DE3607751A1 - Daempfungseinrichtung - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine Dämpfungseinrichtung im Kraftübertragungsweg zwischen zwei relativ zueinander verdrehbaren Schwungmassen, von denen die eine mit der Abtriebswelle einer Brennkraftmaschine und die andere mit der Eingangswelle eines Getriebes verbindbar ist und wobei die Dämpfungsein­ richtung mindestens zwei in Reihe geschaltete Dämpfer aufweist, mit tan­ gential bzw. sehnenartig angeordneten Kraftspeichern.

Es sind bereits Einrichtungen dieser Art vorgeschlagen worden, bei denen die beiden Schwungmassen koaxial zueinander angeordnet und entgegen der Wirkung einer Dämpfungseinrichtung, welche zwei Dämpfer beinhaltet be­ grenzt zueinander verdrehbar sind. Die Dämpfungseinrichtung besteht dabei aus in Umfangsrichtung wirksamen Kraftspeichern und aus parallel zu diesen wirksamen Reib- oder Gleitmitteln, wobei die Kraftspeicher der beiden Dämpfer in radialer Richtung versetzt zueinander angeordnet sind.

Bei diesen bekannten Einrichtungen müssen die Kraftspeicher der Dämpfungs­ einrichtung, wie z.B. Schraubenfedern verhältnismäßig große Winkelaus­ schläge zwischen den beiden Schwungmassen ermöglichen, so daß infolge der dadurch erforderlichen Kraftspeicherlänge die Kraftspeicher keine aus­ reichende Steifigkeit aufweisen, um sich einer wesentlichen Verformung unter Fliehkrafteinwirkung zu widersetzen. Diese Verformung bzw. Verbie­ gung längs der Achse der Kraftspeicher bewirkt, daß diese keine einwand­ freie bzw. definierte Abstützung in radialer Richtung sowie keine optimale Beaufschlagung ihrer Endbereiche beim Zusammendrücken derselben aufweisen, so daß in diesen Kontaktbereichen sowohl die Kraftspeicher als auch die mit diesen zusammenwirkenden Anlage- bzw. Abstützbereiche der Bauteile, welche an die Kraftspeicher angreifen, einem unzulässig raschen Verschleiß unterworfen sind. Dies trifft insbesondere für die Kraftspeicher des radial weiter außen liegenden Dämpfers zu, welche auf einem verhältnis­ mäßig großen Durchmesser angeordnet und somit einer erhöhten Fliehkraft­ einwirkung ausgesetzt sind.

Weiterhin ist bei einem derartigen Aufbau der Dämpfungseinrichtung für die Kraftspeicher der beiden Dämpfer ein verhältnismäßig großer Bauraum in radialer Richtung erforderlich.

Der vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, die vorerwähnten Nachteile zu beheben und Einrichtungen der eingangs genannten Art zu schaffen, die sowohl hinsichtlich der Konstruktion als auch bezüglich der Verschleißfestigkeit und der Wirkungsweise verbessert sind. Eine weitere, der vorliegenden Erfindung zugrundeliegende Aufgabe bestand darin, den erforderlichen Bauraum zu verringern und das mögliche Einsatzgebiet der­ artiger Einrichtungen zu vergrößern. Außerdem soll eine kostengünstige Herstellung derartiger Einrichtungen gewährleistet sein.

Gemäß der Erfindung wird dies bei einer Einrichtung der eingangs genannten Art dadurch erzielt, daß die Kraftspeicher beider Dämpfer zumindest an­ nähernd auf gleichem Durchmesser angeordnet sind. Durch den erfindungsge­ mäßen Aufbau ist eine gedrungene Bauweise der Dämpfungseinrichtung in radialer Richtung möglich. Um auch in axialer Richtung den erforderlichen Platzbedarf für die beiden Dämpfer bzw. für deren Kraftspeicher auf ein Minimum zu reduzieren, kann es vorteilhaft sein, wenn das Eingangsteil des ersten Dämpfers zumindest annähernd auf gleicher axialer Höhe mit dem Ausgangsteil des zweiten Dämpfers ist. Besonders zweckmäßig kann es dabei sein, wenn das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers axial innerhalb des Eingangsteiles des ersten Dämpfers aufgenommen ist, das bedeutet also, daß das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers und das Eingangsteil des ersten Dämpfers axial ineinander eingreifen.

Durch die erfindungsgemäße Ausbildung der Einrichtung wird außerdem er­ reicht, daß die Kraftspeicher der einzelnen Dämpfer lediglich einen Teil­ bereich des gesamten, zwischen den beiden Schwungmassen möglichen verdreh­ elastischen Winkelausschlages übernehmen müssen, wodurch deren relative Bewegungs- bzw. Gleitwege gegenüber den sie führenden Teilen und somit auch der Verschleiß an den entsprechenden Kontaktbereichen erheblich redu­ ziert werden kann.

Ein weiterer wesentlicher Vorteil des erfindungsgemäßen Aufbaues besteht darin, daß die Kraftspeicher der beiden Dämpfer auf einem verhältnismäßig kleinen Durchmesser angeordnet werden können, wodurch die auf sie einwir­ kenden Fliehkräfte und somit auch die durch diese hervorgerufenen Verfor­ mungen reduziert werden können. Dadurch kann sowohl eine bessere Abstüt­ zung der Kraftspeicher in radialer Richtung sowie eine bessere Beaufschla­ gung derselben in axialer Richtung sichergestellt werden.

Durch die Anordnung der Kraftspeicher auf einem verhältnismäßig kleinen Durchmesser ergibt sich weiterhin der Vorteil, daß die Kraftspeicher für einen gegebenen Winkelausschlag zwischen den beiden Schwungmassen kürzer ausgelegt werden können, was sich wiederum positiv auf die Steifigkeit der Federn quer zu ihrer Längsachse auswirkt.

Eine bezüglich der Funktion sowie des erforderlichen Platzbedarfes beson­ ders günstige Ausgestaltung der Einrichtung kann dadurch erreicht werden, daß beidseits des Eingangsteiles des ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer je ein scheiben- bzw. plattenförmiges Ausgangsteil des ersten Dämpfers, welches gleichzeitig ein Eingangsteil des zweiten der in Reihe geschalteten Dämpfer bildet, vorgesehen ist, wobei es dann weiterhin vor­ teilhaft sein kann, wenn das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers axial zwischen den beiden scheiben- bzw. plattenförmigen Ausgangsteilen des ersten Dämpfers, welche gleichzeitig die Eingangsteile des zweiten Dämp­ fers bilden, angeordnet ist.

Für den Aufbau und die Funktion der Einrichtung kann es besonders günstig sein, wenn das Eingangsteil des ersten Dämpfers durch ein plattenförmiges Bauteil gebildet ist, welches in Umfangsrichtung längliche Ausschnitte aufweist, in die das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers axial hineintaucht, wobei zwischen den Ausschnitten und den in diese eintauchenden Bereichen des Ausgangsteiles des zweiten Dämpfers ein Verdrehspiel vorhanden ist. Dabei kann es vorteilhaft sein, wenn dieses Verdrehspiel zwischen den beiden Schwungmassen einen relativen Verdrehwinkel zuläßt, der wenigstens der Summe der von den einzelnen in Reihe geschalteten Dämpfern zugelassen­ en Verdrehwinkeln entspricht.

