über die Federanlageelemente 50 des primären Antriebselements 40 und die Federanlageelemente 82 des sekundären Antriebselements 44 auf die einen Enden der Federpakete 24a der ersten Federreihe 26a und die einen Enden der Federpakete 24b der zweiten Federreihe 26b übertragen wird, von wo das Drehmoment über die Federanlageelemente 68 des primären Abtriebselements 42 und die Federanlageelemente 96 des sekundären Abtriebselements 46 abgegriffen und zu der Sekundärseite 32 übertragen wird.
  • Die axiale Verschiebung der Schaltelemente 38 relativ zueinander erfolgt dabei durch einen Schaltmechanismus 98, welcher zwischen dem sekundären Abtriebselement 46 und dem Sekundärschwungrad 32 angeordnet ist, wie schematisch in 6 dargestellt. Während das Motormoment M steigt und das Umschaltmoment MU erreicht, muss der die Schaltelemente 42 und 44 verschiebende Schaltmechanimus 98 so ausgelegt sein, dass er das primäre Abtriebselement 42 von dem sekundären Antriebselement 44 trennt und stattdessen das primäre Antriebselement 40 mit dem sekundären Antriebselement 44 koppelt und ebenso das primäre Abtriebselement 42 mit dem sekundären Abtriebselement 46 koppelt. In diesem Fall sind die ersten und zweiten Federreihen 26a und 26b parallel geschaltet.
  • Um das Umschalten von den Federreihen 26a und 26b nach parallel zu realisieren, können die Bewegungen der Schaltelemente gegeneinander verschieden ausgeführt sein. Es gibt also mehrere Möglichkeiten in der Auswahl, welche Schaltelemente nicht verschiebbar ausgelegt sind und welche verschiebbar sind. Bei der vorangehend beschriebenen Ausgestaltungsform des erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfers 10 sind nur das primäre Abtriebselement 42 und das sekundäre Antriebselement 44 verschiebbar ausgebildet. Diese bietet den konstruktiven Vorteil, dass der Schaltmechanismus 98 einfacher ausgeführt werden kann, wie im Folgenden gezeigt. Möglich wäre es aber ebenso, das primäre Antriebselement 40 und das primäre Abtriebselement 42 verschiebbar zu gestalten und das sekundäre Antriebselement 44 und das sekundäre Abtriebselement 46 nicht verschiebbar. Eine andere Möglichkeit wäre es, das primäre Antriebselement 40 und das primäre Abtriebselement 42 nicht verschiebbar und das sekundäre Antriebselement 44 und das sekundäre Abtriebselement 46 verschiebbar auszubilden oder aber drei der vier Schaltelemente verschiebbar auszubilden und eines nicht verschiebbar auszubilden oder alle vier verschiebbar auszubilden. Der Vorteil der hier beispielhaft beschriebenen Variante des verschiebbaren primären Abtriebselements 42 und des verschiebbaren sekundären Antriebselements 44 ist, dass das Auseinanderdriften der beiden Schaltelemente beim Umschalten von in Reihe nach parallel gleichzeitig das Anheften des primären Antriebselements 40 an das sekundäre Antriebselement 44 und das Anheften des primären Abtriebselements 42 an das sekundäre Abtriebselement 46 bewirkt. Bei der Ausführung mit axial verschiebbaren Schaltelementen müssen diese lediglich axial auseinander geschoben werden. Ggf. muss noch eine nicht dargestellte Rückholfeder zwischen die Schaltelemente gesetzt werden, um ein sicheres Zurückschalten zu gewährleisten. Darüber hinaus wird darauf hingewiesen, dass aus Gründen der Übersichtlichkeit die Führung, durch welche die Schaltelemente 38 bei einer Schaltbewegung geführt werden, in den Figuren nicht dargestellt wurden.
  • 12 zeigt den Schaltmechanismus 98 in einer ersten Ausgestaltungsform, welcher beim Erreichen des Umschaltmoments MU das Trennen des primären Abtriebselements 42 vom sekundären Antriebselement 44 und das Koppeln der beiden Antriebselemente 40 und 44 und der beiden Abtriebselemente 42 und 46 bewirkt, um von in Reihe nach parallel und zurück umzuschalten. Der Schaltmechanismus 98 gemäß der ersten Ausgestaltungsform für axial verschiebbare Schaltelemente 38 besteht im Wesentlichen aus einem Schiebermechanismus 100, welcher mit einem Ringelement 102 gekoppelt ist, an dessen Außenumfang in Umfangsrichtung des Ringelements 102 versetzt angeordnete Schaltkeile 104 angeordnet sind. Da die Schaltkeile 104 radial zwischen die Schaltelemente 38, d. h. zwischen das primäre Abtriebselement 42 und das sekundäre Antriebselement 44 fahren können müssen, muss das Ringelement 102 radial aufspreizbar oder stauchbar sein. Dies wird durch zwei diametral gegenüber liegende Rückholfedern 106 ermöglicht, welche zwei Ringsegmente 108 elastisch miteinander verbinden.
  • Um die Schaltkeile 104 auf dem Ringelement 102 hin und her verschiebbar zu machen, sind die Schaltkeile 104 mit lediglich in 15 dargestellten Durchgangslöchern 110 versehen, durch welche das Ringelement 102 geführt ist. Damit die Schaltkeile 104 darüber hinaus um das gesamte Ringelement 102 herum gleiten können, ohne von den Federn 106 gestoppt zu werden, können die Federn 106 mit einem kleineren Durchmesser ausgeführt sein und von einer nicht dargestellten schlauchförmigen Schutzhülle umgeben sein, die einen geringfügig größeren Außendurchmesser hat, wie das Ringelement 102. Die Schutzhülle gleitet beim Stauchen über das Ringelement 102 oder wird beim Spreizen elastisch ausgedehnt, so dass die Schaltkeile 104 im Bereich der Federn 106 über die Schutzhülle gleiten können. Alternativ zu den Rückholfedern 106 am Ringelement 102 kann das gesamte Ringelement 102 aus einem elastischen Material bestehen, so dass es sich stauchen und spreizen lässt.
  • Das Aufspreizen oder Stauchen des Ringelements 102 wird durch den Schiebermechanismus 100 bewirkt, welcher in Umfangs- und Kraftrichtung entweder vor dem primären Antriebselement 40 oder hinter dem sekundären Abtriebselement 46 angeordnet sein kann, wobei in allen hier erläuterten Ausführungsformen der Schiebermechanismus 100 sowie der Schaltmechanismus 98 hinter dem sekundären Abtriebselement 46 und zwischen dem sekundären Abtriebselement 46 und dem Sekundärschwungrad 32 angeordnet ist.
  • Der Schiebermechanismus 100 umfasst einen parallel zur Achsrichtung A angeordneten und durch eine nicht dargestellte Führung geführten Schaltstift 112, welcher in einem mittleren Bereich mit einer Ringführung 114 versehen ist, welche das Ringelement 102 umgreift und führt, eine Andruckplatte 116, an deren einen Seite ein Abschnitt des Federanlageelements 96 des sekundären Abtriebselements 46 anliegt und welche auf der bezüglich der Ringführung 114 dem Sekundärschwungrad 32 zugewandten Seite des Schaltstifts 112 derart angebracht ist, dass der Stift 112 bezüglich der Andruckplatte 116 in radialer Richtung des Torsionsschwingungsdämpfers 10 verlagerbar, jedoch ansonsten fest mit diesem verbunden ist, eine an dem Sekundärschwungrad 32 befestigte, als Axialvorsprung ausgebildete Halterung 118, an deren von dem Sekundärschwungrad 32 entfernten Ende 120 ein sich bezüglich der Drehachse A radial einwärts erstreckender Radialvorsprung 122 befestigt ist, an dessen radial innerem Ende eine bezüglich der Erstreckungsrichtung des Radialvorsprungs 122 schräg radial nach außen verlaufende Stiftführung 124 ausgebildet ist, um mit dem Radialvorsprung 122 ein J-förmiges Kurvenelement auszubilden, wobei die Stiftführung 124 eine radial nach außen gerichtete und nicht näher dargestellte Steuerfläche (oder Nockenkurve) zur Anlage an dem von dem Sekundärschwungrad 32 entfernten Ende des Schaltstifts 112 aufweist.
  • Darüber hinaus weist der Schiebermechanismus 100 ein Schnappfederelement 126 mit einem stabilen und einem metastabilen Zustand auf, welches Schnappfederelement 126 bei Überschreiten des Schwellendrehmoments MU in seinen metastabilen Zustand umschnappt, und welches Schnappfederelement 126 zwischen der Andruckplatte 116 und einem an dem Sekundärschwungrad 32 angeordneten ringsegmentförmigen Axialvorsprung 128 am radial äußeren Ende einer dem sekundären Abtriebselement 46 zugewandten Fläche 130 des Sekundärschwungrads 32 angeordnet ist.
