DE3703123A1 - 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.

Es sind bereits Einrichtungen dieser Art vorgeschlagen worden, bei denen die beiden Schwungmassen koaxial zueinander angeordnet und entgegen der Wirkung einer Dämpfungseinrichtung begrenzt zueinander verdrehbar sind. Diese Dämpfungseinrichtung besteht dabei aus in Umfangsrichtung wirksamen Kraftspeichern und aus parallel zu diesen wirksamen Reib- oder Gleitmit­ teln.

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.

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, das mögliche Einsatzgebiet derartiger Einrichtungen zu vergrößern, außerdem soll eine kostengünstige Herstellung derartiger Einrichtungen gewähr­ leistet sein.

Gemäß der Erfindung wird dies bei einer Einrichtung der eingangs genannten Art dadurch erzielt, daß die Dämpfungseinrichtung einen Dämpfer enthält, welcher mindestens eine über einen Verdrehwinkel begrenzte und zumindest über einen Teilbereich desselben rückstellkraftfreie Reibeinrichtung aufweist, die in Reihe mit mindestens zwei untereinander in Reihe geschal­ teten Dämpfern angeordnet ist.

Es kann dabei vorteilhaft sein, wenn die Reibeinrichtung - in Kraft­ flußrichtung von der Brennkraftmaschine zum Getriebe gesehen - vor den zwischen den beiden Schwungmassen verdrehelastisch wirksamen Dämpfern geschaltet ist.

Für manche Anwendungsfälle kann es jedoch auch zweckmäßig sein, wenn die Reibeinrichtung - in Kraftflußrichtung von der Brennkraftmaschine zum Getriebe betrachtet - zwischen den in Reihe geschalteten Dämpfern und der anderen Schwungmasse vorgesehen ist oder aber zwischen den in Reihe ge­ schalteten Dämpfern.

Durch die erfindungsgemäße Ausbildung der Einrichtung wird erreicht, daß die Kraftspeicher der einzelnen Dämpfer lediglich einen Teilbereich des gesamten, zwischen den beiden Schwungmassen möglichen verdrehelastischen Winkelausschlages übernehmen müssen, wodurch deren relative Bewegungs- bzw. Gleitwege gegenüber den sie führenden Teilen und somit auch der Verschleiß an den entsprechenden Kontaktbereichen erheblich reduziert werden können.

Ein weiterer wesentlicher Vorteil des erfindungsgemäßen Aufbaues besteht darin, daß infolge der Aufteilung des einer federnden Rückstellkraft unterworfenen Gesamtverdrehwinkels auf zwei Dämpfer, die Längen der ein­ zelnen Federn reduziert werden, wodurch diese quer zu ihrer Längsachse eine wesentliche höhere Steifigkeit aufweisen, so daß sie unter Flieh­ krafteinwirkung keine wesentliche Verformung erfahren. Dadurch wird sowohl eine einwandfreie Abstützung in radialer Richtung sowie eine optimale Beaufschlagung in axialer Richtung sichergestellt. Ein weiterer Vorteil der sich durch die Erfindung ergebenden Federlängenreduzierung besteht darin, daß die Federn leichter ausgelegt werden können, was sich wiederum positiv auf die Steifigkeit der Federn quer zu ihrer Längsachse auswirkt. Darüberhinaus wird die Einwirkung der Fliehkraft und damit der dadurch bei Reibkontakt mit anderen Bauteilen entstehende Verschleiß entscheidend verringert.

Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung kann in vorteilhafter Weise zu­ sätzlich eine in Reihe mit der Reibeinrichtung geschaltete Rutschkupplung vorgesehen sein, wobei es zweckmäßig sein kann, wenn diese - im Kraftfluß von der einen Schwungmasse zur anderen - vor der Reibeinrichtung angeord­ net ist, das bedeutet also, zwischen der einen Schwungmasse und der Reib­ einrichtung vorgesehen ist.

Für die Funktion der Dämpfungseinrichtung kann es besonders vorteilhaft sein, wenn jeder der in Reihe geschalteten Dämpfer einen Satz Kraftspeich­ er und wenigstens einer deren Dämpfer eine zum Beispiel parallel wirksame Reibeinrichtung enthält.

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. Für manche Anwendungsfälle kann es auch von Vorteil sein, wenn die Dämpfer unterschiedliche 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 ungleich 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 mittels Reibringen über die Rutsch­ kupplung leitbar ist, wobei das Ausgangsteil der Rutschkupplung in form­ schlüssigen Eingriff bringbar ist mit dem Ausgangsteil der Reibeinrich­ tung, welches zugleich das Eingangsteil des einen, ersten, der in Reihe geschaltenen 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.