Ein bezüglich des erforderlichen Bauraums und der Funktion besonders günstiger Aufbau kann dadurch sichergestellt werden, daß das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers durch mehrere über den Umfang verteilte, segmentar­ tige Bauteile gebildet ist, die an einer der Schwungmassen befestigt sind. Die segmentartigen Bauteile können dabei derart ausgebildet sein, daß sie vollständig in den länglichen Ausschnitten des Eingangsteiles des ersten Dämpfers aufgenommen sind.

Für den Aufbau und die Funktion der Dämpfungseinrichtung kann es außerdem zweckmäßig sein, wenn das Eingangsteil des ersten Dämpfers über Kraft­ speicher mit dem Ausgangsteil des ersten Dämpfers, welches gleichzeitig das Eingangsteil des zweiten Dämpfers bildet, über den Federweg kraft­ schlüssig verbindbar ist und das Eingangsteil des zweiten Dämpfers über Kraftspeicher mit dem Ausgangsteil des zweiten Dämpfers kraftschlüssig verbindbar ist, das heißt also, ein federnd nachgiebiger Formschluß wirk­ sam wird. Vorteilhaft kann es dabei sein, wenn die jeweiligen Eingangstei­ le und Ausgangsteile der beiden in Reihe geschalteten Dämpfer Ausnehmungen aufweisen, zur Aufnahme der Kraftspeicher.

Gemäß einem weiteren vorteilhaften Merkmal der Erfindung kann das Aus­ gangsteil bzw. die dieses bildenden, segmentartigen Bauteile des zweiten Dämpfers radial außerhalb der scheiben- bzw. plattenförmigen Ausgangsteile des ersten Dämpfers, welche gleichzeitig Eingangsteile des zweiten Dämp­ fers bilden, an einer der Schwungmassen über Verbindungsmittel befestigt sind.

Ein besonders einfacher Aufbau der Dämpfungseinrichtung kann dadurch sichergestellt werden, daß die segmentartigen Bauteile, welche das Aus­ gangsteil des zweiten Dämpfers bilden, durch Anschlag an den Konturen der sie aufnehmenden Ausschnitte des Eingangsteils des ersten Dämpfers den durch die beiden Dämpfer zwischen den beiden Schwungmassen zugelassenen Verdrehwinkel begrenzen.

Für den Aufbau der Dämpfungseinrichtung kann es besonders vorteilhaft sein, wenn die beidseits des Eingangsteils des ersten Dämpfers und des Ausgangsteils bzw. der segmentartigen Bauteile des zweiten Dämpfers vorge­ sehenen scheiben- bzw. plattenförmigen Teile über Verbindungsmittel, wie z.B. Abstandsbolzen, miteinander verbunden sind, welche sich axial durch die Ausschnitte des Eingangsteils des ersten Dämpfers hindurcherstrecken. Zur Erhöhung der Festigkeit des plattenförmigen Ausgangsteils des ersten Dämpfers, welches gleichzeitig das Eingangsteil für den zweiten Dämpfer bildet, kann es zweckmäßig sein, wenn die in diesem Teil vorgesehenen Ausschnitte durch geschlossene Fenster gebildet sind. Von Vorteil kann es weiterhin sein, wenn durch einen Ausschnitt des Eingangsteils des ersten Dämpfers jeweils zwei Verbindungsmittel sich axial hindurcherstrecken. Es können sodann in vorteilhafter Weise die Verbindungsmittel im radialen Erstreckungsbereich der segmentartigen Bauteile und/oder der Kraftspeicher vorgesehen sein.

Weiterhin kann es für die Funktion der Einrichtung besonders vorteilhaft sein, wenn die Konturen der segmentartigen Bauteile und/oder die Konturen der Ausschnitte, welche in das Eingangsteil des ersten Dämpfers einge­ bracht sind, Einbuchtungen oder Rücksprünge aufweisen bzw. bilden, zur Aufnahme der die beiden scheiben- bzw. plattenförmigen Ausgangsteile des ersten Dämpfers verbindenden Mittel wie Abstandsbolzen, welche - in Um­ fangsrichtung betrachtet - zwischen radial verlaufenden Bereichen bzw. Konturen der segmentartigen Bauteile und der Ausschnitte im Eingangsteil des ersten Dämpfers vorgesehen sind. Durch diese Einbuchtungen bzw. Rück­ sprünge wird sichergestellt, daß zwischen den segmentartigen Bauteilen und dem Eingangsteil des ersten Dämpfers, auch bei Erreichen der durch die Dämpfer ermöglichten maximalen Winkelauslenkung zwischen den Schwungmas­ sen, stets axiale Durchlässe vorhanden sind für die Verbindungsmittel, wie Abstandsbolzen, welche die beiden scheiben- bzw. plattenförmigen Ausgangs­ teile des ersten Dämpfers miteinander koppeln.

Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung kann es besonders zweckmäßig sein, wenn die beiden Dämpfer mit einer im Verdrehwinkel begrenzten und zumin­ dest über einen Teilbereich desselben rückstellkraftfreien Reibeinrichtung in Reihe geschaltet sind.

Weiterhin kann es gemäß einer zusätzlichen Weiterbildung der Erfindung besonders vorteilhaft sein, wenn eine in Reihe mit der Reibeinrichtung und/oder den Dämpfern geschaltete Rutschkupplung vorgesehen ist, wobei es zweckmäßig sein kann, wenn diese - im Kraftfluß von der einen Schwungmasse zur anderen - vor der Reibeinrichtung angeordnet ist, das bedeutet also, zwischen der einen Schwungmasse und der Reibeinrichtung vorgesehen ist.

Ein besonders günstiger Aufbau der Dämpfungseinrichtung kann gegeben sein, wenn diese derart ausgelegt ist, daß die Dämpfer - von einer neutralen Stellung aus gesehen, das heißt also einer Stellung, welche die beiden Schwungmassen relativ zueinander einnehmen, wenn kein Moment zwischen diesen übertragen wird - zumindest annähernd gleichzeitig einsetzen. Eine andere Lösungsmöglichkeit für bestimmte Problemlösungen besteht darin, im Verdrehwinkelbereich zwischen den Schwungmassen die beiden Dämpfer ver­ schleppt, das heißt nacheinander, zur Wirkung kommen zu lassen. Für manche Anwendungsfälle können dabei gebenenfalls zusätzlich die Dämpfer unter­ schiedliche Anschlagmomente besitzen. Für andere Anwendungsfälle kann es jedoch auch zweckmäßig sein, wenn die Dämpfer ein zumindest annähernd gleiches Anschlagmoment aufweisen. Die von den einzelnen Dämpfern dabei zugelassenen Teilbereiche des von ihnen ermöglichten Gesamtverdrehwinkels zwischen den beiden Schwungmassen können je nach Anwendungsfall gleich oder unterschiedlich sein.

