DE19745382A1 - Torsionsschwingungsdämpfer - Google Patents

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft einen Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere zur Anordnung in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend ein Eingangselement, ein Ausgangselement, welches um eine Drehachse relativ zum Eingangselement verdrehbar ist, eine Dämpfungs­ federanordnung, welche wirkungsmäßig zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement angeordnet ist und einer Relativverdrehung zwischen Eingangselement und Ausgangselement entgegenwirkt, wobei die Dämpfungsfederanordnung wenigstens eine Dämpfungsfedereinheit mit wenigstens zwei wirkungsmäßig seriell geschalteten Dämpfungsfedern aufweist, welche Dämpfungsfedereinheit bei Auftreten einer Relativver­ drehung zwischen Eingangselement und Ausgangselement und in Ab­ hängigkeit von einer Relativdrehrichtung von Eingangselement und Ausgangselement an einem ersten Dämpfungsfedereinheitsende ein Element von Eingangselement und Ausgangselement beaufschlagt und an einen zweiten Dämpfungsfedereinheitsende das andere Element von Eingangs­ element und Ausgangselement beaufschlagt, zwischen jeweils zwei Dämpfungsfedern der wenigstens einen Dämpfungsfedereinheit ein Zwischenelement, an welchem die beiden Dämpfungsfedern mit ihren einander zugewandten Enden abgestützt sind, wobei das Zwischenelement bezüglich des Eingangselements und des Ausgangselements bei Auftreten einer Relativverdrehung zwischen Eingangselement und Ausgangselement verlagerbar ist, eine erste Reibeinrichtung, welche zur Erzeugung einer Reibungskraft zwischen Eingangselement und Ausgangselement oder diesen zugeordneten Komponenten wirkt.

Ein derartiger Torsionsschwingungsdämpfer ist beispielsweise aus der DE 195 10 833 A1 bekannt. Dieses Dokument zeigt eine Kupplungsscheibe, bei welcher Eingangsteil und Ausgangsteil unter Zwischenlagerung von drei Dämpfungsfedereinheiten bezüglich einander in Umfangsrichtung verdrehbar sind. Diese Dämpfungsfedereinheit umfaßt zwei seriell geschaltete Federn, die sich an ihren einander benachbarten Enden jeweils an Steuerkanten eines Zwischenrings abstützen. Der Zwischenring weist also für jede der Dämpfungsfedereinheiten einen Bereich mit Steuerkanten für die jeweiligen Dämpfungsfedern auf und ist sowohl bezüglich des Eingangsteils als auch bezüglich des Ausgangsteils frei drehbar. Zur Erzeugung einer ausreichen­ den Dämpfungskraft ist eine Reibeinrichtung vorgesehen, welche un­ mittelbar zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil wirkt.

Ferner ist aus der DE 35 27 458 A1 ein Torsionsschwingungsdämpfer bekannt, bei welchem die Dämpfungsfedereinheiten zwei Paare seriell geschalteter Dämpfungsfedern umfassen. Die beiden Paare jeder der Dämpfungsfedereinheiten sind zueinander parallel geschaltet, so daß in einem ersten Drehmomentübertragungsbereich zunächst ein erstes Federpaar aus seriell geschalteten Dämpfungsfedern wirkt und dann, wenn dieses erste Paar seinen maximalen Wirkungsbereich erreicht hat, das zweite Federpaar aus seriell geschalteten Federn wirksam wird. Im Wirkungsbereich des zweiten Paares stützen sich die jeweiligen Dämpfungs­ federn mit ihren einander benachbarten Enden an einem aus zwei einzelnen Zwischenringteilen gebildeten Zwischenringelement ab. Bei diesem Torsionsschwingungsdämpfer ist im Bereich aller bezüglich einander verdrehbaren Komponenten von Eingangsteil, Ausgangsteil und Zwischen­ ringteilen jeweils eine Reibeinrichtung vorgesehen, so daß jede auftretende Relativdrehbewegung unter Überwindung eines entsprechenden Reibmo­ ments vor sich geht.

Bei Torsionsschwingungsdämpfern ist ein wesentlicher Aspekt, daß durch die Dämpfungsfedern einerseits und durch die Reibeinrichtungen anderer­ seits eine ausreichende Entkopplung zwischen Eingangs- und Ausgangsseite vorgesehen ist, d. h. auf einer Seite auftretende Drehschwingungen sollten möglichst nicht zur anderen Seite übertragen werden, sondern im Torsions­ schwingungsdämpfer dissipiert werden. Dabei muß jedoch berücksichtigt werden, daß abhängig vom Lastzustand und vom Betriebszustand, beispielsweise der Drehzahl einer Brennkraftmaschine, völlig unterschied­ liche Drehschwingungsanregungen auftreten, die entsprechend angepaßte Dämpfungseigenschaften im Bereich des Torsionsschwingungsdämpfers verlangen. Es ist hierzu bekannt, Dämpfungsfedern mit verschiedenen Federkonstanten einzusetzen, so daß zunächst die Federn mit geringerer Federkonstante wirksam sind, und ab Überschreiten eines gewissen Grenzdrehmoments die Federn mit größerer Federkonstante komprimiert werden. Dies ist beispielsweise aus der vorangehend beschriebenen DE 35 27 485 A1 bekannt.

Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen Torsionsschwingungs­ dämpfer vorzusehen, welcher bei geringer Bauraumbeanspruchung ein verbessertes Schwingungsdämpfungsverhalten aufweist.

Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch einen Torsionsschwingungs­ dämpfer gelöst, insbesondere zur Anordnung in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend ein Eingangselement, ein Ausgangselement, welches um eine Drehachse relativ zum Eingangselement verdrehbar ist, eine Dämpfungsfederanordnung, welche wirkungsmäßig zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement angeordnet ist und einer Relativverdrehung zwischen Eingangselement und Ausgangselement entgegenwirkt, wobei die Dämpfungsfederanordnung wenigstens eine Dämpfungsfedereinheit mit wenigstens zwei wirkungsmäßig seriell geschalteten Dämpfungsfedern aufweist, welche Dämpfungsfedereinheit bei Auftreten einer Relativverdrehung zwischen Eingangselement und Aus­ gangselement und in Abhängigkeit von einer Relativdrehrichtung von Eingangselement und Ausgangselement an einem ersten Dämpfungsfeder­ einheitsende ein Element von Eingangselement und Ausgangselement beaufschlagt und an einen zweiten Dämpfungsfedereinheitsende das andere Element von Eingangselement und Ausgangselement beaufschlagt, zwischen jeweils zwei Dämpfungsfedern der wenigstens einen Dämpfungs­ federeinheit ein Zwischenelement, an welchem die Dämpfungsfedern mit ihren einander zugewandten Enden abgestützt sind, wobei das Zwischen­ element bezüglich des Eingangselements und des Ausgangselements bei Auftreten einer Relativverdrehung zwischen Eingangselement und Aus­ gangselement verlagerbar ist, eine erste Reibeinrichtung, welche zur Erzeugung einer Reibungskraft zwischen Eingangselement und Ausgangs­ element oder diesen zugeordneten Komponenten wirkt, eine zweite Reibeinrichtung, welche zwischen wenigstens einem bei jeder Dämpfungs­ federeinheit vorgesehenen Zwischenelement und dem Eingangselement oder/und dem Ausgangselement oder diesen jeweils zugeordneten Komponenten zur Erzeugung einer Reibungskraft wirkt, wobei wenigstens eine Reibeinrichtung von erster und zweiter Reibeinrichtung dazu ausgebil­ det ist, eine Reibungskraft im wesentlichen erst dann zu erzeugen, wenn der Relativverdrehwinkel zwischen Eingangselement und Ausgangselement ausgehend von einem Grund-Relativverdrehwinkel größer ist als ein vorbestimmter Grenzwinkel.

Bei dem erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfer kann das Dämpfungsverhalten in optimaler Weise an die in verschiedenen Lastzustän­ den auftretenden oder zu erwartenden Torsionsschwingungen angepaßt werden. Bei relativ geringen zu übertragenden Drehmomenten, beispiels­ weise in einem Niederlastzustand, ist die Dämpfung von Drehschwingungen nicht oder nur in relativ geringem Ausmaß erforderlich, da das Auftreten größerer Drehschwingungen in diesem Lastbereich nicht zu erwarten ist. Wird jedoch ein bestimmter Lastbereich überschritten, was sich durch Erreichen eines Grenzwinkels der Relativverdrehung zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil äußert, so besteht die Gefahr, daß dann auftretende Drehschwingungen zu einem ungewünschten Schwingungsverhalten und im schlimmsten Falle sogar zu einer Beschädigung einzelner Komponenten des Antriebsstrangs führen können. Da jedoch in diesem Zustand bei dem erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfer wenigstens eine zusätzliche Reibeinrichtung wirksam wird, können diese Torsionsschwingun­ gen in ausreichendem Maße abgeschwächt werden, wodurch das Dämp­ fungsverhalten über den gesamten Drehzahl- oder Lastbereichen hin weg verbessert werden kann.