Es kann außerdem zweckmäßig sein, wenn das Eingangsteil des ersten Dämp­ fers über Kraftspeicher mit dem Ausgangsteil des ersten Dämpfers kraft­ schlüssig verbindbar ist und dieses Ausgangsteil zugleich das Eingangsteil des zweiten der in Reihe geschalteten Dämpfer ist. Weiterhin kann es für den Aufbau der Einrichtung vorteilhaft sein, wenn das Eingangsteil des zweiten Dämpfers über Kraftspeicher mit dem Ausgangsteil des zweiten Dämpfers verbindbar und dieses Ausgangsteil fest mit der anderen Schwung­ masse verbindbar ist und die Verbindungsmittel im Bereich der radialen Erstreckung der Kraftspeicher dieses Dämpfers vorgesehen sind. Ein der­ artiger Aufbau der Dämpfungseinrichtung ermöglicht eine radial gedrungene Bauweise, da für die vorerwähnten Verbindungsmittel kein zusätzlicher radialer Bauraum erforderlich ist. 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 Ausgangsteil 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 Rutschkupplung und das Eingangsteil des ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer scheiben- bzw. plattenartig ausgebildet und axial auf zumindest annähernd gleicher Höhe vorgesehen wird.

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. plattenartiges Ausgangsteil des ersten Dämpfers, das gleichzeitig ein Eingangsteil des zweiten der in Reihe geschalteten Dämpfer bildet, vorgesehen ist und axial dazwischen das scheiben- bzw. plattenförmige Ausgangsteil des zweiten der in Reihe geschalteten Dämpfer vorgesehen ist. Weiterhin kann es für die Funktion und den Aufbau der Einrichtung von besonderem Vorteil sein, wenn sowohl das Ausgangsteil der Rutschkupplung, das Ausgangsteil der Reibeinrichtung - welches gleichzeitig das Eingangsteil des ersten Dämpfers ist - und das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers radial übereinander vorgesehen sind. Besonders zweckmäßig kann es dabei sein, wenn sowohl das Ausgangsteil der Rutschkupplung, das Ausgangsteil der Reibeinrichtung - welches das Ein­ gangsteil des ersten Dämpfers ist - und das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers zumindest annähernd auf gleicher axialer Höhe vorgesehen sind.

Für den Aufbau und die Funktion der Einrichtung kann es besonders günstig sein, wenn die das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers mit der anderen Schwungmasse verbindenden Verbindungsmittel axial das eine der das Aus­ gangsteil des ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer bildenden scheiben- bzw. plattenförmigen Bauteile durch in diesem vorgesehene Ausschnitte durchdringen und diese Ausschnitte den Verdrehwinkel des zweiten Dämpfers bestimmen, indem nämlich die in Umfangsrichtung betrachteten Endbereiche dieser Ausschnitte an den entsprechenden Verbindungsmitteln zur Anlage kommen.

Weiterhin kann es für die Funktion und den Aufbau der Einrichtung zweck­ mäßig sein, wenn die platten- bzw. scheibenförmigen Ausgangsteile des ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer durch Verbindungsmittel, wie z.B. Abstandsbolzen miteinander verbunden sind, die sich axial durch im Ein­ gangsteil des ersten Dämpfers vorgesehene Ausschnitte hindurcherstrecken und wobei diese Ausschnitte gleichzeitig den Verdrehwinkel des ersten Dämpfers bestimmen, indem nämlich - in Umfangsrichtung betrachtet - die Endbereiche dieser Ausschnitte an dem entsprechenden Verbindungsmittel zur Anlage kommen. Um eine radial gedrängte Bauweise der Einrichtung zu ermög­ lichen, kann es vorteilhaft sein, wenn die Ausschnitte und die Verbin­ dungsmittel innerhalb der radialen Erstreckung der Kraftspeicher des ersten Dämpfers vorgesehen sind. Die Ausschnitte und die Verbindungsmittel können dabei - in Umfangsrichtung betrachtet - derart angeordnet sein, daß sich lediglich ein einziges Verbindungsmittel durch einen Ausschnitt hindurcherstreckt.

Weiterhin kann es für die Funktion der Einrichtung besonders vorteilhaft sein, wenn die Kraftspeicher des ersten Dämpfers, welche sich auf einem größeren Durchmesser befinden als die Kraftspeicher des zweiten Dämpfers, leichter sind, als diejenigen des zweiten. Dadurch kann deren Verformungs­ widerstand unter Fliehkrafteinwirkung nochmals erhöht werden. Weiterhin kann es günstig sein, wenn die Anzahl von Kraftspeichern des ersten Dämp­ fers größer ist als die des zweiten Dämpfers, wobei es zweckmäßig sein kann, wenn das Verhältnis der Anzahl von Kraftspeichern des ersten Dämp­ fers zu der Anzahl von Kraftspeichern des zweiten Dämpfers eine ganze Zahl ergibt. Dabei können doppelt so viele Kraftspeicher für den ersten Dämpfer vorgesehen sein als für den zweiten Dämpfer.