  • Das Moment, das aus dem sekundären Abtriebselement 46 über den ebenfalls in 6 dargestellten Axialvorsprung 128 ausgeleitet wird, drückt bei Überschreitung des Schwellendrehmoments MU über die Andruckplatte 116 das Schnappfederelement 126 zwischen der Andruckplatte 116 und dem Axialvorsprung 128 unter Zwischenschaltung der Andruckplatte 116 und des Schnappfederelements 126 des Sekundärschwungrads 28 in 12 in Richtung gegen den Uhrzeigersinn zusammen, bis das Schnappfederelement 126 in seinen metastabilen Zustand umschnappt, wodurch die Andruckplatte 116 den Schaltstift 112 in 12 gegen den Uhrzeigersinn längs der Stiftführung 124 schräg nach radial außen verschiebt, welche Verschiebung des Schaltstifts 112 über die Ringführung 114 auf das Ringelement 102 und über dieses auf die Schaltkeile 104 übertragen wird, wodurch es zu einem Aufspreizen des Ringelements 102 kommt, was dazu führt, dass sich die Schaltkeile 104 zwischen das primäre Abtriebselement 42 und das sekundäre Antriebselement 44 schieben bzw. drücken und die beiden Schaltelemente 42 und 44 voneinander weg drücken und gleichzeitig das sekundäre Antriebselement 44 gegen das primäre Antriebselement 40 und das primäre Abtriebselement 42 gegen das sekundäre Abtriebselement 44 drücken, um so diese Schaltelemente miteinander zu koppeln. Um die Reibung zwischen dem Schaltstift 112 und der Stiftführung 124 zu reduzieren kann darüber hinaus vorgesehen sein, dass das an der Stiftführung 124 anliegende Ende des Schaltstifts 112 rollend gelagert ist oder eine gesonderte Rolle aufweist, welchen an der Stiftführung 124 rollend anliegt.
  • Die Schaltkeile 104 sind in Umfangsrichtung verschiebbar an dem Ringelement 102 befestigt, wobei die Verschiebbarkeit der Schaltkeile 104 entlang des Ringelements 102 notwendig ist, damit die Schaltkeile 104 der Drehung der Schaltelemente 38 folgen können, während sie zwischen ihnen stecken. Die Drehung der Schaltelemente 38 kommt dabei durch das Zusammendrücken und die Vibrationen der Federpakete 24a und 24b zustande. Anzumerken ist darüber hinaus, dass die 12 der Einfachheit halber lediglich einen Schiebermechanismus 100 darstellt, dass aber üblicherweise wenigstens zwei paarweise einander diametral gegenüber liegende Schiebermechanismus 100 verwendet werden, um ein gleichmäßiges Aufspreizen oder Stauchen des Ringelements 102 zu ermöglichen, obwohl bereits ein Schiebermechanismus 100 allein in der Lage ist, die vorangehend beschriebene axiale Verschiebung der Schaltelemente 38 zu bewirken.
  • Soll darüber hinaus auch vorgesehen sein, dass der Schaltmechanismus 98 nicht nur im Zug, sondern auch im Schub wirken soll, muss der Schiebermechanismus 100 entweder zweimal an jedem Axialvorsprung 128 des Sekundärschwungrads 28 vorhanden sein, jeweils auf der gegenüber liegenden Seite, oder er muss so ausgeführt sein, dass er den Schub berücksichtigt. Dies kann beispielsweise erreicht werden, indem das Schnappfederelement 126 auf beiden Seiten des Axialvorsprungs 128 des Sekundärschwungrads 32 angebracht ist, wobei eines im Zug umschaltet und eines im Schub und wobei beide Schnappfederelemente 126 beim jeweiligen Umschaltmoment auf einen eigenen Schiebermechanismus 100 einwirken.
  • 13 zeigt eine erste alternative Ausgestaltungsform des Schaltmechanismus 98, welche sich gegenüber der in 12 dargestellten ersten Ausgestaltungsform dadurch unterscheidet, dass an Stelle des Schiebermechanismus 100 ein Hebelmechanismus 100a vorgesehen ist, bei dem an Stelle der schräg radial nach außen verlaufenden Stiftführung 124 der ersten Ausgestaltungsform an dem Radialvorsprung 122 der Halterung 118 ein Hebel 132 radial schwenkbar an einer Lagerstelle 132a gelagert ist, welcher Hebel 132 über eine weitere Lagerstelle 132b mit dem von dem Sekundärschwungrad 32 beabstandeten Ende des Schaltstifts 112 verbunden ist und dazu dient, den Schaltstift 112 entlang einer vorbestimmten Bewegungsbahn zu führen. Da die übrigen Bauteile dieser Ausgestaltungsform identisch zu denen der ersten Ausgestaltungsform sind, wird deren erneute Erläuterung unterlassen.
  • 14 zeigt eine zweite alternative Ausgestaltungsform des Schaltmechanismus 98, welche sich gegenüber der in 12 gezeigten Ausgestaltungsform dadurch unterscheidet, dass der Schiebermechanismus 100b der 14 an Stelle der Stiftführung 124 lediglich eine am radial inneren Ende des Radialvorsprungs 122 ausgebildete, parallel zur Längsachse A verlaufende Schaltschräge 134 aufweist, welche dazu dient, das primärseitige Ende des Schaltstifts 112 bei einer Bewegung der Andruckplatte 116 auf den Axialvorsprung 128 des Sekundärschwungrads 32 zu, d. h. beim Umschalten von in Reihe nach parallel derart schräg radial einwärts zu verlagern, dass das Ringelement 102 zusammengedrückt wird.
  • Darüber hinaus unterscheidet sich diese alternative Ausgestaltungsform gegenüber den Ausführungsformen der 12 und 13 vor allem dadurch, dass die für das Schalten zwischen in Reihe und parallel notwendige axiale Verlagerung des primären Abtriebselements 42 und des sekundären Antriebselements 44 durch ein Eingreifen der Schaltkeile 104 von der radial äußeren Seite der Schaltelemente 38 her erfolgt, wohingegen die Schaltkeile 104 der Ausführungsformen der 12 und 13 von der radial inneren Seite der Schaltelemente her die axiale Verlagerung des primären Abtriebselements 42 und des sekundären Antriebselements 44 bewirken. Da die übrigen Bauteile dieser Ausgestaltungsform identisch zu denen in der ersten Ausgestaltungsform sind, wird deren erneuerte Erläuterung unterlassen.
  • 15 zeigt eine alternative Ausgestaltungsform eines Schaltkeils 104a, welche sich gegenüber den in den 12 bis 14 dargestellten Schaltkeilen 104 dadurch unterscheidet, dass die zwischen die Schaltelemente 42 und 44 eingreifenden Flanken 136, 138 mit Rollen 140 versehen sind, welche dazu dienen, die gegensätzlichen Bewegungen des primären Abtriebselements 42 gegenüber dem sekundären Antriebselement 44 zu erleichtern, wenn sich beispielsweise die Federreihen 26a und 26b nach dem Parallelschalten wieder Entspannen.
  • Sobald das Umschaltmoment MU erreicht ist, muss sichergestellt sein, dass beim Umschalten zwischen der Reihenschaltung und der Parallelschaltung kein Zustand auftritt, in dem keine Kraft bzw. kein Drehmoment zwischen der Andruckplatte 116 und dem Axialvorsprung 128 anliegt, denn dann würde der Schaltmechanismus 98 möglicherweise zwischen zwei Zuständen stehen bleiben. in den in 12 bis 14 gezeigten Ausführungsformen des Schaltmechanismus 98 zur Verschaltung nebeneinander liegender Federreihen 26a und 26b könnte in ungünstigen Fällen das Umschalten zum Stehen kommen, in dem Augenblick, in dem alle Schaltelemente 38 kurzzeitig getrennt sind (je nach Abstand und Zahnhöhe der Schaltelemente). Um diesen Zustand zu vermeiden, ist zum einen vorgesehen, dass erfindungsgemäß kein Zustand beim Umschalten der Schaltelemente 38 eintritt, in dem alle Schaltelemente 38 voneinander getrennt sind, was dadurch erreicht wird, dass der Abstand und die Zahnhöhe der Schaltelemente 38 so eingestellt sind, dass die Kopplung zwischen dem primären Abtriebselement 42 und dem sekundären Antriebselement 44 erst dann vollständig gelöst wird, wenn das primäre Antriebselement 40 und das sekundäre Antriebselement 44 bzw. das primäre Abtriebselement 42 und das sekundäre Abtriebselement 46 miteinander gekoppelt sind und umgekehrt.
  • Darüber hinaus werden zwischen der Andruckplatte 116 und dem Axialvorsprung 128 die Schnappfederelemente 126 verwendet, welche die Eigenschaft haben, bei Überschreiten einer bestimmten Federkraft F, im Falle des adaptiven Torsionsschwingungsdämpfers bei Überschreiten der Umschaltkraft FU in den zusammengedrückten Zustand zu springen, welcher in 16a schematisch dargestellt ist, wodurch sich ihre Wölbung umkehrt. Ähnliche Effekte werden z. B. in Lichtschaltern oder so genannten Knackfröschen genutzt. Dies verhindert das Entstehen von Zwischenzuständen. Wird das Umschaltmoment überschritten, schnappt das Schnappfederelement 126 spontan in seinen metastabilen Zustand um, was ein unmittelbares Umschalten von der Reihenschaltung in die Parallelschaltung ermöglicht. Wird das Umschaltmoment MU bzw. die Umschaltkraft FU wieder unterschritten, springt das Schnappfederelement 126 spontan in seinen in 16b gezeigten stabilen Zustand zurück und zieht dadurch die Schaltkeile 104 ohne Verzögerung aus dem Zwischenraum zwischen dem primären Abtriebselement 42 und dem sekundären Antriebselement 44, welche mittels einer Feder aufeinander zu vorgespannt sind, um den Zeitpunkt, in welchem alle Schaltelemente 38 zusammengeschaltet sind, möglichst kurz zu halten.
  • Die 17a bis 17c zeigen einen schematischen Umschaltvorgang von dem Schaltmechanismus 98 in 14 von in Reihe nach parallel. Zur Erläuterung der Umschaltung wird nur von einem Schaltkeil 104 ausgegangen. Es ist jedoch verständlich, dass erfindungsgemäß eine beliebige Anzahl von Schaltkeilen 104 verwendet werden kann, um die Umschaltkraft FU besser auf die Schaltelemente 38, insbesondere das primäre Abtriebselement 42 und das sekundäre Antriebselement 44, zu verteilen. In allen schematischen Darstellungen sind die im realen Torsionsschwingungsdämpfer 10 kreisförmig angeordneten Federreihen 26a und 26b linear dargestellt. Die Federpakete 24a und 24b, die im realen Torsionsschwingungsdämpfer 10 hintereinander liegend die Federreihen 26a und 26b bilden, sind in der schematischen Darstellung nicht gesondert dargestellt.