Es wird darauf hingewiesen, daß unter einer zwischen zwei Komponenten wirkenden Reibungskraft diejenige Kraft zu verstehen ist, welche durch die entsprechende Reibeinrichtung erzeugt wird und einer Verdrehung der Komponenten entgegenwirkt.

Es wird darauf hingewiesen, daß der Ausdruck "Element" wie er hier verwendet wird, nicht nur einzelne Bauteile beschreibt, sondern ebenso Baugruppen beschreibt, welche aus mehreren Teilen bestehen.

Beispielsweise kann vorgesehen sein, daß die erste Reibeinrichtung eine Reibungskraft erst dann erzeugt, wenn der Relativverdrehwinkel zwischen Eingangselement und Ausgangselement größer ist als der Grenzwinkel. Dies ist insbesondere dann vorteilhaft, wenn die zweite Reibeinrichtung bei allen Relativdrehwinkeln zwischen Eingangselement und Ausgangselement eine Reibungskraft erzeugt. Das heißt, bei einer derartigen Anordnung wirkt die zweite Einrichtung permanent und erzeugt bei allen Relativverdrehwinkeln eine Reibungskraft, welche beispielsweise als Grundreibung bezeichnet werden kann. Diese Grundreibung ist dann einer durch die erste Reibeinrich­ tung vorgesehenen verdrehwinkelabhängigen Reibungskraft überlagert, so daß bei relativ geringen Verdrehwinkeln eine schwächere Dämpfung vorgesehen werden kann, wohingegen dann, wenn größere, kritische Relativverdrehwinkel erreicht werden, durch Zuschalten einer Reibeinrich­ tung eine stärkere Energieabfuhr erzeugt wird.

Bei dem erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfer kann ferner vorgesehen sein, daß die zweite Reibeinrichtung einen ersten Reibeinrich­ tungsbereich umfaßt, welcher eine vom Relativverdrehwinkel zwischen Eingangselement und Ausgangselement im wesentlichen unabhängige Reibungskraft erzeugt. Ferner ist es vorteilhaft, wenn die zweite Reibeinrich­ tung einen zweiten Reibeinrichtungsbereich aufweist, welcher in Ab­ hängigkeit vom Relativverdrehwinkel zwischen Eingangselement und Ausgangselement eine Reibungskraft erzeugt.

Bei einer besonders vorteilhaften Ausgestaltungsform des erfindungs­ gemäßen Torsionsschwingungsdämpfers kann vorgesehen sein, daß der zweite Reibeinrichtungsbereich dann, wenn der Relativverdrehwinkel zwischen Eingangselement und Ausgangselement kleiner oder gleich einem Schaltwinkel, vorzugsweise dem Grenzwinkel ist, eine Reibungskraft zwischen dem Zwischenelement und einem Element von Eingangselement und Ausgangselement, vorzugsweise dem Ausgangselement erzeugt, und dann, wenn der Relativverdrehwinkel zwischen Eingangselement und Ausgangselement größer als der Schaltwinkel ist, eine Reibungskraft zwischen dem Zwischenelement und dem jeweils anderen Element von Eingangselement und Ausgangselement, vorzugsweise dem Eingangs­ element erzeugt.

Bei Torsionsschwingungsdämpfern wird es häufig gewünscht, abhängig davon zu dämpfen, ob ein Antriebssystem, beispielsweise bestehend aus Brennkraftmaschine, Torsionsschwingungsdämpfer - möglicherweise in Verbindung mit einer Kraftfahrzeug-Reibungskupplung - und Antriebswelle, im Zugzustand, d. h. antreibenden Zustand arbeitet oder im Schubzustand, d. h. einem Motorbremszustand arbeitet. Der Grund dafür ist, daß unter­ schiedliche Drehschwingungszustände erzeugt werden können, wenn die Last von verschiedenen Einleitungsrichtungen her an den Torsionsschwin­ gungsdämpfer angelegt werden. Um eine drehmomenteinleitungsabhängige Schwingungsdämpfungscharakteristik vorsehen zu können, wird vor­ geschlagen, daß die wenigstens eine Dämpfungsfedereinheit wenigstens drei Dämpfungsfedern umfaßt, wobei zwischen den einander zugewandten Enden einander unmittelbar benachbarter Dämpfungsfedern jeweils ein Zwischenelement zur Abstützung der Dämpfungsfedern vorgesehen ist, und daß bei wenigstens einem der Zwischenelemente keine zweite Reibeinrich­ tung vorgesehen ist. Dieser Effekt macht sich noch stärker bemerkbar, wenn die drei Dämpfungsfedern unterschiedliche Federcharakteristiken aufweisen.

Die erste Reibeinrichtung kann beispielsweise ein erstes Reibelement umfassen, welches an einem ersten Element von Eingangselement und Ausgangselement reibend angreift und bezüglich des zweiten Elements von Eingangselement und Ausgangselement ausgehend von dem Grund-Relativ­ verdrehwinkel zwischen Eingangselement und Ausgangselement bis zum Grenzwinkel im wesentlichen frei drehbar ist und ab Überschreiten des Grenzwinkels mit dem zweiten Element von Eingangselement und Aus­ gangselement unter Erzeugung einer Reibungskraft am ersten Element von Eingangselement und Ausgangselement verdrehbar ist.

Dabei ist es dann vorteilhaft, wenn die zweite Reibeinrichtung umfaßt: ein zweites Reibelement, welches vorzugsweise mit dem Zwischenelement fest verbunden ist und mit welchem das Zwischenelement am zweiten Element von Eingangselement und Ausgangselement reibend angreift, ein drittes Reibelement, welches wirkungsmäßig zwischen dem Zwischenelement und dem ersten Reibelement angeordnet ist.

Eine besonders hohe Reibeffizienz kann dabei erhalten werden, wenn das dritte Reibelement am Zwischenelement festgelegt ist und am ersten Reibelement reibend angreift.

Ein einfacher Aufbau mit relativ wenigen Komponenten kann erhalten werden, wenn das dritte Reibelement ein sich am ersten Reibelement abstützendes und das Zwischenelement auf das zweite Element von Eingangselement und Ausgangselement zu vorspannendes Vorspannfeder­ element ist.

Eine besonders vorteilhafte konstruktive Ausgestaltung des erfindungs­ gemäßen Torsionsschwingungsdämpfers kann realisiert werden, wenn ein Element von Eingangselement und Ausgangselement ein zentrales Scheibenteil umfaßt und das andere Element von Eingangselement und Ausgangselement ein an einer ersten axialen Seite des zentralen Scheiben­ teils angeordnetes erstes Deckscheibenteil und ein an einer zweiten axialen Seite des zentralen Scheibenteils angeordnetes zweites Deckscheibenteil umfaßt, welches mit dem ersten Deckscheibenteil fest verbunden ist, und wobei sowohl das zentrale Scheibenteil als auch das erste und das zweite Deckscheibenteil jeweils im Bereich beider Dämpfungsfedereinheitsenden der wenigstens einen Dämpfungsfedereinheit Ansteuerbereiche zur Beaufschlagung durch das zugeordnete Dämpfungsfedereinheitsende der wenigstens einen Dämpfungsfedereinheit aufweist.

Bei einer derartigen Ausgestaltungsform bildet vorzugsweise das zentrale Scheibenteil das zweite Element von Eingangselement und Ausgangs­ element und das erste und das zweite Deckscheibenteil bilden das erste Element vom Eingangselement und Ausgangselement.

Ein konstruktiv sehr einfach auszuführender Aufbau kann dann erhalten werden, wenn das zentrale Scheibenteil das zweite Element von Eingangs­ element und Ausgangselement bildet und das erste und das zweite Deckscheibenteil das erste Element von Eingangselement und Ausgangs­ element bilden.

Die verzögerte Wirkung der einen Reibeinrichtung, welche erst bei Überschreiten des Grenzwinkels wirksam wird, kann beispielsweise dadurch erhalten werden, daß das erste Reibelement an einem Teil von erstem und zweitem Deckscheibenteil angreift und durch wenigstens ein Vorspannfeder­ element auf das eine Teil zu gedrückt ist, welches Vorspannfederelement sich am anderen Teil von erstem und zweitem Deckscheibenteil oder/und am Zwischenelement abstützt.

