WO1999058870A2

WO1999058870A2 - Torsionsschwingungsdämpfer

Info

Publication number: WO1999058870A2
Application number: PCT/DE1999/001346
Authority: WO
Inventors: Joachim Hoffmann; Steffen Lehmann; Andreas Posch
Original assignee: Luk Lamellen Und Kupplungsbau Gmbh
Priority date: 1998-05-07
Filing date: 1999-05-04
Publication date: 1999-11-18
Also published as: AU4895999A; RU2231702C2; ZA997519B; GB2341913A; GB9930300D0; JP2002514720A; FR2778440A1; DE19980857B4; FR2778440B1; GB2341913B; WO1999058870A3; USRE38655E1; BR9906427A; DE19920397A1; DE19980857D2

Abstract

Die Erfindung betrifft einen Torsionsschwingungsdämpfer mit einem Kraftspeicher und eine Reibeinrichtung beinhaltenden Hauptdämpfer sowie einem Kraftspeicher und eine Reibeinrichtung beinhaltenden Vordämpfer.

Description

Torsionsschwingungsdämpfer Die Erfindung betrifft einen Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere für Kraftfahr¬

zeugkupplungsscheiben, mit zumindest einem, in einem vorgegebenen Winkelbereich wirkenden, Kraftspeicher geringerer Steifigkeit aufweisenden Vordämpfer und zumindest einem, in einem vorgegebenen Winkelbereich wirkenden, Kraftspeicher höherer Steifigkeit aufweisenden Hauptdämpfer, wobei die Kraftspeicher zwischen den jeweiligen Eingangsund Ausgangsteilen des Vor- und Hauptdämpfers wirksam sind und das Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers eine mit Innenprofil zum Aufsetzen auf eine Getriebewelle versehene Nabe ist, sowie ein das Ausgangsteil des Hauptdämpfers bildender Flansch mit Innenprofil aufgenommen ist, wobei das Innenprofil mit einem Außenprofil der Nabe in Eingriff steht und über dieses Profil dem Flansch des Hauptdämpfers gegenüber der Nabe eine begrenzte Relatiwerdrehung ermöglicht ist, sowie zumindest einem das Eingangsteil des Hauptdämpfers bildenden und die Reibbeläge aufnehmenden Scheibenteil und einer zumindest Reibeinrichtung.

Torsionsschwingungsdämpfer mit Vor- und Hauptdämpfer mit den zugehörigen

Reibeinrichtungen sind beispielsweise aus der DE 40 26 765 bekannt, die jeweils eine getrennte Reibeinrichtung für den Haupt- und für den Vordämpfer aufweisen, wobei der Vordämpfer einen zweistufigen Reibungsaufbau und zweistufig angeordnete Kraftspeicher zur Abstimmung an die verschiedenen Einsatzbedingungen vorsieht. Nachteilig an dieser

Art von Torsionsschwingungsdämpfern ist die fehlende Möglichkeit, mit einfachen Mitteln Torsionsschwingungen der Druckplatte mit hohen Beschleunigungen, wie sie beispielsweise bei Ein- und Auskuppelvorgängen auftreten, zu dämpfen, so daß der Verdrehweg des Vordämpfers überschritten und der Vordämpfer gegen seine Begrenzung schlägt und dadurch ein nicht tolerierbares Kupplungsgeräusch verursacht. Außerdem ist ein derartiger Aufbau relativ kompliziert und die Montage durch die Vielzahl der

verwendeten Bauelemente entsprechend teuer, was sich um so mehr auswirkt, wenn zusätzlich Maßnahmen gegen das zuvor beschriebene Kupplungsschlagen ergriffen werden müssen.

Der vorliegenden Erfindung lag daher die Aufgabe zugrunde, einen Torsionsschwingungsdämpfer eingangs genannter Art zu schaffen, der die Möglichkeit einer Dämpfung großer Torsionsschwingungsamplituden mit hohen Beschleunigungen ermöglicht, mit einer minimierten Anzahl von Bauteilen auskommt und eine einfache Montage erlaubt.