  • Die Schaltschräge 134, an der das obere Ende des Schaltstifts 112, welcher das Ringelement 102 trägt, axial und radial verschiebbar entlanggleiten kann, ist der Einfachheit halber in den 17a bis 17c ohne Halterung 118 und Radialvorsprung 122 direkt an dem Sekundärschwungrad 32 angebracht. In den 17a bis 17c sind drei Zustände dargestellt, wobei der in 17a dargestellte Zustand dem lastfreien Zustand entspricht, der in 17b dargestellte Zustand einem Zustand bei Erreichen des Umschaltmoments MU direkt nach dem Umschalten in parallel entspricht, und 17c einem Zustand nach dem Umschalten in parallel entspricht, nachdem sich bei Momenten knapp über dem Umschaltmoment MU die Federreihen 26a, 26b wieder um einen gewissen Betrag entspannt haben.
  • In den 17a bis 17c ist jeder Zustand in der Vorderansicht (Zustand (1)), Seitenansicht (Zustand (2)) und Draufsicht (Zustand (3)) gezeigt. In der Vorderansicht ist aus Gründen der Übersichtlichkeit vom Sekundärschwungrad 32 nur der Axialvorsprung 128 dargestellt. Ebenfalls nicht dargestellt in der Vorderansicht sind der Schaltkeil 104 und das Ringelement 102. In der Draufsicht sind alle Teile ausgeblendet, bis auf den Schaltkeil 104, das primäre Antriebselement 40, das primäre Abtriebselement 42, das sekundäre Antriebselement 44 und das sekundäre Abtriebselement 46.
  • Der Umschaltvorgang in 17 wird (von oben nach unten) im momentenfreien Zustand (17a) begonnen, also beispielsweise bei abgeschaltetem Motor. In diesem Zustand sind das primäre Abtriebselement 42 und das sekundäre Antriebselement 44 miteinander gekoppelt, so dass die erste Federreihe 26a mit der zweiten Federreihe 26b in Reihe geschaltet ist, wobei die erste Federreihe 26a, die zweite Federreihe 26b und das Schnappfederelement 126 ihre lastfreien Ausgangslängen haben. Das Ringelement 102, an welchem der Schaltkeil 104 in Umfangsrichtung verschiebbar angebracht ist, befindet sich durch das entspannte Schnappfederelement 126 in einer Position, in der der Schaltkeil 104 die Schaltelemente 38 nicht berührt. Der Schaltstift 112 steht am „Fuß” der schiefen Ebene der Schaltschräge 134.
  • Wenn sich das Motormoment erhöht, werden die erste Federreihe 26a und die zweite Federreihe 26b zusammengedrückt (17b). Da das Moment, bevor es am Sekundärschwungrad 32 abgegriffen werden kann, immer durch das Schnappfederelement 126 geleitet wird, schnappt das Schnappfederelement 126 bei Erreichen des Umschaltmoments MU in seinen in 16a dargestellten Zustand um, wobei auch das Ringelement 102 in Umfangsrichtung gedrückt wird. Der Schaltstift 112 ist bezüglich der Andruckplatte 116 gleitend oder rollend gelagert. Ebenfalls ist der Schaltstift 112 bezüglich der Schaltschräge 134 gleitend oder rollend gelagert. Durch diese Lagerstellen bewegt sich der Schaltstift 112 und damit das Ringelement 102 in Folge des Umschnappens des Schnappfederelements 126 in zwei zueinander versetzte Richtungen, nämlich zum einen dem Schnappfederelement 126 folgend in Umfangsrichtung sowie in radialer Richtung und in Umfangsrichtung entlang der schiefen Ebene der Schaltschräge 134. In 17b (2) ist diese radiale Bewegung durch eine Bewegung des Ringelements 102 nach links dargestellt. Die schiefe Ebene der Schaltschräge 134 drückt das Ringelement 102 in Richtung der Schaltelemente 38. Dadurch fährt der Schaltkeil 104 zwischen das primäre Abtriebselement 42 und das sekundäre Antriebselement 44 und drückt sie auseinander.
  • Um während des Schaltvorgangs keinen Zustand zu erreichen, in welchem zwischen der Andruckplatte 116 und dem Axialvorsprung 128 des Sekundärschwungrads 28 kein Drehmoment mehr übertragen wird, d. h. keine Kraft mehr anliegt, was den Schaltvorgang von in Reihe zu parallel vorzeitig beenden würde, ist erfindungsgemäß vorgesehen, dass bei Erreichen des Umschaltmoments während des Umschnappens des Schnappfederelements 126 von seinem stabilen Zustand in seinen metastabilen Zustand kurzzeitig alle vier Schaltelemente 38, d. h. das primäre Antriebselement 40, das primäre Abtriebselement 42, das sekundäre Antriebselement 44 und das sekundäre Abtriebselement 46 miteinander im Eingriff stehen und bei Erreichen des metastabilen Zustands des Schnappelements 126 das primäre Abtriebselement 42 und das sekundäre Antriebselement 44 vollständig getrennt sind und stattdessen das primäre Antriebselement 40 mit dem sekundären Antriebselement 44 und das primäre Abtriebselement 42 mit dem sekundären Abtriebselement 46 gekoppelt ist, wie in 17b dargestellt.
  • Die Bewegung des Schaltkeils 104 in Umfangsrichtung ist in den 17a (2) bis 17c (2) dargestellt. In 17a (2) ist der Schaltkeil in der Seitenansicht „unten” im Bild gezeigt. Wenn die ersten und zweiten Federreihen 26a und 26b zusammengedrückt werden, wandert der Schaltkeil 104, der durch Kraftreibung mit dem primären Abtriebselement 42 und dem sekundären Antriebselement 44 verbunden ist, der Federbewegung folgend, in Umfangsrichtung mit, also in 17b (2) nach „oben”. Wenn sich nach dem Umschalten in parallel die ersten und zweiten Federreihen 26a und 26b wieder entspannen, bewegt sich das primäre Abtriebselement 42 und das sekundäre Antriebselement 44 in entgegengesetzte Richtungen. Dabei wandert der Schaltkeil 104, der durch Kraftreibung mit dem primären Abtriebselement 42 und dem sekundären Antriebselement 44 verbunden ist, der Federbewegung folgend, in Umfangsrichtung ein Stück zurück, also in 17c (2) nach „unten”.
  • Ist der Schaltkeil 104 nicht teilbar ausgeführt oder in zwei Ringen gelagert, wie in den nachstehend beschriebenen 30 bis 32 dargestellt, oder mit Rollen an den Schaltkeilflanken versehen, wie in 15 dargestellt, oder sind die Schaltkeilflanken nicht reibungsmindernd ausgeführt, so folgt der Schaltkeil 104 der Bewegung der sich gegensätzlich bewegenden Schaltelemente 42 und 44 nicht oder in einer beliebigen Richtung. Die Schaltelemente 42 und 44 reiben dann an den Flanken des Schaltkeils 104, wenn sie beispielsweise nicht mit Rollen versehen sind. Nach dem Umschalten in parallel werden die ersten und zweiten Federreihen 26a und 26b bei einer weiteren Erhöhung des Motormoments oberhalb des Umschaltmoments wieder zusammengedrückt. Idealerweise erreichen sie beim maximalen Motormoment (einschließlich Reserve) ihre Blocklänge.
  • Fällt das Moment wieder unter den Wert des Umschaltmoments MU ab, drückt das Schnappfederelement 126 wieder das Ringelement 102 und somit den Schaltkeil 104 aus dem Zwischenraum zwischen dem primären Abtriebselement 42 und dem sekundären Antriebselement 44 heraus, so dass sie sich in Folge der nicht dargestellten Rückstellfeder wieder berühren und sich gleichzeitig von dem primären Antriebselement 40 und dem sekundären Abtriebselement 46 lösen. Dies bewirkt ein Umschalten zurück in Reihe. Nach jedem Umschalten verschiebt sich die erste Federreihe 26a in Umfangsrichtung ein Stück gegen die zweite Federreihe 26b. Dies stört bei axial oder radial nebeneinander liegenden Federreihen jedoch nicht, da sich die Primärseite und die erste Federreihe 26a beliebig viele Umdrehungen gegen die Sekundärseite und die zweite Federreihe 26b verdrehen können.
  • Im Unterschied zu den 17a bis 17c wird in den 18a bis 18c der Bewegungsablauf des Hebelmechanismus 100a der 13 beschrieben, der das Ringelement 102 in Richtung der Schaltelemente 38 drückt. Wenn das Schnappfederelement 126 durch ein steigendes Moment zusammengedrückt wird und von seinem stabilen Zustand in den in 16a dargestellten metastabilen Zustand umschnappt, verschiebt sich die Andruckplatte 116 dem Schnappfederelement 126 folgend in Umfangsrichtung. Dabei dreht sich der die Andruckplatte 116 über den Schaltstift 112 berührende Schalthebel 132 in 18b (2) im Uhrzeigersinn um das Lager 132a nach links. Durch die Drehung bewegt sich in 18b (2) ein unterer Arm 132c in Richtung der Schaltelemente 38 nach links. Am unteren Ende dieses Arms 132c befindet sich das Lager 132b, über das die in 18 nicht dargestellte Ringführung 114 das Ringelement 102 drehbar gelagert. Indem sich der untere Arm 132c des Schalthebels 132 durch dessen Drehung um das Lager 132a nach links verschiebt, wird dadurch auch das Ringelement 102 und somit der Schaltkeil 104 in Richtung der Schaltelemente 38 gedrückt. Das Ringelement 102 muss am Lager 132b drehbar gelagert sein, damit die Schaltkeile 104 immer senkrecht zwischen das primäre Abtriebselement 42 und das sekundäre Antriebselement 44 eintauchen. Da die übrigen Bewegungsabläufe, Anordnungen und Bauteile dieser Ausgestaltungsform identisch zu den in den 17a bis 17c dargestellten sind, wird deren erneuerte Erläuterung unterlassen.