Die Zu- und Abschaltbarkeit der einen Reibeinrichtung ist unabhängig davon, in welchem Lastzustand der erfindungsgemäße Torsionsschwingungs­ dämpfer arbeitet. Das heißt, der Grund-Relativverdrehwinkel kann derart definiert werden, daß der Grund-Relativverdrehwinkel zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement ein Neutral-Drehwinkel ist, welcher eine neutrale Relativverdrehstellung zwischen Eingangelement und Ausgangselement definiert, wenn über den erfindungsgemäßen Torsions­ schwingungsdämpfer im wesentlichen kein Drehmoment hinweg zu übertragen ist, derart, daß der Grenz-Drehwinkel ausgehend von dem die neutrale Relativverdrehstellung definierenden Neutral-Relativverdrehwinkel zu messen ist. Zusätzlich kann der Grund-Relativverdrehwinkel auch derart definiert werden, daß er Grund-Relativverdrehwinkel ein Relativverdrehwin­ kel zwischen Eingangselement und Ausgangselement ist, welcher sich bei einem über den Torsionsschwingungsdämpfer hinweg zu übertragenden Drehmoment einstellt, derart, daß der Grenzwinkel ausgehend von dem sich bei Übertragung des bestimmten Drehmoments einstellenden Relativver­ drehwinkel zu messen ist.

Man erkennt somit, daß ausgehend von einem sich abhängig vom Lastzu­ stand einstellenden Relativverdrehwinkel in einem gewissen Schwankungs­ bereich die zuschaltbare Reibeinrichtung noch nicht wirkt, und erst dann, wenn die Schwankungsbreite um den sich einstellenden Winkel größer als der Grenzwinkel wird - gemessen von dem sich einstellenden Winkel aus -, zugeschaltet wird, um die zu vernichtende Reibarbeit zu vergrößern. Dies trifft also sowohl für den Fall zu, daß der sich einstellende Winkel einen neutralen Relativdrehzustand definiert, in dem über den Torsionsschwin­ gungsdämpfer keine oder im wesentlichen keine Last übertragen wird, als auch für den Fall, in dem der Relativverdrehwinkel eine von der neutralen Stellung abweichende Stellung definiert.

Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Zeichnungen anhand bevorzugter Ausgestaltungsformen detailliert beschrieben. Es zeigt:

Fig. 1 eine Teil-Längsschnittansicht durch einen als Zwei-Massen-Schwungrad ausgeführten erfindungsgemäßen Torsions­ schwingungsdämpfer;

Fig. 2 eine Draufsicht auf die Dämpfungsfederanordnung des Torsionsschwingungsdämpfers der Fig. 1 in schematischer Darstellung, wobei der Zugbetrieb dargestellt ist;

Fig. 3 ein Diagramm, welches den Relativdrehwinkel eines Zwischen­ elements zu anderen Komponenten des Torsionsschwingungs­ dämpfers in Abhängigkeit vom Verdrehwinkel zwischen Ein- und Ausgangsteil zeigt; und

Fig. 4 eine schematische Darstellung der bei dem erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfer wirkenden Reibeinrichtungen sowohl im Zug- als auch im Schubbetrieb.

Die Fig. 1 zeigt eine Schnittansicht eines allgemein mit 10 bezeichneten Zwei-Massen-Schwungrads, welches den Torsionsschwingungsdämpfer bei der vorliegenden Erfindung bildet. Es wird darauf hingewiesen, daß eine entsprechende Konfiguration beispielsweise auch bei einer Kupplungs­ scheibe oder dergleichen vorgesehen sein kann.

Das Zwei-Massen-Schwungrad 10 weist als Eingangsteil ein Nabenteil 12 auf, welches durch Schraubbolzen 14 an einem nicht dargestellten Flansch einer Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine oder dergleichen befestigt werden kann. Radial außen trägt das Nabenteil 12 ein erstes Masseteil 16, an welchem weiterhin ein Anlasserzahnkranz 18 festgelegt ist.

Das Zwei-Massen-Schwungrad 12 weist ferner ein Ausgangsteil 20 auf, welches ein erstes Deckscheibenteil 22 und ein zweites Deckscheibenteil 24 aufweist, die in einem radial äußeren Bereich durch in den Figuren nicht dargestellte Nietbolzen oder dergleichen fest miteinander verbunden sind. Das zweite Deckscheibenteil 24 erstreckt sich nach radial innen und liegt an einem Axiallager 26 an und ist ferner mit einem abgebogenen, sich im wesentlichen parallel oder konzentrisch zu einer Drehachse A erstreckenden Abschnitt 28 an einem Radiallager 30 geführt. Das zweite Deckscheibenteil 24 trägt ein zweites Masseteil 32, welches eine Schwungradkomponente einer in Fig. 1 dargestellten und allgemein mit 34 bezeichneten Kraftfahr­ zeug-Reibungskupplung bildet. Zwischen dem Nabenteil 12 und dem Ausgangselement 20, umfassend das erste und das zweite Deckscheibenteil 22, 24, wirkt eine Dämpfungsfederanordnung 36, welche in Fig. 2 schematisch dargestellt ist. Die Dämpfungsfederanordnung 36 umfaßt zwei Dämpfungsfedereinheiten 38, 40, welche zueinander im Winkelabstand angeordnet sind. Jede der Dämpfungsfedereinheiten 38, 40 umfaßt wiederum drei Dämpfungsfedern 42, 44, 46, die zueinander seriell geschaltet sind. Zwischen den einzelnen Dämpfungsfedern jeder Dämp­ fungsfedereinheit 38, 40 sind Zwischenelemente 48, 50 vorgesehen, an welchen einander unmittelbar benachbarte Dämpfungsfedern sich vorzugs­ weise permanent abstützen. Die Zwischenelemente 48, 50 sind bezüglich des Nabenteils 12 und des Ausgangselements 20 in Umfangsrichtung um die Drehachse A verlagerbar. Beispielsweise können die Zwischenelemente 48, 50 einzelne an entsprechenden Gleitflächen geführte Zwischenschuhe sein. Vorzugsweise sind jedoch die Zwischenelemente 48, 48 der beiden Dämpfungsfedereinheiten 38, 40 durch ein gemeinsames Ringelement 49 bzw. Ringsegmente zusammengefaßt, und ebenso sind die Zwischen­ elemente 50, 50 der beiden Dämpfungsfedereinheiten 38, 40 durch ein Ringelement 51 zusammengefaßt. Das heißt, bei Relativverdrehung drehen sich die Zwischenelemente 48, 48 gemeinsam und in entsprechender Weise drehen sich die Zwischenelemente 50, 50 gemeinsam um die Drehachse A. In der Darstellung der Fig. 2 erkennt man ferner, daß die Dämpfungsfedern 42, 44, 46 jeder Dämpfungsfedereinheit 38, 40 verschiedene Federcharak­ teristiken, d. h. Federkonstanten, aufweisen. In der dargestellten Ausgestal­ tungsform weist die Dämpfungsfeder 44, welche jeweils in der Mitte jeder Dämpfungsfedereinheit 38, 40 angeordnet ist, eine geringere Federkon­ stante auf als die beiden außen angeordneten Dämpfungsfedern 42, 46, welche beispielsweise die gleiche Federkonstante aufweisen.

Es sei hier noch erwähnt, daß die Darstellung der Fig. 2 nur einen Betriebs­ zustand zeigt, nämlich einen Zugzustand, in welchem durch eine Kurbel­ welle und über das Nabenteil 12 ein Drehmoment auf den Antriebsstrang übertragen wird. In diesem Zustand greift das Nabenteil 12 mit einem Ansteuerbereich 52, beispielsweise einer Steuerkante 52, an einem Ende 54 jeder Dämpfungsfedereinheit 38, 40 an und drückt über die Dämpfungs­ federn 42, 44, 46 unter Zwischenanordnung der Zwischenelemente 48, 50 auf einen entsprechenden Ansteuerbereich 56 am Ausgangselement 20, beispielsweise entsprechenden Steuerkanten 56, welche am ersten und am zweiten Deckscheibenteil 22, 24 vorgesehen sind. Das heißt, jede Dämpfungsfedereinheit 38 drückt im Zugzustand mit ihrem entgegen­ gesetzten Ende 58 auf das Ausgangselement 20. Im umgekehrten Zustand, d. h. im Schubzustand, in welchem ein Motorbremseffekt genützt wird und ein Drehmoment von der Antriebsstrangseite her in Richtung zum Motor eingeleitet wird, ist die Anordnung derart, daß das Nabenteil 12 mit einem der Dämpfungsfeder 46 zugeordneten Ansteuerbereich auf diese Feder 46 drückt und die Dämpfungsfedereinheiten 38, 40 sich mit ihren Dämpfungs­ federn 42 an einem entsprechenden Ansteuerbereich des Ausgangselements 20, d. h. des ersten und zweiten Deckscheibenteils 22, 24, abstützen würde. Das heißt, die Drehmomenteinleitungsrichtung wäre entgegengesetzt zu der in Fig. 2 dargestellten.