Ein besonders günstiger Aufbau der Dämpfungseinrichtung kann gegeben sein, wenn - in Richtung des Kraftflusses vom Motor in das Getriebe gesehen - das Moment von der einen Schwungmasse z.B. mittels Reibringen über die Rutschkupplung leitbar ist, wobei das Ausgangsteil der Rutschkupplung in formschlüssigen Eingriff bringbar ist mit dem Ausgangsteil der Reibein­ richtung, welches zugleich das Eingangsteil des einen ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer ist. Durch einen derartigen Aufbau der Dämpfungsein­ richtung kann erreicht werden, daß die Rutschkupplung, welche im Verdreh­ winkel unbegrenzt ist, über die im Verdrehwinkel begrenzte Reibeinrichtung bei Erreichen einer Endposition derselben angesteuert wird.

Weiterhin kann es besonders günstig sein, wenn das Ausgangsteil der Rutschkupplung radial außerhalb des das Eingangsteil der ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer bildenden und einstückig mit dem als Ausgangs­ teil der Reibeinrichtung ausgebildeten Bauteils ist. Um eine - in axialer Richtung betrachtet - besonders schmale Konstruktion der Einrichtung zu ermöglichen, kann es vorteilhaft sein, wenn das Ausgangsteil der Rutsch­ kupplung und das Eingangsteil des ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer scheiben- bzw. plattenartig ausgebildet und axial auf zumindest annähernd gleicher Höhe vorgesehen sind.

Für die Funktion und den Aufbau der Einrichtung kann es weiterhin von besonderem Vorteil sein, wenn sowohl das Ausgangsteil der Rutschkupplung, das Ausgangsteil der Reibeinrichtung - welches gleichzeitig das Eingangs­ teil des ersten Dämpfers ist - und das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers zumindest annähernd auf gleicher axialer Höhe vorgesehen sind.

In vorteilhafter Weise können - in Umfangsrichtung gesehen - die Kraft­ speicher des ersten Dämpfers zu denen des zweiten Dämpfers zumindest annähernd Lücke auf Lücke zueinander vorgesehen sein, das bedeutet, daß in Umfangsrichtung gesehen, die Kraftspeicher des ersten Dämpfers zwischen Kraftspeichern des zweiten Dämpfers angeordnet sind. Dabei kann es beson­ ders vorteilhaft sein, wenn die Verteilung der Kraftspeicher - in Umfangs­ richtung gesehen - derart vorgenommen ist, daß jeweils auf einen Kraft­ speicher des ersten Dämpfers ein Kraftspeicher des zweiten Dämpfers folgt.

Für manche Anwendungsfälle kann es vorteilhaft sein, wenn das scheiben­ bzw. plattenförmige Eingangsteil des ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer auf der ersten Schwungmasse zentriert ist. Für andere Anwendungs­ fälle kann es jedoch auch zweckmäßig sein, wenn das Eingangsteil des ersten Dämpfers auf dem Ausgangsteil der Rutschkupplung zentriert ist, welches seinerseits auf der einen Schwungmasse zentriert ist. Letztere Zentrierungsart hat den Vorteil, daß die aufeinander gleitenden Zentrier­ flächen weniger beansprucht werden, da zwischen diesen Flächen nur dann eine Relativverdrehung erfolgt, wenn die Reibeinrichtung wirksam ist.

Gemäß einem weiteren Merkmal der Erfindung kann es vorteilhaft sein, wenn vor bzw. bei Erreichen einer der Endpositionen des möglichen Verdrehwin­ kels der rückstellkraftfreien Reibeinrichtung aus Kraftspeichern gebildete Anschläge wirksam werden, welche z.B. einen zu harten Anschlag zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil der Reibeinrichtung vermeiden.

Anhand der Fig. 1 bis 4 sei die Erfindung näher erläutert.

Dabei zeigt:

Fig. 1 eine im Schnitt dargestellte Einrichtung gemäß der Erfindung,

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

Fig. 3 einen Schnitt gemäß der Linie III-III der Fig. 2,

Fig. 4 ein Diagramm, in dem auf der Abszissenachse der Verdrehwinkel zwischen den beiden Schwungmassen und auf der Ordinatenachse das von der Einrichtung übertragbare Moment aufgetragen ist.

Die in den Fig. 1 bis 3 dargestellte Einrichtung 1 zum Kompensieren von Drehstößen besitzt ein Schwungrad 2, welches in zwei Schwungmassen 3 und 4 aufgeteilt ist. Die Schwungmasse 3 ist auf einer Kurbelwelle 5 einer nicht näher dargestellten Brennkraftmaschine über Befestigungs­ schrauben 6 befestigt. Auf der Schwungmasse 4 ist eine schaltbare Reibungskupplung 7 über nicht näher dargestellte Mittel befestigt.

Zwischen der Druckplatte 8 der Reibungskupplung 7 und der Schwungmasse 4 ist eine Kupplungsscheibe 9 vorgesehen, welche auf der Eingangswelle 10 eines nicht näher dargestellten Getriebes aufgenommen ist. Die Druckplatte 8 der Reibungskupplung 7 wird in Richtung der Schwungmasse 4 durch eine am Kupplungsdeckel 11 schwenkbar gelagerte Tellerfeder 12 beaufschlagt. Durch die Betätigung der Reibungskupplung 7 kann die Schwungmasse 4 und somit auch das Schwungrad 2 der Getriebeeingangs­ welle 10 zu- und abgekuppelt werden. Zwischen der Schwungmasse 3 und der Schwungmasse 4 sind zwei in Reihe geschaltete und annähernd auf gleichem Durchmesser angeordnete, federnde Dämpfer 13, 14 sowie eine mit diesen in Reihe geschaltete Reibeinrichtung 15 vorgesehen, welche bei Überschreitung des von ihr übertragbaren Mindestreibmomentes eine begrenzte Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 ermöglicht. Weiterhin ist eine in Reihe mit der Reibeinrichtung 15 geschaltete Rutschkupplung 16 im Kraftübertragungsweg zwischen den Schwungmassen 3, 4 vorgesehen.

Die beiden Schwungmassen 3 und 4 sind relativ zueinander über eine Lagerung 17 verdrehbar gelagert. Die Lagerung 17 umfaßt ein Wälzlager in Form eines zweireihigen Kugellagers 18 mit geteiltem Innenring. Der äußere Lagerring 19 des Wälzlagers 18 ist in einer Bohrung 20 der Schwungmasse 4 und der innere Lagerring 21 des Wälzlagers 18 ist auf einem zentralen, sich axial von der Kurbelwelle 5 weg erstreckenden und in die Bohrung 18 hineinragenden zylindrischen Zapfen 22 der Schwungmasse 3 angeordnet. Eine Tellerfeder 22 a ist axial zwischen der Zapfenschulter 22 b und dem inneren Lagerring 21 vorgesehen und ver­ spannt das Lager 18.