  • Die 19 bis 25 zeigen eine alternative Ausgestaltungsform eines Torsionsschwingungsdämpfers der Erfindung, der sich gegenüber dem vorangehend beschriebenen Torsionsschwingungsdämpfer 10 vor allem dadurch unterscheidet, dass an Stelle einer axialen Verschiebung der Schaltelemente 38, die verschiebbaren Schaltelemente des Torsionsschwingungsdämpfers gemäß der alternativen Ausgestaltungsform radial verschiebbar ausgebildet sind und durch eine axiale Verlagerung von Schaltkeilen geschaltet werden, wie nachfolgend detaillierter erläutert. Um die verschiedenen Ausgestaltungsformen eines Torsionsschwingungsdämpfers mit radial verschiebbaren Schaltelementen sowie zugeordneten Schaltmechanismen inklusive sämtlicher Bauteile usw. leichter gegenüber den vorangehend beschriebenen unterscheidbar zu machen, werden nachfolgend alle im Zusammenhang mit einem Torsionsschwingungsdämpfer mit radial verschiebbaren Schaltelementen beschriebenen Elemente und Bauteile durch einen zusätzlich angehängten Apostroph gekennzeichnet. Darüber hinaus werden gleiche Elemente oder Bauteile, welche den vorangehend beschriebenen entsprechen, in der nachstehenden Beschreibung der Einfachheit halber mit den selben Bezugszahlen bzw. Bezugszeichen versehen.
  • Wie in der ersten Ausgestaltungsform erfolgt auch in der zweiten Ausgestaltungsform eine Verschaltung von axial nebeneinander liegenden Federpaketen 24a' und 24b' bzw. Federreihen 26a' und 26b'.
  • Der erfindungsgemäße Torsionsschwingungsdämpfer 10' umfasst eine Primärseite 30' und eine gegen die Wirkung von zwei in axialer Richtung voneinander beabstandeten Federreihen 26a' und 26b' um eine Drehachse A bezüglich der Primärseite 30' drehbare, als Sekundärschwungrad dienende Sekundärseite 32', wobei die Federreihe 26a' von den zwei in 22 in Umfangsrichtung hintereinander angeordneten und im Schnitt dargestellten Federpaketen 24a' gebildet ist und die zweite Federreihe 26b' von den zwei in 22 in Umfangsrichtung hintereinander angeordneten und im Schnitt dargestellten Federpaketen 24b' gebildet ist. Eine Verschaltung der axial nebeneinander liegenden Federreihen 26a' und 26b' (selbiges gilt auch für radial nebeneinander liegende Federreihen, obwohl dies nicht dargestellt ist) lässt sich erfindungsgemäß erreichen, indem jeder der Federreihen 26a' und 26b' jeweils ein eingangsseitiges Abstützelement über das eine jeweilige Federreihe bezüglich der Primärseite 30' abgestützt oder abstützbar ist, und ein ausgangsseitiges Abstützelement, über das die jeweilige Federreihe bezüglich der Sekundärseite 32' abgestützt oder abstützbar ist, zugeordnet ist, welche Abstützelemente nachfolgend detaillierter beschrieben werden.
  • Wie in 20 dargestellt, ist die Primärseite 30' beispielsweise durch Verschweißen mit einer Antriebswelle 34' verbunden, über welche das Moment eines nicht dargestellten Motors auf die Primärseite 30' übertragen wird, wohingegen die Sekundärseite 32' beispielsweise durch Verschweißen integral mit einer Antriebswelle 36' verbunden ist, durch welche das Abtriebsdrehmoment zu einem nicht dargestellten Getriebe übertragen werden kann.
  • Bei dem dargestellten Torsionsschwingungsdämpfer 10' gemäß der zweiten Ausgestaltungsform mit axial nebeneinander liegenden Federreihen 26a' und 26b' wird eine Verschaltung von in Reihe nach parallel und zurück durch vier im Wesentlichen konzentrisch zueinander angeordnete Schaltelemente 38' erreicht, welche die erfindungsgemäßen Abstützelemente darstellen, umfassend (siehe 23) ein im Wesentlichen scheibenförmiges primäres Antriebselement 40', welches das Drehmoment der Antriebswelle 34' auf die erste Federreihe 26a' überträgt, ein ringförmiges primäres Abtriebselement 42', welches das Moment am Ausgang der ersten Federreihe 26a' abgreift, ein ringförmiges sekundäres Antriebselement 44', welches das Moment der Antriebswelle 34' auf die zweite Federreihe 26b überträgt, und ein ringförmiges sekundäres Abtriebselement 46', welches das Moment am Ausgang der zweiten Federreihe 26b' abgreift und weiterleitet. Diesbezüglich sei darauf hingewiesen, dass die Reihenfolge, in der in 23 die Schaltelemente 38' angeordnet sind, nicht der Reihenfolge entspricht, in welcher sie von innen nach außen oder von außen nach innen angeordnet sind, sondern der Reihenfolge entspricht, in welcher Federanlageelemente der Schaltelemente 38' in 19 angeordnet sind.
  • Wie man insbesondere in der 23 erkennt, umfasst das primäre Antriebselement 40' ein Scheibenelement 160', welches die als Primärschwungrad dienende Primärseite 30' des Torsionsschwingungsdämpfers 10' bildet. Zum Einleiten des Moments von der Antriebswelle 34' in die erste Federreihe 26a' bzw. die zwei der ersten Federreihe 26a' zugeordneten Federpakete 24a' ist das Scheibenelement 160' des primären Antriebselements 40' auf seiner, im montierten Zustand der ersten Federreihe 26a' zugewandten Seite im radial äußeren Randbereich an diametral gegenüberliegenden Seiten mit zwei ringsegmentförmigen, als Axialvorsprünge ausgebildeten Federanlageelementen 162' versehen, welche von der Oberfläche 164' des Scheibenelements 160' zur Seite der ersten Federreihe 26a' hin vorstehen, um in der vorliegenden Ausgestaltungsform mittels in Umfangsrichtung beidseits jedes Federanlageelements 162' ausgebildeten Federanlageflächen 162a' an in Umfangsrichtung beabstandeten ersten Enden der beiden Federpakete 24a' der ersten Federreihe 26a' anzuliegen.
  • In einem zentralen Bereich der Oberfläche 164' ist das primäre Antriebselement 40' mit einem von der Oberfläche 164' des primären Antriebselements 40' in axialer Richtung vorstehenden Ringelement 166' versehen, welches radial außen einen Kopplungsbereich 168' mit einer Vielzahl von parallel zur Drehachse A angeordneten Zahnelementen 170' umfasst, die zur Kopplung des primären Antriebselements 40' mit dem sekundären Antriebselement 44' zur Ausbildung einer Parallelschaltung der Federreihen 26a' und 26b' dienen.
  • Das primäre Abtriebselement 42' besteht, wie am besten in 25 zu sehen ist, aus zwei diametral gegenüber liegenden identischen Ringsegmenten 172', welche auf ihren beiden, in radialer Richtung voneinander weg weisenden Seiten mit ringsegmentförmigen Kopplungsbereichen 174' und 176' versehen sind, von denen der vom Kopplungsbereich 168' des primären Antriebselements 40' weg weisende Kopplungsbereich mit dem Bezugszeichen 174' versehen ist und der zum Kopplungsbereich 168' des primären Antriebselements 40' hin weisende Kopplungsbereich mit dem Bezugszeichen 176' versehen ist. Diese Kopplungsbereiche 174' und 176' bestehen, wie der Kopplungsbereich 168' des primären Antriebselements 40' aus einer Vielzahl von in Umfangsrichtung versetzt angeordneten Zahnelementen 178' und 180', welche ebenso wie die Zahnelemente 170' des primären Antriebselements 40' parallel zur Längsachse A verlaufen. Wie darüber hinaus zu sehen ist, ist der von dem Kopplungsbereich 168' des primären Antriebselements 40' weg weisende Kopplungsbereich 174' an dem in axialer Richtung von dem primären Antriebselement 40' entfernte Randbereich 182' des primären Abtriebselements 42' angeordnet, wohingegen sich der dem Kopplungsbereich 168' des primären Antriebselements 40' zugewandte Kopplungsbereich 176' über den gesamten Innenumfang jedes Ringsegments 172' erstreckt.
  • Zum Abgreifen des Moments am Ausgang der ersten Federreihe 26a' ist das primäre Abtriebselement 42' an zwei diametral gegenüber liegenden Seiten mit ringsegmentförmigen Federanlageelementen 184' versehen, wobei jedes Federanlageelement 184' zusätzlich dazu dient, jedes der Ringsegemente 172' im Wesentlichen orthogonal zu seiner Drehachse A beweglich, jedoch in Umfangsrichtung drehfest an dem Federanlageelement 184' zu lagern. Hierfür ist jedes der Ringsegmente 172' an jedem in Umfangsrichtung beabstandeten Ende mit einer orthogonal zu einer die beiden diametral gegenüber liegenden Federanlageelemente 184' mittig verbindenden Achse B verlaufenden Führungsschiene 186' versehen, wohingegen jedes der Federanlageelemente 184' mit zwei parallel zu den Führungsschienen 186' verlaufenden Führungsschienen 188' versehen ist, wobei jeweils zwei parallel nebeneinander angeordnete Führungsschienen 186' und 188' über Führungsbolzen 190' miteinander verbunden sind, die in jeweiligen, in den Führungsschienen 186' und 188' ausgebildeten Langlöchern 192' und 194' geführt sind, um ein radiales Aufspreizen und Zusammenziehen der Ringsegmente 172' des primären Abtriebselements 42' zu ermöglichen. Darüber hinaus ist jedes in Umfangsrichtung beabstandete Ende jedes Ringsegments 172' mit dem zugeordneten Federanlageelement 184' durch eine Zugfeder 196' verbunden, so dass ein sicheres automatisches Zurückschalten in Reihe gewährleistet ist.