Gemäß dem Hauptanspruch wurde die Aufgabe dadurch gelöst, daß ein Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere für Kraftfahrzeugkupplungsscheiben, mit zumindest einem, in einem vorgegebenen Winkelbereich wirkenden, Kraftspeicher geringerer Steifigkeit aufweisenden Vordämpfer und zumindest einem, in einem vorgegebenen Winkelbereich wirkenden, Kraftspeicher höherer Steifigkeit aufweisenden Hauptdämpfer, wobei die Kraftspeicher zwischen den jeweiligen Eingangs- und Ausgangsteilen des Vor- und Hauptdämpfers wirksam sind und das Ausgangsteil des Torsionsschwin- gungsdämpfers eine mit Innenprofil zum Aufsetzen auf eine Getriebewelle versehene Nabe ist, sowie ein das Ausgangsteil des Hauptdämpfers bildender Flansch mit Innenprofil aufgenommen ist, wobei das Innenprofil mit einem Außenprofil der Nabe in Eingriff steht und über dieses Profil dem Flansch des Hauptdämpfers gegenüber der Nabe eine begrenzte Relatiwerdrehung ermöglicht ist, sowie zumindest einem das Eingangsteil des Hauptdämpfers bildenden und die Reibbeläge aufnehmenden Scheibenteil, zumindest

einer Reibeinrichtung, wobei eine zumindest einen Teil der Reibeinrichtung ansteuernde und den Reibeingriff definierende Feder, die in das Außenprofil der Nabe eingreift, vorgesehen ist.

Dabei ist es vorteilhaft, die Nabe zweiteilig auszuführen, wobei ein zusätzliches Nabenteil mit Außenprofil das Innenprofil der Feder aufnehmen kann, sowie eine begrenzte, einen Freiwinkel bildende Relatiwerdrehung zwischen der Feder und der Nabe vorzusehen, wodurch die Feder mit dem Eingangsteil mitgenommen wird und damit ein Reibmoment im normalen Wirkbereich des Vordämpfers unterbleibt, das heißt eine Verschleppung der Reibung eintritt, bis der Freiwinkel aufgebraucht ist und durch den Anschlag des Innenprofils der Feder am Außenprofil der Nabe ein hoher Reibungsgradient, ein sogenannter Reibsprung entsteht.

Weiterhin ist es vorteilhaft, die Relatiwerdrehung zwischen Feder und Nabe so

einzurichten, daß zwischen der Feder und der Nabe eine Verschleppung mit einem Freiwinkel <== bewirkt wird, wobei dieser Freiwinkel oc im Bereich von + 2° und + 3°,

vorzugsweise bei + 2,5° liegt.

Zur Wahrnehmung ihrer Funktion als Steuerelement der Reibeinrichtung weist die Feder in

einer bevorzugten Ausgestaltung ein zum Außenprofil der Nabenscheibe komplementäres Innenprofil auf, das eine Verzahnung mit dem Außenprofil der Nabenscheibe bildet und dadurch den genannten Freiwinkel zuläßt. Vorteilhaft ist eine Ausgestaltungsform mit der Anordnung des Vordämpfers mit seinem Eingangs- und Ausgangsteil so, daß das Ausgangsteil des Vordämpfers drehfest mit der Nabe verbunden ist und die Feder zwischen dem Eingangsteil des Vordämpfers und dem Scheibenteil und/oder einem mit ihm fest verbundenen Bauteil verspannt ist. Aus konstruktiven Gründen bietet es sich in einer weiteren Ausführungsform vorteilhafterweise an, daß das zuvor genannte fest mit dem Scheibenteil verbundene Bauteil eine zweites, über Abstandsbolzen beabstandetes Scheibenteil ist, an dem zur Optimierung des Reibkoeffizienten ein Reibring befestigt ist, mit dem die Feder die Reibfläche bildet.

Der vorteilhafte Aufbau einer weiteren Ausführungsform der Feder gestaltet sich in der Weise, daß die Feder ein Außenprofil mit zumindest einer nach radial außen weisenden Zunge aufweist, wobei vorteilhafterweise mehrere über den Umfang verteilte Zungen vorgesehen sind, die radial außen eine annähernd halbkreisförmige Ausnehmung aufweisen. Dadurch entsteht die doppelte Anzahl von Reibzungen, die an dem Vordämpfer, der vorzugsweise als Reibfläche ausgestaltet ist, eine zusätzliche Reibfläche zwischen Feder und Vordämpfer bilden.

