DE19522225A1 - Torsionsschwingungsdämpfer - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft einen Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere für Kraftfahrzeugkupplungsscheiben mit einem Eingangsteil und einem Ausgangsteil, zwischen denen zwei in Reihe geschaltete Dämpfer vorgesehen sind, nämlich ein erster, Kraftspeicher geringerer Steifigkeit aufweisender Dämpfer und ein zweiter, Kraftspeicher höherer Steifigkeit aufweisender Dämpfer.

Derartige Torsionsschwingungsdämpfer sind beispielsweise durch die DE-OS 41 41 643 und die DE-OS 40 31 762 vor­ geschlagen worden. Diese bekannten Torsionsschwingungs­ dämpfer besitzen einen sogenannten Leerlaufdämpfer bzw. ein Leerlaufsystem und einen sogenannten Hauptdämpfer bzw. ein Lastsystem. Der Leerlaufdämpfer kann dabei bei Überschrei­ tung eines bestimmten Drehmomentes mittels Anschlägen überbrückt werden, so daß bei Fortsetzung einer Relativver­ drehung zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers lediglich der Hauptdämpfer wirksam ist. Bei diesen bekannten Konstruktionen ist das Überbrückungsmoment bzw. Anschlagmoment des Vordämpfers im wesentlichen auf die im Leerlaufbetrieb auftretenden Momente ausgelegt. Unter Leerlaufbetrieb ist ein Betrieb zu ver­ stehen, bei dem die zwischen einem Motor und einem Getriebe vorgesehene Kupplung geschlossen ist, das Getriebe sich jedoch in der neutralen Stellung befindet, also kein Gang eingelegt ist und somit auch kein Moment, z. B. auf die Antriebsräder eines Kraftfahrzeuges, übertragbar ist. Für viele Anwendungsfälle haben sich derartige Konstruktionen bewährt. Es gibt jedoch Anwendungsfälle, bei denen diese bekannten Torsionsschwingungsdämpfer störende Geräusche bzw. Schwingungsanregungen nicht voll unterdrücken können.

Der vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, Torsionsschwingungsdämpfer der eingangs genannten Art zu optimieren und die vorerwähnten Nachteile der bisherigen Konstruktionen zu beseitigen. Weiterhin soll die Anwen­ dungsbreite einer bestimmten Auslegung eines Torsions­ schwingungsdämpfers gegenüber den bekannten Torsionsschwin­ gungsdämpfern vergrößert werden. Das bedeutet also, daß für mehrere Anwendungsfälle der gleiche bzw. zumindest ein nur geringfügig abgeänderter Torsionsschwingungsdämpfer einsetz­ bar sein soll. Weiterhin soll der erfindungsgemäße Torsions­ schwingungsdämpfer in besonders einfacher und kostengün­ stiger Weise herstellbar sein.

Gemäß der Erfindung wird dies dadurch erzielt, daß die Kraftspeicher des ersten Dämpfers zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers einen Gesamtverdrehwinkel von wenigstens 20° ermöglichen und ein maximales Moment in der Größenordnung zwischen 4 und 20 Nm, vorzugsweise in der Größenordnung zwischen 6 und 16 Nm aufbringen können, wobei weiterhin zweckmäßigerweise der zweite Dämpfer einen Gesamtverdrehwinkel von wenigstens 15° zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil gewährleistet und eine Verdrehsteifigkeit in der Größenordnung zwischen 5 und 40 Nm/°, vorzugsweise in der Größenordnung zwischen 10 und 25 Nm/° aufweist. Unter Gesamtverdrehwinkel ist die Summe der beiden Verdrehwinkel zu verstehen, welche die einzelnen Dämpfer sowohl in Zugrichtung als auch in Schub­ richtung zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers ermöglichen. Zugbetrieb ist dann vorhanden, wenn der Motor den Antriebsstrang bzw. das Kraftfahrzeug antreibt. Schubbetrieb ist dann vorhanden, wenn das Kraftfahrzeug bzw. der Antriebsstrang den Motor antreibt.

In vorteilhafter Weise kann der erste Dämpfer einen Gesamt­ verdrehwinkel in der Größenordnung zwischen 20 und 45° aufweisen, wobei es besonders zweckmäßig sein kann, wenn dieser Gesamtverdrehwinkel in der Größenordnung zwischen 25 und 35° liegt. Der zweite Dämpfer kann in vorteilhafter Weise einen Gesamtverdrehwinkel in der Größenordnung zwischen 20 und 30° aufweisen, wobei jedoch für manche Anwendungsfälle auch kleinere oder größere Verdrehwinkel sinnvoll sein können.

Die vorerwähnten von den Kraftspeichern des ersten Dämpfers aufbringbaren maximalen Momente beziehen sich auf die Anwendung in Verbindung mit Personenkraftwagen und Klein­ transportern. Bei Verwendung eines erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfers in Verbindung mit einem Last­ kraftwagen muß dieses maximale Moment gegebenenfalls vergrößert werden.

Zweckmäßig ist es, wenn der erste Dämpfer eine Verdreh­ steifigkeit in der Größenordnung zwischen 0,3 und 1,5 Nm/° aufweist, wobei für manche Anwendungsfälle auch größere oder kleinere Werte zweckmäßig sein können.

Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn der erste Dämpfer über den gesamten Verdrehwinkel bzw. zumindest annähernd über den gesamten Verdrehwinkel einstufig ausgebildet ist. In vorteilhafter Weise kann auch der zweite Dämpfer über den gesamten Verdrehwinkel bzw. zumindest annähernd über den gesamten Verdrehwinkel einstufig ausgebildet sein.

Bei den bekannten Torsionsschwingungsdämpfern mit Leerlauf- und Hauptdämpfer können im Kriechbetrieb eines Fahrzeuges, wie bereits erwähnt, Geräusche bzw. störende Schwingungs­ anregungen auftreten. Im Kriechbetrieb rollt das Fahrzeug im ersten oder zweiten Gang mit geschlossener Kupplung dahin, wobei der Antriebsmotor praktisch mit Leerlaufdrehzahl bzw. mit geringer Antriebsdrehzahl, also praktisch nicht oder nur mit geringfügig betätigtem Gaspedal arbeitet. Die in einem solchen Betriebszustand auftretenden Geräusche sind ver­ mutlich darauf zurückzuführen, daß in diesem Betriebszustand der Leerlaufdämpfer überbrückt ist und der Hauptdämpfer be­ ansprucht wird, wobei aufgrund der dort vorhandenen verhält­ nismäßig hohen Verdrehsteifigkeit Resonanz auftreten kann.

Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung eines Torsions­ schwingungsdämpfers wird gewährleistet, daß die bei Kriech­ betrieb - also Antrieb bzw. Dahinrollen des Fahrzeuges mit geringen Drehzahlen und losgelassenem bzw. nur geringfügig betätigtem Gaspedal - auftretenden Momente durch den ersten Dämpfer, der einen verhältnismäßig großen Relativverdrehwin­ kel zwischen den entsprechenden Bauteilen ermöglicht und eine flache Federrate aufweist, abgefangen werden. Die flache Kennung bzw. geringe Steifigkeit und der große Verdrehwinkel des ersten Dämpfers ermöglichen den Resonanz­ punkt bzw. den Resonanzbereich in Richtung niedrigerer Drehzahlen zu verschieben, vorzugsweise ist der erste Dämpfer derart ausgelegt, daß der Resonanzbereich bzw. die Resonanzdrehzahl unterhalb der Leerlaufdrehzahl des Motors liegt.

Die erfindungsgemäße Ausgestaltung hat weiterhin den Vorteil, daß sowohl der erste als auch der zweite Dämpfer ein verhältnismäßig hohes Anschlagmoment mit einer im Verhältnis zu herkömmlichen Kupplungsscheiben geringen Steigung bzw. Federrate besitzen.

In vorteilhafter Weise kann der Torsionsschwingungsdämpfer derart ausgebildet sein, daß ausgehend von einer Mittellage, also einer Ruhestellung des Torsionsschwingungsdämpfers, der mögliche Relativverdrehwinkel zwischen dem Ausgangsteil und dem Eingangsteil in die eine Relativverdrehrichtung größer ist als in die andere. Zweckmäßig kann es dabei sein, wenn der Relativverdrehwinkel zwischen dem Ausgangsteil und dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers in Zugrich­ tung größer ist als in Schubrichtung. Der insgesamt mögliche Verdrehwinkel zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers kann in der Größenordnung zwischen 35 und 70° liegen, vorzugsweise in der Größen­ ordnung zwischen 40 und 60°. Das Verhältnis des durch beide Dämpfer ermöglichten maximalen Verdrehwinkels in Zugrichtung zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil des Torsionsschwin­ gungsdämpfers zu dem durch beide Dämpfer ermöglichten maximalen Verdrehwinkel in Schubrichtung kann in vorteilhaf­ ter Weise in der Größenordnung zwischen 1,2 und 2 liegen.

Gemäß einer weiteren erfindungsgemäßen Ausgestaltungs­ möglichkeit kann der von dem ersten Dämpfer zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungs­ dämpfers ermöglichte maximale Verdrehwinkel bei Beanspru­ chung des Torsionsschwingungsdämpfers in Zugrichtung größer sein als der mögliche maximale Verdrehwinkel bei einer Beanspruchung in Schubrichtung. In vorteilhafter Weise kann das Verhältnis des möglichen maximalen Verdrehwinkels des ersten Dämpfers in Zugrichtung zu dem möglichen maximalen Verdrehwinkel dieses Dämpfers in Schubrichtung in der Größenordnung zwischen 1,5 und 3 liegen. Für manche Anwen­ dungsfälle kann dieses Verhältnis jedoch auch kleiner oder größer sein.

Für den Aufbau und die Funktion des Torsionsschwingungs­ dämpfers kann es vorteilhaft sein, wenn das Ausgangsteil ein mit Innenprofil zum Aufsetzen auf eine Getriebewelle versehenes Nabenteil ist, auf dem drehfest das Ausgangsteil des Vordämpfers und ein das Ausgangsteil des Hauptdämpfers bildender Flanschteil mit Innenprofil aufgenommen sind, wobei dieses Innenprofil mit einem Außenprofil des Naben­ teiles in Eingriff steht und über diese Profile dem Flanschteil des zweiten Dämpfers gegenüber dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers eine begrenzte Relativver­ drehung ermöglicht ist, wobei weiterhin das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers durch zwei axial beabstandete und zwischen sich das Flanschteil des Hauptdämpfers auf­ nehmende Seitenscheiben gebildet ist.

Eine besonders gedrungene Bauweise des Torsionsschwin­ gungsdämpfers kann dadurch erzielt werden, daß der erste Dämpfer axial zwischen dem Flanschteil des zweiten Dämpfers und einer der das Eingangsteil des Torsionsschwingungs­ dämpfers bildenden Seitenscheiben angeordnet ist. Das Eingangsteil des ersten Dämpfers kann dabei durch wenigstens ein mit dem Flanschteil des zweiten Dämpfers drehfestes scheibenartiges Bauteil gebildet sein, welches Aufnahmen für die Kraftspeicher geringerer Steifigkeit aufweist. Dieses Bauteil kann vorzugsweise aus Kunststoff hergestellt sein.

Das Ausgangsteil des ersten Dämpfers kann in vorteilhafter Weise durch wenigstens ein mit dem Ausgangsteil des Tor­ sionsschwingungsdämpfers drehfestes, axial zwischen dem das Eingangsteil des ersten Dämpfers bildenden scheibenartigen Bauteil und dem Flanschteil des zweiten Dämpfers angeord­ netes ringförmiges Bauteil gebildet sein, welches Aufnahmen für die Kraftspeicher geringerer Steifigkeit aufweist. In vorteilhafter Weise können die Kraftspeicher geringerer Steifigkeit auf einem kleineren Durchmesser als die Kraft­ speicher höherer Steifigkeit des zweiten Dämpfers angeordnet sein.

In vorteilhafter Weise kann das Eingangsteil des ersten Dämpfers auch durch zwei ringartige Bauteile gebildet sein, welche mit dem Flanschteil des zweiten Dämpfers in Drehver­ bindung stehen und ein ringförmiges bzw. scheibenartiges Ausgangsteil zwischen sich aufnehmen. Eine derartige Konstruktion ist durch die DE-OS 34 42 705 bekannt geworden. Weiterhin kann der erste Dämpfer zwei vorzugsweise aus Kunststoff hergestellte ringförmige Bauteile aufweisen, welche zumindest im wesentlichen radial übereinander angeordnet sind und das Eingangsteil sowie das Ausgangsteil bilden. Die ringförmigen Bauteile können dabei längliche in Umfangsrichtung sich erstreckende radial eingebrachte Taschen aufweisen zur Aufnahme der Kraftspeicher.

Für die Funktion, die Lebensdauer und die Montage der Kraftspeicher geringerer Steifigkeit kann es besonders vorteilhaft sein, wenn diese im nicht beaufschlagten Zustand eine in Umfangsrichtung gekrümmte Gestalt aufweisen. Diese Federn sind also vor dem Einbau in den Torsionsschwingungs­ dämpfer, über ihre Längserstreckung betrachtet, gekrümmt. Die Einzelfedern des ersten Dämpfers können dabei eine derartige Vorkrümmung aufweisen, daß die Längsachse dieser Federn zumindest annähernd mit dem mittleren Einbauradius, auf dem diese Federn angeordnet werden, übereinstimmt. Die Längsachse kann jedoch auch eine kleinere oder größere Krümmung als der mittlere Einbauradius aufweisen.

Für manche Anwendungsfälle kann es auch vorteilhaft sein, wenn die Kraftspeicher geringerer Steifigkeit im entspannten Zustand - in Richtung ihrer Längsachse betrachtet - zu­ mindest annähernd gerade sind. Derartige gerade Federn werden zur Montage entsprechend gebogen, so daß sie in die kreisbogenartig ausgebildeten Aufnahmen im Eingangs- bzw. Ausgangsteil des ersten Dämpfers eingebracht werden können.