  • Das sekundäre Antriebselement 44' umfasst wie das primäre Abtriebselement 42' zwei diametral einander gegenüberliegend angeordnete Ringsegmente 198', von denen jedes an seinen beiden, in radialer Richtung voneinander weg weisenden Seiten mit Kopplungsbereichen 200' und 202' ausgebildet ist, von denen der Kopplungsbereich 202' dem Kopplungsbereich 168' des primären Antriebselements 40' zugewandt ist und der Kopplungsbereich 200' von dem Kopplungsbereich 168' des primären Antriebselements 40' abgewandt ist. Diese Kopplungsbereiche 200' und 202' bestehen, wie die Kopplungsbereiche 174' und 176' des primären Abtriebselements 42' aus einer Vielzahl von in Umfangsrichtung versetzt angeordneten Zahnelementen 204' und 206', welche ebenso wie die Zahnelemente 178' und 180' des primären Abtriebselements 42' parallel zur Längsachse A verlaufen. Die zwei Ringsegmente 198' sind mit zwei ringsegmentförmigen Federanlageelementen 208' verbunden, von denen jedes Federanlageelement 208' zwischen zwei einander zugeordneten Umfangsendbereichen der Ringsegmente 198' angeordnet ist, um sich radial auswärts zu erstrecken.
  • Zur Verbindung mit den Federanlageelementen 208' ist jedes Ringsegment 198' auf seiner radial inneren Seite mit zwei Führungsschienen 210' versehen, welche orthogonal zu einer mittig durch beide Federanlageelemente 208' verlaufenden Mittelachse C angeordnet sind. Diesen Führungsschienen 210' sind federanlageelementseitige Führungsschienen 212' zugeordnet, wobei die Führungsschienen 210' und 212' durch Führungsbolzen 214' miteinander verbunden sind, die in jeweiligen in jeder Führungsschiene 210' und 212' ausgebildeten Langlöchern 216' und 218' aufgenommen und geführt sind. Jede Führungsschiene 212' ist in einem zentralen Bereich mit einem T-förmigen Radialvorsprung 220' versehen, welcher in Achsrichtung der Mittelachse C verläuft und an seinem radial äußeren Ende mit dem radial inneren Ende des zugeordneten Federanlageelements 208' verbunden ist.
  • Wie deutlich in 24 zu sehen ist, ist in dem radial inneren Bereich des Federanlageelements 208' eine trapezförmige Öffnung 222' vorgesehen, welche beispielsweise dazu dient, ein Keilelement hin und her verschiebbar aufzunehmen, wohingegen jeder radial äußere Bereich des als Axialvorsprung ausgebildeten Federanlageelements 208' zwei in Umfangsrichtung beabstandete Federanlageflächen 208a' zur Anlage an einem jeweiligen Ende der Federpakete 24b' der zweiten Federreihe 26b' ausgebildet ist. Darüber hinaus ist jedes in Umfangsrichtung beabstandete Ende jedes Ringsegments 198' mit dem zugeordneten Federanlageelement 208' durch eine Druckfeder 224' verbunden, so dass ein sicheres automatisches Zurückschalten in Reihe gewährleistet ist.
  • Das sekundäre Abtriebselement 46' besteht im Wesentlichen aus einem Ringelement 226', welches an seiner radial inneren Seite mit einem Kopplungsbereich 228' versehen ist, welcher mit einer Vielzahl von in Umfangsrichtung des Ringelements 226' beabstandeten und parallel zur Mittelachse A verlaufenden Zahnelementen 230' versehen ist, welche zum gegenseitigen Eingriff mit den Zahnelementen 178' des primären Abtriebselements 42' dienen. An zwei diametral gegenüber liegenden Außenseiten ist das Ringelement 226' mit zwei ringsegmentförmigen, in radialer Richtung vorstehenden Federanlageelementen 232' versehen, welche zur Ausbildung von in Umfangsrichtung beabstandeten Federanlageflächen 232a' dienen und welche an ihrer radial äußeren Seite mit einem im Wesentlichen zangenförmigen Drehmomentübertragungselement 234' versehen ist, welches dazu dient, bei einer Reihenschaltung der Federreihen 26a' und 26b' das von der zweiten Federreihe 26b' in das Federanlageelementen 232' eingeleitete Moment zum Sekundärschwungrad 32' weiterzuleiten, bzw. bei einer Parallelschaltung der Federreihen 26a' und 26b' das von beiden Federreihen 26a' und 26b' in das Federanlageelementen 232' eingeleitete Moment zum Sekundärschwungrad 32' weiterzuleiten unter Zwischenschaltung eines zwischen dem sekundären Abtriebselement 46' und dem Sekundärschwungrad 32' vorgesehenen und nachfolgend erläuterten Schaltmechanismus.
  • Das Drehmomentübertragungselement 234' besteht im Wesentlichen aus einem an dem radial äußeren Ende jedes Federanlageelements 232' angeordneten Axialvorsprung 236', an dessen der Sekundärseite 32' zugewandten axialen Ende ein im Wesentlichen U-förmiges Element 238' befestigt ist, dessen beide Schenkel 240' radial nach innen weisen und an ihren radial inneren Enden mit Axialvorsprüngen 242' verbunden sind, deren sekundärseitige Enden mit orthogonal zur Erstreckungsrichtung der Axialvorsprünge 242' verlaufenden und schräg radial nach außen weisenden Vorsprüngen 244' verbunden sind, welche dazu dienen, das Moment von dem sekundären Abtriebselement 46' zur Sekundärseite 32' weiterzuleiten.
  • Im Gegensatz zu dem erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfer 10 gemäß der ersten Ausführungsform mit axial nebeneinander liegenden Federreihen 26a und 26b, bei dem eine Verschaltung von in Reihe nach parallel und zurück durch eine axiale Verschiebung der Schaltelemente 42 und 44 gegeneinander erfolgt, erfolgt bei dem Torsionsschwingungsdämpfer 10' gemäß der zweiten Ausgestaltungsform eine Verschaltung von in Reihe nach parallel und zurück durch eine radiale Verschiebung der Schaltelemente 42' und 44' gegeneinander. Hierbei wird zur Ausbildung der Reihenschaltung der Federreihen 26a' und 26b' das primäre Abtriebselement 42' mit dem sekundären Antriebselement 44' gekoppelt durch ein in Eingriff bringen des Kopplungsbereichs 176' des primären Abtriebselements 42' mit dem Kopplungsbereich 200' des sekundären Antriebselements 44', wodurch ein von der Antriebswelle 34' auf das Primärschwungrad 30' übertragenes Moment über die Federanlageelemente 162' auf die einen Enden der Federpakete 24a' der ersten Federreihe 26a' übertragen wird, von wo das Moment an den anderen Enden der Federpakete 24a' der ersten Federreihe 26a' mittels der Federanlageelemente 184' abgegriffen wird. In Folge des gegenseitigen Eingriffs des Kopplungsbereichs 176' des primären Abtriebselements 42' mit dem Kopplungsbereich 200' des sekundären Antriebselements 44' wird das Moment auf das sekundären Antriebselement 44' übertragen, von wo das Moment über die Federanlageelemente 208' in die einen Enden der Federpakete 24b' der zweiten Federreihe 26b' eingeleitet wird, von wo das Moment über die Federanlageelemente 232' des sekundären Abtriebselements 46' abgegriffen und über das Drehmomentübertragungselement 234' an das Sekundärschwungrad 32' und von dort an die Abtriebswelle 36' weitergeleitet wird.
  • Im Gegensatz hierzu wird zur Ausbildung der Parallelschaltung der Federreihen 26a' und 26b' das primäre Antriebselement 40' mit dem sekundären Antriebselement 44' gekoppelt durch eine radiale Verlagerung der Ringsegmente 198' des sekundären Antriebselements 44' auf den Kopplungsbereich 168' des primären Antriebselements 40' zu und durch diese radiale Verlagerung bewirkten Eingriff des Kopplungsbereichs 168' des primären Antriebselements 40' mit dem Kopplungsbereich 202' des sekundären Antriebselements 44', und das primäre Abtriebselement 42' mit dem sekundären Abtriebselement 46' gekoppelt durch eine radiale Verlagerung der Ringsegmente 172' des primären Abtriebselements 42' auf das sekundäre Abtriebselement 46' zu und durch diese radiale Verlagerung bewirkten Eingriff des Kopplungsbereichs 174' des primären Abtriebselements 42' mit dem Kopplungsbereich 228' des sekundären Abtriebselements 46', so dass alle Antriebselemente 40' und 44' mit der Primärseite 30' gekoppelt sind, und alle Abtriebselemente 42' und 46' mit der Sekundärseite 32' gekoppelt sind. Infolge dieser Verschaltung wird ein von der Antriebswelle 34' auf das Primärschwungrad 30' übertragenes Drehmoment gleichmäßig über die Federanlageelemete 162' des primären Antriebselements 40' und die Federanlageelemente 208' des sekundären Antriebselements 44' auf die einen Enden der Federpakete 24a' der ersten Federreihe 26a' und die einen Enden der Federpakete 24b' der zweiten Federreihe 26b' übertragen, von wo das Drehmoment über die Federanlageelemente 184' von dem primären Abtriebselement 42' und die Federanlageelemente 232' von dem sekundären Abtriebselement 46' abgegriffen und zu dem Sekundärschwungrad 32' weitergeleitet wird.