In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung sind die Zungen an ihrer radialen Außenseite verbreitert, so daß die Reibfläche zwischen Feder und Zungen vergrößert und die Reibung dadurch verbessert werden kann.

Weitere vorteilhafte Ausgestaltungsmöglichkeiten zur Optimierung der Reibfläche zwischen Feder und Eingangsteil des Vordämpfers bieten sich dadurch, daß das Eingangsteil des Vordämpfers an der der Feder zugewandten axialen Seite im Bereich der Kontaktfläche zwischen Eingangsteil und der mit einem Anlagewinkel ß verspannten Feder eine Kuppe

aufweist, die einen solchen Steigungswinkel aufweist, daß der Auflagewinkel ß der Feder annähernd ß = 0 ist.

Eine weitere vorteilhafte Ausgestaltung betrifft das Eingangsteil des Vordämpfers, das an der der Feder zugewandten, axialen Seite mindestens einen sich axial erstreckenden Zapfen aufweist, wobei eine Anordnung von mehreren, gleichmäßig auf einen Umfang konstanten Durchmessers verteilte Zapfen vorteilhaft ist und deren Anzahl der am Außenumfang der Feder angebrachten Ausnehmungen der Zungen entspricht. Vorteilhaft ist weiterhin, daß die Zapfen mit Spiel in die Ausnehmungen der Zungen eingreifen und somit als Vorzentrierung bei der Montage dienen. Das Spiel zwischen Zungen und Zapfen ist dabei vorteilhafterweise größer als der Freiwinkel der Verzahnung zwischen Feder und Nabe, damit die Steuerung der Reibungseinrichtung nicht behindert wird. Die Zapfen können in weiteren Ausgestaltungsformen als Anschläge zur Begrenzung des Federweges dienen.

Weitere vorteilhafte Ausgestaltungsmöglichkeiten betreffen den mit dem Scheibenteil verbundenen Reibring, welcher bei einem Ausgestaltungsmuster vorteilhafterweise so ausgebildet ist, daß er mit mindestens einem, vorzugsweise mehreren, sich gleichmäßig über einen Umfang verteilenden, sich axial erstreckenden Hohlzapfen in eine im Scheibenteil vorgesehenen Bohrung eingepreßt wird, so daß der Reibring während der Montage am Scheibenteil fixiert ist und drehfest mit dem Scheibenteil verbunden ist.

In einem weiteren Ausführungsbeispiel weist der Reibring einen am äußeren Umfang befindlichen, sich axial in Richtung Feder erhabenen Ring auf, dessen Ringfiäche vorteilhafterweise zu seinem inneren Durchmesser hin abfällt, wobei die sich die bildende

Ringfläche gegenüber der Innenfläche des sich bildenden Rings einen Phasenwinkel γ

bildet, der vorteilhafterweise so ausgestaltet ist, daß der Anlagewinkel ß der Feder auf dem Reibring annähernd ß = 0 ist und damit eine verbesserte Reibfläche gebildet wird. Die Ausbildung des erhabenen Rings hat den Vorteil, daß radial außerhalb des Außenumfangs des erhabenen Rings des Reibrings eine weitere, zu einer Reibeinrichtung des Hauptdämpfers gehörige Tellerfeder angeordnet ist, die dadurch ohne zusätzlichen axialen Bauraum auskommt. Sie stützt sich einerseits an der nicht erhabenen, inneren Ringfläche des Reibrings und andererseits auf axial ausgerichteten Laschen des Steuerblechs für die zweite Stufe des Hauptdämpfers ab, so daß der Reibring zumindest einen Teil der Reibeinrichtung des Vor- und des Hauptdämpfers bildet.

Eine weitere Ausgestaltungsform der Erfindung betrifft die Anordnung und Ausgestaltung des Vordämpfers zur raumsparenden Unterbringung der in die Nabe eingreifenden Feder. Vorteilhaft ist dazu eine Anordnung, bei der der Vordämpfer axial zwischen dem Scheibenteil und einem zweiten, dazukommenden Scheibenteil untergebracht ist, damit die Feder direkt zwischen einem der beiden Scheibenteile oder einer an ihm angebrachten Reibring und dem Vordämpfer eingespannt werden kann. Prinzipiell sind jedoch auch Ausführungsformen denkbar, bei denen der Vordämpfer gegenüber dem Hauptdämpfer einen axialen Versatz aufweist und die Feder zwischen dem ersten Scheibenteil oder einem mit ihm verbundenen Bauteil und dem Eingangsteil des Vordämpfers verspannt ist. Weiterhin kann das erste Scheibenteil in axialer Richtung zentral an der Nabe angebracht sein, wobei Vordämpfer und Flansch axial auf der selben Seite oder das Scheibenteil von beiden Seiten flankierend angeordnet sein können.