Obwohl es für manche Anwendungsfälle zweckmäßig sein kann, wenn zumindest die im ersten Dämpfer zuerst wirksam wer­ denden Kraftspeicher im nicht beanspruchten Zustand des Torsionsschwingungsdämpfers bereits eine gewisse Vorspannung aufweisen, ist es für die meisten Anwendungsfälle vor­ teilhaft, wenn zumindest die zuerst zur Wirkung kommenden Kraftspeicher des ersten Dämpfers eine nur sehr geringe bzw. gar keine Vorspannung aufweisen und somit im eingebauten Zustand zumindest im wesentlichen ihre voll entspannte Länge besitzen. Zweckmäßig kann es auch sein, wenn die Umfangser­ streckung der die entsprechenden Kraftspeicher des ersten Dämpfers aufnehmenden Fenster bzw. Vertiefungen im Eingangs­ und/oder im Ausgangsteil größer ist als die Umfangser­ streckung dieser Kraftspeicher. Sofern die Aufnahmen sowohl des Eingangs- als auch des Ausgangsteils des ersten Dämpfers eine größere Umfangserstreckung als die darin vorgesehenen Kraftspeicher aufweisen, kann ein zumindest geringes Verdrehspiel zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers realisiert werden, in dem keine Kompression der in Umfangsrichtung wirksamen Kraft­ speicher stattfindet.

Der erste Dämpfer sollte vorzugsweise zumindest zwei Kraftspeicher aufweisen, welche in vorteilhafter Weise - in Umfangsrichtung betrachtet - gleichmäßig verteilt angeordnet sind. Es können jedoch auch drei, vier oder mehr Kraft­ speicher vorgesehen werden.

Für die Funktion des Torsionsschwingungsdämpfers kann es besonders vorteilhaft sein, wenn wenigstens der erste Dämpfer zumindest eine Lastreibscheibe aufweist. In bekann­ ter Weise kann auch der zweite Dämpfer eine Lastreibscheibe oder mehrere Lastreibscheiben besitzen.

Für manche Anwendungsfälle ist es zweckmäßig, wenn wenig­ stens der erste Dämpfer zumindest eine sogenannte ver­ schleppte Reibungsdämpfung besitzt. Diese Reibungsdämpfung kann durch wenigstens einen Reibring erzeugt werden, der An­ steuerkonturen besitzt, welche mit Verdrehspiel mit Gegen­ ansteuerkonturen zusammenwirken. Diese verschleppte Reibung kann auch im Verdrehwinkelbereich des Hauptdämpfers wirksam bleiben.

Besonders zweckmäßig ist es, wenn der Winkel, der sich ergibt aus der Differenz zwischen dem durch den ersten Dämpfer ermöglichten Gesamtverdrehwinkel und dem Verschlep­ pungswinkel bzw. Freiwinkel des verschleppten Reibringes in der Größenordnung zwischen 10 und 35° liegt. Durch eine der­ artige Bemessung kann gewährleistet werden, daß die ver­ schleppte Reibung stets einsetzt bevor der erste Dämpfer überbrückt wird. Weiterhin wird dadurch gewährleistet, daß für kleine und mittlere Schwingungen zwischen dem Eingangs­ teil und dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers die verschleppte Reibung bzw. der entsprechende Reibring unwirksam bleibt.

In vorteilhafter Weise können die Kraftspeicher des ersten Dämpfers derart angeordnet und abgestützt sein, daß sie eine verdrehwinkelabhängige Reibungsdämpfung erzeugen. Hierfür können sich die vorzugsweise gekrümmten Federn, über ihre Länge betrachtet, mittels der einzelnen Windungen an wenigstens einem entsprechenden Bauteil radial abstützen. Dieses Bauteil kann in vorteilhafter Weise durch das Eingangsteil des ersten Dämpfers gebildet sein. Mit zuneh­ mender Kompression der Federn nimmt die von diesen erzeugte Radialkraft gegen die entsprechende Abstützfläche zu, wodurch auch die Reibungsdämpfung größer wird. Bei einer derartigen Anordnung der Kraftspeicher des ersten Dämpfers können diese Kraftspeicher weiterhin eine drehzahlabhängige Reibungsdämpfung erzeugen, da mit zunehmender Drehzahl die auf die einzelnen Windungen einwirkende Fliehkraft größer wird.

Die zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers wirksame verschleppte Reibung kann in vorteilhafter Weise durch einen verschleppten Reibring erzeugt werden, der im axialen Bereich zwischen dem Außenprofil des Nabenteils und wenigstens einer der Seiten­ scheiben des Eingangsteils des Torsionsschwingungsdämpfers angeordnet sein kann. Dieser verschleppte Reibring kann in vorteilhafter Weise in Reibeingriff mit der Seitenscheibe sein. Zur Ansteuerung des Reibringes kann dieser Anformungen aufweisen, die mit Spiel mit Ansteuerbereichen zusammen­ wirken. In vorteilhafter Weise kann der Reibring axiale Ansätze besitzen, die mit Spiel in ein Außenprofil oder in Ausnehmungen des Nabenteils eingreifen. Das Außenprofil kann das gleiche oder ein ähnliches Profil sein, wie das, welches mit dem Innenprofil der Nabenscheibe des Hauptdämpfers zusammenwirkt. Das Verdrehspiel des verschleppten Reibringes ist kleiner als das Verdrehspiel der Nabenscheibe des Hauptdämpfers gegenüber dem Nabenteil.

Der verschleppte Reibring kann in vorteilhafter Weise eine äußere kegelstumpfförmige Fläche aufweisen, welche die benachbarte Seitenscheibe gegenüber dem Nabenteil zentriert. Hierfür kann die entsprechende Seitenscheibe ebenfalls einen kegelstumpfförmigen Bereich angeformt haben. Zweckmäßig ist es weiterhin, wenn das Eingangsteil des Torsionsschwingungs­ dämpfers gegenüber dem Nabenteil eine begrenzte radiale Verlagerungsmöglichkeit besitzt, und zwar entgegen der Wirkung eines Kraftspeichers. Dieser Kraftspeicher kann in vorteilhafter Weise den Reibring gegen die benachbarte Seitenscheibe beaufschlagen. In vorteilhafter Weise kann dieser Kraftspeicher durch ein tellerfederartiges Bauteil gebildet sein, welches axial verspannt ist zwischen dem Reibring und dem Eingangsteil des ersten Dämpfers.

Weitere erfinderische Merkmale und Funktionen sind aus der folgenden Figurenbeschreibung entnehmbar.

Anhand der Fig. 1 bis 6 sei die Erfindung näher erläu­ tert.