Der innere Lagerring 21 ist axial durch eine Sicherungsscheibe 23 gesichert, die auf der Stirnseite des Zapfens 20 befestigt ist.

Die Schwungmasse 3 besitzt radial außen einen axialen ringförmigen Fortsatz 26, radial innerhalb dessen die in Umfangsrichtung federnden Dämpfer 13, 14, die radial weiter außen vorgesehene und die Dämp­ fer 13, 14 umgebende Reibeinrichtung 15 sowie die radial noch weiter außen angeordnete Rutschkupplung 16, welche die Reibeinrichtung 15 umgreift, aufgenommen sind. Die Reibeinrichtung 15 und die Rutsch­ kupplung 16 sind radial übereinander und koaxial sowie zumindest annähernd auf gleicher axialer Höhe angeordnet. Die Rutschkupplung 16 besitzt zwei im axialen Abstand zueinander vorgesehene ringförmige Reibflächen 27, 28, die drehfest mit der Schwungmasse 3 sind und über die das von der Brennkraftmaschine erzeugte Moment in die Rutschkupp­ lung 16 eingeleitet wird. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist die Reibfläche 28 unmittelbar an die Schwungmasse 3 angeformt, wohingegen die ReibfIäche 27 von einer Scheibe 29 getragen wird. Die Scheibe 29 besitzt an ihrer äußeren Peripherie radiale Vorsprünge 30, die zur Drehsicherung der Scheibe 29 gegenüber der Schwungmasse 3 in entsprechend angepaßte Ausbuchtungen bzw. Ausnehmungen 31 radial ein­ greifen. Die Ausbuchtungen 31 und die Vorsprünge 30 sind derart aus­ gestaltet bzw. aufeinander abgestimmt, daß eine axiale Verlager­ möglichkeit der Scheibe 29 gegenüber der Schwungmasse 3 und somit auch gegenüber der Reibfläche 28 ermöglicht ist. Axial zwischen den beiden Reibflächen 27 und 28 ist eine Zwischenscheibe 32 eingespannt, welche das Ausgangsteil der Rutschkupplung 16 bildet. Hierfür stützt sich eine Tellerfeder 33 mit ihrem radial äußeren Randbereich 34 axial an dem ringförmigen Fortsatz 26 ab und beaufschlagt mit radial weiter innen liegenden Bereichen 35 die Reibscheibe 29 axial in Richtung der Reibfläche 28. Zwischen der Zwischenscheibe 32 und den beiden Reib­ flächen 27, 28 sind Reibbeläge 36, 37 vorgesehen, über die das von der Rutschkupplung 16 übertragbare Moment geleitet wird.

Sofern es sich um kreisringförmige geschlossene Reibbeläge 36, 37 handelt, können diese lose zwischen die Zwischenscheibe 32 und die jeweilige Reibfläche 27, 28 eingelegt werden.

Die axial vorgespannte Tellerfeder 33 besitzt einen äußeren kreis­ ringförmigen Bereich 38, von dem radial nach innen verlaufende Zun­ gen 39 ausgehen, welche mit Bereichen 35 die Scheibe 29 beaufschlagen. Die Tellerfederzungen 39 sind derart abgekröpft, daß sie ausgehend vom kreisringförmigen Bereich 38 über einen Abschnitt 40, in Achsrichtung der Einheit 1 betrachtet, zunächst sehr steil verlaufen. Anschließend an den Abschnitt 40 sind die Tellerfederzungen 39 zur Bildung der Abstützbereiche 35 nochmals abgebogen, wodurch gleichzeitig Zungenbe­ reiche 41 gebildet werden, die axial gegenüber dem geschlossenen kreisförmigen Bereich 38 versetzt sind.

Der Fortsatz 26 der Schwungmasse 3 besitzt, in Achsrichtung betrach­ tet, einen verschmälerten Endbereich 26 a, in dessen radial innere Mantelfläche eine radiale Nut 42 eingebracht ist. In dieser radialen Nut 42 ist ein Sicherungsring 43 aufgenommen, der radial nach innen übersteht und an dem sich die Tellerfeder 33 mit ihren radial äußeren Bereichen 34 abstützt.

Die radial weiter innen liegende Reibeinrichtung 15, welche wir­ kungsmäßig zwischen der Rutschkupplung 16 und dem Dämpfer 13 angeord­ net ist, besitzt zwei in axialem Abstand zueinander vorgesehene ring­ förmige Reibflächen 44, 45, die drehfest mit der Schwungmasse 3 sind und über die zumindest ein Teil des von der Brennkraftmaschine erzeug­ ten Momentes in den Dämpfer 13 einleitbar ist. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist die Reibfläche 44 von dem radial inneren Randbereich der Scheibe 29 gebildet, so daß diese Scheibe 29 sowohl der Reibeinrichtung 15 als auch der Rutschkupplung 16 zugeordnet ist, da sie mit ihrem radial weiter außen liegenden Randbereich ebenfalls die Reibfläche 27 der Rutschkupplung 16 bildet. Die Reibfläche 45 ist von einer Reibscheibe bzw. von einem Ring 46 getragen. Die Scheibe 46 besitzt an ihrer äußeren Peripherie axiale Vorsprünge 47, die zur Drehsicherung der Scheibe 46 gegenüber der Schwungmasse 3 in ent­ sprechend angepaßte Ausnehmungen 48 axial eingreifen. Die Ausnehmungen 48 und die Vorsprünge 47 sind derart ausgestaltet bzw. aufeinander abgestimmt, daß eine axiale Verlagermöglichkeit der Scheibe 46 gegen­ über der Schwungmasse 3 und somit auch gegenüber der Reibfläche 44 ermöglicht ist. Axial zwischen den beiden Reibflächen 44, 45 bzw. den Scheiben 29, 46 ist eine Zwischenscheibe 49 eingespannt, welche das Ausgangsteil der Reibeinrichtung 15 bildet. Hierfür stützt sich eine Tellerfeder 50 mit ihrem radial äußeren Randbereich axial an dem radialen Flansch 3 a der Schwungmasse 3 ab und beaufschlagt mit radial weiter innen liegenden Bereichen die Reibscheibe 46 axial in Richtung der Reibfläche 44. Zwischen der Zwischenscheibe 49 und den beiden Reibflächen 44, 45 bzw. den Scheiben 29, 46 sind Reibbeläge 51, 52 vorge­ sehen, welche mit den Reibbelägen 36, 37 einstückig sein können. Über diese Reibbeläge 51, 52 wird das von der Reibeinrichtung 15 übertragba­ re Moment geleitet.

Wie aus Fig. 1 ersichtlich ist, sind die Reibflächen 28 und 45 einer­ seits, sowie die Reibflächen 27, 44 andererseits zumindest annähernd in einer gleichen radialen Ebene angeordnet. Radial innerhalb der Reib­ fläche 28 besitzt die Schwungmasse 3 einen Rücksprung bzw. eine kreis­ ringartige Vertiefung 53, in der die Scheibe 46 sowie die Tellerfeder 50 axial aufgenommen sind.

