DE3823384A1 - Torsional vibration damper - Google Patents

Torsional vibration damper

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DE3823384A1
DE3823384A1 DE19883823384 DE3823384A DE3823384A1 DE 3823384 A1 DE3823384 A1 DE 3823384A1 DE 19883823384 DE19883823384 DE 19883823384 DE 3823384 A DE3823384 A DE 3823384A DE 3823384 A1 DE3823384 A1 DE 3823384A1
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Abstract

The springs (C1, C2, C3) of a torsional vibration damper, which are arranged in the drive line of a motor vehicle driven by an internal combustion engine, form, together with the two masses (S1, S2) coupled to one another in torsionally elastic fashion by the springs (C1, C2, C3), a torsional vibration system with a natural frequency that is normally below the idling speed of the internal combustion engine. In order to avoid resonant vibrations, particularly those which occur when starting and stoppng the internal combustion engine, one of the components of the torsional vibration system which determine the natural frequency, for example a spring set (C1, C2) operating in the active load range, can be switched between two states and, in the two states, defines two different natural frequencies of the torsional vibration system. A control (E) responding to the operating speed of the internal combustion engine, for example a centrifugal control, adjusts the state of the switchable component of the torsional vibration system in such a way that the natural frequency of the torsional vibration system always lies above or below the vibration frequency of the torsional vibration system excited by the instantaneous operating speed. <IMAGE>

Description

Die Erfindung betrifft eine Anordnung zur Dämpfung von Drehschwingungen zwischen zwei relativ zueinander dreh­ baren Massen, insbesondere eines Zweimassenschwungrads, im Antriebsstrang eines von einer Brennkraftmaschine an­ getriebenen Kraftfahrzeugs, gemäß dem Oberbegriff des An­ spruchs 1.The invention relates to an arrangement for damping Torsional vibrations between two rotating relative to each other masses, especially a dual mass flywheel, in the drive train one of an internal combustion engine driven motor vehicle, according to the preamble of the An saying 1.

Im von einer Brennkraftmaschine rotierend angetriebenen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs angeordnete Dreh­ schwingungsdämpfer enthalten Federn, die zusammen mit den beiden über die Federn drehelastisch gekuppelten Massen ein Drehschwingungssystem mit Eigenfrequenzen im Be­ triebsdrehzahlbereich der Brennkraftmaschine bilden. Das Drehschwingungssystem ist üblicherweise so bemessen, daß eine der Eigenfrequenzen unterhalb der Leerlaufdrehzahl der Brennkraftmaschine auftritt. Diese Resonanzstelle liegt damit unterhalb von Schwingungsfrequenzen, wie sie im normalen Fahrbetrieb mit über der Leerlaufdrehzahl liegender Betriebsdrehzahl der Brennkraftmaschine auftre­ ten. Die Resonanzstelle wird jedoch beim Anlassen und Ab­ stellen der Brennkraftmaschine, aber auch bei motordrüc­ kender Fahrweise usw. durchlaufen und verursacht große Schwingungsamplituden, die häufig mit Anschlaggeräuschen des Drehschwingungsdämpfers verknüpft sind. Zur Dämpfung dieser Drehschwingungen ist es bekannt, den Federn des Drehschwingungssystems Dämpf- oder Reibeinrichtungen pa­ rallel zu schalten. Diese Reibeinrichtungen beeinflussen jedoch die Dämpfungseigenschaften im Leerlaufbetrieb, d.h. in einem Betriebszustand, in welchem keine Last auf­ gebracht wird.Im rotatingly driven by an internal combustion engine Drivetrain of a motor vehicle arranged rotation Vibration dampers contain springs that work together with the both masses coupled torsionally elastic via the springs a torsional vibration system with natural frequencies in the loading Form the drive speed range of the internal combustion engine. The Torsional vibration system is usually dimensioned so that one of the natural frequencies below the idle speed the internal combustion engine occurs. This resonance point  is below vibration frequencies, like them in normal driving with above idle speed operating speed of the internal combustion engine The resonance point is, however, when starting and starting places the internal combustion engine, but also at engine pressure going through driving style etc. and causes great Vibration amplitudes, often with striking noises of the torsional vibration damper are linked. For cushioning of these torsional vibrations it is known the springs of the Torsional vibration system damping or friction devices pa to switch in parallel. Affect these friction devices but the damping properties in idle mode, i.e. in an operating state in which no load is on brought.

Aus der DE-OS 35 05 677 ist ein Zweimassen-Schwungrad be­ kannt, dessen Massen über einen Drehschwingungsdämpfer mit zwei in Reihe geschalteten Federsätzen drehelastisch miteinander gekuppelt sind. Das durch die beiden Feder­ sätze und die beiden Massen gebildete Drehschwingungs­ system hat eine Eigenfrequenz unterhalb der bei Leerlauf­ drehzahl der Brennkraftmaschine angeregten Drehschwingun­ gen. Zur Bedämpfung dieser Drehschwingungen ist der Rei­ henschaltung der beiden Federsätze eine Reibeinrichtung parallel geschaltet, die von einer Fliehkraftsteuerung unterhalb der Leerlaufdrehzahl eingeschaltet und ober­ halb der Leerlaufdrehzahl ausgeschaltet wird. Bei einem Drehschwingungsdämpfer dieser Art ist jedoch die Abstim­ mung der Reibeinrichtung für den normalen Fahrbetrieb unter Last problematisch, insbesondere da der lastfreie Betrieb bei der Leerlaufdrehzahl beeinflußt wird.From DE-OS 35 05 677 a two-mass flywheel be knows, the masses of a torsional vibration damper torsionally flexible with two spring sets connected in series are coupled together. That through the two pens sets and the two masses formed torsional system has a natural frequency below that at idle speed of the engine excited torsional vibration To dampen these torsional vibrations, the Rei circuit of the two sets of springs a friction device connected in parallel by a centrifugal control switched on below idle speed and upper is turned off at half the idle speed. At a Torsional vibration damper of this type is the tuning tion of the friction device for normal driving problematic under load, especially since the load-free one Operation at idle speed is affected.

Aus der DE-OS 34 31 809 ist ein weiterer Drehschwingungs­ dämpfer mit zwei in Reihe zueinander angeordneten Feder­ sätzen bekannt, die die beiden Massen des durch den An­ triebsstrang eines Kraftfahrzeugs gebildeten Drehschwin­ gungssystems miteinander kuppeln. Zur Dämpfung der Dreh­ schwingungen sind zwei Reibeinrichtungen vorgesehen, von denen eine lediglich einem der Federsätze parallel ge­ schaltet ist, während die andere Reibeinrichtung der Rei­ henanordnung der beiden Federsätze parallel geschaltet ist. Durch diese Maßnahme wird erreicht, daß auch kleine Drehschwingungen, die einer durch Belastung hervorgerufe­ nen Grundauslenkung überlagert sind, gedämpft werden kön­ nen. Bei dem Drehschwingungsdämpfer der DE-OS 34 31 809 wird jedoch auf die Problematik beim Durchlaufen von Re­ sonanzstellen nicht eingegangen.From DE-OS 34 31 809 is another torsional vibration Damper with two springs arranged in a row known the two masses of the by the An Drivetrain of a motor vehicle formed swivel  coupling system with each other. To dampen the rotation Vibrations are provided by two friction devices which one ge only one of the spring sets in parallel is switched while the other friction device of the Rei henanordnung the two sets of springs connected in parallel is. This measure ensures that even small Torsional vibrations caused by stress NEN basic displacement are superimposed, can be damped nen. In the torsional vibration damper of DE-OS 34 31 809 however, the problem of going through Re sonanzstellen not received.

Es ist Aufgabe der Erfindung, einen insbesondere für ein Zweimassen-Schwungrad geeigneten Drehschwingungsdämpfer anzugeben, bei dem Resonanzschwingungen in einem großen Betriebsdrehzahlbereich vermieden werden, wobei insbeson­ dere das Verhalten im Leerlaufbetrieb nicht oder nur we­ nig beeinflußt wird.It is an object of the invention, especially for one Dual mass flywheel suitable torsional vibration damper indicate where the resonance vibrations in a large Operating speed range can be avoided, in particular the behavior in idle mode not or only we is influenced.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die im Kennzei­ chen des Anspruchs 1 angegebenen Merkmale gelöst. Im Rah­ men der Erfindung ist eine der die Eigenfrequenz bestim­ menden Komponenten des Drehschwingungssystems zwischen zwei Zuständen umschaltbar und bestimmt damit zwei unter­ schiedliche Eigenfrequenzen des Drehschwingungssystems. Diese Komponente wird abhängig von der Betriebsdrehzahl der Brennkraftmaschine so umgeschaltet, daß die jeweils eingeschaltete Eigenfrequenz entweder oberhalb oder un­ terhalb der bei der momentanen Betriebsdrehzahl angereg­ ten Schwingungsfrequenz des Antriebsstrangs liegt. Auf diese Weise wird verhindert, daß Resonanzschwingungen an­ geregt werden, da jeweils auf die andere Eigenfrequenz umgeschaltet wird, wenn sich die bei der momentanen Be­ triebsdrehzahl ergebende Schwingungsfrequenz der einen Eigenfrequenz nähert. Anders als bei herkömmlichen Dreh­ schwingungsdämpfern werden nicht angefachte Resonanz­ schwingungen bedämpft, sondern es wird die Eigenfrequenz des Drehschwingungssystems so verändert, daß die aufgrund der momentanen Betriebsdrehzahl sich ergebende Schwin­ gungsfrequenz nicht mit einer Eigenfrequenz zusammenfal­ len kann. Insbesondere für die unterhalb der Leerlauf­ drehzahl liegenden Eigenfrequenzen des Drehschwingungs­ systems entfallen damit Reibeinrichtungen, die das Leer­ laufverhalten des Drehschwingungsdämpfers in unerwünsch­ ter Weise beeinflussen könnten.This object is achieved by the in the Kennzei Chen of claim 1 specified features solved. In the frame Men of the invention is one of the natural frequency components of the torsional vibration system between two states switchable and thus determines two under different natural frequencies of the torsional vibration system. This component becomes dependent on the operating speed the engine switched so that each natural frequency switched on either above or un below the excited at the current operating speed ten vibration frequency of the drive train. On this prevents resonance vibrations from occurring be excited because each on the other natural frequency is switched over when the current Be drive speed resulting oscillation frequency of the one Natural frequency approaches. Different from conventional shooting Vibration dampers are not fanned resonance  damped vibrations, but it becomes the natural frequency of the torsional vibration system changed so that the due of the current operating speed frequency does not coincide with a natural frequency len. Especially for those below idle natural frequencies of the torsional vibration systems thus eliminate the need for friction devices that empty running behavior of the torsional vibration damper in undesirable could influence.