Es können sodann in vorteilhafter Weise - in Umfangsrichtung gesehen - die Kraftspeicher des ersten Dämpfers zu denen des zweiten zumindest annähernd Lücke auf Lücke zueinander vorgesehen sein, das bedeutet, daß in Umfangs­ richtung gesehen, die Kraftspeicher des ersten Dämpfers zwischen Kraft­ speicher des zweiten Dämpfers angeordnet sind. Dabei kann es besonders vorteilhaft sein, wenn die Verteilung der Kraftspeicher - in Umfangsrich­ tung betrachtet - derart vorgenommen ist, daß zwischen zwei benachbarten Kraftspeichern des zweiten Dämpfers zwei Kraftspeicher des ersten Dämpfers vorgesehen sind. Durch eine derartige Anordnung der Kraftspeicher der beiden Dämpfer können in vorteilhafter Weise radial über den Kraftspeich­ ern des zweiten Dämpfers die Ausschnitte im Eingangsteil des ersten Dämp­ fers vorgesehen werden, durch welche sich die Verbindungsmittel, welche die platten- bzw. scheibenförmigen Ausgangsteile des ersten Dämpfers miteinander verbinden, hindurcherstrecken. Weiterhin kann es zweckmäßig sein, wenn radial innerhalb zweier benachbarter Kraftspeicher des ersten Dämpfers und - in Umfangsrichtung gesehen - zwischen zwei Kraftspeichern des zweiten Dämpfers die Ausschnitte für die Mittel zur Befestigung des Ausgangsteiles des zweiten Dämpfers an der anderen Schwungmasse vorgesehen sind. Die Ausschnitte können dabei innerhalb der radialen Erstreckung der Kraftspeicher des zweiten Dämpfers vorgesehen sein.

Für manche Anwendungsfälle kann es vorteilhaft sein, wenn das flanscharti­ ge Eingangssteil des ersten Dämpfers auf dem flanschartigen Ausgangsteil des zweiten Dämpfers zentriert ist. Für andere Anwendungsfälle kann es jedoch auch vorteilhaft 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 Zentrierflächen weniger beansprucht werden, da zwischen diesen Flächen nur dann eine Relativbewegung erfolgt, wenn die Reibeinrichtung wirksam ist, das bedeutet also, nur bei größeren Momentungleichförmigkeitsgraden oder bei Übergang von Zug- auf Schubbetrieb oder umgekehrt. Kleinere Momenten­ ungleichförmigkeitsgrade bzw. Schwingungsausschläge zwischen den beiden Schwungmassen werden durch die in Reihe geschalteten Dämpfer filtriert. Dadurch kann der Verschleiß im Bereich der Zentrierung des Eingangsteiles des ersten Dämpfers wesentlich reduziert werden.

Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn die Kraftspeicher der beiden Dämpfer axial zumindest annähernd auf gleicher Höhe angeordnet sind.

Zur Verbesserung der Dämpfungskapazität der Einrichtung sowie Vermeidung von Anschlaggeräuschen kann es von Vorteil sein, wenn die rückstellkraft­ freie Reibeinrichtung vor Erreichen ihres möglichen Verdrehwinkels aus Kraftspeichern gebildete Anschläge besitzt.

Durch die vorbeschriebenen baulichen und funktionellen Merkmale kann eine im Aufbau und in der Herstellung besonders einfache Dämpfungseinrichtung gebildet werden, bei der die verschiedenen Eingangs- und Ausgangsteile praktisch aus ebenen plattenförmigen Bauteilen bestehen können.

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, wobei einzelne für das Verständnis der Funktion nicht wesentliche Merkmale der Klarheit halber nicht dargestellt wurden.

Fig. 3 ein Detail der erfindungsgemäßen Einrichtung gemäß Fig. 1 und 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 und 2 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 federnde Dämpfer 13, 14 sowie eine mit diesen in Reihe geschaltete Reibeinrichtung 15 vorgesehen, welche bei Überschreitung des von ihr übertragbaren Min­ destreibmomentes eine begrenzte Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 ermöglicht. Weiterhin ist eine in Reihe mit der Reibeinrichtung 15 geschaltete Rutschkupplung 16 im Kraftübertragungs­ weg 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 einreihigen Schrägkugellagers 18 mit geteiltem Innen­ ring. 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 er­ streckenden und in die Bohrung 20 hineinragenden zylindrischen Zapfen 22 der Schwungmasse 3 angeordnet.