Dabei zeigt:

Fig. 1 eine in Ansicht dargestellte Kupplungsscheibe,

Fig. 2 einen Schnitt gemäß der Linie II-II der Fig. 1,

Fig. 3 die Einzelheit "A" der Fig. 2 im vergrößerten Maßstab,

Fig. 4 eine im vergrößerten Maßstab dargestellte Teil­ ansicht des ersten Dämpfers betrachtet in Rich­ tung des Pfeiles IV der Fig. 2,

Fig. 5 eine mögliche Torsionskennlinie der Kupplungs­ scheibe gemäß den Fig. 1 bis 3,

Fig. 6 einen im vergrößerten Maßstab gegenüber der Fig. 5 dargestellten Teilbereich der Torsionskennlinie gemäß Fig. 5.

Die in den Figuren dargestellte Kupplungsscheibe 1 besitzt einen ersten Dämpfer 2 und einen zweiten Dämpfer 3. Das Eingangsteil der Kupplungsscheibe 1, welches gleichzeitig das Eingangsteil des zweiten Dämpfers bzw. Hauptdämpfers 3 darstellt, ist durch eine Reibbeläge 4 tragende Mitnehmer­ scheibe 5 sowie eine mit dieser über Abstandsbolzen 6 drehfest verbundene Gegenscheibe 7 gebildet. Das Ausgangs­ teil des zweiten Dämpfers 3 ist durch einen Flansch 8 gebildet, der, wie insbesondere aus Fig. 3 ersichtlich ist, eine Innenverzahnung 9 aufweist, welche in eine Außenver­ zahnung 10 eines das Ausgangsteil der Kupplungsscheibe 1 bildenden Nabenkörpers 11 eingreift. Zwischen der Außenver­ zahnung 10 des Nabenkörpers 11 und der Innenverzahnung 9 des Flansches 8 ist in Umfangsrichtung ein Zahnflankenspiel vorhanden, welches dem Wirkbereich des ersten Dämpfers 2 entspricht. Zur Aufnahme auf eine Getriebeeingangswelle weist der Nabenkörper 11 weiterhin eine Innenverzahnung 12 auf.

Der zweite Dämpfer 3 besitzt Federn 13, welche in fen­ sterförmigen Ausnehmungen 14, 15 der Mitnehmer- und Gegen­ scheibe 5, 7 einerseits sowie in fensterförmigen Ausschnitten 16 des Flansches 8 andererseits vorgesehen sind. Zwischen den drehfest miteinander verbundenen Scheiben 5 und 7 und dem Flansch 8 ist eine Relativverdrehung entgegen der Wirkung der Federn 13 möglich. Diese Verdrehung wird durch Anschlag der Abstandsbolzen 6, welche die beiden Scheiben 5 und 7 miteinander verbinden, an den Endkonturen der Aus­ schnitte 17 des Flansches 8, durch welche sie axial hin­ durchragen, begrenzt.

Der erste Dämpfer 2 ist axial zwischen dem Flansch 8 und der Mitnehmerscheibe 5 angeordnet. Das Eingangsteil des ersten Dämpfers 2 ist durch ein ringartiges, mit dem Flansch 8 drehfest verbundenes Bauteil 18 gebildet. Axial zwischen dem Bauteil 18 und dem Flansch 8 ist ein scheibenartiger Flansch 20 aufgenommen, der das Ausgangsteil des ersten Dämpfers 2 bildet und mit dem Nabenkörper 11 drehfest verbunden ist. Zwischen dem ring- bzw. scheibenartigen Bauteil 18 und dem Flansch 20 ist eine begrenzte Relativverdrehung entsprechend dem zwischen der Außenverzahnung 10 des Nabenkörpers 1 und der Innenverzahnung 9 des Flansches 8 vorhandenen Zahn­ flankenspiels möglich, und zwar - wie in Fig. 3 dargestellt - entgegen der Wirkung von in muldenartigen Aufnahmen bzw. in fensterförmigen Ausnehmungen 21 des Bauteiles 18 und in fensterförmigen Ausnehmungen 22 des Flansches 20 vorgesehe­ nen Kraftspeichern in Form von Schraubendruckfedern 24.

Der Flansch 20 des ersten Dämpfers 2 besitzt an seinem Innenrand eine Verzahnung 20a, welche zur Drehsicherung in Bereiche verringerter Höhe der Außenverzahnung 10 ein­ greifen.

Das ringförmige Bauteil 18 des Vordämpfers 2 ist mit dem Flansch 8 über formschlüssige Steckverbindungen drehfest verbunden. Hierfür weist, wie aus den Fig. 2 und 4 ersichtlich ist, das ringförmige Bauteil 18 an seinem Außen­ umfang axial in Richtung des Flansches 8 des zweiten Dämpfers 3 gerichtete Ansätze bzw. Laschen 25 auf, welche in Ausschnitte 26 des Flansches 8 axial hineinragen. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind diese Ausschnitte 26 mit den Ausschnitten 16 im Flansch 8 zur Aufnahme der Federn 13 des zweiten Dämpfers verbunden. Wie aus Fig. 4 ersicht­ lich ist, erstrecken sich die Aufnahmetaschen 21 in Um­ fangsrichtung bogenartig und umhüllen bzw. umgreifen bzw. umschließen die Federn 24 in Umfangsrichtung. Die Auf­ nahmetaschen 21 erstrecken sich - wie aus Fig. 3 ersicht­ lich ist - ausgehend von ihrer dem Flansch 8 zugewandten Seite axial in das Kunststoffteil 18. Die Tiefe der Auf­ nahmetaschen 21 ist dabei derart ausgelegt, daß die Federn 24 zumindest annähernd vollkommen in dem Kunststoffteil 18 aufgenommen sind. Die in Umfangsrichtung betrachteten Enden der Aufnahmetaschen 21 bilden Anlagebereiche, an denen sich die Federn 24 mit ihren Enden abstützen können. Das das Ausgangsteil des ersten Dämpfers 2 bildende Blechformteil 20 besitzt einen radial sich erstreckenden ringartigen Bereich 20b, der den Nabenkörper 11 umgibt. Am radial äußeren Umfang dieses ringartigen Bereiches 20b sind axial abgebogene Arme 23 vorgesehen. Die axialen Arme 23 sind über den Umfang derart verteilt, daß sie zumindest bei einer Relativver­ drehung zwischen dem Kunststoffteil 18 und dem Blechformteil 20 mit den Enden der Kraftspeicher 24 zusammenwirken können, so daß diese Kraftspeicher komprimiert werden. Um eine einwandfreie Beaufschlagung der Kraftspeicher 24 sicherzu­ stellen, erstrecken sich die axialen Arme 23 praktisch über den gesamten Durchmesser der Kraftspeicher 24.

Zur axialen Festlegung des ringförmigen Bauteiles 18 ist eine Tellerfeder 29 axial zwischen dem Flansch 8 und der Seitenscheibe 7 angeordnet, welche sich radial außen an der Scheibe 7 abstützt und radial innen eine Druckscheibe 30, sowie einen zwischen diesem und dem Flansch 8 angeordneten Reibring 31 in Richtung des Flansches 8 beaufschlagt, so daß die zwischen den Seitenscheiben 5, 7 vorhandenen Bauteile 8, 18, 30, 31 axial verspannt werden. Die Vorspannung der Tellerfeder 29 bewirkt weiterhin, daß die Belagträgerscheibe 5, welche auf der anderen Seite des Flansches 8 angeordnet ist, axial in Richtung des Flansches 8 gezogen wird.