Soweit dennoch eine Reibeinrichtung erforderlich ist, kann sie auch für den Lastbetrieb für ein vergleichsweise kleines Reibdrehmoment bemessen sein.If a friction device is nevertheless required, it can also be used for a comparative load small friction torque.

In der bevorzugten Ausgestaltung nach Anspruch 2 ist die umschaltbare Komponente des Drehschwingungssystems so be­ messen, daß eine der beiden durch diese Komponente be­ stimmten Eigenfrequenzen unterhalb der bei Leerlaufdreh­ zahl angeregten Leerlauf-Schwingungsfrequenz und die an­ dere Eigenfrequenz oberhalb der Leerlauf-Schwingungsfre­ quenz liegt. Auf diese Weise kann sich die Betriebsdreh­ zahl über die Leerlaufdrehzahl hinweg ändern, ohne daß Resonanzstellen durchlaufen werden müßten. Bei Betriebs­ drehzahlen unterhalb der Leerlaufdrehzahl ist die höhere Eigenfrequenz maßgebend, womit die beiden Massen über die Federn unterkritisch miteinander gekoppelt sind. Oberhalb der Leerlaufdrehzahl, d.h. normalerweise im Fahrbetrieb, ist die niedrigere Eigenfrequenz eingeschaltet, und die Massen sind überkritisch gekoppelt. Soweit gesonderte Federn für den Leerlaufbetrieb vorgesehen sind, liegt die durch die Leerlauffedern und die beiden Massen bestimmte Eigenfrequenz weit unterhalb der vorstehend genannten beiden Eigenfrequenzen, so daß auch bei höherer Drehzahl, jedoch lastfreiem Betrieb, eine weitgehende Entkopplung des Leerlaufsystems vom Lastsystem erreicht wird. In the preferred embodiment according to claim 2, the switchable component of the torsional vibration system so be measure that one of the two be through this component tuned natural frequencies below that at idle rotation number of excited idle vibration frequency and the their natural frequency above the idle vibration frequency quenz lies. In this way, the operational rotation Change number beyond idle speed without Resonance points would have to be run through. When operating speeds below idle speed is the higher Natural frequency is decisive, with which the two masses over the Springs are subcritically coupled. Above the idle speed, i.e. usually while driving, the lower natural frequency is switched on, and the Masses are supercritically coupled. So far separate Springs are provided for idling, the determined by the idle springs and the two masses Natural frequency far below the above two natural frequencies, so that even at higher speeds, however, no-load operation, extensive decoupling of the idling system is reached by the load system.  

Die Umschaltung der Eigenfrequenzen des Drehschwingungs­ systems kann durch Ändern der beteiligten Massen oder durch Ändern der Federraten der beteiligten Federn er­ folgen. Bei Variation der an den Drehschwingungen betei­ ligten Massen kann insbesondere bei einem Zweimassen- Schwungrad einer der Massen eine zuschaltbare Zusatzmasse zugeordnet sein, die nicht im Kraftübertragungsweg des Antriebsstrangs liegt, jedoch über eine drehzahlabhängige Kupplung, beispielsweise eine drehzahlabhängige Reibein­ richtung der Masse zugeschaltet bzw. von ihr abgeschaltet wird. Insbesondere ist die Kopplung der Zusatzmasse mit der abtriebsseitigen bzw. sekundärseitigen Masse des Drehschwingungssystems von Vorteil.Switching the natural frequencies of the torsional vibration systems can be changed by changing the masses involved by changing the spring rates of the springs involved consequences. When varying the torsional vibrations masses, especially in the case of a two-mass Flywheel one of the masses a switchable additional mass be assigned that are not in the power transmission path of the Drivetrain is, however, over a speed dependent Clutch, for example a speed-dependent friction direction switched on or off by the mass becomes. In particular, the coupling of the additional mass with the output side or secondary side mass of the Torsional vibration system is an advantage.

Nach Anspruch 3 bilden die Federn des Drehschwingungs­ systems dessen umschaltbare Komponente. Es sind wenig­ stens zwei Sätze von Federn vorgesehen, von denen ein Satz drehzahlabhängig wirksam bzw. unwirksam geschaltet wird. Der steuerbare Federsatz kann hierbei überbrückt oder auch nur gehemmt werden. Für die Überbrückung eignen sich Reibeinrichtungen mit hohem Reibmoment ebenso wie formschlüssige Kupplungen. Die Hemmung erfolgt zweckmäßi­ gerweise durch die dem steuerbaren Federsatz parallel ge­ schalteten Reibeinrichtungen.According to claim 3 form the springs of the torsional vibration systems whose switchable component. It is little At least two sets of springs are provided, one of which Set activated or deactivated depending on the speed becomes. The controllable spring set can be bridged or even be inhibited. Suitable for bridging friction devices with high friction torque as well positive couplings. The inhibition is expedient partially by the parallel controllable spring set switched friction devices.

Die zur Umschaltung der Eigenfrequenz des Drehschwin­ gungssystems vorgesehenen Federsätze können einander parallel oder in Serie geschaltet sein. Die Serienschal­ tung gemäß Anspruch 4 bietet den Vorteil, daß zum Um­ schalten eine dem einen Federsatz parallel geschaltete Überbrückungseinrichtung herangezogen werden kann. Solche Überbrückungseinrichtungen lassen sich in Form von Reib­ einrichtungen mit verhältnismäßig geringem Aufwand reali­ sieren. Darüberhinaus läßt sich, wenn die beiden genann­ ten Federsätze für den Lastbetrieb bemessen sind, mit ge­ ringem Aufwand nach Anspruch 5 ein dritter, für den Leer­ laufbetrieb bemessener Federsatz hinzufügen. Die letztge­ nannte Ausgestaltung läßt sich nach Anspruch 6 problemlos mit einer für den Leerlaufbetrieb bemessenen Grundreib­ einrichtung und einer unabhängig davon für den Lastbe­ trieb bemessenen Lastreibeinrichtung versehen. Eine Leer­ wegeinrichtung der Lastreibeinrichtung stellt hierbei si­ cher, daß das Lastreibmoment lediglich außerhalb des für den lastfreien Betrieb bemessenen Arbeitsbereichs wirk­ sam ist.The one for switching the natural frequency of the rotary oscillator provided spring sets can each other be connected in parallel or in series. The series scarf tion according to claim 4 has the advantage that for order switch a spring set in parallel Bridging device can be used. Such Bridging devices can be in the form of friction facilities with relatively little effort reali sieren. Furthermore, if the two named th spring sets are dimensioned for load operation, with ge ring effort according to claim 5, a third, for the empty  Add dimensioned spring set during operation. The last mentioned embodiment can be easily according to claim 6 with a basic friction dimensioned for idling device and one independently for the Lastbe provided sized load friction device. An empty one travel device of the load friction device represents si cher that the load friction torque only outside of the for work area designed for no-load operation is sam.

Anspruch 7 beschreibt eine konstruktiv stabile Ausgestal­ tung eines Drehschwingungsdämpfers mit fliehkraftabhängig umschaltbarer Federrate. Die zur Führung der Federsätze vorgesehenen, ringförmigen Scheibenteile überlappen ein­ ander radial und lassen sich zur Abstützung von Reibein­ richtungen, insbesondere jedoch einer zur Eigenfrequenz­ umschaltung vorgesehenen, fliehkraftgesteuerten Reibein­ richtung ausnutzen.Claim 7 describes a structurally stable Ausgestal tion of a torsional vibration damper with centrifugal force switchable spring rate. The one for guiding the spring sets provided, annular disc parts overlap radial and can be used to support friction directions, but especially one to the natural frequency Switching provided, centrifugal force-controlled friction take advantage of direction.

Der für den Leerlaufbetrieb vorgesehene dritte Federsatz ist zweckmäßigerweise nicht dem für die Umschaltung der Eigenfrequenz ausgenutzten Federsatz, sondern dem anderen der beiden Federsätze parallel geschaltet, da dieser Fe­ dersatz nicht wesentlich bedämpft werden muß und damit im lastlosen Zustand eine gute Entkopplung für niederfre­ quente Schwingungen ermöglicht. Durch Leerlauf-Reibein­ richtungen läßt sich die Dämpfung im Leerlaufbetrieb ohne Beeinträchtigung der Entkopplung einstellen.The third spring set intended for idling is expediently not the one for switching the Natural frequency used spring rate, but the other of the two spring sets connected in parallel since this Fe the rate does not have to be dampened significantly and thus in no load condition a good decoupling for low fre possible vibrations. By idling friction the damping in idle mode without Set the decoupling impairment.