  • Die radiale Aufspreizung der Schaltelemente 42' und 44' erfolgt durch einen Schaltmechanismus 98', welcher zwischen dem Drehmomentübertragungselement 234' des sekundären Abtriebselements 46' und dem Sekundärschwungrad 32' angeordnet ist, wie in den 19 und 20 zu sehen. Während das Motormoment steigt und das Umschaltmoment MU erreicht, muss der die Schaltelemente 42' und 44' verschiebende Schaltmechanismus 98' so ausgelegt sein, dass er das primäre Abtriebselement 42', von dem sekundären Antriebselement 44' trennt und stattdessen das primäre Antriebselement 40' mit dem sekundären Antriebselement 44' koppelt und ebenso das primäre Abtriebselement 42' mit dem sekundären Abtriebselement 46' koppelt. In diesem Fall sind die ersten und zweiten Federreihen 26a' und 26b' parallel geschaltet.
  • Obwohl das Umschalten von in Reihe nach parallel durch unterschiedlichste Bewegungen der Schaltelemente 38' gegeneinander realisiert werden kann, sind bei der vorangehend beschriebenen Ausgestaltungsform des erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfers 10' nur das primäre Abtriebselement 42' und das sekundäre Antriebselement 44' radial verschiebbar ausgebildet. Dies bietet den konstruktiven Vorteil, dass der Schaltmechanismus 98' einfacher ausgeführt werden kann, wie im Folgenden gezeigt.
  • 26 zeigt den Schaltmechanismus 98' in einer ersten Ausgestaltungsform, welche beim Umschalten von in Reihe nach parallel das Trennen des primären Abtriebselements 42' vom sekundären Antriebselement 44' und das Koppeln der beiden Antriebselemente 40' und 44' und der beiden Abtriebselemente 42' und 46' bewirkt. Da der Schaltmechanismus 98' für radial aufspreizbare Schaltelemente 38' in vielerlei Hinsicht dem Schaltmechanismus 98 für axial verlagerbare Schaltelemente 38 entspricht, wird im Folgenden lediglich auf Unterschiede zwischen Ihnen eingegangen und entsprechende oder gleichartige Teile mit gleichen Bezugszeichen verwendet (jedoch mit dem zusätzlichen Apostroph, wie vorangehend ausgeführt. Der Schaltmechanismus 98' für radial aufspreizbare Schaltelemente besteht im Wesentlichen aus einem Schiebermechanismus 100', welcher mit einem axial verschiebbaren Ringelement 102' gekoppelt ist, an dessen Außenumfang in Umfangsrichtung des Ringelements 102' versetzt angeordnete Schaltkeile 104' angeordnet sind. Damit die Schaltkeile 104' um den gesamten Ring 102 herum gleiten können, sind die Schaltkeile 104' mit nicht dargestellten Durchgangslöchern versehen, durch welche das Ringelement 102' geführt ist.
  • Die axiale Verschiebung des Ringelements 102' wird durch den Schiebermechanismus 100' bewirkt, welcher in der hier dargestellten Ausgestaltungsform zwischen dem Drehmomentübertragungselement 234' des sekundären Abtriebselements 46' und dem Sekundärschwungrad 32' angeordnet ist. Der Schiebermechanismus 100' umfasst einen orthogonal zur Längsachse A verlaufenden Führungsstift 250', an dessen radial innerem Ende ein parallel zur Längsachse A verlaufender Haltestift 252' befestigt ist, welcher sich in Richtung auf das Primärschwungrad 30' zu erstreckt und an diesem Ende mit einer Ringführung 254' versehen ist, welche das Ringelement 102' umgreift und dieses führt, sowie eine Andruckplatte 256', welche an dem von dem Haltestift 252' entfernten Ende des Führungsstifts 250' in Achsrichtung verschlieblich an dem Führungsstift 250' gelagert ist, sowie einen Führungskeil 258', welcher fest mit dem Sekundärschwungrad 32' verbunden ist zur Ausbildung einer im Wesentlichen parallel zum Ringelement 102' verlaufenden Steuerfläche 260', welche sich von dem Sekundärschwungrad 32' aus in Achsrichtung ansteigend über einen vorbestimmten Abstand erstreckt, wobei der axiale Abstand zwischen der Basis des Führungskeils 258' und dem axialen Ende dem Betrag entspricht, den das Ringelement 102' in Achsrichtung verschoben werden kann, um die Schaltelemente 38' radial außeinander zu drücken. Der Schiebermechanismus 100' umfasst darüber hinaus ein Schnappfederelement 262' mit einem stabilen und einem metastabilen Zustand, welches Schnappfederelement bei Überschreiten des Umschaltmoments MU in seinen, der 16a entsprechenden metastabilen Zustand umschnappt und welches Schnappfederelement 262' zwischen der Andruckplatte 256' und einem an dem Sekundärschwungrad 32' angeordneten ringsegmentförmigen Axialvorsprung 128' am radial äußeren Ende der dem Primärschwungrad 30' zugewandten Fläche 130' angeordnet ist.
  • Das Moment, das aus dem sekundären Abtriebselement 46' über das Drehmomentübertragungselement 234' ausgeleitet wird, drückt bei Überschreitung des Umschaltmoments MU über die Andruckplatte 256' das Schnappfederelement 262' zwischen der Andruckplatte 256' und dem Axialvorsprung 128' des Sekundärschwungrads 32' zusammen, bis das Schnappfederelement 262' in seinen metastabilen Zustand umschnappt, wodurch die Andruckplatte 256' den Führungsstift 250' in 26 gegen den Uhrzeigersinn entlang der Steuerfläche 260' schräg axial von dem Sekundärschwungrad 32' wegschiebt, welche Verschiebung des Führungsstifts 250' über die Ringführung 254' auf das Ringelement 102' und über dieses auf die Schaltkeile 104' übertragen wird. Hierdurch kommt es zu einer Axialverschiebung des Ringelements 102', was dazu führt, dass die Schaltkeile 104' zwischen das primäre Abtriebselement 42' und das sekundäre Antriebselement 44' drücken und die beiden Schaltelemente 42' und 44' radial voneinander weg drücken und gleichzeitig das sekundäre Antriebselement 44' gegen das primäre Antriebselement 40' und das primäre Abtriebselement 42' gegen das sekundäre Abtriebselement 46' drücken, um so diese Schaltelemente miteinander zu koppeln.
  • Die Schaltkeile 104' sind in Umfangsrichtung verschiebbar an dem Ringelement 102' befestigt, wobei die Verschiebbarkeit der Schaltkeile 104' längs des Ringelements 102 notwendig ist, damit die Schaltkeile 104' der durch das Zusammendrücken und die Vibration der Federpakete 24a' und 24b' bewirkten Drehung der Schaltelemente 38' folgen können, während sie zwischen ihnen stecken.
  • 27 zeigt eine erste alternative Ausgestaltungsform des Schaltmechanismus 98', welche sich gegenüber der in 26 dargestellten ersten Ausgestaltungsform lediglich dadurch unterscheidet, dass zwei Paare von einander diametral gegenüber liegenden Schiebermechanismen 100' vorgesehen sind, um eine gleichmäßige Verschiebung des Ringelements 102' zu ermöglichen, und welche Schiebermechanismen 100' darüber hinaus auf den gegenüber liegenden Seiten der Axialvorsprünge 128' des Sekundärschwungrads 32' vorgesehen sind, um nicht nur im Zug, sondern auch im Schub wirken zu können, wobei einer der Schiebermechanismen 100' im Zug umschaltet und einer im Schub umschaltet. Darüber hinaus erlaubt die Verwendung der Ringführungen 254', welche eine Relativverlagerung längs des Ringelements 102' erlauben, die Verschiebung des Führungsstiftes 250' auf der einen Steuerfläche 260' beispielsweise bei Schub, ohne dass gleichzeitig der auf der gegenüber liegenden Seite des Axialvorsprungs 128' vorgesehene zweite Führungsstift 250' in Umfangsrichtung mitgenommen wird, sondern dieser an Ort und Stelle bleibt, so lange kein Zug auf diesen Schiebermechanismus 100' einwirkt.
  • 28 zeigt eine zweite alternative Ausgestaltungsform des Schaltmechanismus 98', welche sich gegenüber der in 26 gezeigten Ausgestaltungsform vor allem dadurch unterscheidet, dass der Schaltmechanismus 98' der 28 an Stelle der Steuerfläche 260' und des Führungskeils 258' einen Hebelmechanismus 100a' aufweist, welcher dazu dient, das Ringelement 102' in Achsrichtung zu verlagern, um die vorangehend beschriebene radiale Verlagerung der Schaltelemente 42' und 44' zu bewirken.
  • Der Hebelmechanismus 100a' besteht im Wesentlichen aus einem W-förmigen Hebelelement 264', welches mittig über einen Haltestift 266' derart an einem an dem Sekundärschwungrad 32' angebrachten, als Axialvorsprung ausgebildeten Halteelement 268' gelagert ist, dass es um eine orthogonal zur Drehachse A verlaufende Schwenkachse 270' schwenken kann. An seinem einen Ende, d. h. dem von dem Sekundärschwungrad 32' entfernten Ende 272', ist das Hebelelement 264' mit einem parallel zur Schwenkachse 270' verlaufenden Drehstift 274' verbunden, welcher von dem entfernten Ende 272' radial einwärts vorsteht und mit einer Ringführung 276' verbunden ist, welche fest mit dem Ringelement 102' verbunden ist. Das andere Ende 278' des Hebelelements 264' ist mit einer Andruckplatte 280' verbunden, welche sich orthogonal zur Drehachse A erstreckt und zur Anlage an dem Vorsprung 244' des Drehmomentübertragungselements 234' bestimmt ist.