Zur Befestigung des Ausgangsteils des Vordämpfers am Ausgangsteil des Hauptdämpfers wird in einem Ausführungsbeispiel vorgeschlagen, daß am Ausgangsteil des Vordämpfers angebrachte Zapfen in für eine Aufnahme der Kraftspeicher im Ausgangsteil des Hauptdämpfers vorgesehene Fenstern eingepaßt wird. Diese Zapfen sind komplementär zu den beiden radial inneren Ecken eines jeden Fensters am Eingangsteil des Vordämpfers vorgesehen, axial ausgeformt und werden in die Ecken der Fenster eingerastet. Sie zentrieren gleichzeitig den Vordämpfer auf dem Ausgangsteil des Hauptdämpfers .

Ein weiteres erfindungsgemäßes Ausführungsbeispiel bezieht sich auf die Ausgestaltung der Nabe, wobei das Außenprofil der Nabe in einem Konus, der dazu ein formschlüssiges Innenprofil oder eine axial angeordnetes, formschlüssiges Profil aufweist, fortgeführt wird

und wobei die Feder mit ihrem Innenprofil in ein Außenprofil des Konus eingreift. Diese Lösung erbringt einen wesentlichen Vorteil in der Montage, da über die Variation des einfach herzustellenden Konus verschiedene Freiwinkel der Feder realisiert werden können, ohne die Nabe oder die Feder zu ändern.

Die Erfindung wird anschließend an Hand der Figuren 1 bis 9 näher erläutert. Es zeigt: Fig. 1 den Torsionsschwingungsdämpfer im Längsschnitt, Fig. 1 a den Torsionsschwingungsdämpfer in Teilansicht, Fig. 2 ein den Vordämpfer betreffender Ausschnitt der Fig. 1 im Längsschnitt, Fig. 3 ein den Vordämpfer betreffender Ausschnitt einer anderen Ausführung, im Längsschnitt,

Fig. 4 eine Ansicht des Eingangsteils des Vordämpfers mit aufgelegter Feder,

Fig. 5 eine Kennlinie eines Ausführungsbeispiels,

Fig. 6a eine Kennlinie des Vordämpfers unter Weglassung des Reibsprungs Fig. 6b den Reibmomentverlauf für eine Verdrehung über den gesamten Wirkungsbereich des Vordämpfers mit Reibsprung und die Fig. 7- 9 weitere Ausführungsbeispiele eines Torsionsschwingungsdämpfers im Detail..

Der in den Figuren dargestellte Torsionsschwingungsdämpfer 1 besitzt einen Vordämpfer 2 und einen Hauptdämpfer 3. Das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers 1 , das das Eingangsteil des Hauptdämpfers 3 darstellt, ist durch ein erstes - nicht komplett dargestelltes - Reibbeläge 4 tragendes Scheibenteil 5 sowie ein mit diesem über Abstandsbolzen 6 drehfest verbundenes zweites Scheibenteil 7 gebildet. Das Ausgangsteil des Hauptdämpfers 3 ist durch einen Flansch 8 gebildet, der ein Innenprofil, vorzugsweise eine Innenverzahnung 9, aufweist, welches in ein Außenprofil, vorzugsweise eine Außenverzahnung 10, einer Nabe 11 eingreift. Zwischen Außenverzahnung 10 der Nabe 11 und der Innenverzahnung 9 des Flansches ist in Umfangsrichtung ein Zahnflankenspiel vorhanden, welches dem Wirkbereich des Vordämpfers 2 entspricht. Zur axial verschiebbaren, drehfesten Aufnahme auf eine Getriebeeingangswelle weist die Nabe 11 weiterhin eine Innenverzahnung 12 auf.