Die an sich geringe Dämpfung im lastlosen Zustand durch den Leerlaufdämpfer kann allerdings zur Folge haben, daß sich der Leerlaufdämpfer bei Schwingungen um die Ruhela­ ge, wie sie beim Anlassen und Abstellen des Motors vor­ kommen, als Drehspiel auswirkt. Diese das Schwingungsver­ halten unerwünscht beeinflussende Wirkung läßt sich ver­ meiden, wenn auch dem zweiten Federsatz oder gegebenen­ falls der Reihenschaltung der beiden Federsätze eine wei­ tere drehzahlabhängige Reibeinrichtung parallel geschal­ tet wird, deren Reibdrehmoment unterhalb der Leerlauf­ drehzahl mit abnehmender Drehzahl gemäß Anspruch 9 zu­ nimmt.The low damping per se in the no-load condition the idle damper can, however, result in that the idle damper vibrates around the Ruhela ge, as before when starting and switching off the engine come as a spin. This the vibration test keep undesirable influencing effect can ver avoid, albeit the second set of springs or given  if the series connection of the two spring sets a white tere speed-dependent friction device in parallel tet, their friction torque is below idle speed with decreasing speed according to claim 9 takes.

In Anspruch 10 wird eine besonders einfache, konstruktive Lösung beschrieben, bei welcher beide drehzahlabhängig steuerbare Reibeinrichtungen mit einer gemeinsamen Feder zur Reibkrafterzeugung auskommen. Dies hat insbesondere den Vorteil, daß auch nur eine einzige Fliehkraftsteue­ rung erforderlich ist.In claim 10 is a particularly simple, constructive Solution described, in which both speed-dependent controllable friction devices with a common spring manage to generate frictional force. This has in particular the advantage that even a single centrifugal tax tion is required.

Das Reibdrehmoment dieser zusätzlichen, drehzahlabhängig steuerbaren Reibeinrichtung kann vergleichsweise niedrig sein. Dies läßt sich durch geeignete Auswahl von Reib­ paarungen erreichen, oder aber dadurch, daß die zur Um­ schaltung der Eigenfrequenzen vorgesehene Reibeinrichtung nach Anspruch 12 auf einem größeren Durchmesser angeord­ net ist, als die weitere Reibeinrichtung. Sollte durch diese Maßnahmen das Reibmoment der weiteren drehzahlab­ hängig steuerbaren Reibeinrichtung im Bereich der Leer­ laufdrehzahl nicht hinreichend absenkbar sein, so kann der zur Umschaltung der Eigenfrequenzen vorgesehenen, drehzahlabhängig steuerbaren Reibeinrichtung eine dritte Reibeinrichtung parallel geschaltet sein (Anspruch 11), deren die Reibkraft bestimmende Vorspannfeder der ge­ meinsamen Vorspannfeder der beiden drehzahlabhängig steu­ erbaren Reibeinrichtungen entgegenwirkt. Die Feder der dritten Reibeinrichtung mindert die Anpreßkraft der dreh­ zahlabhängigen Reibeinrichtung, ohne daß es jedoch zu einer Minderung des Gesamtreibdrehmoments kommt.The friction torque of this additional, speed-dependent controllable friction device can be comparatively low be. This can be done by appropriate selection of friction achieve pairings, or by the fact that the order circuit of the natural frequencies provided friction device arranged according to claim 12 on a larger diameter net than the further friction device. Should by these measures reduce the friction torque of the further speed depending controllable friction device in the area of the empty running speed cannot be reduced sufficiently, so the one intended for switching the natural frequencies, speed-controllable friction device a third Friction device can be connected in parallel (claim 11), whose the biasing spring determines the ge common preload spring of the two speed-dependent control counteractable friction devices. The pen of the third friction device reduces the contact pressure of the rotation number-dependent friction device, but without it too there is a reduction in the total friction torque.

Die drehzahlabhängig steuerbare Reibeinrichtung läßt sich auf vielerlei Weise verwirklichen. Beispielsweise können an Lenkern oder Führungen geführte Fliehgewichte vorgese­ hen sein, die über Schrägflächengetriebe oder Hebelge­ triebe die Vorspannung der Reibeinrichtung ändern. Nach Anspruch 14 sind die Fliehgewichte über Kniehebel unmit­ telbar an einer als Tellerfeder ausgebildeten Vorspann­ feder angebracht, und zwar so, daß sie die Tellerfeder mit wachsender Drehzahl abflachen und dementsprechend die Vorspannung der Reibeinrichtung mindern.The friction device which can be controlled as a function of the speed can be realize in many ways. For example, you can Flying weights guided on handlebars or guides  hen be over the bevel gear or lever drives change the bias of the friction device. To Claim 14 are the centrifugal weights unmit toggle lever telbar on a preload designed as a plate spring spring attached, so that they are the disc spring flatten with increasing speed and accordingly the Reduce the preload on the friction device.

Die Ansprüche 15 und 16 beschreiben eine vorteilhafte Ver­ besserung, die sich auch bei anderen Drehschwingungsdämp­ fern mit in Reihe geschalteten Federsätzen, insbesondere bei einem Zweimassen-Schwungrad realisieren läßt. Die zur Führung der Federsätze vorgesehenen Ringscheiben bilden nach radial außen geschlossene Ringräume, die die Feder­ sätze in sich aufnehmen. Die Ringräume können schmiermit­ tel-, beispielsweise fettgefüllt, sein und mindern so den Verschleiß.Claims 15 and 16 describe an advantageous Ver improvement that can also be found in other torsional vibration dampers remote with series of spring sets, in particular can be realized with a two-mass flywheel. The for Form the guide of the spring washers provided to the radially outward closed annular spaces that the spring absorb sentences. The annular spaces can be lubricated tel-, for example fat-filled, and thus reduce the Wear.

Im folgenden werden Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand einer Zeichnung näher erläutert. Hierbei zeigt:The following are exemplary embodiments of the invention explained in more detail using a drawing. Here shows:

Fig. 1 ein Blockschaltbild einer ersten Ausführungsform eines Drehschwingungsdämpfers für den Antriebs­ strang eines von einer Brennkraftmaschine ange­ triebenen Kraftfahrzeugs; Fig. 1 is a block diagram of a first embodiment of a torsional vibration damper for the drive train of a motor vehicle driven by an internal combustion engine;

Fig. 2 ein Diagramm, das die Abhängigkeit der Schwin­ gungsamplitude A von der Betriebsdrehzahl n der Brennkraftmaschine zeigt; Fig. 2 is a diagram showing the dependency of the vibration amplitude A of the operating speed n of the internal combustion engine;

Fig. 3 ein Diagramm, das die Abhängigkeit des die Um­ schaltung der Eigenfrequenz steuernden Reibmo­ ments MR 1 von der Betriebsdrehzahl n der Brenn­ kraftmaschine zeigt; Fig. 3 is a diagram showing the dependence of the order to control the natural frequency Reibmo elements MR 1 of the operating speed n of the internal combustion engine;

Fig. 4 ein Blockschaltbild einer zweiten Ausführungsform eines Drehschwingungsdämpfers für den Antriebs­ strang einer Brennkraftmaschine; Fig. 4 is a block diagram of a second embodiment of a torsional vibration damper for the drive train of an internal combustion engine;

Fig. 5 ein Diagramm mit dem Reibmoment MR von zwei in dem Drehschwingungsdämpfer der Fig. 4 verwende­ ten Reibeinrichtungen in Abhängigkeit von der Betriebsdrehzahl n der Brennkraftmaschine; . Fig. 5 is a diagram showing the friction torque MR of two in the torsional vibration damper of Figure 4 th use friction means in dependence on the operating speed n of the internal combustion engine;

Fig. 6 eine schematische teilweise Schnittansicht eines Zweimassen-Schwungrads mit einem Drehschwingungs­ dämpfer gemäß dem Blockschaltbild in Fig. 4 und Fig. 6 is a schematic partial sectional view of a dual mass flywheel with a torsional vibration damper according to the block diagram in Fig. 4 and

Fig. 7 eine detailliertere Schnittansicht des Zweimas­ sen-Schwungrads nach Fig. 6. Fig. 7 is a detailed sectional view of the Zweimas sen flywheel according to Fig. 6.

Das in Fig. 1 in Form eines Blockschaltbilds dargestellte Drehschwingungssystem hat zwei um eine gemeinsame Dreh­ achse rotierende Massen S 1 und S 2 im Antriebsstrang eines von einer Brennkraftmaschine angetriebenen Kraftfahr­ zeugs. Bei der Masse S 1 handelt es sich um die primäre, von der Brennkraftmaschine angetriebene Masse. S 2 be­ zeichnet die sekundäre Masse. Bei den Massen S 1 und S 2 kann es sich um die beiden Massen eines Zweimassen- Schwungrads handeln. Für die folgenden Betrachtungen re­ präsentieren die Massen S 1 und S 2 jedoch das Trägheitsmo­ ment der zu Einheiten drehsteif verbundenen Komponenten.The torsional vibration system shown in FIG. 1 in the form of a block diagram has two masses S 1 and S 2 rotating about a common axis of rotation in the drive train of a motor vehicle driven by an internal combustion engine. The mass S 1 is the primary mass driven by the internal combustion engine. S 2 denotes the secondary mass. The masses S 1 and S 2 can be the two masses of a two-mass flywheel. For the following considerations, however, the masses S 1 and S 2 present the moment of inertia of the components which are torsionally rigidly connected.