Die sich an der Schwungmasse 3 abstützenden Tellerfedern 33, 50 sind axial derart verspannt, daß die von ihnen auf die Rutschkupplung 16 bzw. die Reibeinrichtung 15 ausgeübten Axialkräfte entgegengerichtet sind, das bedeutet also, daß die beiden Tellerfedern 33 und 50 in Achsrichtung gegeneinander verspannt sind. Die Tellerfedern 33 und 50 sind dabei derart ausgestaltet, daß die von der Tellerfeder 33 infolge der Verspannung ihres Grundkörpers aufgebrachte axiale Grundkraft größer ist als die Axialkraft, welche die Tellerfeder 50 aufbringt.

Dadurch wird sichergestellt, daß auch bei sehr niedrigen Drehzahlen die äußere Rutschkupplung 16 axial verspannt bleibt und somit wirksam ist.

Zwischen den Zwischenscheiben 32 und 49 ist eine begrenzte Relativ­ verdrehung möglich. Hierfür weist der radiale äußere Zwischenflansch 32 radial nach innen weisende, zahnartige Vorsprünge 54 auf, welche mit Umfangsspiel in Ausschnitte 55 eingreifen, welche am Außenumfang der radial inneren Zwischenscheibe 49 eingebracht sind. Wie aus Fig. 2 zu entnehmen ist, liegt der mögliche Relativverdrehwinkel zwischen den beiden Zwischenscheiben 32 und 49 in der Größenordnung von 25 Grad.

Die das Ausgangsteil der Reibeinrichtung 15 bildende Zwischenscheibe 49 stellt gleichzeitig das flanschartige Eingangsteil für den federn­ den Dämpfer 13 dar. Der Dämpfer 13 besitzt weiterhin ein Paar von Scheiben 57, 58 die beidseits der Zwischenscheibe 49 angeordnet sind und über Abstandsbolzen 59 in axialem Abstand miteinander drehfest verbunden sind. Diese beiden Scheiben 57, 58 bilden sowohl das Aus­ gangsteil des Dämpfers 13 als auch das Eingangsteil für den zumindest annähernd auf gleichem Durchmesser angeordneten Dämpfer 14, der in Reihe mit dem Dämpfer 13 geschaltet ist.

In den Scheiben 57 und 58 sowie in den zwischen letzteren liegenden Bereichen der Zwischenscheibe 49 sind Ausnehmungen 60, 61, 62 einge­ bracht, in denen Kraftspeicher in Form von Schraubenfedern 63, 63 a aufgenommen sind. Die Kraftspeicher 63, 63 a wirken einer relativen Verdrehung zwischen der Zwischenscheibe 49 und den beiden Seitenschei­ ben 57, 58 entgegen. Die Schraubenfedern 63 a haben einen kleineren Durchmesser als die Schraubenfedern 63 und sind innerhalb derselben aufgenommen.

Aus Fig. 2 ist zu entnehmen, daß das dargestellte Ausführungsbeispiel drei über den Umfang gleichmäßig verteilte Federsätze 63, 63 a aufweist. Die Zwischenscheibe 49 besitzt - in Umfangsrichtung betrachtet - zwischen den Ausnehmungen 62 zur Aufnahme der Federn 63, 63 a sich in Umfangsrichtung erstreckende, längliche Ausschnitte 56, welche bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel geschlossen sind. Die Ausschnitte 56 sind gegenüber den Ausnehmungen 62 der Zwischenscheibe 49 - in Umfangsrichtung betrach­ tet - mittig angeordnet. In den drei über den Umfang gleichmäßig verteil­ ten Ausschnitten 56 ist jeweils ein segmentartiges Bauteil 64 aufgenommen. Die drei segmentartigen Bauteile 64 bilden das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers 14. Die segmentartigen Bauteile 64 erstrecken sich radial zwischen die beiden Seitenscheiben 57, 58. Die segmentartigen Bauteile 64, welche das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers 14 bilden, sind in bezug auf die länglichen Ausschnitte 56 der Zwischenscheibe 49 derart ausgebildet, daß sie in die länglichen Ausschnitte 56 axial eintauchen bzw. in diesen aufgenommen werden können. Die segmentartigen Bauteile 64 sind über drei Schrauben 65 mit der Schwungmasse 4 drehfest verbunden. Die Schrauben 65 sind radial außerhalb der Scheiben 57, 58, welche die Kraftspeicher des ersten Dämpfers 13 mit den Kraftspeichern des zweiten Dämpfers 14 in Reihe schaltet, angeordnet.

In den Seitenscheiben 57, 58 sowie in den axial zwischen diesen liegenden segmentartigen Bauteilen 64 sind Ausnehmungen 66, 67, 68 eingebracht, welche zumindest annähernd auf gleichem Durchmesser liegen wie die Ausnehmungen 60, 61, 62 des ersten Dämpfers 13. In diesen Ausnehmungen 66, 67, 68 sind Kraftspeicher in Form von Schraubenfedern 69, 69 a aufgenommen, die einer relativen Verdrehung zwischen den das Eingangsteil des zweiten Dämpfers 14 bildenden Seitenscheiben 57, 58 und den das Ausgangsteil dieses Dämpfers 14 bildenden segmentartigen Bauteilen 64 entgegenwirken. Die Schraubenfedern 69 a haben einen kleineren Durchmesser als die Schraubenfedern 69 und sind innerhalb derselben aufgenommen.

Aus Fig. 2 ist zu entnehmen, daß die Abstandsbolzen 59, welche die beiden Seitenscheiben 57, 58 axial miteinander verbinden, sich durch die Aus­ schnitte 56 hindurcherstrecken. Die Abstandsbolzen 59 sind dabei derart angeordnet, daß beidseits eines segmentartigen Bauteiles ein Abstands­ bolzen 59 vorgesehen ist, das bedeutet also, daß pro Ausschnitt zwei Abstandsbolzen vorgesehen sind.

Zwischen den segmentartigen Bauteilen 64 und den Konturen der Auschnit­ te 56 ist ein Verdrehspiel 70, 70 a in Umfangsrichtung vorhanden. Durch dieses Verdrehspiel 70+70 a wird der durch die beiden in Reihe geschalteten Dämpfer 13, 14 zwischen den beiden Schwungmassen 3, 4 zugelassene Verdreh­ winkel begrenzt. Zur Begrenzung des Verdrehwinkels sind an den segmentar­ tigen Bauteilen 64 Anschlagbereiche 71, 71 a angeformt, welche zur Anlage kommen mit Gegenanschlagbereichen 72, 72 a, welche durch entsprechende Ausgestaltung der Konturen der Ausschnitte 56 an der Zwischenscheibe 49 angeformt sind. Wie aus Fig. 2 zu entnehmen ist, sind diese Anschlagbe­ reiche 71, 71 a und Gegenanschlagbereiche 72, 72 a zumindest annähernd auf gleicher radialer Höhe wie die Befestigungsschrauben 65 vorgesehen.