Man erkennt in Fig. 1 ferner, daß, wie nachfolgend beschrieben, Reibeinrich­ tungen vorgesehen sind, durch welche bei Auftreten von Torsionsschwin­ gungen die in Reibarbeit umgewandelte Relativdreharbeit verschiedener Komponenten bezüglich einander dissipiert werden kann. So ist zwischen dem Zwischenelement 50, d. h. entweder dem Bereich, mit welchem das Zwischenelement oder die Zwischenelemente 50 zwischen die Dämpfungs­ federn 44, 46 ragen oder/und dem Ringbereich, welcher die beiden dargestellten Zwischenelemente 50, 50 verbindet, und einer axialen Stirnfläche des Nabenteils 12 ein Reibelement 60 vorgesehen. Das Reibelement 60 kann beispielsweise am Zwischenelement 50, welches für nachfolgende Beschreibungszwecke auch den Ringabschnitt 51 umfassen kann, festgelegt sein und kann bei Relativverdrehung zwischen Zwischen­ element 50 und Nabenteil 12 am Nabenteil 12 reibend angreifen. Ein weiteres Reibelement 62, welches beispielsweise ringartig ausgebildet sein kann, liegt am Deckscheibenteil 22 an. Zwischen dem Reibelement 62 und dem Zwischenelement 50 wirkt eine Vorspannfeder 64, beispielsweise eine Tellerfeder 64 oder dergleichen, welche das Zwischenelement 50 unter Zwischenlagerung des Reibelements 60 gegen das Nabenteil 12 drückt und gleichzeitig das Reibelement 62 gegen das Deckscheibenteil 22 preßt. Dabei bildet also die Vorspannfeder 64 ein weiteres Reibelement. Beispielsweise kann die Vorspannfeder 64 am Zwischenelement 50 festgelegt sein, so daß es bei Relativverdrehung zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Ausgangselement 20, d. h. dem am Ausgangselement 20 reibend an­ greifenden Reibelement 62 an diesem Reibelement 62 unter Erzeugung einer Reibungskraft abgleitet.

Das Reibelement 62 weist wenigstens einen sich in Umfangsrichtung erstreckenden Vorsprung 66 auf, welcher in eine komplementäre Aus­ nehmung 68 im Nabenteil 12 eingreift. Obgleich dies in Fig. 1 nicht erkennbar ist, weist die Ausnehmung 68 eine in Umfangsrichtung langge­ streckte Konfiguration auf, so daß in einem bestimmten Drehwinkelbereich das Reibelement 62 mit seinem Vorsprung oder seinen Vorsprüngen 66 sich in der jeweils zugeordneten Ausnehmung 68 in Umfangsrichtung frei bewegen kann. Man erkennt in Fig. 1 ferner, daß die Vorsprünge 68 durch eine weitere Vorspannfeder 70 beaufschlagt sind, welche diese, und somit das gesamte Reibelement 62, in Richtung auf das erste Deckscheibenteil 22 zu preßt. Da das erste und das zweite Deckscheibenteil 22, 24 miteinander fest verbunden sind, ist durch die Abstützung der Vorspannfeder 70 am zweiten Deckscheibenteil 24 ein geschlossener Kraftweg vorgesehen. Es wird darauf hingewiesen, daß in gleicher Weise die zweite Vorspannfeder 70 weggelassen werden könnte, da bereits die erste Vorspannfeder 54 eine das Reibelement 62 gegen das Ausgangselement 20 pressende Vorspann­ kraft erzeugt.

Es sei hier darauf hingewiesen, daß durch die Vorspannwirkung der ersten Vorspannfeder 64 das gesamte Ausgangselement 22 in der Darstellung der Fig. 1 bezüglich des Nabenteils 12 axial nach links gepreßt wird, so daß das zweite Deckscheibenteil 24 in geeigneter Weise am Axiallager 26 an liegt.

Bevor im folgenden die Funktionsweise der vorangehend beschriebenen Reibelemente beschrieben wird, wird zunächst mit Bezug auf Fig. 3 grundsätzlich die Federungscharakteristik eines Torsionsschwingungs­ dämpfers beschrieben, wie er in Fig. 2 dargestellt ist, d. h. eines Torsions­ schwingungsdämpfers mit drei Federn pro Dämpfungsfedereinheit 38, 40, wobei eine Feder eine andere Federkonstante aufweist als die anderen beiden Federn.

Das Diagramm der Fig. 3 zeigt auf seiner horizontalen Achse den Relativver­ drehwinkel zwischen dem Eingangsteil, d. h. dem Nabenteil 12, und dem Ausgangsteil 20, ausgehend von einer neutralen, mit Null bezeichneten Stellung. Die Vertikalachse zeigt den Relativdrehwinkel des Zwischen­ elements 50 bezüglich verschiedenen Komponenten. So zeigt die durch­ gehend eingezeichnete Linie, welche in der Zeichnung mit A bzw. A' bezeichnet ist, die Relativverdrehung bzw. den Relativdrehwinkel zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Zwischenelement 48. Die mit strichlier­ ter Linie dargestellte Kurve B bzw. B' zeigt die Relativverdrehung zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Nabenteil 12 und die mit Strich-Punkt-Strich bezeichnete Linie C bzw. C' zeigt die Relativverdrehung zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Ausgangselement 20. Ferner stellt in Fig. 3 ein positiver Relativverdrehwinkel eine Verdrehung in Zugrichtung dar, d. h. Krafteinleitung vom Nabenteil 12 auf die Dämpfungsfeder 42, die Dämpfungsfeder 44, die Dämpfungsfeder 46 und dann auf das Ausgangs­ element 20, wohingegen ein negativer Verdrehwinkel den Schubzustand darstellt, d. h. Krafteinleitung vom Ausgangselement 20 auf die Dämpfungs­ feder 42, die Dämpfungsfeder 44, die Dämpfungsfeder 46 und das Nabenteil 12.

Es wird im folgenden zunächst die Linie A bzw. A' beschrieben. Bei zunehmender Relativverdrehung wird zunächst aufgrund der schwächeren oder geringeren Federkonstante die Dämpfungsfeder 44 stärker komprimiert, wohingegen die Dämpfungsfedern 42, 46 nahezu unkomprimiert bleiben. Das heißt, es findet entlang des ansteigenden Teils der Kurven A bzw. A' eine konstante Annäherung der Zwischenelemente 50, 48 statt. Ist ein vorbestimmter Knickwinkel α_K erreicht, welcher die maximal mögliche Kompression der Dämpfungsfeder 44 darstellt, so ist eine weitere Ver­ drehung zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Zwischenelement 48 nicht mehr möglich, so daß auch bei weiter ansteigendem Verdrehwinkel zwischen dem Nabenteil 12 und dem Ausgangselement 20 der Relativ­ drehwinkel zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Zwischenelement 48 oberhalb des Knickwinkels α_K konstant bleibt. Dies ist unabhängig davon, ob der Betriebszustand ein Schub- oder ein Zugzustand ist.

Als nächstes wird der Relativdrehwinkel zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Nabenteil 12 beschrieben, welcher durch die Linien B bzw. B' wiedergegeben ist. Im Schubzustand, d. h. bei positivem Verdrehwinkel zwischen Nabenteil 12 und Ausgangselement 20 steigt zunächst der Relativdrehwinkel zwischen dem Nabenteil 12 und dem Zwischenelement 50 relativ stark an, da die Dämpfungsfeder 44 aufgrund ihrer geringeren Federkonstante bis zum Knickwinkel α_K komprimiert wird. Ist dieser Knickwinkel α_K erreicht, so kann die Dämpfungsfeder 44 nicht weiter komprimiert werden, statt dessen wird bei weiter anhaltender Relativver­ drehung zwischen dem Nabenteil 12 und dem Ausgangselement 20 nunmehr die Dämpfungsfeder 42 und entsprechend natürlich die Dämp­ fungsfeder 46 komprimiert. Da der Anteil der Kompression der Dämpfungs­ feder 44 nunmehr fehlt, ändert sich der Relativverdrehwinkel zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Nabenteil 12 in Abhängigkeit vom Ver­ drehwinkel zwischen Nabenteil 12 und Ausgangselement 20 oberhalb des Knickwinkels α_K langsamer. In dem mit negativen Verdrehwinkeln wie­ dergegebenen Schubbetrieb ist die Charakteristik umgekehrt. Im Schubbe­ trieb wirkt das Nabenteil 12 über die Dämpfungsfeder 46 direkt auf das Zwischenelement 50, so daß zunächst nur ein relativ geringer Anstieg des Relativverdrehwinkels zwischen dem Nabenteil 12 und dem Zwischen­ element 50 auftritt, da der Relativverdrehwinkel zwischen dem Nabenteil 12 und dem Ausgangselement 20 im wesentlichen durch die Dämpfungsfeder 44 erzeugt wird. Wird wieder der Knickwinkel α_K erreicht, d. h. ist die Dämpfungsfeder 44 vollständig komprimiert oder eine weitere Kompression derselben nicht mehr möglich, so trägt nun bei weiter anhaltendem Relativverdrehung zwischen dem Nabenteil 12 und dem Ausgangselement 20 die Dämpfungsfeder 46 stärker zum Abfangen der Relativverdrehung zwischen dem Nabenteil 12 und dem Ausgangselement 20 bei, so daß oberhalb des Knickwinkels α_K, so wie durch die Linie B' gezeigt, ein steilerer Anstieg der Kennlinie vorhanden ist.