Das das Eingangsteil des ersten Dämpfers 2 bildende ring­ bzw. scheibenförmige Bauteil 18 ist aus Kunststoff herge­ stellt, der faserverstärkt sein kann. Die Scheibe 18 ist unmittelbar mit der Belagträgerscheibe 5 in Reibkontakt und dient zur Erzeugung einer Reibungsdämpfung für den zweiten Dämpfer 3. Bei einer Relativverdrehung der Scheiben 5 und 7 gegenüber dem Flansch 8 wird durch den Reibring 31 ebenfalls eine Reibungsdämpfung erzeugt, die dem zweiten Dämpfer 3 zugeordnet ist.

Der zweite Dämpfer 3 kann auch eine sogenannte Lastreib­ scheibe umfassen, welche mit Federn 13 derart zusammenwirken kann, daß sie zumindest im wesentlichen durch die Rückstell­ kraft dieser Federn 13 in die winkelmäßige Ausgangslage in bezug auf die Bauteile 8, 5 und 7 zurückgedrängt wird.

Wie insbesondere aus Fig. 3 ersichtlich ist, wirkt die Seitenscheibe bzw. die Belagträgerscheibe 5 mit einem Reibring 32 zusammen, der axial zwischen dieser Seiten­ scheibe 5 und der Außenverzahnung 10 vorgesehen ist. Der Reibring 32 ist auf einer radialen Schulter 33 des Nabenkör­ pers 11 gelagert und dient gleichzeitig zur Zentrierung des Eingangsteiles 5, 7 der Kupplungsscheibe gegenüber dem Ausgangsteil 11. Hierfür ist der Reibring 32 im Querschnitt betrachtet keilförmig ausgebildet, und zwar derart, daß er eine äußere kegelstumpfförmige Mantelfläche 34 bildet, die mit einer entsprechend angepaßten Gegenfläche 35 der Scheibe 5 zusammenwirkt. Zur Bildung der ebenfalls kegelstumpfförmig ausgebildeten Gegenfläche 35 besitzt die Belagträgerscheibe 5 an ihrem radial inneren Bereich einen ringförmigen in axialer Richtung aufgestellten Abschnitt 36. Der Reibring 32 wird von einem Kraftspeicher in Form einer Tellerfeder 37 axial gegen die Scheibe 5 beaufschlagt. Die Tellerfeder 37 stützt sich radial außen an dem ringförmigen Bauteil 18 ab und beaufschlagt radial innen den Reibring 32. Der Kraft­ speicher 37 ist in bezug auf den Kraftspeicher 29 derart abgestimmt, daß er eine geringere axiale Kraft aufbringt als der Kraftspeicher 29, wodurch gewährleistet wird, daß das ringförmige Bauteil 18 in Reibeingriff mit der Scheibe 5 bleibt.

Der Reibring 32 besitzt Anformungen 38 in Form von axialen Nasen bzw. Auslegern, die in die Außenprofilierung des Nabenkörpers 11 eingreifen. Die Anformungen 38 des Reib­ ringes 32 sind dabei - wie aus Fig. 4 entnehmbar ist - in Umfangsrichtung derart bemessen, daß sie ein definiertes Verdrehspiel 39+40 gegenüber den Außenprofilierungen 10 des Nabenkörpers 11 aufweisen. Durch dieses Spiel 39+40 wird dem Reibring 32 eine begrenzte Verdrehung gegenüber dem Naben­ körper 11 ermöglicht. Die Anformungen 38 des Reibringes 32 besitzen also - in Umfangsrichtung betrachtet - eine kleinere winkelmäßige Erstreckung als die Profilierungen 20a des Ausgangsteiles 20 des ersten Dämpfers 2. Die Profilie­ rungen 20a greifen praktisch spielfrei in die Außenver­ zahnung 10 des Nabenkörpers 11 ein.

Auf der dem Reibring 32 abgewandten Verzahnungsseite ist ein weiterer Kraftspeicher in Form einer Tellerfeder 41 (Fig. 3) vorgesehen, welche axial verspannt ist zwischen der Seitenscheibe 7 und dem Nabenkörper 11. Die Tellerfeder 41 ist drehfest mit der Seitenscheibe 7 verbunden und stützt sich gegebenenfalls unter Zwischenlegung eines Reibringes 41a an einer axialen Schulter des Nabenkörpers 11 ab. Durch die Tellerfeder 41 wird gewährleistet, daß das Eingangsteil 5+7 der Kupplungsscheibe gegenüber dem Nabenkörper 11 axial positioniert gehaltert wird. Die Verspannung der Feder 41 bewirkt, daß die Scheibe 5 axial in Richtung der Außen­ profilierung 10 gezogen wird, wodurch wiederum der Reibring 32 axial zwischen der Scheibe 5 und einer axialen Schulter des Nabenkörpers 11 eingespannt wird.

Wie aus Fig. 4 ersichtlich ist, sind die Schraubenfedern 24 des ersten Dämpfers 2 verhältnismäßig lang und in Umfangs­ richtung der Kupplungsscheibe 1 betrachtet bzw. in Richtung der Längsachse der Federn 24 betrachtet gekrümmt bzw. gebogen. In vorteilhafter Weise können die Federn 24 bereits vor dem Einbau in die Aufnahmen 21 eine gebogene Gestalt in Längsrichtung aufweisen. Dadurch wird die Montage wesentlich vereinfacht. Die Krümmung kann dabei bei der Herstellung der Federn 24 erzeugt werden. Zweckmäßig ist es, wenn die Federn eine derartige, Biegung bzw. Krümmung aufweisen, daß die Längsachse dieser Federn zumindest annähernd mit dem mittleren Einbauradius 42, auf dem diese Federn 24 angeord­ net bzw. montiert sind, übereinstimmt. In vorteilhafter Weise können die Federn 24 im nicht beanspruchten Zustand der Kupplungsscheibe 1 ohne Vorspannung oder mit einer nur sehr geringen Vorspannung in den Aufnahmen 21, 22 aufgenommen sein. Eine derartige sehr geringe Vorspannung kann z. B. auch aufgrund von Herstellungstoleranzen vorhanden sein. Es kann jedoch auch ein kleines Umfangsspiel vorgesehen werden, z. B. in der Größenordnung zwischen 0 und 2°.

Wie insbesondere aus Fig. 2 ersichtlich ist, sind die Schraubenfedern 24 geringerer Steifigkeit auf einem kleine­ ren Durchmesser als die Schraubenfedern 13 höherer Steifig­ keit angeordnet.