Die Massen S 1 und S 2 sind über jeweils aus mehreren Fe­ dern bestehende Federsätze C 0, C 1 und C 2 drehelastisch miteinander gekuppelt. Die Federn der Federsätze C 0, C 1 und C 2 sind in nachstehend noch näher erläuterter, jedoch herkömmlicher Weise in Fenstern von relativ zueinander um die Drehachse der Massen S 1, S 2 drehbaren Scheibenteilen B, C und D geführt. Die Federsätze C 1 und C 2 sind über den Scheibenteil C miteinander verbunden und in Reihe zwischen die Scheibenteile B und D geschaltet. Die Feder­ sätze C 1 und C 2 übertragen das Last-Drehmoment zwischen den Massen S 1 und S 2. Durch Anschläge oder dergleichen gebildete Leerwegeinrichtungen L 1 und L 3 begrenzen den Relativdrehwinkel zwischen den Scheibenteilen B und C einerseits und C und D andererseits. Der Federsatz C 0 ist für den Leerlaufbetrieb bemessen und dem abtriebsseitigen Federsatz C 2 zwischen den Scheibenteilen C und D parallel geschaltet. Eine weitere Leerwegeinrichtung L 0 in Serie zum Federsatz C 2 begrenzt den Relativdrehwinkel zwischen den Scheibenteilen C und D, in welchem der Last-Federsatz C 2 unwirksam und ausschließlich der Leerlauf-Federsatz C 0 wirksam ist. Bei der Leerwegeinrichtung L 0 kann es sich um Spiel handeln, welches die Federn des Federsatzes C 2 in Umfangsrichtung in den Fenstern der Scheibenteile C und D haben, so daß die Scheibenteile C und D um einen Leerweg gegeneinander verdreht werden müssen, bevor der Federsatz C 2 parallel zu C 0 zum Einsatz kommt.The masses S 1 and S 2 are coupled with each other via spring sets C 0 , C 1 and C 2, torsionally elastic. The springs of the spring sets C 0 , C 1 and C 2 are described in more detail below, but conventionally, in windows of disk parts B , C and D which are rotatable relative to one another about the axis of rotation of the masses S 1 , S 2 . The spring sets C 1 and C 2 are connected to each other via the disk part C and connected in series between the disk parts B and D. The spring sets C 1 and C 2 transmit the load torque between the masses S 1 and S 2 . Free travel devices L 1 and L 3 formed by stops or the like limit the relative angle of rotation between the disk parts B and C on the one hand and C and D on the other. The spring set C 0 is dimensioned for idle operation and is connected in parallel with the output side spring set C 2 between the disk parts C and D. Another free travel device L 0 in series with the spring set C 2 limits the relative angle of rotation between the disk parts C and D , in which the load spring set C 2 is ineffective and only the idle spring set C 0 is effective. In the lost motion L 0 may be to play, which have the springs of the spring assembly C 2 in the peripheral direction in the windows of the disk parts C and D so that the disc parts C and D must be rotated against each other by a lost travel before the spring rate C 2 is used parallel to C 0 .

Dem Federsatz C 1 ist eine Reibeinrichtung MR 1 zwischen den Scheibenteilen B und C parallel geschaltet, die von einer Steuerung E, beispielsweise einer nachstehend noch näher erläuterten Fliehgewichtssteuerung, abhängig von der momentanen Betriebsdrehzahl n der Brennkraftmaschine steuerbar ist. Fig. 3 zeigt das Reibmoment der Reibein­ richtung MR 1 in Abhängigkeit von der Betriebsdrehzahl n. Das Reibmoment nimmt nach einer quadratischen Funktion von einem Maximalwert bei stillstehender Brennkraftma­ schine auf den Wert 0 bei einer oberhalb der Leerlauf­ drehzahl n 0 liegenden Abschaltdrehzahl n 1 ab.The spring set C 1 is connected in parallel with a friction device MR 1 between the disk parts B and C , which can be controlled by a control E , for example a centrifugal weight control, which will be explained in greater detail below, depending on the instantaneous operating speed n of the internal combustion engine. Fig. 3 shows the friction torque of the Reibein direction MR 1 depending on the operating speed n . The friction torque increases according to a quadratic function from a maximum value at a standstill Brennkraftma machine to the value 0 at a above the idling speed n 0 n 1 lying shutdown from.

Das Reibmoment der Reibeinrichtung MR 1 ist so bemessen, daß der Federsatz C 1 oberhalb der Leerlaufdrehzahl n 0 wirksam und unterhalb der Leerlaufdrehzahl n 0 überbrückt oder zumindest beträchtlich gehemmt ist. Auf diese Weise kann das durch die Federsätze C 1 und C 2 und die Massen S 1 und S 2 gebildete Drehschwingungssystem zwischen zwei Ei­ genfrequenzen umgeschaltet werden. Bei überbrücktem Fe­ dersatz C 1 stellt sich eine Eigenfrequenz f 2 ein, die im Lastbetrieb im wesentlichen ausschließlich durch den Fe­ dersatz C 2 bestimmt wird, nachdem die Federrate des Leer­ lauf-Federsatzes C 0 für den Lastbetrieb vernachlässigbar ist. Bei von der Reibeinrichtung MR 1 freigegebenem Feder­ satz C 1 ergibt sich die Eigenfrequenz f s der Reihenschal­ tung der Federsätze C 1 und C 2, die niedriger liegt, als die Eigenfrequenz f 2 des Federsatzes C 2 allein. Äuch hier ist im Lastbetrieb der Einfluß des Federsatzes C 0 ver­ nachlässigbar.The friction torque of the friction device MR 1 is dimensioned such that the spring set C 1 is effective above the idling speed n 0 and is bridged or at least considerably inhibited below the idling speed n 0 . In this way, the torsional vibration system formed by the spring assemblies C 1 and C 2 and the masses S 1 and S 2 can be switched between two egg frequency frequencies. With bridged Fe dersatz C 1 is a natural frequency f 2 , which is determined in load operation essentially exclusively by the Fe dersatz C 2 , after the spring rate of the idle spring set C 0 is negligible for load operation. When the friction device MR 1 Shared spring rate C 1 results in the natural frequency f s of the series TIC of the spring sets C 1 and C 2, which is lower, than the natural frequency f 2 of the spring assembly 2 C alone. Here, too, the influence of the spring rate C 0 is negligible in load operation.

Die Federsätze C 1 und C 2 sind auf die Massen S 1 und S 2 so abgestimmt, daß die Eigenfrequenzen im Bereich der bei der Leerlaufdrehzahl n 0 angeregten Schwingfrequenzen auf­ treten. Wie Fig. 2 zeigt, liegt die der Eigenfrequenz f s zugeordnete Drehzahl n fs unterhalb der Leerlaufdrehzahl n 0, während die der Eigenfrequenz f 2 zugeordnete Drehzahl n f 2 oberhalb der Leerlaufdrehzahl n 0 liegt. Die durch die Steuerung E festgelegte Reibdrehmomentcharakteristik der Reibeinrichtung MR 1 sorgt dafür, daß bei Drehzahlen im Bereich der Resonanzdrehzahl n fs der Federsatz C 1 unwirk­ sam ist, so daß für die Schwingungseigenschaften des Drehschwingungssystems die Eigenfrequenz f 2 maßgebend ist, das System also in einem unterkritischen Bereich ar­ beitet. Liegt andererseits die Drehzahl n im Bereich der Resonanzdrehzahl n f 2, so gibt die Steuerung E die Reib­ einrichtung MR 1 frei, und die Resonanzeigenschaften des Drehschwingungssystems werden durch die Eigenfrequenz f s der Reihenschaltung der Federsätze C 1 und C 2 bestimmt. Das System arbeitet damit im überkritischen Bereich.The spring sets C 1 and C 2 are matched to the masses S 1 and S 2 so that the natural frequencies occur in the range of the oscillation frequencies excited at the idle speed n 0 . As shown in FIG. 2, the speed n fs assigned to the natural frequency f s is below the idling speed n 0 , while the speed n f 2 assigned to the natural frequency f 2 lies above the idling speed n 0 . The friction torque characteristic of the friction device MR 1 determined by the control E ensures that the spring rate C 1 is ineffective at speeds in the range of the resonance speed n fs , so that the natural frequency f 2 is decisive for the vibration properties of the torsional vibration system, i.e. the system in one subcritical area works. On the other hand, the rotational speed n in the range of the resonance rotating speed n f 2, control E is the friction means MR 1 free, and the resonance characteristics of the torsional vibration system are determined by the natural frequency s f of the series connection of the spring sets C 1 and C 2 is determined. The system works in the supercritical area.

Fig. 2 zeigt mit einer ausgezogenen Kurve 11 die Abhän­ gigkeit der Schwingungsamplitude A von der Drehzahl n für den Lastbetrieb, jedoch unter Vernachlässigung des Ein­ flusses des Federsatzes C 0 und nachfolgend noch näher er­ läuterter Reibeinrichtungen MR 0 und MR 2. Die Kurve 11 zeigt, daß unterhalb der Leerlaufdrehzahl n 0 keine Re­ sonanzamplituden im Lastfall auftreten und sich lediglich im Bereich der Leerlaufdrehzahl n 0 eine geringfügige Überhöhung ergibt, wohingegen oberhalb der Abschaltdreh­ zahl n 1 keine Schwingungsamplituden angeregt werden. Im Bereich der Resonanzdrehzahlen n fs und n f 2 sind mit ge­ strichtelten Linien Resonanzkurven 13, 15 eingetragen, die sich ohne Bedämpfung durch MR 1 einstellen würden. Fig. 2 zeigt bei 17 zusätzlich den Verlauf der Schwin­ gungsamplitude des unbedämpften Leerlauf-Dämpfungssy­ stems, dessen Eigenfrequenz f 0 im unbelasteten Zustand, d.h. innerhalb des Leerspiels der Leerwegeinrichtung L 0 zu einer Resonanzstelle bei der Resonanzdrehzahl n f 0 führt. Der Vergleich der Kurven 11 und 17 zeigt ferner, daß das Leerlauf-Dämpfungssystem und das Last-Dämpfungs­ system weitgehend voneinander entkoppelt sind. Die Ab­ schaltdrehzahl n 1 liegt im dargestellten Ausführungs­ beispiel oberhalb der Resonanzdrehzahl n f 2, beispiels­ weise bei einer Drehzahl von 1000 Umdrehungen pro Minute. Fig. 2 shows a solid curve 11, the dependency of the vibration amplitude A on the speed n for load operation, but neglecting the influence of the spring set C 0 and below he explained friction devices MR 0 and MR 2 . Curve 11 shows that below the idling speed n 0 no resonance amplitudes occur in the load case and only in the area of the idling speed n 0 there is a slight increase, whereas above the shutdown speed n 1 no vibration amplitudes are excited. In the range of the resonance speeds n fs and n f 2 , dashed lines are used to indicate resonance curves 13 , 15 which would occur without damping by MR 1 . Fig. 2 additionally shows at 17 the course of the vibration amplitude of the undamped idle damping system, whose natural frequency f 0 in the unloaded state, ie within the idle play of the idle device L 0 leads to a resonance point at the resonance speed n f 0 . The comparison of curves 11 and 17 also shows that the idle damping system and the load damping system are largely decoupled from each other. From the switching speed n 1 is in the illustrated embodiment, for example, above the resonance speed n f 2 , for example at a speed of 1000 revolutions per minute.