Die Linie C bzw. C' stellt die Relativverdrehung zwischen dem Zwischen­ element 50 und dem Ausgangselement 20 dar. Sie ist der Charakteristik genau entgegengesetzt, welche vorangehend mit Bezug auf die Linie B bzw. B' beschrieben worden ist. Dies liegt an der symmetrischen Ausgestaltung jeder Dämpfungsfedereinheit 38, 40, wie sie in Fig. 2 erkennbar ist. Das heißt, im Zugbetrieb wirkt zunächst das Ausgangselement 20 direkt über die Dämpfungsfeder 45 auf das Zwischenelement 50, so daß hier zunächst entlang der Linie C ein flacher Anstieg vorhanden ist, bis wiederum der Knickwinkel α_K erreicht ist. Danach steigt, aufgrund der dann vorhandenen vollständigen Kompression der Dämpfungsfeder 44, die Kennlinie steiler an. Im Schubbetrieb wirkt zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Ausgangselement 20 nunmehr neben der Dämpfungsfeder 42 auch die Dämpfungsfeder 44, so daß bis zum Knickwinkel α_K ein relativ steiler Anstieg vorhanden ist, und nach Erreichen dieses Winkels entlang der Linie C' durch die vorhandene Kompression der Dämpfungsfeder 42 ein flacherer Anstieg vorliegt.

Es wird darauf hingewiesen, daß durch Umkehr der Federcharakteristiken zwischen der Dämpfungsfeder 44 einerseits und den Dämpfungsfedern 42, 46 andererseits ein entgegengesetztes Verhalten erreicht werden kann. Ferner kann durch Auswahl dreier verschiedener Dämpfungsfedern pro Dämpfungsfedereinheit oder durch Vorsehen von mehr als drei Federn ein beliebiges Dämpfungsfederverhalten, welches durch die Überlagerung der verschiedenen Dämpfungsfedern erzielt wird, eingestellt werden.

Im folgenden wird nun mit Bezug auf die Fig. 4 die Funktionsweise hinsichtlich der Erzeugung der Reibungskraft beschrieben.

Es wird hier zunächst wieder der Zugzustand betrachtet, welcher dem rechten Teil der Fig. 4 zwischen dem Nabenteil 12 und dem Ausgangs­ element 20 entspricht.

Das Zwei-Massen-Schwungrad 10 ist in einer neutralen Stellung, wenn zwischen dem Nabenteil 12 und dem Ausgangselement 20 kein Drehmo­ ment zu übertragen ist. In diesem Zustand sei zunächst angenommen, daß der oder die Vorsprünge 66 im Längenmittenbereich der zugeordneten Ausnehmung 68 angeordnet sind. Das heißt, die halbe Umfangserstreckung der Ausnehmungen 68 definiert einen Grenzwinkel α_G bis zu welchem zwischen dem Nabenteil 12 und dem Ausgangselement 20 keine Reibungs­ kraft erzeugt wird. In der Fig. 4 ist das durch die zwischen dem Nabenteil 12 und dem Ausgangselement 20 verschleppt wirkende Reibeinrichtung, gebildet aus dem Reibelement 62 und dem Deckscheibenteil 22, gekenn­ zeichnet. Bereits von Beginn der Relativverdrehung an, d. h. ausgehend von der Neutralstellung, wirkt jedoch zwischen dem Nabenteil 12 und dem Zwischenelement 50 das Reibelement 60, welches am Zwischenelement 50 festgelegt ist und am Nabenteil 12 abgleitet. Das heißt, das Reibelement 60 bildet zusammen mit dem Nabenteil 12 eine weitere Reibeinrichtung, die unabhängig vom Relativverdrehwinkel immer wirkt. Wird der Grenzwinkel α_G, welcher durch die halbe Umfangserstreckung der Ausnehmungen 68 und die Dicke der Vorsprünge 66 definiert ist und welcher im allgemeinen im Bereich von 2° bis 5° liegt, erreicht oder überschritten, so stoßen die Vorsprünge 66 an den zugeordneten Enden der Ausnehmungen 68 an. Dies ist dann ein Zustand, in welchem bei weiterer Verdrehung zwischen dem Nabenteil 12 und dem Ausgangselement 20 das Reibelement 62 vom Nabenteil 12 mitgenommen wird und dabei reibend am Deckscheibenteil 22 abgleitet. Dies ist in Fig. 4 durch die zwischen dem Nabenteil 12 und dem Ausgangselement 20 wirkende Reibeinrichtung 62, 22 wiedergegeben.

Bereits vor Erreichen des Grenzwinkels α_G wirkt zwischen dem Zwischen­ element 50 und dem mit dem Ausgangselement 20 in diesem Zustand fest drehbaren Reibelement 62 die erste Vorspannfeder 64, welche beispiels­ weise mit dem Zwischenelement 50 fest drehbar ist. Das heißt, eine weitere unterhalb des Grenzwinkels wirksame Reibeinrichtung ist durch die Vorspannfeder 64 und das Reibelement 62 gebildet und wirkt zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Ausgangselement 20.

Wird nun der Grenzwinkel α_G erreicht oder überschritten und wird dabei dann das Reibelement 62 vom Nabenteil 12 mitgenommen, so wirkt die Reibeinrichtung, gebildet aus der Vorspannfeder 64 und dem Reibelement 62 nicht mehr zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Ausgangs­ element 20, sondern wirkt nunmehr zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Eingangsteil 12. Das heißt, die Reibeinrichtung, welche durch die Vorspannfeder 64 und das Reibelement 62 gebildet ist, wirkt unterhalb des Grenzwinkels α_G zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Ausgangs­ element 20 und wirkt oberhalb des Grenzwinkels α_G zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Nabenteil 12.

Bei jeder Reibeinrichtung ist die Einzelreibarbeit definiert durch das Produkt des Reibmoments, welches in der jeweiligen Reibeinrichtung erzeugt wird, mit dem Relativdrehwinkel zwischen denjenigen Komponenten, zwischen welchen die jeweiligen Reibeinrichtungen wirken.

Im Zustand unterhalb des Grenzwinkels ist die Reibarbeit die Summe, welche gebildet wird aus dem Produkt des Reibmoments des Reibelements 60 am Nabenteil 12 und dem Relativdrehwinkel zwischen Nabenteil 12 und Zwischenelement 50 und dem Produkt aus dem Reibmoment zwischen der Vorspannfeder 64 und dem Reibelement 62 und dem Relativdrehwinkel zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Ausgangselement 20. Oberhalb des Grenzwinkels α_G ist die Gesamtreibarbeit die Summe, welche gebildet wird aus dem Produkt des Reibmoments zwischen dem Reibelement 60 und dem Nabenteil 12 und des Relativdrehwinkels zwischen dem Nabenteil 12 und dem Zwischenelement 50, dem Produkt des Reibmoments zwischen dem Federelement 64 und dem Reibelement 62 mit dem Relativdrehwinkel zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Nabenteil 12 und dem Produkt des Reibmoments zwischen dem Reibelement 62 und dem Deckscheibenteil 22 und des Relativdrehwinkels zwischen dem Nabenteil 12 und dem Ausgangselement 20.