  • Wie bei dem Schiebermechanismus 100' der 26 ist auch der Hebelmechanismus 100a' mit einem Schnappfederelement 262' versehen, welches zwischen der Andruckplatte 280' und einem Axialvorsprung 128' des Sekundärschwungrads 32' vorgesehen ist und entsprechend dem Schnappfederelement 262' der 26 funktioniert. Schnappt das Schnappfederelement 262' bei Überschreiten des Schwellendrehmoments MU in seinen metastabilen Zustand um, schwenkt das Hebelelement 264' gegen den Uhrzeigersinn, bis die Andruckplatte 280' seine größte Annäherung an den Axialvorsprung 128' erreicht, wodurch sich das Ende 272' des Hebelelements 264' in seiner von dem Sekundärschwungrad 32' axial am weitesten entfernten Position befindet, in welcher die Schaltkeilelemente 104' zwischen das primäre Abtriebselement 42' und das sekundäre Antriebselement 44' eingreifen, um diese radial voneinander zu trennen, wie bereits angesprochen.
  • 29 zeigt eine alternative Ausgestaltungsform der 28, bei der an Stelle lediglich eines Hebelmechanismus 100a' zwei Paare von einander diametral gegenüber liegenden Hebelmechanismen 100a' vorgesehen sind, wobei zwei der diametral gegenüber liegenden Hebelmechanismen 100a' bei Schub umschalten und die anderen zwei diametral gegenüber liegenden Hebelmechanismen 100a' im Zug umschalten. Ansonsten unterscheidet sich die Ausgestaltungsform der 29 gegenüber der in 28 dargestellten lediglich dadurch, dass die Ringführung 276' mit einer Ringaufnahme 284' versehen ist, welche zum einen eine Verschiebung des Ringelements 102' in Umfangsrichtung bezüglich der Ringaufnahmen 284' erlaubt und dadurch zum anderen sicherstellt, dass bei Ausübung einer Schubkraft über den „schubseitigen” Hebelmechanismus 100a' das Ringelement 102' keine Kraft auf den „zugseitigen” Hebelmechanismus 100a' ausgeübt, was sonst zu einer Überbelastung der Hebelelemente 264' führen könnte, da in diesem Fall das gesamte Abtriebsdrehmoment durch die Hebelelemente 264' geleitet würde.
  • Was den eigentlichen Umschaltvorgang der Schaltelemente 38' von einer Reihenschaltung zu einer Parallelschaltung betrifft, wird auf die vorangehenden Ausführungen bezüglich der 17 und 18 verwiesen, welche auch für die Schaltmechanismen 98' der 26 bis 29 gültig sind.
  • 30 zeigt eine alternative Ausgestaltungsform eines Ringelements 286' und zugeordneter Schaltkeile 288', welche sich von den vorangehend beschriebenen Ringelementen 102 bzw. 102' und den vorangehend beschriebenen Schaltkeilen 104 und 104' vor allem dadurch unterscheiden, dass an Stelle eines einzigen Rings vier konzentrisch zueinander angeordnete Ringe 290', 292', 294' und 296' vorgesehen sind, wobei die radial mit gleichem Abstand von der Drehachse A angeordneten Ringe 290' und 292' zur Lagerung einer radial äußeren Schaltkeilhälfte 298' des Schaltkeils 288' dienen und die radial inneren Ringe 294' und 296' zur Lagerung einer zweiten Schaltkeilhälfte 300' dienen, wobei die Schaltkeilhälften 298' und 300' in Umfangsrichtung der Ringe 290', 292' bzw. 294' und 296' verschiebbar angeordnet sind und sich die Schaltkeilhälften 298' und 300' auch bezüglich einander in Umfangsrichtung verlagern können.
  • 31 zeigt eine erste alternative Ausgestaltungsform eines Ringelements 286' und zugeordneter Schaltkeile 288', welche sich gegenüber der in 30 gezeigten Ausgestaltungsform lediglich dadurch unterscheidet, dass die Schaltkeilhälften 298a' und 300a' nicht von vier Ringen geführt sind, sondern lediglich von zwei konzentrisch zueinander angeordneten Ringen 302' und 304' mit kreisförmigem Querschnitt, welche die Schaltkeilhälften 298a' und 300a' durchsetzen, wobei gemäß dieser Ausgestaltungsform zusätzlich ein Ring 306' mit rechteckförmigem Querschnitt vorgesehen ist, welcher die Schaltkeilhälften 298a' und 300a' nicht durchsetzt, sondern radial zwischen diesen vorgesehen ist, um zu verhindern, dass die Schaltkeilhälften 298a' und 300a' beim Einschieben zwischen zwei Schaltelemente an ihren spitzen Enden um die Ringe 302' und 304' herum aufeinander zu schwenken.
  • Die 32 zeigt eine zweite alternative Ausgestaltungsform eines Ringelements 286' und zugeordneter Schaltkeile 288', bei der das Ringelement 286' zwei im Querschnitt rechteckförmige Ringe 308' und 310' umfasst, welche konzentrisch zueinander angeordnet sind und die Schaltkeilhälften 298b' und 300b' durchsetzen, um die Schaltkeilhälften 298b' und 300b' in Längsrichtung der Ringe 308' und 310' verschiebbar, jedoch drehfest zu lagern, um eine Drehung der Schaltkeilhälften 298b' und 300b um die Ringe 308' und 310' zu verhindern.
  • ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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  • Zitierte Patentliteratur
    • DE 3823384 A1 [0002]
    • DE 102005004993 A1 [0003]
    • EP 1691102 A2 [0004]

Claims (24)

  1. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10'), insbesondere Zweimassenschwungrad, umfassend eine Primärseite (30, 30') und eine gegen die Wirkung einer Federanordnung (22, 22') bezüglich der Primärseite (30, 30') um eine Drehachse (A) drehbare Sekundärseite (32; 32'), wobei die Federanordnung (22, 22') eine Mehrzahl von zur Drehmomentübertragung wirksamen und getrennt voneinander vorgesehenen Federeinheiten (26a, 26b; 26a', 26b') aufweist, die in ihren jeweiligen Umfangsendbereichen bezüglich der Primärseite (30, 30') und der Sekundärseite (32; 32'') abgestützt oder abstützbar sind, gekennzeichnet durch einen Kopplungsmechanismus (98; 98'), welcher die Federeinheiten (26a, 26b; 26a', 26b') derart miteinander koppelt, dass die Federeinheiten (26a, 26b; 26a', 26b') unterhalb eines Schwellen-Drehmoments (MU) in Reihe geschaltet sind und oberhalb des Schwellen-Drehmoments (MU) parallel geschaltet sind.
  2. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass jede der Federeinheiten (26a, 26b; 26a', 26b') wenigstens ein, vorzugsweise eine Mehrzahl von in Reihe angeordneten oder/und ineinander gesteckten Federelementen (20; 20') aufweist.
  3. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Federeinheiten (26a, 26b; 26a', 26b') und/oder die Federelemente (20; 20') einer Federeinheit (26a, 26b; 26a', 26b') bezüglich der Drehachse (A) axial und/oder radial nebeneinander angeordnet sind.
  4. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass jeder der Federeinheiten (26a, 26b; 26a', 26b') jeweils ein eingangsseitiges Abstützelement (40, 44; 40', 44'), über das eine jeweilige Federeinheit (26a, 26b; 26a', 26b') bezüglich der Primärseite (30, 30') abgestützt oder abstützbar ist, und ein ausgangsseitiges Abstützelement (42, 46; 42', 46'), über das die jeweilige Federeinheit (26a, 26b; 26a', 26b') bezüglich der Sekundärseite (32; 32') abgestützt oder abstützbar ist, zugeordnet ist.
  5. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass jedem Abstützelement (40, 42, 44, 46; 40', 42', 44', 46') ein Kopplungsbereich (54, 60, 62, 72, 74, 90; 168', 174', 176', 200', 202', 228') zur Zusammenwirkung mit einem anderen Kopplungsereich eines anderen Abstützelements (40, 42, 44, 46; 40', 42', 44', 46') zugeordnet ist, dass jeweils zwei einander zugewandte Kopplungsbereiche, vorzugsweise formschlüssig, höchst vorzugsweise durch eine Verzahnung (56, 64, 66, 84, 86, 92; 170', 178', 180', 204', 206', 230'), miteinander koppelbar sind, dass zur Ausbildung der Reihenschaltung der Federeinheiten (26a, 26b; 26a', 26b') das einer ersten Federeinheit (26a; 26a') zugeordnete eingangsseitige Abstützelement (40; 40') mit der Primärseite (30, 30') gekoppelt ist, das der ersten Federeinheit (26a; 26a') zugeordnete ausgangsseitige Abstützelement (42; 42') mit dem einer zweiten Federeinheit (26b; 26b') zugeordneten eingangsseitigen Abstützelement (44; 44') gekoppelt ist und das der zweiten Federeinheit (26b; 26b') zugeordnete ausgangsseitige Abstützelement (46; 46') mit der Sekundärseite (32; 32') gekoppelt ist, und dass zur Ausbildung der Parallelschaltung der Federeinheiten (26a, 26b; 26a', 26b') jeweils alle eingangsseitigen Abstützelemente (40, 44; 40', 44') mit der Primärseite (30; 30') gekoppelt sind und alle ausgangsseitigen Abstützelemente (42, 46; 42', 46') mit der Sekundärseite (32; 32') gekoppelt sind.