Die Reibeinrichtung MR 1 bedämpft im wesentlichen den Federsatz C 1, der zweckmäßigerweise eine geringere Fe­ derrate hat als der Federsatz C 2. Da es für die Funk­ tionsweise der Eigenfrequenzumschaltung einer Bedämpfung des Federsatzes C 2 nicht bedarf, kann eine eventuell dem Federsatz C 2 zugeordnete Reibeinrichtung MR 2 problemlos so bemessen werden, daß sie lediglich im Lastbereich oder einem Teil des Lastbereichs wirksam ist. Die Reibeinrich­ tung MR 2 kann zwischen die Scheibenteile C und D geschal­ tet ein und liegt im dargestellten Ausführungsbeispiel zwischen den Scheibenteilen B und D. Eine Leerwegeinrich­ tung L 2, deren Spiel gleich oder etwas größer als das Spiel der Leerwegeinrichtung L 0 ist, sorgt dafür, daß die Reibeinrichtung MR 2 lediglich außerhalb des Arbeitsbe­ reichs des Leerlaufdämpfers wirksam ist. Soweit die Ei­ genreibung des Leerlaufdämpfers nicht ausreicht, kann zu­ sätzlich eine für den Leerlaufbetrieb bemessene Grund- Reibeinrichtung MR 0 entweder zwischen die Scheibenteile C und D oder, wie dargestellt, zwischen die Scheibenteile B und D geschaltet sein.The friction device MR 1 substantially dampens the spring set C 1 , which expediently has a lower rate than the spring set C 2 . Since there is no need for damping the spring set C 2 for the mode of operation of the natural frequency switchover, a possibly assigned to the spring set C 2 friction device MR 2 can be dimensioned so that it is only effective in the load range or part of the load range. The Reibeinrich device MR 2 can switched between the disk parts C and D and lies in the illustrated embodiment between the disk parts B and D. A Leerwegeinrich device L 2 , whose game is equal to or slightly greater than the game of the idle device L 0 , ensures that the friction device MR 2 is effective only outside the working area of the idle damper. Insofar as the egg friction of the idle damper is not sufficient, a basic friction device MR 0, dimensioned for idle operation, can be connected either between the disk parts C and D or, as shown, between the disk parts B and D.

Der vorstehend erläuterte Drehschwingungsdämpfer verhin­ dert Resonanzschwingungen unterhalb der Leerlaufdrehzahl, wie sie beim Anlassen und Abstellen bzw. bei motordrüc­ kendem Fahrbetrieb mit großer Amplitude auftreten könn­ ten. Darüberhinaus wird sichergestellt, daß auch im Drehzahlbereich oberhalb der Leerlaufdrehzahl bei norma­ lem Fahrbetrieb unter Last Resonanzschwingungen im we­ sentlichen nicht auftreten. Das Leerlauf-Dämpfersystem ist darüberhinaus unabhängig vom Last-Dämpfersystem opti­ mierbar und weitgehend entkoppelt.The torsional vibration damper explained above changes resonance vibrations below idle speed, as they do when starting and stopping or at engine pressure kenden driving operation with large amplitude can occur In addition, it is ensured that also in Speed range above the idle speed at norma lem driving operation under load resonance vibrations in the we not occur significantly. The idle damper system is also independent of the opti load damper system mable and largely decoupled.

Fig. 4 zeigt das Blockschaltbild einer Variante des Dreh­ schwingungsdämpfers aus Fig. 1, die sich lediglich durch die Art der Bedämpfung des Federsatzes C 2 von diesem un­ terscheidet. Gleichwirkende Komponenten sind mit gleichen Bezugsziffern versehen. Zur Erläuterung wird auf die vorangegangene Beschreibung Bezug genommen. Fig. 4 shows the block diagram of a variant of the rotary vibration damper from Fig. 1, which differs only by the type of damping of the spring set C 2 from this un. Components with the same effect are given the same reference numbers. For explanation, reference is made to the preceding description.

Beim Anlassen und Abstellen der Brennkraftmaschine kann es zu Schwingungen um die Ruhelage des Schwingungsdämp­ fers kommen. Für Schwingungen dieser Art wirkt sich der Leerlaufdämpfer mit seiner Leerwegeinrichtung L 0 und sei­ nem vergleichsweise schwachen Federsatz C 0 als Drehspiel aus, in welchem der zur Dämpfung solcher Schwingungen be­ messene Lastdämpfer nicht zum Einsatz kommt. Der Effekt tritt unterhalb der Leerlaufdrehzahl auf. Um ihm entge­ genzuwirken, ist der Reihenschaltung aus dem Federsatz C 2 und der Leerwegeinrichtung L 0 eine Reibeinrichtung MR 3 parallel geschaltet. Das Reibmoment der zwischen den Scheibenteilen C und D wirksamen Reibeinrichtung MR 3 wird von einer weiteren Steuerung F abhängig von der Betriebs­ drehzahl n der Brennkraftmaschine gesteuert. Fig. 5 zeigt den Verlauf des Bremsmoments der Bremseinrichtung MR 3. Das Bremsmoment MR 3 ist bei Stillstand maximal und nimmt nach einer angenähert quadratischen Funktion mit wachsen­ der Drehzahl n ab. Das erforderliche maximale Reibdrehmo­ ment ist vergleichsweise klein, in jedem Fall jedoch kleiner als das maximale Reibdrehmoment der Reibeinrich­ tung MR 1. Es nimmt bei einer Abschaltdrehzahl n 2 unter­ halb der Leerlaufdrehzahl n 0 auf null ab. Die Reibein­ richtung MR 3 dämpft unterhalb der Leerlaufdrehzahl im Lastbetrieb beispielsweise beim Anlassen oder Abstellen der Brennkraftmaschine auftretende Schwingungen. Da die Abschaltdrehzahl n 2 unterhalb der Leerlaufdrehzahl n 0 liegt, wird der ohne Last bei der Leerlaufdrehzahl n 0 wirksame Leerlaufdämpfer nicht beeinflußt. Die Reibein­ richtungen MR 0 und MR 2 mit zugehöriger Leerwegeinrichtung L 2 können jedoch gegebenenfalls auch weiterhin vorhanden sein, wie dies in Fig. 4 gestrichelt angedeutet ist.When starting and stopping the engine, vibrations can occur around the rest position of the vibration damper. For vibrations of this type, the idle damper with its free travel device L 0 and its comparatively weak spring set C 0 acts as a rotational play in which the load damper measured for damping such vibrations is not used. The effect occurs below the idle speed. To counteract it, the series connection of the spring set C 2 and the free travel device L 0, a friction device MR 3 is connected in parallel. The friction torque of the friction device MR 3 acting between the disk parts C and D is controlled by a further control F as a function of the operating speed n of the internal combustion engine. Fig. 5 shows the course of the braking torque of the braking device MR 3. The braking torque MR 3 is maximum at a standstill and decreases after an approximately quadratic function as the speed n increases . The maximum friction torque required is comparatively small, but in any case less than the maximum friction torque of the Reibeinrich device MR 1 . It takes at a cut-off speed n 2 under half of the idle speed n from 0 to zero. The Reibein direction MR 3 dampens vibrations occurring below the idling speed in load operation, for example when starting or stopping the internal combustion engine. Since the switch-off speed n 2 is below the idle speed n 0 , the idle damper which is effective without load at the idle speed n 0 is not influenced. However, the Reibein devices MR 0 and MR 2 with the associated free travel device L 2 may also continue to be present, as indicated by the broken line in FIG. 4.