Der innere Lagerring 21 ist axial durch eine Sicherungsscheibe 23 gesichert, die auf der Stirnseite des Zapfens 22 befestigt ist.

Das Lager 18 ist gegenüber der Schwungmasse 4 axial gesichert, indem es axial zwischen einer Schulter 24 der Schwungmasse 4 und der Scheibe 25, welche mit der Schwungmasse 4 fest ist, eingespannt 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 Reibfläche 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 27. 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 radial äußeren Dämpfer 13 angeordnet ist, besitzt zwei in axialem Abstand zueinander vorgesehene ringförmige Reibflächen 44, 45, die drehfest mit der Schwungmasse 3 sind und über die zumindest ein Teil des von der Brenn­ kraftmaschine erzeugten 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 entsprechend angepaßte Ausnehmungen 48 axial ein­ greifen. Die Ausnehmungen 48 und die Vorsprünge 47 sind derart aus­ gestaltet bzw. aufeinander abgestimmt, daß eine axiale Verlagermög­ lichkeit der Scheibe 46 gegenüber 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 Reib­ scheibe 46 axial in Richtung der Reibfläche 44. Zwischen der Zwischen­ scheibe 49 und den beiden Reibflächen 44, 45 bzw. den Scheiben 29, 46 sind Reibbeläge 51, 52 vorgesehen, welche mit den Reibbelägen 36, 37 einstückig sein können. Über diese Reibbeläge 51, 52 wird das von der Reibeinrichtung 15 übertragbare 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 bildende Zwischenscheibe 49 stellt gleichzeitig das flanschartige Eingangsteil für den radial äußeren federnden Dämpfer 13 dar. Der Dämpfer 13 besitzt weiterhin ein Paar von Scheiben 57, 58 die beidseits der Zwischenscheibe 49 angeord­ net sind und über Abstandsbolzen 59 in axialem Abstand miteinander drehfest verbunden sind. Diese beiden Scheiben 57, 58 bilden sowohl das Ausgangsteil des äußeren Dämpfers 13 als auch das Eingangsteil für den radial innen liegenden 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 aufge­ nommen sind. Die Kraftspeicher 63 wirken einer relativen Verdrehung zwischen der Zwischenscheibe 49 und den beiden Seitenscheiben 57, 58 entgegen.

Axial zwischen den Seitenscheiben 57, 58 und radial innerhalb der das Eingangsteil des radial äußeren Dämpfers bildenden Zwischenscheibe 49 ist ein weiteres scheiben- bzw. flanschartiges Bauteil 64 vorgesehen, welches das Ausgangsteil des radial inneren Dämpfers 14 bildet. Das flanschartige Bauteil 64 ist über Abstandsbolzen 65 mit der Schwung­ masse 4 drehfest verbunden. Diese Abstandsbolzen 65 dienen gleich­ zeitig zur Befestigung der Scheibe 25 an der Schwungmasse 4.

In den Scheiben 57 und 58 sowie in den zwischen diesen liegenden Bereichen des flanschartigen Bauteiles 64 sind Ausnehmungen 66, 67, 68 eingebracht, welche radial weiter innen liegen als die Ausnehmungen 60, 61, 62, in denen die Kraftspeicher 63 vorgesehen sind. In diesen Ausnehmungen 66, 67, 68 sind Kraftspeicher in Form von Schraubenfedern 69 aufgenommmen, die einer relativen Verdrehung zwischen den das Eingangsteil des inneren Dämpfers 14 bildenden Seitenscheiben 57, 58 und dem das Ausgangsteil dieses Dämpfers 14 bildenden flanschartigen Bauteil 64 entgegenwirken.

Wie insbesondere aus Fig. 1 zu entnehmen ist, befindet sich das flanschartige Bauteil 64 auf gleicher axialer Höhe wie die Zwischen­ scheibe 49, welche das Eingangsteil des äußeren Dämpfers 13 bildet, so daß die Zwischenscheibe 49 mit ihrer radial inneren zylindrischen Mantelfläche auf der äußeren zylindrischen Mantelfläche des flansch­ artigen Bauteiles 64 zentriert werden kann. Diese Zentrierung ist in den Figuren mit 70 gekennzeichnet.

Die Zwischenscheibe 32, welche das Ausgangsteil der Rutschkupplung 16 bildet, ist über ihre radial äußere zylindrische Mantelfläche 71 (Fig. 2) an einer inneren zylindrischen Mantelfläche 72 (Fig. 1) des axialen Fortsatzes 26 zentriert.