Radial innerhalb der Anschlagbereiche 71, 71 a weisen die segmentartigen Bauteile 64 Ausbuchtungen bzw. Rücksprünge 73, 73 a auf. Zumindest annähernd auf gleicher radialer Höhe wie diese Ausbuchtungen bzw. Rücksprünge 73, 73 a bilden die Konturen der länglichen Ausschnitte 56 der Zwischenscheibe 49 ebenfalls Ausbuchtungen bzw. Rücksprünge 74, 74 a, welche den Ausbuchtungen bzw. den Rücksprüngen 73, 73 a der segmentartigen Bauteile 64 entgegenge­ richtet sind. Bei Anlage der Anschlagbereiche 71, 71 a an den entsprechenden Gegenanschlagbereichen 72, 72 a bilden die sich gegenüberliegenden Ausbuch­ tungen 73 und 74 sowie 73 a und 74 a der segmentartigen Bauteile 64 und der Zwischenscheibe 49 Freiräume bzw. Durchlässe 75, durch welche sich die Abstandsbolzen 59 axial hindurcherstrecken.

Die das Ausgangsteil der Reibeinrichtung 15 sowie das Eingangsteil des ersten Dämpfers 13 bildenden Zwischenscheibe 49 weist eine zentrale kreis­ förmige Ausnehmung 76 auf, über deren zylindrische Mantelfläche 76 a sie auf dem Zapfen 20 zentriert ist. Diese Zentrierung ist in Fig. 1 mit 77 gekennzeichnet.

Die Bolzen 59, welche die beiden Seitenscheiben 57 und 58 axial miteinan­ der verbinden, sind - in radialer Richtung betrachtet - im Erstreckungsbe­ reich der Kraftspeicher 63, 63 a sowie 69, 69 a.

Aufgrund des vorbeschriebenen Aufbaues sind die Kraftspeicher 63, 63 a , 69, 69 a der beiden Dämpfer 13, 14 zumindest annähernd auf gleicher axialer Höhe angeordnet.

Weiterhin sind sowohl die Kraftspeicher 63, 63 a in zumindest annähernd in Umfangsrichtung gleich langen Ausnehmungen 60, 61, 62 als auch die Kraft­ speicher 69, 69 a in zumindest annähernd in Umfangsrichtung gleich langen Ausnehmungen 66, 67, 68 aufgenommen, so daß beide Dämpfer 13, 14, z.B. aus­ gehend von der in Fig. 2 dargestellten Stellung, zumindest annähernd gleichzeitig einsetzen.

Zur Befestigung der segmentartigen Bauteile 64 weist die Schwungmasse 4 - über den Umfang verteilte axiale Vorsprünge 78 auf.

Zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 ist weiterhin eine Reibeinrich­ tung 79 wirksam, die mit den Schraubenfedern 63, 63 a und 69, 69 a der beiden Dämpfer 13, 14 parallel geschaltet ist. Die Reibeinrichtung 79 weist einen Reibring 80 auf, der zwischen einer Abstützfläche 81 der Schwungmasse 4 und der die beiden Federsätze 63, 63 a und 69, 69 a in Reihe schaltenden Seitenscheibe 58 axial eingespannt ist. Die Reibeinrichtung 79 besitzt weiterhin einen Reibring 82, der durch eine Tellerfeder 83 über einen zwischengelegten Anpreßring 84 gegen eine Abstützfläche 85 der Schwungmas­ se 3 gedrückt wird. Der Reibring 82, der Anpreßring 84 und die Tellerfeder 83 sind axial zwischen dem radialen Flansch 3 a der Schwungmasse 3 und der Seitenscheibe 57 angeordnet. Die axial verspannte Tellerfeder 83 stützt sich mit ihren radial äußeren Bereichen an der Seitenscheibe 57 ab und beaufschlagt mit radial weiter innen liegenden Bereichen den Anpreßring 84. Die durch die Tellerfeder 83 aufgebrachte Axialkraft wird über die Abstandsbolzen 59 auf die Seitenscheibe 58 übertragen, wodurch der Reib­ ring 80 - wie bereits vorerwähnt - zwischen der Scheibe 58 und der Ab­ stützfläche 81 eingespannt wird. Die von der Tellerfeder 83 zwischen den beiden Schwungmassen 3, 4 aufgebrachte axiale Verspannkraft wird über das Lager 18 abgefangen.

Im folgenden sei die Funktion der Einrichtung gemäß den Figuren an­ hand des in Fig. 4 dargestellten Diagramms näher erläutert. In diesem Diagramm ist auf der Abszissenachse der Verdrehwinkel zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 und auf der Ordinatenachse das von der Reibeinrichtung 15 und der Rutschkupplung 16 sowie den beiden federn­ den Dämpfern 13, 14 übertragbare Moment aufgetragen. Dabei ist zu berücksichtigen, daß das von der Rutschkupplung 16 übertragbare Moment infolge der Fliehkraftabhängigkeit variabel ist. Weiterhin wird bei Fig. 4 davon ausgegangen, daß die Vorsprünge 54 der Zwischenscheibe 32 an einer End- bzw. Anschlagkontur der Ausschnitte 55 der Zwischen­ scheibe 49 bei Beginn der Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 anliegen und somit der gesamtmögliche Relativ­ verdrehwinkel zwischen den beiden Zwischenscheiben 32 und 49 durchfah­ ren wird.

Ausgehend von der Ruheposition 86 der beiden Schwungmassen 3 und 4 werden bei einer Relativverdrehung zwischen diesen beiden Schwungmas­ sen 3 und 4 die Schraubenfedern 63, 63 a des Dämpfers 13 und die in Reihe mit diesen geschalteten Schraubenfedern 69, 69 a des Dämpfers 14 komprimiert und zwar so lange, bis das von ihnen aufgebrachte Moment das Rutschmoment der Reibeinrichtung 15 überwinden kann. Dies ist der Fall bei Überschreitung des Verdrehwinkelbereiches 87 zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4. Bei Fortsetzung der Verdrehung in die gleiche Richtung rutscht die Reibeinrichtung 15 durch und zwar so lange, bis die Vorsprünge 54 an den in der entsprechenden Drehrichtung gegenüberliegenden Endbereichen der Ausschnitte 55 zum Anschlag kom­ men. Dieser mögliche Durchrutschwinkel der Reibeinrichtung 15 ist in Fig. 4 durch den Verdrehwinkelbereich 88 dargestellt. Dieser Verdreh­ winkelbereich 88 kann je nach den gestellten Anforderungen beliebig variiert werden. Für die meisten Anwendungsfälle ist es jedoch zweck­ mäßig, wenn dieser Verdrehwinkel 88 in der Größenordnung zwischen 10 und 120 Grad liegt. Wie bereits vorerwähnt, beträgt dieser Verdrehwin­ kel 88 bei dem in Fig. 2 dargestellten Ausführungsbeispiel 25 Grad.