Fig. 6 zeigt schematisch einen Drehschwingungsdämpfer ge­ mäß Fig. 4 in Verbindung mit einem Zweimassen-Schwungrad. An einer um eine Drehachse 21 rotierenden Kurbelwelle 23 einer Brennkraftmaschine ist ein Primärschwungrad 25 be­ festigt, welches zusammen mit den fest mit ihm verbunde­ nen Komponenten, insbesondere der Kurbelwelle 23, sowie den Kolben und dergleichen die Masse S 1 bildet. An einem Lageransatz 27 der Kurbelwelle 23 oder der Primärschwung­ masse 25 ist über ein Lager 29 eine Sekundärschwungmasse 31 gleichachsig relativ zum Primärschwungrad 25 drehbar gelagert. Der Scheibenteil B besteht aus zwei mit axialem Abstand voneinander angeordneten Ringscheiben 33, 35 und ist im Bereich seines Außenumfangs mit dem Primärschwung­ rad 25 verbunden. Der Scheibenteil C besteht seinerseits aus zwei mit axialem Abstand angeordneten, zu einer Ein­ heit verbundenen Ringscheiben 37, 39, die sich mit den Ringscheiben 33, 35 radial überlappen. Die Ringscheibe 37 greift hierbei zwischen die Ringscheiben 33, 35, während die Ringscheibe 35 zwischen die Ringscheiben 37 und 39 reicht. Der Scheibenteil D umfaßt eine einzige Ringschei­ be, die im Bereich ihres Innenumfangs mit dem Sekundär­ schwungrad 31 drehfest verbunden ist, und ebenfalls zwi­ schen die Ringscheiben 37, 39. Die Federn des Federsatzes C 1 sind in üblicher Weise in axial korrespondierenden Fenstern der Ringscheiben 33, 35 einerseits und der Ring­ scheibe 37 andererseits geführt, wobei die Federn in Um­ fangsrichtung verteilt angeordnet sind. Die Federn des Federsatzes C 2 sind auf einem kleineren Kreis um die Drehachse 21 angeordnet als die Federn C 1 und werden in axial korrespondierenden Fenstern der Ringscheibe 41 einerseits und der Ringscheiben 37, 39 andererseits ge­ führt. Die Federn des Federsatzes C 3 können, wie darge­ stellt, in den Federn C 2 angeordnet sein oder aber in Um­ fangsrichtung gegen diese Federn versetzt sein. In jedem Fall sind sie jedoch auch zwischen den Ringscheiben 37, 39 einerseits und der Ringscheibe 41 andererseits in Um­ fangsrichtung abgestützt. Das von der Brennkraftmaschine ausgeübte Antriebsdrehmoment wird im Fahrbetrieb unter Last vom Primärschwungrad 25 über den Scheibenteil B, den Federsatz C 1, den Scheibenteil C, den Federsatz C 2 und den Scheibenteil D auf das Sekundärschwungrad 31 über­ tragen, an welchem in nicht näher dargestellter Weise eine Reibungskupplung befestigt ist, die das Antriebs­ drehmoment auf die Eingangswelle eines Getriebes weiter­ leitet. Es bleibt zu erwähnen, daß das Sekundärschwungrad 31 zusammen mit den abtriebsseitig mitrotierenden Kompo­ nenten die Masse S 2 bildet. Fig. 6 shows schematically a torsional vibration damper according to FIG. 4 in connection with a dual mass flywheel. On a rotating about an axis of rotation 21 crankshaft 23 of an internal combustion engine is a primary flywheel 25 be fastened, which forms the mass S 1 together with the components firmly connected to it, in particular the crankshaft 23 , and the piston and the like. On a bearing shoulder 27 of the crankshaft 23 or the primary flywheel mass 25 , a secondary flywheel mass 31 is rotatably supported coaxially relative to the primary flywheel 25 via a bearing 29 . The disc part B consists of two axially spaced annular discs 33 , 35 and is connected to the primary swing wheel 25 in the region of its outer circumference. The disc part C in turn consists of two axially spaced, unit connected to a ring washers 37 , 39 , which radially overlap with the washers 33 , 35 . The ring disk 37 engages between the ring disks 33 , 35 , while the ring disk 35 extends between the ring disks 37 and 39 . The disc part D comprises a single ring washer, which is rotatably connected in the region of its inner circumference with the secondary flywheel 31 , and also between the ring's 37 , 39th The springs of the spring set C 1 are in the usual manner in axially corresponding windows of the washers 33 , 35 on the one hand and the ring washer 37 on the other hand, the springs being arranged in the circumferential direction. The springs of the spring set C 2 are arranged on a smaller circle around the axis of rotation 21 than the springs C 1 and are in axially corresponding windows of the washer 41 on the one hand and the washers 37 , 39 on the other hand leads GE. The springs of the spring set C 3 can, as Darge provides, be arranged in the springs C 2 or be offset against these springs in order to start. In any case, however, they are also supported between the annular disks 37 , 39 on the one hand and the annular disk 41 on the other hand in the circumferential direction. The drive torque exerted by the internal combustion engine is transmitted while driving under load from the primary flywheel 25 via the disk part B , the spring set C 1 , the disk part C , the spring set C 2 and the disk part D to the secondary flywheel 31 , which is not shown in detail a friction clutch is attached, which transmits the drive torque to the input shaft of a transmission. It must be mentioned that the secondary flywheel 31 together with the components that rotate on the output side compo forms the mass S 2 .

Die Reibeinrichtung MR 1 ist am Außenumfang der Ringschei­ be radial außerhalb des Federsatzes C 1 auf der dem Sekun­ därschwungrad 31 axial benachbarten Seite angeordnet. Eine zwischen der Ringscheibe 39 des Scheibenteils C und den nicht näher bezeichneten Reibringen der Reibeinrich­ tung MR 1 eingespannte Tellerfeder 43 erzeugt die erfor­ derliche Vorspannung. Vom Außenumfang der Tellerfeder 43 stehen entgegen deren Aufwölbung Kniehebel 45 angenähert axial ab, die an ihrem freien Ende Fliehgewichte 47 tra­ gen oder selbst als Fliehgewichte wirken. Mit wachsender Drehzahl flachen die Fliehgewichte 47 über die Kniehebel 47 die Tellerfeder 43 ab, so daß die Vorspannung der Reibeinrichtung MR 1 und damit deren Reibdrehmoment mit wachsender Drehzahl entsprechend Fig. 5 abnimmt.The friction device MR 1 is arranged on the outer circumference of the ring washer radially outside the spring set C 1 on the secondary flywheel 31 axially adjacent side. A between the washer 39 of the disc part C and the unspecified friction rings of the Reibeinrich device MR 1 clamped plate spring 43 generates the necessary bias. From the outer periphery of the plate spring 43 protrude from the bulge toggle lever 45 approximately axially, the tra at its free end flyweights 47 or act as flyweights themselves. With increasing speed, the flyweights 47 flatten the disc spring 43 via the toggle lever 47 , so that the pretension of the friction device MR 1 and thus its friction torque decreases with increasing speed according to FIG. 5.

Die Tellerfeder 43 erzeugt zugleich die Vorspannung der Reibeinrichtung MR 3, deren Reibbeläge im Bereich des In­ nenumfangs des Scheibenteils C zwischen der Ringscheibe 37 und der Ringscheibe 41 angeordnet sind. Um die Anpreß­ kraft übertragen zu können, ist der Scheibenteil C mit axialem Spiel drehbar geführt. Wird die Vorspannung der Tellerfeder 43 durch die Fliehgewichte 47 mit wachsender Drehzahl gemindert, so wird entsprechend Fig. 5 auch das Reibmoment der Reibeinrichtung MR 3 gleichsinnig verrin­ gert. Da die Reibeinrichtung MR 3 auf einem kleineren Ra­ dius angeordnet ist, vorzugsweise radial innerhalb des Anordnungskreises des Federsatzes C 2, ergibt sich, gege­ benenfalls durch geeignete Reibpaarungswahl ein kleineres Reibdrehmoment als im Fall der Reibeinrichtung MR 1.The plate spring 43 also generates the bias of the friction device MR 3 , the friction linings of which are arranged in the area of the inner circumference of the disk part C between the ring disk 37 and the ring disk 41 . In order to be able to transmit the contact pressure, the disk part C is rotatably guided with axial play. If the preload of the plate spring 43 is reduced by the centrifugal weights 47 with increasing speed, the frictional torque of the friction device MR 3 is reduced in the same direction in accordance with FIG. 5. Since the friction device MR 3 is arranged on a smaller radius, preferably radially within the arrangement circle of the spring set C 2 , there is a smaller friction torque, if appropriate, by suitable choice of friction pairing than in the case of the friction device MR 1 .

Fig. 6 zeigt eine weitere Maßnahme, durch die das Reib­ moment der Reibeinrichtung MR 3 im Bereich der Leerlauf­ drehzahl weiter abgesenkt werden kann, ohne daß hierdurch die Reibeigenschaften der Reibeinrichtung MR 1 nachteilig beeinflußt würden. Zwischen den Ringscheiben 37 und 35, d.h. auf der bezogen auf die Ringscheibe 35 der Reibein­ richtung MR 1 gegenüberliegenden Seite, ist eine weitere Reibeinrichtung MR 4 angeordnet, die von einer gesonderten Tellerfeder 49 vorgespannt wird. Die Vorspannkraft der Tellerfeder 49 wirkt der Vorspannkraft der Tellerfeder 43 entgegen und mindert damit die Vorspannung der Reibein­ richtung MR 3 und dementsprechend deren Reibdrehmoment. Das Reibdrehmoment der Reibeinrichtung MR 4 ist, wie in Fig. 5 dargestellt, drehzahlunabhängig und erhöht, da die Reibeinrichtung MR 4 der Reibeinrichtung MR 1, wie in Fig. 4 angedeutet, parallel geschaltet ist, das Grundreibmo­ ment des Federsatzes C 1. Die Reibeinrichtungen MR 4 und MR 3 sind jedoch so aufeinander abgestimmt, daß unterhalb der Leerlaufdrehzahl beim Anlassen und Abstellen der Brennkraftmaschine auftretende Schwingungen ausreichend gedämpft werden. Fig. 6 shows a further measure by which the friction torque of the friction device MR 3 in the range of idling speed can be further reduced without thereby adversely affecting the friction properties of the friction device MR 1 . Between the washers 37 and 35 , ie on the side opposite the washer 35 of the Reibein direction MR 1 , a further friction device MR 4 is arranged, which is biased by a separate plate spring 49 . The biasing force of the plate spring 49 counteracts the biasing force of the plate spring 43 and thus reduces the bias of the Reibein direction MR 3 and accordingly the friction torque. The friction torque of the friction device MR 4 , as shown in FIG. 5, is independent of the speed and increased, since the friction device MR 4 of the friction device MR 1 is connected in parallel, as indicated in FIG. 4, the basic friction element of the spring set C 1 . However, the friction devices MR 4 and MR 3 are matched to one another in such a way that vibrations occurring below the idling speed when starting and stopping the internal combustion engine are sufficiently damped.

Fig. 7 zeigt weitere Einzelheiten des Zweimassen-Schwung­ rads aus Fig. 6. Einander entsprechende Komponenten sind mit den Bezugsziffern aus Fig. 6 bezeichnet. Zur weiteren Erläuterung wird auf die Beschreibung der Fig. 6 und wei­ ter auf die vorangegangene Beschreibung Bezug genommen. Fig. 7 shows further details of the dual mass flywheel from Fig. 6. Corresponding components are designated by the reference numerals from Fig. 6. For further explanation, reference is made to the description of FIG. 6 and further to the preceding description.