  6. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass das der ersten Federeinheit (26a; 26a') zugeordnete eingangsseitige Abstützelement (40; 40') die Primärseite (30, 30') bildet und/oder dass das der zweiten Federeinheit zugeordnete ausgangsseitige Abstützelement die Sekundärseite bildet.
  7. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Kopplungsbereiche (54, 60, 62, 72, 74, 90) als scheibenförmige, ringförmige oder ringsegmentförmige, durch eine Axialbewegung in und außer Eingriff bringbare Kopplungsbereiche ausgebildet sind.
  8. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Kopplungsbereiche (54, 60, 62, 72, 74, 90) an im wesentlichen scheiben- oder ringförmigen Kopplungselementen (48, 58, 70, 88) ausgebildet sind, wobei die Kopplungselemente (48, 58, 70, 88) an ihren in axialer Richtung einander zugewandten Seiten mit jeweiligen Kopplungsbereichen (54, 60, 62, 72, 74, 90) ausgebildet sind, wobei Kopplungselemente (58, 70), welche in axialer Richtung zwischen zwei benachbarten Kopplungselementen angeordnet sind, an ihren beiden in axialer Richtung voneinander weg weisenden Seiten mit Kopplungsbereichen (60, 62, 72, 74) ausgebildet sind, und wobei wenigstens diese Kopplungselemente (58, 70) zur Kopplung mit benachbarten Kopplungselementen axial verlagerbar ausgebildet sind.
  9. Torsionsschwingungsdämpfer (10') nach einem Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Kopplungsbereiche (168', 174', 176', 200', 202', 228') als ringförmige oder ringsegmentförmige, durch eine Radialbewegung in und außer Eingriff bringbare Kopplungsbereiche ausgebildet sind.
  10. Torsionsschwingungsdämpfer (10') nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Kopplungsbereiche (168', 174', 176', 200', 202', 228') an im wesentlichen ringförmigen oder ringsegmentförmigen Kopplungselementen (166', 172', 198', 226') ausgebildet sind, wobei die Kopplungselemente (166', 172', 198', 226') an ihren in radialer Richtung einander zugewandten Seiten mit jeweiligen Kopplungsbereichen (168', 174', 176', 200', 202', 228') ausgebildet sind, wobei Kopplungselemente (172', 198'), welche in radialer Richtung zwischen zwei benachbarten Kopplungselementen angeordnet sind, an ihren beiden in radialer Richtung voneinander weg weisenden Seiten mit Kopplungsbereichen (174', 176', 200', 202') ausgebildet sind, und wobei wenigstens diese Kopplungselemente (172', 198') zur Kopplung mit benachbarten Kopplungselementen radial verlagerbar ausgebildet sind.
  11. Torsionsschwingungsdämpfer (10') nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Außenumfang eines radial verlagerbar ausgebildeten ringsegmentförmigen Kopplungselements (172', 198') exzentrisch zu dessen Innenumfang ausgebildet ist.
  12. Torsionsschwingungsdämpfer (10') nach Anspruch 10 oder 11, dadurch gekennzeichnet, dass das ringsegmentförmige Kopplungselement (172', 198') quer zu seiner Drehachse (A) beweglich, jedoch in Umfangsrichtung drehfest, bezüglich seines zugeordneten Abstützelements (42', 44') gelagert ist.
  13. Torsionsschwingungsdämpfer (10') nach Anspruch 8 oder 10, dadurch gekennzeichnet, dass die verlagerbaren Kopplungselemente (58; 70; 172', 198') zwischen den nicht verlagerbaren Kopplungselementen aufgenommen und mittels einer Federanordnung aufeinander zu vorgespannt sind, wobei eine Kopplung dieser Kopplungselemente (58; 70; 172', 198') eine Reihenschaltung der Federeinheiten (26a, 26b; 26a', 26b') bewirkt.
  14. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Kopplungsmechanismus (98; 98') wenigstens einen Schaltmechanismus (100; 100') aufweist, welcher in Abhängigkeit von einem Drehmoment zwischen Primärseite (30; 30') und Sekundärseite (32; 32') die Kopplung/Trennung der Kopplungsbereiche (54, 60, 62, 72, 74, 90; 168', 174', 176', 200', 202', 228') steuert.
  15. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass der Schaltmechanismus (100; 100') wenigstens einen Hebel- oder Schiebermechanismus umfasst, welcher zwischen einem Drehmomenterfassungsbereich (116, 126, 128; 280', 262', 128'; 256', 262', 128') zur Erfassung des zwischen der Primärseite (30; 30') und der Sekundärseite (32; 32') wirkenden Drehmoments (MU) und einem Kopplungssteuerbereich (102; 102') wirkt, welcher dazu ausgebildet ist, abhängig vom erfassten Drehmoment die Hin- und Herbewegung der verlagerbaren Kopplungsbereiche (60, 62, 72, 74; 174', 176', 200', 202') bzw. Kopplungselemente (58; 70; 172', 198') zu steuern, wobei der Hebel- oder Schiebermechanismus mit einer vorbestimmten Vorspannkraft in eine Ausgangsposition vorgespannt ist, in welcher der Hebel- oder Schiebermechanismus keinen Einfluss auf die Stellung der verlagerbaren Kopplungsbereiche (60, 62, 72, 74; 174', 176', 200', 202') bzw. Kopplungselemente (58; 70; 172', 198') ausübt.
  16. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass die Vorspannkraft von einem Federelement (126; 262'), vorzugsweise Schnappfederelement (126; 262') mit einem stabilen und einem metastabilen Zustand bereitgestellt wird, welches Schnappfederelement bei Überschreiten des Schwellen-Drehmoments (MU) in seinen metastabilen Zustand umschnappt.
  17. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach Anspruch 15 oder 16, dadurch gekennzeichnet, dass der Drehmomenterfassungsbereich (116, 126, 128; 280', 262', 128'; 256', 262', 128') zwischen dem bei einer Reihenschaltung der Federeinheiten (26a, 26b; 26a', 26b') der Sekundärseite (32; 32') benachbarten ausgangsseitigen Abstützelement (42, 46; 42', 46') und der Sekundärseite (32; 32') des Torsionsschwingungsdämpfers (10; 10') angeordnet ist, und dass das Federelement (126; 262') im Drehmomenterfassungsbereich angeordnet ist.
  18. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach Anspruch 15 unter Rückbeziehung auf Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Kopplungssteuerbereich (102) von wenigstens einem mit dem Hebel- oder Schiebermechanismus (100) verbundenen Ringelement (102) gebildet ist, und dass der Hebel- oder Schiebermechanismus (100) derart ausgebildet ist, dass er bei einer Betätigung eine Verlagerung des wenigstens einen Ringelements (102) quer zur Drehachse (A) zwischen zwei benachbarte und gegeneinander vorgespannte Kopplungselemente (58, 70) bewirkt, um diese Kopplungselemente (58, 70) und damit die entsprechenden Kopplungsbereiche (62, 72) in axialer Richtung auseinander zu drücken.
  19. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine Ringelement (102) zumindest abschnittsweise aus einem dehnbaren elastischen Material (106) besteht.
  20. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach Anspruch 18 oder 19, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine Ringelement (102) zumindest abschnittsweise aus wenigstens einer Feder (106) besteht, welche von einer vorzugsweise elastischen und bezüglich der wenigstens einen Feder (106) oder/und des Ringelements (102) verschiebbaren Hülse umgeben ist.
  21. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach Anspruch 15 unter Rückbeziehung auf Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Kopplungssteuerbereich (102') von wenigstens einem mit dem Hebel- oder Schiebermechanismus (100') verbundenen Ringelement (102'; 286') gebildet ist, und dass der Hebel- oder Schiebermechanismus derart ausgebildet ist, dass er bei einer Betätigung eine axiale Verlagerung des wenigstens einen Ringelements (102'; 286') zwischen zwei benachbarte und gegeneinander vorgespannte Kopplungselemente (172', 198') bewirkt, um die Kopplungselemente (172', 198') und damit die entsprechenden Kopplungsbereiche (176', 200') in einer Richtung quer zu einer Drehachse (A) auseinander zu drücken.
  22. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach einem der Ansprüche 17 bis 21, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine Ringelement (102; 102'; 286') mit wenigstens einem, vorzugsweise einer Mehrzahl von in Umfangsrichtung des wenigstens einen Ringelements (102; 102'; 286'), vorzugsweise äquidistant und auf dem wenigstens einen Ringelement (102; 102'; 286') verschiebbar angeordneten Keilelementen (104; 104a; 104'; 288') versehen ist, welche dazu ausgebildet sind, bei einer Bewegung des wenigstens einen Ringelements (102; 102'; 286') in Richtung auf die gegeneinander vorgespannten Kopplungselemente (58; 70; 172' 198') zu, in den Bereich zwischen den zwei gegeneinander vorgespannten Kopplungselementen (58; 70; 172' 198') einzugreifen, um diese voneinander zu trennen.
  23. Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine Keilelement (104a) gleit- und/oder rollfähige Keilflanken (140) aufweist.
  24. Antriebsstrang für ein Fahrzeug, umfassend ein Antriebsaggregat mit einer Antriebswelle (34; 34'), einen Torsionsschwingungsdämpfer (10; 10') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, sowie ein Getriebe mit einer Getriebeeingangswelle (36; 36'), wobei die Primärseite (30; 30') des Torsionsschwingungsdämpfers (10; 10') drehfest mit der Antriebswelle (34; 34') gekoppelt ist und die Sekundärseite (32; 32') des Torsionsschwingungsdämpfers (10; 10') drehfest mit der Getriebeeingangswelle (36; 36') gekoppelt ist.
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