Die Bolzen 59, welche die beiden Seitenscheiben 57 und 58 axial mit­ einander verbinden, sind - in radialer Richtung betrachtet - im Er­ streckungsbereich der Kraftspeicher 63 des radial äußeren Dämpfers angeordnet. Die Abstandsbolzen 59 erstrecken sich axial durch in Umfangsrichtung längliche Ausnehmungen 73, welche in die Zwischen­ scheibe 49 eingebracht sind. Der von dem radial äußeren Dämpfer 13 zugelassene Winkelausschlag zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 wird durch Anschlag der Abstandsbolzen 59 an den in Umfangsrichtung betrachteten Endkonturen der Ausnehmungen 73 begrenzt.

Wie insbesondere aus Fig. 2 zu entnehmen ist, weist der äußere Dämp­ fer 13 doppelt so viele Federn auf, nämlich zehn, als der innere Dämpfer 14, nämlich fünf. Die Federn 63 des äußeren Dämpfers 13 sind dabei jeweils paarweise über den Umfang gleichmäßig verteilt, wobei jeweils zwischen zwei aufeinander folgenden Paaren von Federn 63 Ausnehmungen 73 bzw. ein Abstandsbolzen 59 vorgesehen ist. Radial außerhalb der Ausnehmungen 73 bzw. in Umfangsrichtung betrachtet zwischen jeweils zwei aufeinanderfolgenden Paaren von Federn 63 sind die Ausschnitte 55 vorgesehen.

Radial innerhalb der Ausnehmungen 73 und - in Umfangsrichtung betrach­ tet - jeweils zwischen zwei aufeinanderfolgenden Paaren von Federn 63 ist eine Feder 69 des radial inneren Dämpfers vorgesehen.

Die Verbindungs- bzw. Abstandsbolzen 65 sind - in Umfangsrichtung betrachtet - jeweils zwischen zwei aufeinanderfolgenden Federn 69 des inneren Dämpfers 14 und - ebenfalls in Umfangsrichtung betrachtet - zwischen zwei Federn 63 eines der in Umfangsrichtung gleichmäßig verteilten Paaren von Federn 63 angeordnet sowie im radialen Er­ streckungsbereich der Federn 69 mit dem Ausgangsteil 64 des Dämp­ fers 14 vernietet. Die Abstandsbolzen 65 weisen jeweils einen Ab­ standsschaft 65 a auf, der sich axial durch eine in Umfangsrichtung länglich ausgebildete Ausnehmung 74 erstreckt, welche in der axial zwischen der Schwungmasse 4 und dem Bauteil 64 vorgesehene Seiten­ scheibe 58 eingebracht ist. Der durch den inneren Dämpfer 14 zwischen den beiden Schwungmassen 3, 4 zugelassene Verdrehwinkel wird durch Anschlag der Abstandsbolzen 65 an den in Umfangsrichtung betrachteten Endkonturen der länglichen Ausnehmungen 74 begrenzt. Die axial zwischen dem Flansch 3 a und den Zwischenscheiben 49, 64 vorgesehene Seitenplatte 57 weist ebenfalls längliche Ausnehmungen 74 a auf, in welche die Nietköpfe 65 b der Abstandsbolzen 65 sich axial hineiner­ strecken.

Die Kraftspeicher 63 des radial äußeren Dämpfers 13 sind leichter als die Kraftspeicher 69 des radial inneren Dämpfers 14, welche sich an den beiden Seitenscheiben 57, 58 und an dem scheibenartigen Bauteil 64 radial abstützen.

Aufgrund des vorbeschriebenen Aufbaus der Dämpfungseinrichtung sind weiterhin die Kraftspeicher 63 und die Kraftspeicher 69 der beiden Dämpfer zumindest annähernd auf gleicher axialer Höhe angeordnet.

Weiterhin sind sowohl die Kraftspeicher 63 in in Umfangsrichtung zumindest annähernd gleich langen Ausnehmungen 60, 61, 62 als auch die Kraftspeicher 69 des inneren Dämpfers 14 in zumindest annähernd in Umfangsrichtung gleich langen Ausnehmungen 66, 67, 68 aufgenommen, so daß beide Dämpfer 13, 14, zum Beispiel ausgehend von der in Fig. 2 dargestellten Stellung zumindest annähernd gleichzeitig einsetzen.

Die beiden Dämpfer 13, 14 besitzen ein zumindest annähernd gleiches Anschlagmoment, das bedeutet, daß die Bolzen 59 und 65 zumindest annähernd gleichzeitig an den entsprechenden Endkonturen der Ausneh­ mungen 73, 74 zur Anlage kommen.

Zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 ist weiterhin eine Reib­ einrichtung 75 wirksam, die mit den Schraubenfedern 63 und 69 der beiden Dämpfer 13, 14 parallel geschaltet ist. Die Reibeinrichtung 75 weist einen Reibring 76 auf, der zwischen einer Abstützfläche 77 des radialen Flansches 3 a der Schwungmasse 3 und der die beiden Federsätze 63, 69 in Reihe schaltenden Seitenscheibe 57 axial eingespannt ist. Zur Zentrierung des Reibringes 76 kann dieser entweder auf die Abstütz­ fläche 77 oder auf die Seitenscheibe 57 aufgeklebt sein. Es können aber auch entweder am Flansch 3 a der Schwungmasse 3 oder an der Seitenscheibe 57 radiale Abstützbereiche vorgesehen werden, über die der Reibring 76 zentriert wird. Derartige Abstützbereiche könnten bei­ spielsweise durch eine an den radialen Flansch 3 a der Schwungmasse 3 angedrehte Schulter gebildet werden, welche den Reibring 76 entweder radial innen teilweise über seine axiale Erstreckung untergreift oder radial außen teilweise übergreift.

Wie aus Fig. 3 ersichtlich ist, weist die Scheibe 25 an ihrem Außen­ umfang einteilig angeformte Arme 25 a auf, welche sich in Umfangs­ richtung erstrecken. Die Arme 25 a sind in axialer Richtung federnd elastisch und gegenüber dem Grundkörper 25 b der Scheibe 25 in axialer Richtung derart ausgebildet, daß zumindest deren Endbereiche, auf denen Reibbeläge 78 befestigt sind, in axialer Richtung gegenüber dem Grundkörper 25 b axial versetzt sind. Beim Zusammenbau der Einrichtung 1 werden die Arme 25 a in axialer Richtung verspannt, wodurch einerseits die Reibbeläge 78 in Reibeingriff mit der Seitenscheibe 58 kommen und andererseits diese Seitenscheibe 58 und somit auch die mit dieser über die Abstandsbolzen 59 verbundene Seitenscheibe 57 in Richtung des radialen Flansches 3 a gedrängt werden, wodurch wiederum der Reibring 76 axial verspannt wird. Die von den federnden Armen 25 a zwischen den beiden Schwungmassen 3, 4 aufgebrachte axiale Verspannkraft wird über das Lager 18 abgefangen.

Wie aus Fig. 2 weiterhin hervorgeht, sind die die beiden Seitenschei­ ben 57, 58 miteinander verbindenden Abstandsbolzen 59 in bezug auf die radial außen liegenden Federn 63 und die radial innen liegenden Federn 69 derart angeordnet, daß die von den Federn 63 und 69 - aufgrund der auf sie einwirkenden Fliehkraft - auf die beiden Scheiben 57, 58 ausge­ übten Momente in bezug auf die Befestigungsbereiche an den Bolzen 59 entgegengerichtet sind. Dies ist insbesondere dadurch ersichtlich, daß die Verbindungslinie 79 zwischen zwei benachbarten Bolzen 59 - in radialer Richtung betrachtet - zwischen den radial äußeren Federn 63 und den radial innen liegenden Federn 69 verläuft.

Durch eine derartige Anordnung der Abstandsbolzen 59 in bezug auf die äußeren Federn 63 und die inneren Federn 69 kann sichergestellt wer­ den, daß die Seitenscheiben 57, 58 keine wesentliche Topfung bzw. konische Verformung aufgrund der von den Federn 63, 69 - infolge der auf sie einwirkenden Zentrifugalkraft - auf die Seitenscheiben 57, 58 ausgeübten Axialkraft erfahren.

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 federnden 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 Zwischen­ scheibe 32 an einer End- bzw. Anschlagkontur der Ausschnitte 55 der Zwischenscheibe 49 bei Beginn der Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 anliegen und somit der gesamtmögliche Relativverdrehwinkel zwischen den beiden Zwischenscheiben 32 und 49 durchfahren wird.

Ausgehend von der Ruheposition 80 der beiden Schwungmassen 3 und 4 werden bei einer Relativverdrehung zwischen diesen beiden Schwungmas­ sen 3 und 4 die Schraubenfedern 63 des Dämpfers 13 und die in Reihe mit diesen geschalteten Schraubenfedern 69 des Dämpfers 14 komprimiert und zwar so lange, bis das von ihnen aufgebrachte Moment das Rutschmo­ ment der Reibeinrichtung 15 überwinden kann. Dies ist der Fall bei Überschreitung des Verdrehwinkelbereiches 81 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 gegenü­ berliegenden Endbereichen der Ausschnitte 55 zum Anschlag kommen. Dieser mögliche Durchrutschwinkel der Reibeinrichtung 15 ist in Fig. 4 durch den Verdrehwinkelbereich 82 dargestellt. Dieser Verdrehwinkel­ bereich 82 kann je nach den gestellten Anforderungen beliebig variiert werden. Für die meisten Anwendungsfälle ist es jedoch zweckmäßig, wenn dieser Verdrehwinkel 82 in der Größenordnung zwischen 10 und 120 Grad liegt. Wie bereits vorerwähnt, beträgt dieser Verdrehwinkel 82 bei dem in Fig. 2 dargestellten Ausführungsbeispiel 25 Grad.