Man erkennt, daß bei dem erfindungsgemäßen Zwei-Massen-Schwungrad 10 ein gestufter Reibbetrieb vorhanden ist, bei dem bei Überschreiten des Grenzwinkels α_G eine zusätzliche Reibarbeitskomponente vorhanden ist, die bei Auftreten besonders starker Drehmomentschwankungen wirksam wird. Ein besonderer Vorteil des erfindungsgemäßen Torsionsschwingungs­ dämpfers liegt dabei darin, daß das Auftreten besonders starker Drehmo­ mentschwankungen in geeigneter Weise unabhängig davon verhindert werden kann, ob der Betriebszustand ein Zustand relativ großer oder relativ geringer Last ist. Dies liegt daran, daß in einem Zustand relativ großer Last, d. h. einer relativ starken Relativverdrehung zwischen dem Nabenteil 12 und dem Ausgangselement 20 bei Überschreiten des Grenzwinkels α_G zunächst das Reibelement 62 an das Nabenteil 12 angekoppelt wird und unter Reibungskrafterzeugung am Deckscheibenteil 22 abgleitet. Stellt sich ein nahezu konstanter Relativverdrehwinkel zwischen Nabenteil 12 und Ausgangselement 20 ein, welcher Winkel vom Lastzustand abhängt, so wird sich eine Drehmomentschwingung um diesen Auslenkungswinkel herum einstellen. Ist diese Schwingung, d. h. der Schwingungswinkelbe­ reich, kleiner als der doppelte Grenzwinkel α_G, d. h. werden im Hoch­ lastzustand nur schwache Drehmomentschwankungen oder Torsions­ schwingungen erzeugt, so ist dann die Reibeinrichtung 62, 22 wieder unwirksam, da die Vorsprünge 66 sich in den zugeordneten Ausnehmung 68 frei bewegen können. Es sind dann wieder die Reibeinrichtung 60, 12, welche zwischen dem Nabenteil 12 und dem Zwischenelement 50 wirkt, und die Reibeinrichtung 64, 62 wirksam, welche zwischen dem Zwischen­ element 50 und dem Ausgangselement 20 wirkt. Erst wenn nach Aus­ lenkung zu dem Auslenkungswinkel größere Drehmomentschwankungen auftreten, so daß die Schwankungen um den Auslenkwinkel herum den Grenzwinkel α_G, gemessen vom Auslenkwinkel als Grund-Relativdrehwinkel aus, überschreiten, so wird wieder die Reibeinrichtung 62, 22 zugeschaltet und die Reibeinrichtung 64, 62 wirkt zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Nabenteil 12. Das heißt, unabhängig vom momentanen Lastzu­ stand kann die Dämpfungscharakteristik immer in optimaler Weise an das Ausmaß der momentan vorhandenen im Antriebsstrang auftretenden Torsionsschwingungen angepaßt werden. Auch das Umschalten der Reibeinrichtung 64, 62 hinsichtlich ihrer Wirkung bei Überschreiten des Grenzwinkels α_G ist vorteilhaft. Ist nämlich der Knickwinkel α_K noch nicht überschritten, so wird, wie durch die Linien B und C in Fig. 3 gezeigt, das Zwischenelement 50 aufgrund der leichteren Kompressibilität der Dämp­ fungsfeder 44 sich bezüglich des Nabenteils 2 stärker verdrehen als bezüglich des Ausgangselements 20. Das heißt, wirkt die Reibeinrichtung 64, 62 zwischen dem Nabenteil 12 und dem Zwischenelement 50, so wird bei gleicher Änderung des Relativverdrehwinkels zwischen dem Nabenteil 12 und dem Ausgangselement 20 eine größere Reibarbeit erzeugt, als dies der Fall wäre, wenn in diesem Zustand die Reibeinrichtung 62, 64 zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Ausgangselement 20 wirken würde. Das heißt, es können dadurch große Drehmomentschwankungen in verstärktem Ausmaß gedämpft werden.

Die vorangehenden Erläuterungen zum Zugzustand treffen in entsprechender Weise für den Schubzustand zu. Auch hier wirkt zunächst unterhalb des Grenzwinkels α_G einerseits die Reibeinrichtung 60, 12 zwischen dem Nabenteil 12 und dem Zwischenelement 50; andererseits wirkt die Reibeinrichtung 64, 62 zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Ausgangselement 20. Hier besteht jedoch ein Unterschied darin, daß die einzelnen Reibarbeiten, welche in den Reibeinrichtungen erzeugt werden, hinsichtlich des Zugzustands verändert sind. Grund dafür ist, daß zwischen dem Nabenteil 12 und dem Zwischenelement 50 nunmehr lediglich die Dämpfungsfeder 46 mit relativ großer Federkonstante wirkt, d. h. bei gleichem Relativverdrehwinkel zwischen Nabenteil 12 und Ausgangselement 20 wird das Zwischenelement 50 sich bezüglich des Nabenteils 12 mit einem geringeren Drehwinkel verdrehen, als dies im Zugzustand der Fall ist. In entsprechender Weise wird der Relativverdrehwinkel zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Ausgangselement 20 zunehmen, da zwischen diesen beiden Elementen nunmehr zusätzlich die Dämpfungsfeder 44 mit geringerer Federkonstante wirkt. Da in Verbindung mit den jeweiligen Reibmomenten die Relativverdrehwinkel zwischen den einzelnen Kom­ ponenten in die Reibarbeit eingehen, wie vorangehend beschrieben, wird hier bei gleichem Relativverdrehwinkel zwischen Nabenteil 12 und Ausgangselement 20 eine andere Reibarbeit erzeugt. Bei Überschreiten des Grenzwinkels α_G wird wiederum die Reibeinrichtung 62, 22 wirksam und die Reibeinrichtung 64, 62 wirkt nunmehr zwischen dem Nabenteil 12 und dem Zwischenelement 50. Auch hier gilt die vorangehende Überlegung, daß aufgrund veränderter Relativverdrehverhältnisse zwischen Nabenteil 12 und Zwischenelement 50 sich anderen Reibarbeiten einstellen werden. Auch im Schubbetrieb wird somit ein abgestuftes Reibungsdämpfungsverhalten erzeugt, so daß hier wiederum unabhängig vom Lastzustand dann, wenn relativ große Drehmomentschwankungen auftreten, diese in geeigneter Weise gedämpft werden, wohingegen bei relativ geringen Drehmoment­ schwankungen nur eine schwächere Dämpfungskraft vorhanden ist.

Wie vorangehend erläutert, ist der Grenzwinkel α_G im allgemeinen so eingestellt, daß er deutlich kleiner ist als der Knickwinkel α_K. Man erkennt dies bei Betrachtung des Diagramms der Fig. 3, woraus hervorgeht, daß der Knickwinkel α_K im Bereich von ca. 30° liegt. Das heißt, in einem Zustand relativ geringer Last wird der erfindungsgemäße Torsionsschwingungs­ dämpfer in einem Kennlinienbereich arbeiten, wie er im Diagramm der Fig. 3 zwischen den Knickwinkeln α_K auf der positiven und auf der negativen Seite der horizontalen Achse definiert ist.

Sind jedoch relativ starke Drehmomente zu übertragen, d. h. werden die Dämpfungsfedereinheiten 38, 40 so weit komprimiert, daß der Knickwinkel α_K erreicht wird, so gelten grundsätzlich auch die vorausgehenden Ausführungen betreffend die Zu- und Abschaltung bzw. Umschaltung der Reibeinrichtungen 62, 22 und 64, 62. Dazu wird im folgenden der Fall betrachtet, daß im Zugzustand das Nabenteil 12 und das Ausgangselement 20 sich um einen Relativverdrehwinkel von beispielsweise 40° bezüglich einander verdreht haben, in diesem Zustand jedoch nahezu stationär bleiben. Die Dämpfungsfeder 44 ist dann so weit komprimiert, daß sie überbrückt ist und nicht mehr wirksam ist, und das Reibelement 62 ist zunächst mit dem Nabenteil 12 mitgenommen worden und bis zu dem Winkel von ca. 40° bezüglich des Ausgangselements 20 verdreht worden. Treten in diesem Betriebszustand dann relativ geringe Drehmoment­ schwankungen auf, so können Nabenteil 12 und Ausgangselement 20 bezüglich einander in Winkelbereichen kleiner als das Doppelte des Grenzwinkels α_G zueinander schwingen, ohne daß dabei die Reibeinrichtung 62, 22 wirksam wird. In diesem Falle finden Drehmomentschwankungen lediglich unter Kompression bzw. Expansion der Dämpfungsfedern 42, 46 statt. Es wirkt dann die Reibeinrichtung 60, 12 zwischen dem Nabenteil 12 und dem Zwischenelement 50 und die Reibeinrichtung 62, 64 zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Ausgangselement 20. Wird der Grenzwinkel α_G überschritten, so wird einerseits die Reibeinrichtung 62, 22 zugeschaltet, andererseits wird die Reibeinrichtung 64, 62 nunmehr wiederum zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Nabenteil 12 wirksam. Da jedoch in diesem Zustand die Dämpfungsfeder 44 nicht mehr wirksam ist, hat das Umschalten der Reibeinrichtung 62, 64 auf eine Wirkung zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Nabenteil 12 keine Auswirkung auf die zu erzeugende Reibungskraft bei weiterer Kompression der Dämpfungsfedern 42, 46, da diese beiden Dämpfungsfedern aufgrund der gleichen Federkonstante in gleichem Ausmaß komprimiert werden. Entsprechendes gilt hier auch für den Schubbetrieb. In diesem Betriebs­ zustand ist ebenso wie bei den vorangehend beschriebenen Betriebs­ zuständen die jeweilige Reibarbeit gebildet aus der Summe von Produkten der einzelnen Reibmomente der verschiedenen Reibeinrichtungen mit dem Relativdrehwinkel zwischen denjenigen Komponenten, zwischen welchen die jeweiligen Reibeinrichtungen wirken.