Wie Fig. 7 zeigt, sind die Ringscheiben 33, 35 durch Ab­ standnieten 51 miteinander und mit dem Primärschwungrad 25 verbunden. Die Abstandnieten 51 treten durch Ausspa­ rungen der Ringscheibe 37 und bilden zusammen mit den Aussparungen die Leerwegeinrichtung L 1. In ähnlicher Weise sind die Ringscheiben 37 und 39 über Abstandnieten 53 fest miteinander verbunden, die durch Aussparungen der Ringscheibe 41 treten und zusammen mit diesen Aussparun­ gen die Leerwegeinrichtung L 3 bilden. Die Ringscheibe 41 ist mit Abstandnieten 55 am Sekundärschwungrad 31 befe­ stigt. Die Reibeinrichtung MR 2 ist auf einem vergleichs­ weise kleinen Durchmesserkreis angeordnet und sitzt im Bereich des Lagers 29 zwischen dessen Innenring und einer Ringschulter des Primärschwungrads 25. Sie umfaßt eine Steuerscheibe 57, die mit dem Drehspiel der Leerwegein­ richtung L 2 mit der Ringscheibe 41 gekuppelt ist. Die Fe­ dern des Federsatzes C 2 sind auf einem kleineren Radius angeordnet, als die Federn des Federsatzes C 1 und mit Spiel in Umfangsrichtung der Ringscheiben 33, 35 bzw. 37 angeordnet. Anders als in Fig. 6 ist die Reibeinrichtung MR 4 radial außerhalb des Federsatzes C 1 vorgesehen.As shown in FIG. 7, the washers 33 , 35 are rivets 51 from each other and connected to the primary flywheel 25 . The spacer rivets 51 pass through recesses in the annular disk 37 and, together with the recesses, form the free travel device L 1 . In a similar manner, the washers 37 and 39 are firmly connected to one another via spacer rivets 53 , which pass through cutouts in the washer 41 and form the free travel device L 3 together with these cutouts. The washer 41 is with spacing rivets 55 on the secondary flywheel 31 BEFE Stigt. The friction device MR 2 is arranged on a comparatively small diameter circle and sits in the area of the bearing 29 between its inner ring and an annular shoulder of the primary flywheel 25 . It comprises a control disc 57 which is coupled with the rotational play of the Leerwegein direction L 2 with the washer 41 . The Fe of the spring set C 2 are arranged on a smaller radius than the springs of the spring set C 1 and with play in the circumferential direction of the washers 33 , 35 and 37 , respectively. In contrast to FIG. 6, the friction device MR 4 is provided radially outside the spring set C 1 .

Die Ringscheiben 33, 35 sind axial nach außen im Bereich ihrer Fenster geschlossen, wobei das Fenster der Ring­ scheibe 33 von dem Primärschwungrad 25 überdeckt ist und die Ringscheibe 35 aus zwei miteinander verbundenen Tei­ len besteht, von denen lediglich der innengelegene zur Bildung der Fenster durchbrochen ist. Im Bereich des Außenumfangs überbrückt eine Ringwand 59 des Primär­ schwungrads 25 den Abstand zwischen den Ringscheiben 33, 35 und liegt von einer Ringdichtung 61 abgedichtet an der Ringscheibe 35 an. Die Ringscheiben 33, 35 bilden damit einen nach radial außen geschlossenen Ringraum für die Aufnahme eines Schmiermittels zur Verschleißminderung des Federsatzes C 1. In ähnlicher Weise sind die Federsätze C 2, C 3 in einem durch die Ringscheiben 37, 39 gebildeten, nach radial außen geschlossenen Schmiermittelringraum enthalten. Ein Dichtring 61 umschließt die Federsätze C 2, C 3 auf der radial äußeren Seite und dichtet die Ring­ scheiben 37, 39 gegeneinander ab. Ebenso ist, wie bei 63, 65 angedeutet ist, der Bereich der Fenster der Ring­ scheiben 37, 39 nach axial außen hin abgedichtet.The washers 33 , 35 are closed axially outwards in the region of their windows, the window of the washer 33 being covered by the primary flywheel 25 and the washer 35 consisting of two interconnected parts, of which only the inner one breaks to form the windows is. In the area of the outer circumference, an annular wall 59 of the primary flywheel 25 bridges the distance between the annular disks 33 , 35 and is sealed by an annular seal 61 on the annular disk 35 . The annular disks 33 , 35 thus form an annular space which is closed radially to the outside for receiving a lubricant to reduce the wear of the spring set C 1 . In a similar manner, the spring sets C 2 , C 3 are contained in a lubricant ring space, which is formed by the annular disks 37 , 39 and is closed towards the outside. A sealing ring 61 surrounds the spring sets C 2 , C 3 on the radially outer side and seals the ring washers 37 , 39 against each other. Likewise, as indicated at 63, 65 , the area of the window of the ring washers 37 , 39 is sealed off axially towards the outside.

Claims (16)