Bei Fortsetzung der Verdrehung in die gleiche Richtung und Überschrei­ tung des Bereiches 82 werden infolge des durch die Rutschkupplung 16 übertragbaren höheren Reibmomentes die Schraubenfedern 63 und 69 der in Reihe geschalteten Dämpfer 13,14 weiter komprimiert und zwar so lange, bis nach Durchfahren eines Verdrehwinkelbereiches 83 die Bolzen 59 und 65 in der entsprechenden Drehrichtung an den Endbereichen der ihnen zugeordneten Ausnehmungen 73 und 74 zur Anlage kommen, so daß dann die federnden Dämpfer 13 und 14 keine weitere Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 zulassen.

Wie bereits erwähnt, ist es zweckmäßig, wenn das Anschlagmoment der beiden in Reihe geschalteten Dämpfer 13, 14 zumindest annähernd gleich ist, das bedeutet, daß die Bolzen 59 und 65 zumindest annähernd gleichzeitig an den entsprechenden Endkonturen der Ausnehmungen 73, 74 zur Anlage kommen. Eine weitere Relativverdrehung zwischen den beiden Schwungmassen 3 und 4 ist dann nur möglich, wenn das von der Brenn­ kraftmaschine an die Schwungmasse 3 abgegebene Moment, z.B. infolge von hohen Ungleichförmigkeitsspitzen, größer ist als das von der Rutschkupplung 16 übertragbare Moment. Dieses Moment ist - wie bereits vorerwähnt - abhängig von der Drehzahl der Brennkraftmaschine und in Fig. 4 mit 84 bezeichnet. Bei der dargestellten Kennlinie ist das Rutschmoment 84 der Rutschkupplung 16 größer als das Moment 85, 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 Momen­ tes sind beide Schwungmassen 3 und 4 unbegrenzt relativ zueinander verdrehbar, das bedeutet also, daß zwischen diesen beiden Schwungmas­ sen 3, 4 dann kein Anschlag vorhanden ist, der die relative Verdrehung begrenzt.

Für das dargestellte Ausführungsbeispiel entspricht das in Fig. 4 eingetragene Rutschmoment 84 der Rutschkupplung 16 dem kleinsten von der Rutschkupplung 16 übertragbaren Moment, das bedeutet, daß dieses Moment 84 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, 69 in bezug auf die sie führenden bzw. beaufschlagenden Bauteile, nämlich die Zwischenscheibe 49 und die beiden Seitenscheiben 57, 58 für die Federn 63 sowie das flanschartige Bauteil 64 sowie die beiden Seitenscheiben 57, 58 für die Federn 69, reduziert. Diese Reduzierung bewirkt, daß auch der Verschleiß an den Kontaktbereichen zwischen den Federn 63, 69 und den Seitenscheiben 57, 58 sowie den Zwischenscheiben 49, 64 wesentlich reduziert wird.

In Fig. 4 ist weiterhin strichliert ein möglicher Momentenverlauf 86 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 87 vorgesehen sein, die einen zu harten Anschlag zwischen den beiden Ausgangsteilen 32 und 49 vermeiden. Die Wirkung derartiger Kraftspeicher bzw. federnden Anschläge wurde im Dia­ gramm gemäß Fig. 4 nicht berücksichtigt.

Weiterhin wurde in Fig. 4 das durch die Reibeinrichtung, welche parallel zu den Dämpfern 13 und 14 wirksam ist, erzeugte Reibmoment nicht berück­ sichtigt.

Claims (26)

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, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfungseinrichtung enthält:

• - eine über eine im Verdrehwinkel begrenzte und zumindest über einen Teilbereich desselben rückstellkraftfreie Reibeinrichtung in Reihe mit
• - mindestens zwei untereinander in Reihe geschalteten Dämpfern.

2. Dämpfungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zustätzlich eine in Reihe mit der Reibeinrichtung geschaltete Rutschkupplung vorgesehen ist.

3. Dämpfungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß jeder der in Reihe geschalteten Dämpfer einen Satz Kraftspeicher und wenigstens einer eine Reibeinrichtung enthält.

4. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfer von einer neutralen Stellung aus gesehen zumindest annähernd gleichzeitig einsetzen.

5. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfer unterschiedliche Anschlagmomente besitzen.

6. Dämpfungseinrichtung nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfer ein zumindest annähernd gleiches Anschlagmoment besitzen.

7. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß - im Kraftfluß vom Motor in das Getriebe ge­ sehen - das Moment von der einen Schwungmasse mittels Reibringen über die Rutschkupplung leitbar ist, wobei das Ausgangsteil der Rutschkupplung in formschlüssigen Eingriff bringbar ist mit dem Ausgangsteil der Reibeinrichtung, welches zugleich das Eingangsteil des einen, ersten, der in Reihe geschalteten Dämpfer ist.

8. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des ersten Dämpfers über Kraft­ speicher mit dem Ausgangsteil des ersten Dämpfers kraftschlüssig verbindbar ist und dieses Ausgangsteil zugleich das Eingangsteil des zweiten der in Reihe geschalteten Dämpfer ist.

9. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des zweiten Dämpfers über Kraftspeicher mit dem Ausgangsteil des zweiten Dämpfers kraftschlüs­ sig verbindbar ist und dieses Ausgangsteil fest mit der anderen Schwungmasse verbunden ist und die Verbindungsmittel im Bereich der radialen Erstreckung der Kraftspeicher dieses Dämpfers vorgesehen sind.

10. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, 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.

11. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, 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.

12. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß beidseits des Eingangsteiles des ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer je ein scheiben- bzw. plattenförmiges Ausgangsteil des ersten Dämpfers 13, welches gleichzeitig ein Ein­ gangsteil des zweiten der in Reihe geschalteten Dämpfer bildet, vorgesehen ist und axial dazwischen das scheiben- bzw. plattenförmige Aus­ gangsteil des zweiten der in Reihe geschalteten Dämpfer vorgesehen ist.

13. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß sowohl das Ausgangsteil der Rutschkupplung, das Ausgangsteil der Reibeinrichtung - welches gleichzeitig das Ein­ gangsteil des ersten Dämpfers ist - und das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers - radial übereinander vorgesehen sind.

14. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 13, 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.

15. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß die das Ausgangsteil des zweiten Dämpfers mit der anderen Schwungmasse verbindenden Verbindungsmittel axial das eine der das Ausgangsteil des ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer bildenden scheiben- bzw. plattenförmigen Bauteile durch jeweils einen in diesem vorgesehenen Ausschnitt durchdringen und dieser Ausschnitt den Verdrehwinkel des zweiten Dämpfers bestimmt.

16. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß die platten- bzw. scheibenförmigen Ausgangteile des ersten der in Reihe geschalteten Dämpfer durch Verbindungsmittel miteinander verbunden sind, die sich axial jeweils durch einen im Eingangsteil des ersten Dämpfers vorgesehenen Ausschnitt hindurch­ erstrecken und daß dieser Ausschnitt den Verdrehwinkel des ersten Dämpfers bestimmt.

17. Dämpfungseinrichtung nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß der Ausschnitt und das Verbindungsmittel innerhalb der radialen Erstreckung der Kraftspeicher des ersten Dämpfers vorgesehen sind.

18. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß die Kraftspeicher des ersten Dämpfers leichter sind als die des zweiten.

19. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß die Anzahl der Kraftspeicher des ersten Dämpfers größer ist als die des zweiten Dämpfers.

20. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß - in Umfangsrichtung gesehen - die Kraftspeicher des ersten Dämpfers zu denen des zweiten, Lücke auf Lücke zueinander vorgesehen sind.

21. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß - in Umfangsrichtung gesehen - zwischen zwei benachbarten Kraftspeichern des zweiten Dämpfers zwei Kraftspeicher des ersten vorgesehen sind.

22. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 21, dadurch gekennzeichnet, daß radial über den Kraftspeichern des zweiten Dämp­ fers die Ausschnitte im Eingangsteil des ersten Dämpfers vorgesehen sind.

23. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 22, dadurch gekennzeichnet, daß radial innerhalb zweier benachbarter Kraft­ speicher des ersten Dämpfers und - in Umfangsrichtung gesehen - zwischen zwei Kraftspeichern des zweiten Dämpfers die Ausschnitte für die Mittel zur Befestigung des Ausgangsteils des zweiten Dämp­ fers vorgesehen sind.

24. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 23, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des ersten Dämpfers auf dem Ausgangsteil des zweiten Dämpfers zentriert ist.

25. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 24, dadurch gekennzeichnet, daß die Kraftspeicher der beiden Dämpfer axial zumindest annähernd auf gleicher Höhe angeordnet sind.

26. Dämpfungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 25, dadurch gekennzeichnet, daß die rückstellkraftfreie Reibeinrichtung vor Erreichen ihres möglichen Verdrehwinkels aus Kraftspeichern gebil­ dete Anschläge besitzt.