Die Schraubenfedern 24 stützen sich über ihre Windungen an den die Aufnahmen 21 des Bauteiles 18 begrenzenden Flächen ab. Dadurch entsteht bei einer Komprimierung der Schrauben­ federn 24 eine Reibung zwischen einzelnen Windungen der Schraubenfedern 24 und den Flächen des Bauteiles 18, an denen sich die Schraubenfedern 24 abstützen. Diese Reibungs­ dämpfung nimmt mit zunehmender Kompression der Federn 24 zu, weil die von den Federn 24 auf die Abstützflächen des Teiles 18 ausgeübte Radialkraft mit zunehmender Kompression größer wird, und zwar, weil die Federn 24 Tendenz haben sich über ihre Länge radial nach außen hin durchzubiegen. Aufgrund der Abstützung der Federn 24 über ihre Länge an den entsprechen­ den Abstützflächen des Bauteiles 18 ist die durch diese Federn erzeugte Reibungsdämpfung weiterhin drehzahlabhängig. Die auf die einzelnen Windungen der Federn 24 einwirkenden Fliehkräfte bewirken mit zunehmender Drehzahl zumindest eine geringfügige Erhöhung der Reibungsdämpfung.

Für manche Anwendungsfälle kann es auch vorteilhaft sein, wenn der erste Dämpfer 2 eine sogenannte Lastreibscheibe aufweist. Eine derartige Lastreibscheibe erzeugt ab einem bestimmten Verdrehwinkel eine zusätzliche Reibungsdämpfung und ist mit wenigstens einem Kraftspeicher, wie Schraubenfe­ der 24, über Anschlagkonturen wirkverbunden, so daß sie über diesen Kraftspeicher zumindest teilweise wieder in Richtung ihrer Ausgangslage bei nicht drehmomentbeanspruchter Kupplungsscheibe 1 zurückgedrängt werden kann.

Die bei Beginn einer Relativverdrehung zwischen dem durch die Scheiben 5 und 7 gebildeten Eingangsteil und dem durch den Flansch 8 gebildeten Ausgangsteil des zweiten Dämpfers 3 wirksam werdenden Federn 13 können in den entsprechenden Aufnahmen 14, 15, 16, welche in Umfangsrichtung zumindest annähernd gleich groß bzw. gleich lang sind, im wesentlichen ohne Vorspannung eingebaut sein oder aber mit einer geziel­ ten Vorspannung. Üblicherweise sind die zuerst zur Wirkung kommenden Schraubenfedern 13 toleranzmäßig derart ausgelegt, daß diese praktisch mit Verdrehspiel 0 in den Aufnahmen 14, 15, 16 aufgenommen sind oder aber eine geringe Vorspannung besitzen. Dadurch wird vermieden, daß die Federn 13 lose in den Aufnahmen 14,15,16 liegen, wodurch störende Klapperge­ räusche vermieden werden können. Sofern die bei einer Relativverdrehung zwischen den Scheiben 5 und 7 und dem Flansch 8 zuerst zur Wirkung kommenden Schraubenfedern 13 mit Vorspannung in den Aufnahmen 14, 15, 16 eingebaut sind, kann diese Vorspannung derart bemessen sein, daß das dadurch zwischen den Bauteilen 5, 7 und 9 erzeugte Widerstandsmoment größer ist als das durch den ersten Dämpfer 2 bzw. die Schraubenfedern 24 erzeugbare maximale Drehmoment. Dieses maximale Drehmoment ist bei Anlage der Innenverzahnung 9 des Flansches 8 an der Außenverzahnung 10 des Nabenkörpers 11 vorhanden. Zweckmäßig kann es jedoch auch sein, wenn das von den zuerst zur Wirkung kommenden Schraubenfedern 13 erzeug­ bare anfängliche Widerstandsmoment geringer ist als das durch den ersten Dämpfer 2 bzw. die Schraubenfedern 24 erzeugbare maximale Moment (Endmoment). Durch eine derartige Auslegung werden zumindest über einen Teilbereich des insgesamt möglichen Verdrehwinkels zwischen den Scheiben 5, 7 und dem Nabenkörper 11 gleichzeitig sowohl die Kraftspeicher 24 als auch zumindest die Kraftspeicher 13 der ersten Stufe des zweiten Dämpfers 3 komprimiert. Diese Federn 24, 13 sind dann also in Serie geschaltet und werden gleichzeitig komprimiert, und zwar bis die Relativverdrehung des Flan­ sches 8 gegenüber dem Nabenkörper 11 durch die zusammen­ wirkenden Verzahnungen 9, 10 begrenzt wird.

Der erste Dämpfer 2 ist vorzugsweise derart ausgelegt, daß er einen Gesamtverdrehwinkel von wenigstens 20° zwischen dem Ausgangsteil bzw. Flansch 8 des zweiten Dämpfers 3 und dem Nabenkörper 11 ermöglicht. Dieser Gesamtverdrehwinkel wird bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel durch das zwischen den Verzahnungen 9, 10 vorhandene Umfangsspiel bestimmt. Das Endmoment bzw. maximale Moment, welches durch die Kraft­ speicher 24 erzeugbar ist, liegt vorzugsweise in der Größenordnung zwischen 4 und 20 Nm. Das maximale Moment des ersten Dämpfers 2 wird bei Anlage der Profilierungen 9 an den Profilierungen 10 erzeugt. Vorzugsweise sollte dieses maximale von den Kraftspeichern 24 des ersten Dämpfers 2 erzeugbare Moment in der Größenordnung zwischen 6 und 16 Nm liegen. Der zweite Dämpfer 3 sollte einen Verdrehwinkel von wenigstens 15° zwischen den Seitenscheiben 5, 7 und dem Flansch 8 ermöglichen. Die durch die Kraftspeicher 13 des zweiten Dämpfers 3 erzeugbare Verdrehsteifigkeit sollte in der Größenordnung zwischen 5 und 40 Nm/°, vorzugsweise in der Größenordnung zwischen 10 und 25 Nm/° liegen. Die Verdrehsteifigkeit des ersten Dämpfers 2 liegt vorteilhaf­ terweise in der Größenordnung zwischen 0,3 und 1,5 Nm/°.

Wie aus Fig. 5, welche die Federkennlinie der Kupplungs­ scheibe 1 darstellt, ersichtlich ist, ist bei dem Aus­ führungsbeispiel sowohl der erste Dämpfer 2 als auch der zweite Dämpfer 3 einstufig ausgebildet. Es sind jedoch auch mehrstufige Kennlinien möglich. Ausgehend von der neutralen Stellung bzw. der Ruheposition der Kupplungsscheibe 1 ermöglicht der erste Dämpfer 2 in Schubrichtung einen Verdrehwinkel von 10° und in Zugrichtung einen Verdrehwinkel von 20° zwischen dem Flansch 8 und dem Nabenkörper 11. Weiterhin ist aus Fig. 5 zu entnehmen, daß der zweite Dämpfer 3 in Schubrichtung einen Verdrehwinkel von 10° und in Zugrichtung einen Verdrehwinkel von 16° zwischen den Seitenscheiben 5, 7 und dem Flansch 8 ermöglicht.