Bei Fortsetzung der Verdrehung in die gleiche Richtung und Überschrei­ tung des Bereiches 88 werden infolge des durch die Rutschkupplung 16 übertragbaren höheren Reibmomentes die Schraubenfedern 63, 63 a und 69, 69 a der in Reihe geschalteten Dämpfer 13, 14 weiter komprimiert und zwar so lange, bis nach Durchfahren eines Verdrehwinkelbereiches 89 die Anschlagbereiche 71 bzw. 71 a in der entsprechenden Drehrichtung an den ihnen zugeordneten Gegenanschlagbereichen 72 bzw. 72 a zur Anlage kommen, so daß dann die federnden Dämpfer 13 und 14 keine weitere Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 zulassen. Eine weitere Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 ist dann nur möglich, wenn das von der Brennkraftmaschine an die Schwungmasse 3 abgegebene Moment, z.B. infolge von hohen Ungleichför­ migkeitsspitzen, größer ist als das von der Rutschkupplung 16 über­ tragbare Moment. Dieses Moment ist - wie bereits vorerwähnt - abhängig von der Drehzahl der Brennkraftmaschine und in Fig. 4 mit 90 bezeich­ net. Bei der dargestellten Kennlinie ist das Rutschmoment 90 der Rutschkupplung 16 größer als das Moment 91, bei dem die Dämpfer 13, 14 auf Anschlag gehen, das heißt also überbrückt werden. Es kann jedoch zweckmäßig sein, wenn bis zu einer bestimmten Drehzahl das von der Rutschkupplung 16 übertragbare Moment geringer ist als das Moment, bei dem die beiden Dämpfer 13, 14 auf Block gehen. Bei Überschreitung des von der Rutschkupplung 16 übertragbaren Momentes sind beide Schwung­ massen 3 und 4 unbegrenzt relativ zueinander verdrehbar, daß bedeutet also, daß zwischen diesen beiden Schwungmassen 3, 4 dann kein Anschlag vorhanden ist, der die relative Verdrehung begrenzt.

Für das dargestellte Ausführungsbeispiel entspricht das in Fig. 4 eingetragene Rutschmoment 90 der Rutschkupplung 16 dem kleinsten von der Rutschkupplung 16 übertragbaren Moment, das bedeutet, daß dieses Moment 90 von der Rutschkupplung 16 auch bei Stillstand der Brenn­ kraftmaschine übertragen werden kann.

Das kleinste von der Rutschkupplung übertragbare Moment sollte zwischen 80 und 300% des Nominaldrehmomentes der Brennkraftmaschine betragen. Das effektiv erforderliche Mindestrutschmoment ist abhängig vom Einsatzfall und von den Laufcharakteristiken der Brennkraft­ maschine. Für die weitaus meisten Anwendungsfälle ist ein Rutschmoment 84 der Rutschkupplung zwischen 130 und 250% des Nominaldrehmomentes der Brennkraftmaschine angebracht.

Das von der Reibeinrichtung 15 übertragbare Moment liegt zweckmäßiger­ weise in der Größenordnung von 30 bis 90% des Nominaldrehmomentes der Brennkraftmaschine. Der effektiv zu wählende Wert ist hier ebenfalls wiederum abhängig vom Einsatzfall und von den Laufcharakteristiken der Brennkraftmaschine. Für die weitaus meisten Anwendungsfälle ist ein Reibmoment der Einrichtung 15 in der Größenordnung zwischen 40 und 80% des Nominaldrehmomentes der Brennkraftmaschine angebracht.

Wie aus der vorangegangenen Beschreibung hervorgeht, wird der Relativ­ verdrehwinkel zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4, in dem eine federnde Rückstellkraft zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 wirksam ist, in zwei Teilbereiche aufgeteilt, die jeweils von einem der Dämpfer 13, 14 übernommen werden. Durch diese Aufteilung wird die relative Bewegung der Federn 63, 63 a; 69, 69 a in bezug auf die sie füh­ renden bzw. beaufschlagenden Bauteile, nämlich die Zwischenscheibe 49 und die beiden Seitenscheiben 57, 58 für die Federn 63, 63 a sowie das flanschartige Bauteil 64 und die beiden Seitenscheiben 57, 58 für die Federn 69, 69 a reduziert.

In Fig. 4 ist weiterhin strichliert ein möglicher Momentenverlauf 92 angedeutet, welcher von der Rutschkupplung 16 mit zunehmender Drehzahl der Brennkraftmaschine übertragen werden kann.

Wie in Fig. 2 schematisch dargestellt ist, können zwischen den Anschlag­ endbereichen der Ausschnitte 55 des Ausgangsteiles 49 der Reibeinrichtung 15 und den Anschlagseitenflanken der Zähne 54 des Ausgangsteiles 32 der Rutschkupplung 16 Kraftspeicher 93 vorgesehen sein, die einen zu harten Anschlag zwischen den beiden Teilen 32 und 49 vermeiden. Die Wirkung derartiger Kraftspeicher bzw. federnden Anschläge wurde im Diagramm gemäß Fig. 4 nicht berücksichtigt.

Weiterhin wurde in Fig. 4 das durch die Reibeinrichtung 79, welche pa­ rallel zu den Dämpfern 13 und 14 wirksam ist, erzeugte Reibmoment nicht berücksichtigt.

Um einen stufenweisen Aufbau des von den Federn 63, 63 a, 69, 69 a zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 aufgebrachten Verdrehwiderstandsmomentes zu ermöglichen, können zumindest einzelne der Federgruppen 63, 63 a bzw. 69, 69 a mindestens eines der Dämpfer 13, 14 nacheinander bzw. verzögert zur Wirkung kommen, das bedeutet, daß die Federn bzw. die Federgruppen eines Dämpfers nicht gleichzeitig komprimiert werden. Dies kann z.B. dadurch sichergestellt werden, indem die Fenster 62 und/oder 68 in der Zwischen­ scheibe 49 für manche Feder bzw. Federgruppen länger ausgebildet werden als die Ausnehmungen 60, 61 und/oder die Ausnehmungen 66, 67, welche in den Seitenscheiben 57, 58 vorgesehen sind. Letzteres ist in Fig. 2 strichliert angedeutet und mit 94, 95 gekennzeichnet.

Es können aber auch für einzelne Federn bzw. Federgruppen die Ausnehmungen in den Seitenscheiben 57, 58 länger ausgebildet werden als die Ausnehmungen in der Zwischenscheibe 49.

Weiterhin können die vergrößerten Ausnehmungen 94, 95 in der Zwischen­ scheibe 49 gegenüber den entspannten Kraftspeichern asymmetrisch, das heißt in Umfangsrichtung versetzt, angeordnet sein.

Claims (32)

1. Dämpfungseinrichtung im Kraftübertragungsweg zwischen zwei relativ zueinander verdrehbaren Schwungmassen, von denen die eine mit der Abtriebswelle einer Brennkraftmaschine und die andere mit der Ein­ gangswelle eines Getriebes verbindbar ist, und wobei die Dämpfungs­ einrichtung mindestens zwei in Reihe geschaltete Dämpfer aufweist, mit tangential bzw. sehnenartig angeordneten Kraftspeichern, dadurch gekennzeichnet, daß die Kraftspeicher beider Dämpfer zumindest annähernd auf gleichem Durchmesser angeordnet sind.

2. Dämpfungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des ersten Dämpfers zumindest annähernd auf gleicher axialer Höhe mit dem Ausgangsteil des zweiten Dämpfers ist.

3. Dämpfungseinrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers axial innerhalb des Ein­ gangsteiles des ersten Dämpfers aufgenommen ist.

4. Dämpfungseinrichtung nach Anspruch 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß beidseits des Eingangsteiles des ersten der in Reihe geschalte­ ten Dämpfer je ein scheiben- bzw. plattenförmiges Ausgangsteil des ersten Dämpfers, welches gleichzeitig ein Eingangsteil des zweiten der in Reihe geschalteten Dämpfer bildet, vorgesehen ist.

5. Dämpfungseinrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers axial zwischen den beiden scheiben- bzw. plattenförmigen Ausgangsteilen des ersten Dämpfers, welche gleichzeitig Eingangsteile des zweiten Dämpfers bilden, angeordnet ist.

6. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des ersten Dämpfers durch ein plattenförmiges Bauteil gebildet ist, welches in Umfangsrichtung längliche Ausschnitte aufweist, in die das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers axial hineintaucht, wobei zwischen den Ausschnitten und den in diese eintauchenden Bereichen des Ausgangsteiles des zweiten Dämpfers ein Verdrehspiel vorhanden ist.

7. Dämpfungseinrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Verdrehspiel einen relativen Verdrehwinkel zwischen den beiden Schwungmassen zuläßt, der wenigstens der Summe der von den einzelnen Dämpfern zugelassenen Verdrehwinkel entspricht.

8. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers durch mehrere, über den Umfang verteilte segmentartige Bauteile gebildet ist, die an einer der Schwungmassen befestigt sind.

9. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des ersten Dämpfers über Kraft­ speicher mit dem Ausgangsteil des ersten Dämpfers, welches gleich­ zeitig das Eingangsteil des zweiten Dämpfers bildet, kraftschlüssig verbindbar ist und das Eingangsteil des zweiten Dämpfers über Kraft­ speicher mit dem Ausgangsteil des zweiten Dämpfers kraftschlüssig verbindbar ist.

10. Dämpfungseinrichtung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die jeweiligen Eingangsteile und Ausgangsteile Ausnehmungen aufwei­ sen zur Aufnahme der Kraftspeicher.

11. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers radial außerhalb der scheiben- bzw. plattenförmigen Ausgangsteile des ersten Dämpfers, welche gleichzeitig Eingangsteile des zweiten Dämpfers bilden, an einer der Schwungmassen über Verbindungsmittel befestigt sind.

12. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 8 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß die segmentartigen Bauteile durch Anschlag an den Konturen der sie aufnehmenden Ausschnitte des Eingangsteils des ersten Dämpfers den durch die beiden Dämpfer zwischen den beiden Schwungmassen zugelassenen Verdrehwinkel begrenzen.

13. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 4 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß die beidseits des Eingangsteiles des ersten Dämpfers und des Ausgangsteiles des zweiten Dämpfers vorgesehenen scheiben- bzw. plattenförmigen Teile über Verbindungsmittel mitei­ nander verbunden sind, welche sich axial durch die Ausschnitte des Eingangsteiles des ersten Dämpfers hindurcherstrecken.

14. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 6 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausschnitte im Eingangsteil des ersten Dämpfers durch geschlossene Fenster gebildet sind.

15. Dämpfungseinrichtung nach Anspruch 13 oder 14, dadurch gekennzeich­ net, daß durch einen Ausschnitt des Eingangsteiles des ersten Dämp­ fers jeweils zwei Verbindungsmittel sich axial hindurcherstrecken.

16. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 13 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß die Verbindungsmittel im radialen Erstreckungsbereich der segmentartigen Bauteile vorgesehen sind.

17. Dämpfungseinrichtung nach mindestens einem der vorhergehenden An­ sprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Konturen der segmentartigen Bauteile Einbuchtungen aufweisen zur Aufnahme der die beiden schei­ ben- bzw. plattenförmigen Ausgangsteile des ersten Dämpfers verbin­ dendenden Mittel, wie Abstandsbolzen.

18. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Dämpfer mit einer im Verdrehwinkel begrenzten und zumindest über einen Teilbereich desselben rückstell­ kraftfreien Reibeinrichtung in Reihe geschaltet sind.

19. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß eine in Reihe mit den Dämpfern geschaltete Rutschkupplung vorgesehen ist.

20. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfer, von einer neutralen Stellung aus gesehen, zumindest annähernd gleichzeitig einsetzen.

21. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfer unterschiedliche Anschlagmomente besitzen.

22. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfer ein zumindest annähernd gleiches Anschlagmoment besitzen.

23. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 22, dadurch gekennzeichnet, daß - im Kraftfluß vom Motor in das Getriebe gese­ hen - das Moment von der einen Schwungmasse über die Rutschkupplung leitbar ist, wobei das Ausgangsteil der Rutschkupplung in form­ schlüsssigen Eingriff bringbar ist mit dem Ausgangsteil der Reibein­ richtung, welches zugleich das Eingangsteil des einen ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer ist.

24. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 23, dadurch gekennzeichnet, daß das Ausgangsteil der Rutschkupplung radial außerhalb des das Eingangsteil des ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer bildenden und einstückig mit dem als Ausgangsteil der Reib­ einrichtung ausgebildeten Bauteiles ist.

25. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 24, dadurch gekennzeichnet, daß das Ausgangsteil der Rutschkupplung und das Eingangsteil des ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer scheiben- bzw. plattenartig ausgebildet und axial auf zumindest annähernd gleicher Höhe vorgesehen sind.

26. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 25, dadurch gekennzeichnet, daß sowohl das Ausgangsteil der Rutschkupplung, das Ausgangsteil der Reibeinrichtung - welches das Eingangsteil des ersten Dämpfers ist - und das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers zumindest annähernd auf gleicher axialer Höhe vorgesehen sind.

27. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 26, dadurch gekennzeichnet, daß - in Umfangrichtung gesehen - die Kraftspeicher des ersten Dämpfers zwischen den Kraftspeichern des zweiten Dämpfers vorgesehen sind.

28. Dämpfungseinrichtung nach Anspruch 27, dadurch gekennzeichnet, daß - in Umfangsrichtung gesehen - jeweils auf einen Kraftspeicher des ersten Dämpfers ein Kraftspeicher des zweiten Dämpfers folgt.

29. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 28, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des ersten der in Reihe ge­ schalteten Dämpfer auf der ersten Schwungmasse zentriert ist.

30. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 29, dadurch gekennzeichnet, daß die rückstellkraftfreie Reibeinrichtung vor Erreichen ihres möglichen Verdrehwinkels aus Kraftspeichern gebil­ dete Anschläge besitzt.

31. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 30, dadurch gekennzeichnet, daß die Federn mindestens eines der Dämpfer das übertragbare Moment stufenweise aufbauen.

32. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 31, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Dämpfer verzögert zueinander wirksam sind.