Es wird darauf hingewiesen, daß das Diagramm der Fig. 3 Kennlinien der in Fig. 2 gezeigten Dämpfungsfederanordnung 36 darstellt, welche ohne das Vorhandensein von Reibeinrichtungen erzielt werden. Durch das Vorsehen der Reibeinrichtungen bei dem erfindungsgemäßen Torsionsschwingungs­ dämpfer, insbesondere durch das Umschalten der Reibeinrichtung 64, 62 von einem Wirkungsbereich zwischen dem Zwischenelement 50, und dem Ausgangselement 20 auf einen Wirkungsbereich zwischen dem Nabenteil 12 und dem Zwischenelement 50 werden Kennlinien erhalten, die bei Erreichen des Grenzwinkels α_G einen weiteren Knick aufweisen. Dies wird im folgenden am Beispiel der Kennlinien B, C in Fig. 3 erläutert.

Ausgehend vom Relativverdrehwinkel Null, d. h. der neutralen Stellung, wirkt zunächst zwischen dem Nabenteil 12 und dem Zwischenelement 50 nur die Reibeinrichtung 60, 12. In gleicher Weise wirkt zwischen dem Zwischenelement 50 und dem Ausgangselement 20 die Reibeinrichtung 64, 62, was zur Kennlinie C in Fig. 3 führt. Wird nun beim Erreichen des Grenzwinkels α_G die Reibeinrichtung 64, 62 zwischen dem Nabenteil 12 und dem Zwischenelement 50 wirksam, so wird noch vor Erreichen des Knickwinkels α_K dem Zwischenelement 50 eine Verlagerung bezüglich des Nabenteils 12 erschwert, wohingegen ihm eine Verlagerung bezüglich des Ausgangselements 20 aufgrund fehlender Reibung zwischen diesen Komponenten erleichtert wird. Das heißt, das Zwischenelement 50 wird sich bei weiterer Relativverdrehung zwischen dem Nabenteil 12 und dem Ausgangselement 20 bezüglich des Nabenteils 12 weniger verdrehen und wird sich bezüglich des Ausgangselements 20 stärker verdrehen. Das heißt, die Kennlinie B wird bei Erreichen des Grenzwinkels α_G abknicken und flacher werden, wohingegen die Kennlinie C bei Erreichen des Grenzwinkels α_G abknicken und steiler werden wird. Entsprechendes gilt auch für die negativen Verdrehwinkel, welche den Fall der Schubbelastung wiedergeben.

Bei dem erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfer ist aufgrund eines sehr einfachen Aufbaus die leichte Lagerbarkeit mehrerer Zwischen­ elemente 48, 50 bzw. Zwischenscheiben mit entsprechenden Anlage­ abschnitten für die Federn möglich, so daß Dämpfungsfedereinheiten mit drei und mehr Dämpfungsfedern bereitgestellt werden können. Durch die Vielzahl an Reibstellen, d. h. die verschiedenen Reibeinrichtungen, kann auch bei Einsatz kleinerer Vorspannfederelemente eine große Reibarbeit erzeugt werden. Durch die Anpassung der zu erzeugenden Reibkraft an den Relativverdrehwinkel bzw. die Schwankung des Relativverdrehwinkels zwischen Eingangselement und Ausgangselement kann ein besseres Dämpfungsverhalten mit verbesserter Entkopplung zwischen Eingangs- und Ausgangsseite erhalten werden, wobei insbesondere aufgrund der Erhöhung der vernichteten Reibarbeit bei großen Relativverdrehwinkeln ein verbes­ serter Zerstörungsschutz vorgesehen ist. Durch die geeignete Auswahl der Federkonstanten der verschiedenen Dämpfungsfedern und der Reibkoeffi­ zienten der verschiedenen aneinander reibenden Komponenten kann der erfindungsgemäße Torsionsschwingungsdämpfer auf gewünschte Betriebs­ charakteristiken abgestimmt werden.

Es wird darauf hingewiesen, daß bei der vorangehend beschriebenen Ausgestaltungsform verschiedene Abwandlungen möglich sind, ohne das Prinzip bzw. die prinzipielle Funktionsweise zu verändern. Beispielsweise können, wie bereits beschrieben, die Dämpfungsfedern 42, 46 unter­ schiedliche Federkonstanten bzw. Steifigkeiten aufweisen. Grundsätzlich ist auch der Einsatz lediglich zweier Dämpfungsfedern pro Dämpfungsfeder­ einheit denkbar, wobei dann lediglich ein einziges Zwischenelement vorzusehen ist. Auch bei einer derartigen Ausgestaltung kann die gleiche Funktionsweise wie vorangehend beschrieben erhalten werden, wobei dann jedoch die erzeugte Reibarbeit für Schub- und Zugbetrieb gleich ist. Ferner kann auch eine Reibeinrichtung vorgesehen sein, die zwischen dem Zwischenelement 48 und dem Eingangselement und/oder dem Ausgangs­ element wirkt.

Die Funktion von Eingangs- und Ausgangselement kann umgekehrt sein, d. h. es können auch die beiden miteinander fest verbundenen Deck­ scheibenteile 22, 24 mit der Antriebswelle, d. h. einer Kurbelwelle, verbunden sein.

Das Reibelement 60 könnte auch mit dem Nabenteil 12 fest verbunden sein; in gleicher Weise könnte die Vorspannfeder 64 mit dem Reibelement 62 fest verbunden sein, so daß dann am Anlagebereich zwischen der Vorspannfeder 64 und dem Zwischenelement bzw. Zwischenring 50 ein Stahl-Stahl-Rei­ bungskontakt vorgesehen ist. In gleicher Weise könnte die Vorspannfeder 70 an den Vorsprüngen 65 des Reibelements 62 festgelegt sein, so daß dann ein Reibkontakt zwischen der Vorspannfeder 70 und dem zweiten Deckscheibenteil 24 in Form einer Stahl-Stahl-Reibung geschaffen wäre. Die Zwischenscheiben 50, 48 können hinsichtlich ihrer Funktion vertauscht werden, so daß die Betriebscharakteristik hinsichtlich Schub- und Zugbetrieb in entsprechender Weise vertauscht ist.

Ferner ist es selbstverständlich, daß für die jeweiligen Dämpfungsfedern Endanschläge vorgesehen sind, so daß verhindert werden kann, daß bei Einleitung großer Drehmomente die Federn auf Block gesetzt werden.

Claims (17)

1. Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere zur Anordnung in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend

• - ein Eingangselement (12),
• - ein Ausgangselement (20), welches um eine Drehachse (A) relativ zum Eingangselement (12) verdrehbar ist,
• - eine Dämpfungsfederanordnung (36), welche wirkungsmäßig zwischen dem Eingangselement (12) und dem Ausgangs­ element (20) angeordnet ist und einer Relativverdrehung zwischen Eingangselement (12) und Ausgangselement (20) entgegenwirkt, wobei die Dämpfungsfederanordnung (36) wenigstens eine Dämpfungsfedereinheit (38, 40) mit wenig­ stens zwei wirkungsmäßig seriell geschalteten Dämpfungs­ federn (42, 44, 46) aufweist, welche Dämpfungsfedereinheit (38, 40) bei Auftreten einer Relativverdrehung zwischen Eingangselement (12) und Ausgangselement (20) und in Abhängigkeit von einer Relativdrehrichtung von Eingangs­ element (12) und Ausgangselement (20) an einem ersten Dämpfungsfedereinheitsende (54) ein Element von Eingangs­ element (12) und Ausgangselement (20) beaufschlagt und an einen zweiten Dämpfungsfedereinheitsende (58) das andere Element von Eingangselement (12) und Ausgangselement (20) beaufschlagt,
• - zwischen jeweils zwei Dämpfungsfedern (42, 44, 46) der wenigstens einen Dämpfungsfedereinheit (38, 40) ein Zwi­ schenelement (48, 50), an welchem die Dämpfungsfedern (42, 44, 46) mit ihren einander zugewandten Enden abgestützt sind, wobei das Zwischenelement (48, 50) bezüglich des Eingangselements (12) und des Ausgangselements (20) bei Auftreten einer Relativverdrehung zwischen Eingangselement (12) und Ausgangselement (20) verlagerbar ist,
• - eine erste Reibeinrichtung (62,22), welche zur Erzeugung einer Reibungskraft zwischen Eingangselement (12) und Ausgangs­ element (20) oder diesen zugeordneten Komponenten wirkt,
• - eine zweite Reibeinrichtung (60, 12, 64, 62), welche zwischen wenigstens einem (50) bei jeder Dämpfungsfedereinheit (38, 40) vorgesehenen Zwischenelement (48, 50) und dem Eingangselement (12) oder/und dem Ausgangselement (20) oder diesen jeweils zugeordneten Komponenten zur Erzeugung einer Reibungskraft wirkt,

wobei wenigstens eine Reibeinrichtung (62, 22) von erster und zweiter Reibeinrichtung dazu ausgebildet ist, eine Reibungskraft im wesentlichen erst dann zu erzeugen, wenn der Relativverdrehwinkel zwischen Eingangselement (12) und Ausgangselement (20) ausge­ hend von einem Grund-Relativverdrehwinkel größer ist als ein vorbestimmter Grenzwinkel (α_G).

2. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die erste Reibeinrichtung (62, 22) eine Reibungskraft erst dann erzeugt, wenn der Relativverdrehwinkel zwischen Eingangs­ element (12) und Ausgangselement (20) größer ist als der Grenzwin­ kel (α_G).

3. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 2, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die zweite Reibeinrichtung (60, 12, 64, 62) bei allen Relativdrehwinkeln zwischen Eingangselement (12) und Ausgangs­ element (20) eine Reibungskraft erzeugt.

4. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 3, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die zweite Reibeinrichtung (60, 12, 64, 62) einen ersten Reibeinrichtungsbereich (60, 12) umfaßt, welcher eine vom Relativverdrehwinkel zwischen Eingangselement (12) und Ausgangs­ element (20) im wesentlichen unabhängige Reibungskraft erzeugt.

5. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß die zweite Reibeinrichtung (60, 12, 64, 62) einen zweiten Reibeinrichtungsbereich (64, 62) aufweist, welcher in Abhängigkeit vom Relativverdrehwinkel zwischen Eingangselement (12) und Ausgangselement (20) eine Reibungskraft erzeugt.

6. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 5, dadurch gekenn­ zeichnet, daß der zweite Reibeinrichtungsbereich (64, 62) dann, wenn der Relativverdrehwinkel zwischen Eingangselement (12) und Ausgangselement (20) kleiner oder gleich einem Schaltwinkel, vorzugsweise dem Grenzwinkel (α_G) ist, eine Reibungskraft zwischen dem Zwischenelement (50) und einem Element von Eingangselement (12) und Ausgangselement (20), vorzugsweise dem Ausgangs­ element (20) erzeugt, und dann, wenn der Relativverdrehwinkel zwischen Eingangselement (12) und Ausgangselement (20) größer als der Schaltwinkel ist, eine Reibungskraft zwischen dem Zwischen­ element (50) und dem jeweils anderen Element von Eingangselement (12) und Ausgangselement (20), vorzugsweise dem Eingangselement (12) erzeugt.

7. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die wenigstens eine Dämpfungsfeder­ einheit (38, 40) wenigstens drei Dämpfungsfedern (42, 44, 46) umfaßt, wobei zwischen den einander zugewandten Enden einander unmittelbar benachbarter Dämpfungsfedern (42, 44, 46) jeweils ein Zwischenelement (48, 50) zur Abstützung der Dämpfungsfedern (42, 44, 46) vorgesehen ist, und daß bei wenigstens einem (48) der Zwischenelemente (48, 50) keine zweite Reibeinrichtung vorgesehen ist.

8. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die erste Reibeinrichtung (62, 22) ein erstes Reibelement (62) umfaßt, welches an einem ersten Element (20) von Eingangselement (12) und Ausgangselement (20) reibend angreift und bezüglich des zweiten Elements (12) von Eingangs­ element (12) und Ausgangselement (20) ausgehend von dem Grund-Rela­ tivverdrehwinkel zwischen Eingangselement (12) und Ausgangs­ element (20) bis zum Grenzwinkel (α_G) im wesentlichen frei drehbar ist und ab Überschreiten des Grenzwinkels (α_G) mit dem zweiten Element (12) von Eingangselement (12) und Ausgangselement (20) unter Erzeugung einer Reibungskraft am ersten Element (20) von Eingangselement (12) und Ausgangselement (20) verdrehbar ist.

9. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 8, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die zweite Reibeinrichtung umfaßt:

• - ein zweites Reibelement (60), welches vorzugsweise mit dem Zwischenelement (50) fest verbunden ist und mit welchem das Zwischenelement (50) am zweiten Element (12) von Eingangs­ element (12) und Ausgangselement (20) reibend angreift,
• - ein drittes Reibelement (64), welches wirkungsmäßig zwischen dem Zwischenelement (50) und dem ersten Reibelement (62) angeordnet ist.

10. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 9, dadurch gekenn­ zeichnet, daß das dritte Reibelement (64) am Zwischenelement (50) festgelegt ist und am ersten Reibelement (62) reibend angreift.

11. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, daß das dritte Reibelement (64) ein sich am ersten Reibelement (62) abstützendes und das Zwischenelement (50) auf das zweite Element (12) von Eingangselement (12) und Ausgangs­ element (20) zu vorspannendes Vorspannfederelement (64) ist.

12. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß ein Element (12) von Eingangselement (12) und Ausgangselement (20) ein zentrales Scheibenteil (12) umfaßt und das andere Element (20) von Eingangselement (12) und Ausgangselement (20) ein an einer ersten axialen Seite des zentralen Scheibenteils (12) angeordnetes erstes Deckscheibenteil (22) und ein an einer zweiten axialen Seite des zentralen Scheibenteils (12) angeordnetes zweites Deckscheibenteil (24) umfaßt, welches mit dem ersten Deckscheibenteil (22) fest verbunden ist, und daß sowohl das zentrale Scheibenteil (12) als auch das erste und das zweite Deckscheibenteil (22, 24) jeweils im Bereich beider Dämpfungsfeder­ einheitsenden (54, 58) der wenigstens einen Dämpfungsfedereinheit (38, 40) Ansteuerbereiche (52, 56) zur Beaufschlagung durch das zugeordnete Dämpfungsfedereinheitsende (54, 58) der wenigstens einen Dämpfungsfedereinheit (38, 40) aufweist.

13. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 2 und nach einem der Ansprüche 8 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß das zentrale Scheibenteil (12) das zweite Element von Eingangselement (12) und Ausgangselement (20) bildet und daß das erste und das zweite Deckscheibenteil (22, 24) das erste Element von Eingangselement (12) und Ausgangselement (20) bilden.

14. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 13, dadurch gekenn­ zeichnet, daß das erste Reibelement (62) an einem Teil (22) von erstem und zweitem Deckscheibenteil (22, 24) angreift und durch wenigstens ein Vorspannfederelement (64, 70) auf das eine Teil (22) zu gedrückt ist, welches Vorspannfederelement (64, 70) sich am anderen Teil (24) von erstem und zweitem Deckscheibenteil (22, 24) oder/und am Zwischenelement (50) abstützt.

15. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 9 oder einem der Ansprüche 10 bis 14, sofern auf Anspruch 9 rückbezogen, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Reibelement (62) wenigstens einen Mitnahmevorsprung (66) aufweist, welcher in eine sich in Umfangs­ richtung erstreckende Mitnahmeausnehmung (68) im zweiten Element (12) von Eingangselement (12) und Ausgangselement (20) eingreift, wobei eine Umfangserstreckung der Mitnahmeausnehmung (68) in Zusammenwirkung mit einer Umfangserstreckung des Mitnahmevor­ sprungs (66) im wesentlichen den Grenzwinkel (α_G) festlegt.

16. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß der Grund-Relativverdrehwinkel zwischen dem Eingangselement (12) und dem Ausgangselement (20) ein Neutral-Drehwinkel ist, welcher eine neutrale Relativverdreh­ stellung zwischen Eingangselement (12) und Ausgangselement (20) definiert, wenn über den Torsionsschwingungsdämpfer (10) hinweg kein Drehmoment zu übertragen ist, derart, daß der Grenz-Drehwinkel (α_G) ausgehend von dem die neutrale Relativverdrehstellung definie­ renden Neutral-Relativverdrehwinkel zu messen ist.

17. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß der Grund-Relativverdrehwinkel ein Relativverdrehwinkel zwischen Eingangselement (12) und Ausgangs­ element (20) ist, welcher sich bei einem über den Torsionsschwin­ gungsdämpfer (10) hinweg zu übertragenden Drehmoment einstellt, derart, daß der Grenzwinkel (α_G) ausgehend von dem sich bei Übertragung des bestimmten Drehmoments einstellenden Relativver­ drehwinkel zu messen ist.