Aus der Kennlinie der Fig. 5 ist zu entnehmen, daß das maximale Moment 43 bzw. 44, welches von den Kraftspeichern 24 des ersten Dämpfers 2 erzeugt werden kann, zugseitig in der Größenordnung von 11 Nm und schubseitig in der Größen­ ordnung von 6 Nm liegt. Es ergibt sich somit im Verdrehwin­ kelbereich des ersten Dämpfers 2 eine Verdrehsteifigkeit C1 in der Größenordnung von 0,57 Nm/°, welche durch die Federn 24 erzeugt wird. Die Federn 13 sind mit einer gewissen Vorspannung eingebaut, wobei bei einer Auslegung gemäß dem Diagramm der Fig. 5 das durch diese Vorspannung erzeugte Anfangsmoment etwas höher liegt als das von den Federn 24 erzeugbare maximale Drehmoment. Dadurch ergibt sich ein geringer vertikaler Sprung beim Übergang in den Kennlinien­ bereich mit der Verdrehsteifigkeit C2, der den Federn 13 entspricht. Durch Verringerung der Vorspannung der Federn 13 kann ein derartiger vertikaler Anstieg des Drehmomentes beim Übergang vom ersten Dämpfer 2 auf den zweiten Dämpfer 3 verringert oder vermieden werden. Das Anschlagsmoment 45, 46 des zweiten Dämpfers 3 beträgt zugseitig ca. 330 Nm und schubseitig ca. 190 Nm. Bei Erreichen dieser Momente schlagen die Bolzen 6 in der entsprechenden Relativver­ drehrichtung gegenüber dem Flansch 8 an den entsprechenden Seitenkanten der Ausschnitte 17 an. Die durch die Federn 13 erzeugte Verdrehsteifigkeit C2 des zweiten Dämpfers 3 liegt in der Größenordnung von ca. 19,5 Nm/°.

Aus Fig. 5 ist weiterhin zu entnehmen, daß der mögliche Gesamtverdrehwinkel zwischen dem durch die Scheiben 5 und 7 gebildeten Eingangsteil und dem durch den Nabenkörper 11 gebildeten Ausgangsteil des Dämpfers 1 für derartige Dämpfer sehr groß ist und 56° beträgt. Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung eines Dämpfers können also sehr große Ver­ drehwinkel und hohe Endmomente erzielt werden, wobei gleich­ zeitig verhältnismäßig kleine Verdrehsteifigkeiten verwendet werden können.

Die durch die einzelnen Reibmittel bzw. Reibungseinrichtun­ gen erzeugten Dämpfungswirkungen sind in dem Diagramm gemäß Fig. 5 nicht berücksichtigt. Die Reibungsdämpfung bzw. Reibungshysterese, welche von den einzelnen Reibeinrichtun­ gen erzeugt wird, überlagert sich der in Fig. 5 dargestell­ ten Kennlinie.

In Fig. 6 ist in vergrößertem Maßstab die Wirkungsweise der verschleppten Reibscheibe 32 für den Verdrehwinkelbereich des ersten Dämpfers 2 dargestellt. Weiterhin ist in Fig. 6 die Grundhysterese H1, welche aufgrund der axialen Vor­ spannung der Tellerfeder 41 erzeugt wird, eingetragen. Diese Grundhysterese H1 wird hauptsächlich aufgrund der Reibung des Reibringes 32 und der Reibscheibe 41a am Nabenkörper 11 erzeugt. Dieser Grundreibungshysterese H1 ist eine Reibungs­ dämpfung HR bzw. eine Reibungshysterese 2×HR überlagert, welche durch die zwischen dem Reibring 32 und der Scheibe 5 auftretenden Reibung erzeugt wird. Wie aus Fig. 6 ersicht­ lich ist, wird die durch den Reibring 32 erzeugte Reibungs­ dämpfung, über den Verdrehwinkel betrachtet, um einen Winkel verschleppt, der in Fig. 6 in der Größenordnung von 7° liegt. Dieser Winkel α entspricht dem zwischen den Nasen 38 des Ringes 32 und den mit diesen in Umfangsrichtung zu­ sammenwirkenden Profilierungsbereichen des Außenprofiles 10 vorhandenen Verdrehspiel 39+40 (Fig. 4). Diese Verschlep­ pung ist darauf zurückzuführen, daß der zunächst über die Außenprofilierungen 10 angetriebene und gegenüber der Scheibe 5 verdrehte Reibring 32 bei einer Umkehr der Drehrichtung der Scheibe 5 gegenüber dem Nabenkörper 11 entsprechend dem Verdrehspiel 39+40 gegenüber der Scheibe 5 stehenbleibt, so daß die durch den Reibring 32 erzeugte Reibungsdämpfung entfällt. Erst nachdem die Nasen 38 des Reibringes 32 an den in die andere Drehrichtung wirksamen Anschlagbereichen der Außenverzahnung 10 zur Anlage kommen, wird der Reibring 32 wieder gegenüber der Scheibe 5 ver­ dreht, so daß dann die entsprechende Reibungsdämpfung wieder erzeugt wird.

Zweckmäßig ist es, wenn der Winkel, der sich ergibt aus der Differenz zwischen dem Gesamtverdrehwinkel 47 des ersten Dämpfers 2 und dem Freiwinkel α der verschleppten Reibein­ richtung bzw. des Reibringes 32 in der Größenordnung zwischen 10 und 35° liegt. Bei dem dargestellten Ausfüh­ rungsbeispiel beträgt dieser Winkel 48 ca. 23°.

In den Verdrehwinkelbereichen zwischen dem durch die Scheiben 5 und 7 gebildeten Eingangsteil und dem Nabenkörper 11, in denen lediglich der Hauptdämpfer 3 wirksam ist, bleibt die durch die Reibscheibe 32 erzeugte Reibungs­ dämpfung erhalten. Die Grundreibung bzw. Grundhysterese H1 entfällt jedoch in diesen Verdrehwinkelbereichen. Diese Verdrehwinkelbereiche entsprechen den mit C2 gekennzeichne­ ten Teilkennlinien in Fig. 5. In diesen Verdrehwinkelbe­ reichen, in denen lediglich der Hauptdämpfer 3 wirksam ist, wird zusätzlich eine Reibungsdämpfung bzw. Reibungshysterese erzeugt, welche durch die Vorspannkraft der Tellerfeder 29 bestimmt wird. Diese Reibungsdämpfung wird einerseits durch Reibung des ringförmigen Teiles 18 an der Scheibe 5 und andererseits durch Reibung des Reibringes 31 am Flansch 8 oder an der Scheibe 30 erzeugt.

Die Erfindung ist nicht auf das dargestellte und beschrie­ bene Ausführungsbeispiel beschränkt, sondern betrifft ganz allgemein Torsionsschwingungsdämpfer und umfaßt auch Varianten, die durch Kombination von einzelnen beschriebenen Merkmalen bzw. Elementen oder Wirkungsweisen gebildet werden können. Weiterhin können einzelne in Verbindung mit den in den Figuren beschriebenen Merkmale bzw. Funktionsweisen für sich alleine genommen eine selbständige Erfindung dar­ stellen.