1. Anordnung zur Dämpfung von Drehschwingungen zwischen zwei relativ zueinander drehbaren Massen, insbesondere eines Zweimassenschwungrads, im Antriebsstrang eines von einer Brennkraftmaschine angetriebenen Kraftfahr­ zeugs, mit mehreren, die beiden Massen (S 1, S 2) dreh­ elastisch miteinander kuppelnden Federn (C 1, C 2, C 3), die zusammen mit den beiden Massen (S 1, S 2) ein Dreh­ schwingungssystem mit wenigstens einer Eigenfrequenz im Betriebsdrehzahlbereich der Brennkraftmaschine bil­ den
und mit wenigstens einer Reibeinrichtung (MR 0 bis MR 4) zur Dämpfung der Drehschwingungen,
dadurch gekennzeichnet, daß eine der die Eigenfrequenz bestimmenden Komponenten (C 1, C 2) des Drehschwingungssystems zwischen zwei Zu­ ständen umschaltbar ist und in den beiden Zuständen zwei unterschiedliche Eigenfrequenzen des Drehschwin­ gungssystems festlegt,
und daß eine auf die Betriebsdrehzahl der Brennkraft­ maschine ansprechende Steuerung (E, MR 1) den Zustand der umschaltbaren Komponente (C 1, C 2) des Drehschwin­ gungssystems in der Weise einstellt, daß die Eigenfre­ quenz des Drehschwingungssystems stets oberhalb oder unterhalb der bei der Betriebsdrehzahl angeregten Schwingungsfrequenz des Drehschwingungssystems liegt.1. Arrangement for damping torsional vibrations between two masses which can be rotated relative to one another, in particular a dual-mass flywheel, in the drive train of a motor vehicle driven by an internal combustion engine, with a plurality of springs (C 1 , S 2 ) rotatingly elastically coupling the two masses (S 1 , S 2 ) C 2 , C 3 ), which together with the two masses (S 1 , S 2 ) form a torsional vibration system with at least one natural frequency in the operating speed range of the internal combustion engine
and with at least one friction device (MR 0 to MR 4 ) for damping the torsional vibrations,
characterized in that one of the components determining the natural frequency (C 1 , C 2 ) of the torsional vibration system can be switched between two states and defines two different natural frequencies of the torsional vibration system in the two states,
and that a responsive to the operating speed of the internal combustion engine control (E , MR 1 ) sets the state of the switchable component (C 1 , C 2 ) of the torsional vibration system in such a way that the eigenfrequency of the torsional vibration system always above or below that at Operating speed excited vibration frequency of the torsional vibration system. 2. Anordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die umschaltbare Komponente (C 1, C 2) des Drehschwin­ gungssystems in ihren beiden Zuständen eine unterhalb der bei Leerlaufdrehzahl (n 0) angeregten Leerlauf- Schwingungsfrequenz liegende Eigenfrequenz (f s ) bzw. eine oberhalb der Leerlauf-Schwingungsfrequenz liegen­ de Eigenfrequenz (f 2) festlegt.2. Arrangement according to claim 1, characterized in that the switchable component (C 1 , C 2 ) of the Drehschwin supply system in its two states a below the idle speed (n 0 ) excited idle vibration frequency lying natural frequency (f s ) or a The natural frequency (f 2 ) is above the idle oscillation frequency. 3. Anordnung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeich­ net, daß die umschaltbare Komponente des Drehschwin­ gungssystems durch wenigstens zwei die Massen (S 1, S 2) drehelastisch miteinander kuppelnde Sätze (C 1, C 2) von Federn gebildet ist, von denen ein erster Satz (C 1) mittels der Steuerung (E, MR 1) wirksam bzw. unwirksam schaltbar ist.3. Arrangement according to claim 1 or 2, characterized in that the switchable component of the Drehschwin supply system by at least two masses (S 1 , S 2 ) torsionally elastic coupling sets (C 1 , C 2 ) of springs is formed, of which a first set (C 1 ) can be activated or deactivated using the control (E , MR 1 ). 4. Anordnung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die zwei Sätze (C 1, C 2) von Federn die beiden Massen (S 1, S 2) in einer Reihenanordnung drehelastisch mit­ einander kuppeln und daß die Steuerung (E, MR 1) den ersten Satz (C 1) steuerbar überbrückt.4. Arrangement according to claim 3, characterized in that the two sets (C 1 , C 2 ) of springs couple the two masses (S 1 , S 2 ) in a row arrangement with each other in a torsionally flexible manner and in that the control (E , MR 1 ) bridged the first sentence (C 1 ) controllably. 5. Anordnung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Sätze (C 1, C 2) von Federn für den Lastbe­ trieb bemessen sind, daß in Serie zum Drehmomentweg des zweiten (C 2) der beiden Sätze von Federn eine Leerwegeinrichtung (L 0) angeordnet ist und daß der aus dem zweiten Satz (C 2) von Federn und der Leerwegein­ richtung (L 0) bestehenden Serienschaltung ein dritter, für den Leerlaufbetrieb bemessener Satz (C 0) von Fe­ dern parallel geschaltet ist, wobei die Leerwegein­ richtung (L 0) den Arbeitsdrehbereich des dritten Sat­ zes (C 0) von Federn begrenzt.5. Arrangement according to claim 4, characterized in that the two sets (C 1 , C 2 ) of springs for the Lastbe operation are dimensioned that in series with the torque path of the second (C 2 ) of the two sets of springs an idle device (L 0 ) is arranged and that the series circuit consisting of the second set (C 2 ) of springs and the Leerwegein direction (L 0 ) is a third, dimensioned for idle operation (C 0 ) of springs is connected in parallel, the Leerwegein direction (L 0 ) limits the working rotation range of the third sentence (C 0 ) by springs. 6. Anordnung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß parallel zur Reihenanordnung des ersten (C 1) und zwei­ ten (C 2) Satzes von Federn eine Reihenanordnung aus einer für den Lastbetrieb bemessenen Reibeinrichtung (MR 2) und einer weiteren Leerwegeinrichtung (L 2) mit einem dem Arbeitsdrehbereich des dritten Satzes (C 0) von Federn entsprechenden Leerweg geschaltet ist. 6. Arrangement according to claim 5, characterized in that parallel to the row arrangement of the first (C 1 ) and two ten (C 2 ) set of springs, a row arrangement of a friction device dimensioned for load operation (MR 2 ) and a further free travel device (L 2 ) with an idle travel corresponding to the working rotation range of the third set (C 0 ) of springs. 7. Anordnung nach einem der Ansprüche 3 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Federn der beiden Sätze (C 1, C 2) in Fenstern von drei relativ zueinander drehbaren Scheibenteilen (B, C, D) angeordnet sind, von denen das erste (B) und das zweite (C) Scheibenteil mit je einer der beiden Massen (S 1, S 2) verbunden ist und das dritte Scheibenteil (C) über je einen der beiden Sätze (C 1, C 2) von Federn mit dem ersten (B) und dem zweiten (D) Scheibenteil drehelastisch gekuppelt ist und daß die Steuerung (E, MR 1) als Fliehkraftsteuerung ausgebildet ist und den Drehmomentübertragungsweg zwi­ schen dem dritten Scheibenteil (C) und einem (D) der beiden anderen Scheibenteile bei einer Betriebsdreh­ zahl kleiner als ein vorgegebener Grenzwert (n 1) über­ brückt und bei einer Betriebsdrehzahl größer als der Grenzwert (n 1) freigibt, wobei der Grenzwert (n 1) einer Schwingungsfrequenz zwischen den beiden Eigenfrequen­ zen (f 2, f s ) entspricht.7. Arrangement according to one of claims 3 to 6, characterized in that the springs of the two sets (C 1 , C 2 ) are arranged in windows of three relatively rotatable disc parts (B , C , D) , of which the first ( B) and the second (C) disk part is each connected to one of the two masses (S 1 , S 2 ) and the third disk part (C) via one of the two sets (C 1 , C 2 ) of springs to the first ( B) and the second (D) disc part is coupled in a torsionally elastic manner and that the control (E , MR 1 ) is designed as a centrifugal force control and the torque transmission path between the third disc part (C) and one (D) of the other two disc parts at an operating speed bridges less than a predetermined limit value (n 1 ) and releases at an operating speed greater than the limit value (n 1 ), the limit value ( n 1 ) corresponding to an oscillation frequency between the two natural frequencies (f 2, f s ). 8. Anordnung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Fliehkraftsteuerung eine dem ersten Satz (C 1) von Federn parallel geschaltete Reibeinrichtung (MR 1) auf­ weist, deren Reibdrehmoment von wenigstens einem mit den Scheibenteilen (B, C, D) rotierenden Fliehgewicht (47) steuerbar ist.8. Arrangement according to claim 7, characterized in that the centrifugal force control has a friction device (MR 1 ) connected in parallel to the first set (C 1 ) of springs, the frictional torque of which rotates at least one with the disk parts (B , C , D) ( 47 ) is controllable. 9. Anordnung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß die erste Reibeinrichtung (MR 1) zwischen dem dritten (C) und dem ersten (B) Scheibenteil wirksam ist, daß zwischen dem dritten (C) und dem zweiten (D) Scheiben­ teil eine zweite für ein kleineres Reibdrehmoment be­ messene Reibeinrichtung (MR 3) vorgesehen ist, und daß die Fliehkraftsteuerung das Reibdrehmoment beider Reib­ einrichtungen (MR 1, MR 3) gleichsinnig ändert.9. Arrangement according to claim 8, characterized in that the first friction device (MR 1 ) between the third (C) and the first (B) disc part is effective, that between the third (C) and the second (D) discs part second for a smaller friction torque be measured friction device (MR 3 ) is provided and that the centrifugal force control, the friction torque of both friction devices (MR 1 , MR 3 ) changes in the same direction. 10. Anordnung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß der dritte Scheibenteil (C) relativ zum ersten (B) und zweiten (D) Scheibenteil axiales Spiel hat, daß die beiden Reibeinrichtungen (MR 1, MR 3) eine gemeinsame, axial wirkende Feder (43) haben, die über Reibringe der ersten Reibeinrichtung (MR 1) zwischen dem ersten (B) und dem dritten (C) Scheibenteil abgestützt ist und über das dritte Scheibenteil (C) Reibringe der zweiten Reibeinrichtung (MR 3) zwischen dem dritten (C) und dem zweiten (D) Scheibenteil einspannt.10. The arrangement according to claim 9, characterized in that the third disc part (C) relative to the first (B) and second (D) disc part has axial play, that the two friction devices (MR 1 , MR 3 ) have a common, axially acting spring ( 43 ), which is supported via friction rings of the first friction device (MR 1 ) between the first (B) and the third (C) disk part and via the third disk part (C) friction rings of the second friction device (MR 3 ) between the third ( C) and the second (D) disc part. 11. Anordnung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem ersten (B) und dem dritten (C) Schei­ benteil eine dritte Reibeinrichtung (MR 4) angeordnet ist, deren axial wirkende Feder (49) der gemeinsamen Feder (43) der ersten (MR 1) und der zweiten (MR 3) Reibeinrichtung entgegenwirkt.11. The arrangement according to claim 10, characterized in that a third friction device (MR 4 ) is arranged between the first (B) and the third (C) Schei part, the axially acting spring ( 49 ) of the common spring ( 43 ) of the first (MR 1 ) and the second (MR 3 ) friction device. 12. Anordnung nach einem der Ansprüche 9 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß die erste Reibeinrichtung (MR 1) am Außenumfang des ersten Scheibenteils (B) und die zwei­ te Reibeinrichtung (MR 3) am Innenumfang des zweiten Scheibenteils (D) vorgesehen ist.12. Arrangement according to one of claims 9 to 11, characterized in that the first friction device (MR 1 ) on the outer circumference of the first disk part (B) and the two te friction device (MR 3 ) is provided on the inner circumference of the second disk part (D) . 13. Anordnung nach einem der Ansprüche 3 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuerung (E, MR 1) als Flieh­ kraftsteuerung ausgebildet ist und eine ausschließlich dem ersten Satz (C 1) von Federn parallel geschaltete Reibeinrichtung (MR 1) aufweist, deren Reibdrehmoment von wenigstens einem mit einer der Massen (S 1) rotie­ renden Fliehgewicht (47) steuerbar ist.13. Arrangement according to one of claims 3 to 12, characterized in that the control (E , MR 1 ) is designed as a centrifugal force control and has an exclusively parallel to the first set (C 1 ) of springs friction device (MR 1 ), the Friction torque of at least one with one of the masses (S 1 ) rotating centrifugal weight ( 47 ) can be controlled. 14. Anordnung nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibeinrichtung (MR 1) eine Tellerfeder (43) umfaßt, von deren Außenumfang mehrere mit Fliehgewich­ ten (49) versehene Kniehebel (47) entgegen der Aufwöl­ bung der Tellerfeder (43) abstehen. 14. Arrangement according to claim 13, characterized in that the friction device (MR 1 ) comprises a plate spring ( 43 ), from the outer circumference of which several fliehgewich ( 49 ) provided toggle lever ( 47 ) against the bulge of the plate spring ( 43 ) protrude. 15. Anordnung nach einem der Ansprüche 7 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß das erste (B) und das dritte (C) Scheibenteil jeweils aus zwei axial nebeneinander an­ geordneten und miteinander fest verbundenen Ringschei­ ben (33, 35 bzw. 37, 39) bestehen, daß eine der Ring­ scheiben (37) des dritten Scheibenteils (C) axial zwi­ schen den beiden Ringscheiben (33, 35) des ersten Scheibenteils (B) angeordnet ist, und daß das zweite Scheibenteil (D) als axial zwischen den beiden Ring­ scheiben (37, 39) des dritten Scheibenteils (C) ange­ ordnete Ringscheibe (41) ausgebildet ist.15. Arrangement according to one of claims 7 to 14, characterized in that the first (B) and the third (C) disk part in each case from two axially side by side on ordered and firmly connected ring washers ben ( 33 , 35 and 37 , 39 ) exist that one of the ring discs ( 37 ) of the third disc part (C) axially between the two ring discs ( 33 , 35 ) of the first disc part (B) is arranged, and that the second disc part (D) as axial between the two ring discs ( 37 , 39 ) of the third disc part (C) arranged ring disc ( 41 ) is formed. 16. Anordnung nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß die Ringscheiben (33, 35 bzw. 37, 39) des ersten (B) und vorzugsweise auch des dritten (C) Scheiben­ teils geschlossene Wände haben und radial außerhalb der jeweils axial dazwischen angeordneten Ringscheibe (37, 41) durch eine geschlossene Umfangswand zur Bil­ dung eines Fettaufnahmeraums abgedichtet sind.16. The arrangement according to claim 15, characterized in that the annular discs ( 33 , 35 and 37 , 39 ) of the first (B) and preferably also of the third (C) discs have partially closed walls and radially outside of the respective axially arranged annular disc ( 37 , 41 ) are sealed by a closed peripheral wall to form a fat-receiving space.
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