Die Anmelderin behält sich also vor, noch weitere bisher nur in der Beschreibung, insbesondere in Verbindung mit den Figuren offenbarte Merkmale von erfindungswesentlicher Bedeutung zu beanspruchen. Die mit der Anmeldung eingereich­ ten Patentansprüche sind somit lediglich Formulierungs­ vorschläge ohne Präjudiz für die Erzielung weitergehenden Patentschutzes.

Claims (26)

1. Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere für Kraftfahr­ zeugkupplungsscheiben, mit einem Eingangsteil und einem Ausgangsteil, zwischen denen zwei in Reihe geschaltete Dämpfer vorgesehen sind, nämlich ein erster, Kraftspei­ cher geringerer Steifigkeit aufweisender Dämpfer und ein zweiter, Kraftspeicher höherer Steifigkeit aufweisender Dämpfer, wobei die Kraftspeicher des ersten Dämpfers zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil einen Gesamtverdrehwinkel von wenigstens 20° ermöglichen und ein maximales Moment in der Größenordnung von 4 bis 20 Nm, vorzugsweise in der Größenordnung von 6 bis 16 Nm erzeugen, der zweite Dämpfer einen Verdrehwinkel von wenigstens 150 zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil ermöglicht und eine Verdrehsteifigkeit in der Größen­ ordnung zwischen 5 und 40 Nm/°, vorzugsweise in der Größenordnung zwischen 10 und 25 Nm/°, aufweist.

2. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Dämpfer eine Verdreh­ steifigkeit in der Größenordnung zwischen 0,3 und 1,5 Nm/° aufweist.

3. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß ausgehend von einer Mittel­ lage der mögliche Relativverdrehwinkel zwischen dem Ausgangsteil und dem Eingangsteil in die eine Relativ­ verdrehrichtung größer ist als in die andere.

4. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß der mögliche Ver­ drehwinkel zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangs­ teil bei Beanspruchung dieser Teile in Zugrichtung größer ist als der mögliche Relativverdrehwinkel in Schubrichtung.

5. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß der von dem ersten Dämpfer zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil ermöglichte maximale Verdrehwinkel bei Beanspruchung des Torsionsschwingungsdämpfers auf Zug größer ist als der mögliche Verdrehwinkel bei einer Beanspruchung auf Schub.

6. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis des möglichen maximalen Verdrehwinkels des ersten Dämpfers in Zugrichtung zu dem möglichen maximalen Verdrehwinkel dieses Dämpfers in Schubrichtung in der Größenordnung zwischen 1,5 und 3 liegt.

7. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Dämpfer eine einstufige Kennlinie aufweist.

8. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß der zweite Dämpfer eine einstufige Kennlinie aufweist.

9. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß das Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers ein mit Innenprofil zum Aufsetzen auf eine Getriebewelle versehenes Nabenteil ist, auf dem drehfest das Ausgangsteil des Vordämpfers und ein das Ausgangsteil des Hauptdämpfers bildender Flanschteil mit Innenprofil aufgenommen sind, wobei dieses Innenprofil mit einem Außenprofil des Nabenteiles in Eingriff steht und über diese Profile dem Flanschteil des zweiten Dämpfers gegenüber dem Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers eine begrenzte Relativver­ drehung ermöglicht ist, wobei weiterhin das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers durch zwei axial be­ abstandete und zwischen sich das Flanschteil des Haupt­ dämpfers aufnehmende Seitenscheiben gebildet ist.

10. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Dämpfer axial zwischen dem Flanschteil des zweiten Dämpfers und einer der das Ein­ gangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers bildenden Seitenscheiben angeordnet ist.

11. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des ersten Dämpfers durch wenigstens ein mit dem Flanschteil des zweiten Dämpfers drehfestes, scheibenartiges Bauteil gebildet ist, das Aufnahmen für die Kraftspeicher geringerer Steifigkeit aufweist.

12. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß das Ausgangsteil des ersten Dämpfers durch wenigstens ein mit dem Ausgangs­ teil des Torsionsschwingungsdämpfers drehfestes, axial zwischen dem das Eingangsteil des ersten Dämpfers bildenden scheibenartigen Bauteil und dem Flanschteil des zweiten Dämpfers angeordnetes ringförmiges Bauteil gebildet ist, welches Aufnahmen für die Kraftspeicher geringerer Steifigkeit aufweist.

13. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß die Kraftspeicher geringerer Steifigkeit auf einem kleineren Durchmesser als die Kraftspeicher höherer Steifigkeit angeordnet sind.

14. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Kraftspeicher geringerer Steifigkeit zumindest im nicht beaufschlagten Zustand eine in Umfangsrichtung gekrümmte Gestalt aufweisen.

15. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß die entspannten Einzelfedern des ersten Dämpfers eine derartige Krümmung besitzen, daß die Längsachse dieser Federn zumindest annähernd mit dem mittleren Einbauradius, auf dem diese Federn angeordnet sind, übereinstimmt.

16. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens der erste Dämpfer eine Lastreibscheibe aufweist.

17. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens der erste Dämpfer einen verschleppten Reibring aufweist.

18. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß der Winkel, der sich ergibt aus der Differenz zwischen dem möglichen Gesamtverdrehwinkel des ersten Dämpfers und dem Freiwinkel des verschleppten Reibringes in der Größenordnung zwischen 10 und 35° liegt.

19. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß die Kraftspeicher des ersten Dämpfers eine verdrehwinkelabhängige Rei­ bungsdämpfung erzeugen.

20. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß die Kraftspeicher des ersten Dämpfers eine drehzahlabhängige Reibungs­ dämpfung erzeugen.

21. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 9 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß im axialen Bereich zwischen dem Außenprofil des Nabenteils und wenigstens einer der Seitenscheiben des Eingangsteils des Tor­ sionsschwingungsdämpfers ein verschleppter Reibring vorgesehen ist.

22. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, daß der verschleppte Reibring in Reib­ eingriff mit der Seitenscheibe ist.

23. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 21 oder 22, dadurch gekennzeichnet, daß der Reibring axiale Ansätze aufweist, die mit Spiel in das Außenprofil des Naben­ teils eingreifen.

24. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 20 bis 23, dadurch gekennzeichnet, daß der Reibring eine äußere kegelstumpfförmige Fläche aufweist, über die die benachbarte Seitenscheibe gegenüber dem Nabenteil zentriert wird.

25. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 20 bis 24, dadurch gekennzeichnet, daß der Reibring durch einen Kraftspeicher gegen die benachbarte Seitenscheibe beaufschlagt ist.

26. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß der Kraftspeicher durch ein tel­ lerfederartiges Bauteil gebildet ist, welches axial verspannt ist zwischen dem Reibring und dem Eingangsteil des ersten Dämpfers.