Der Hauptdämpfer 3 besitzt einen ersten Satz Schraubendruckfedern 13a, die auch aus einem Paar ineinander geschachtelter Schraubendruckfedern bestehen können, für die erste Hauptdämpferstufe, welche in fensterförmigen Ausnehmungen 14a, 15a des ersten

und zweiten Scheibenteils 5, 7 einerseits sowie in fensterförmigen Ausschnitten 16a des Flansches 8 andererseits vorgesehen sind. Die Wirkung der Schraubendruckfedern 13a wird durch die Relatiwerdrehung der Ausnehmungen 14a, 15a gegen die Ausnehmungen 16a nach Aufbrauchen des Freiwinkels, in dem der Vordämpfer wirksam ist, zwischen Nabe 11 und Flansch 8 aktiviert. Ein zweiter Satz Schraubendruckfedern 13b (Fig. 1 a) mit höherer Steifigkeit, die auch aus ineinander geschachtelten, auf einem Umfang gleichen Durchmessers jedoch um einen gegenüber den Schraubenfedern der ersten Stufe vorzugsweise 90° betragenden Winkel versetzten Schraubendruckfedern bestehen können, für die zweite Hauptdämpferstufe ist in den Ausnehmungen 14b, 15b (Fig. 1a) der Scheibenteile 5,7 und in den fensterförmigen Aussparungen 16b (Fig. 1 a) des Flansches 8 untergebracht, wobei die Aussparungen 16b einen größeren Ausschnitt als die Länge der Schraubendruckfedern 13b, wodurch bei einer Relatiwerdrehung der Scheibenteile 5,7 gegen den Flansch 8 die Wirkung dieses Schraubenfedersatzes 13b erst bei größeren Verdrehwinkeln einsetzt und damit eine zweite Dämpferstufe des Hauptdämpfers gebildet wird. Zwischen Flansch 8 und Scheibenteil 5 ist ein Reibsteuerteil 23, das Ausnehmungen 23a (Fig. 1a) für die Aufnahme des Schraubenfedersatzes 13b (Fig. 1a) und an diesen Ausnehmungen 23a axial ausgerichtete Laschen 23b (Fig. 1a) aufweist, die in den Flansch 8 eingreifen und bei einer Verdrehung des Flansches 8 um einen Verdrehwinkel, der die

zweite Hauptdämpferstufe aktiviert, das Reibsteuerteil 23 mitnimmt, wodurch an einer zwischen Reibsteuerteil 23 und dem Flansch 8 angebrachten Reibscheibe 34 ein Reibeingriff entsteht, der nur in der zweiten Hauptdämpferstufe wirkt. Weiterhin weist das Reibsteuerteil 23 sich in axiale Richtung erstreckende Laschen 24 zur Aufnahme einer Tellerfeder 25 auf, die sich an einem weiteren, am Scheibenteil 7 befestigten Reibring 28 abstützt und somit den Reibeingriff auf die Reibscheiben 28 und 26 definiert. Die Verdrehung des Hauptdämpfers 3 wird durch Anschlag der Abstandsbolzen 6, welche die

beiden Scheibenteile 5 und 7 miteinander verbinden, an den Endkonturen der Ausschnitte 17 des Flansches 8, in die sie axial hinein ragen, begrenzt.

Der Vordämpfer 2 ist axial zwischen dem Flansch 8 und dem Scheibenteil 7 angeordnet. Das aus Kunststoff vorzugsweise mittels Spritzguß gefertigte Eingangsteil 18 ist mit dem Flansch 8 über axial in die Ecken der Ausnehmungen 16 des Flansches 8 hineinragende Zapfen 26 drehfest verbunden. Das aus Kunststoff vorzugsweise mittels Spritzguß gefertigte Ausgangsteil 19 des Vordämpfers 2 ist über eine Innenverzahnung 19a mit der Außenverzahnung 10 der Nabe 11 drehfest verbunden, wodurch mittels eines Zahnflankenspiels der Innenverzahnung 9 des Flansches 8 und der Außenverzahnung 10 der Nabe 11 eine Relatiwerdrehung zwischen Ausgangsteil 19 und Eingangsteil 18 in Höhe des Wirkbereichs des Vordämpfers 2 entgegen der Wirkung der in fensterförmigen Ausnehmungen 21 , 22 im Ausgangsteil 19 und Eingangsteil 18 untergebrachten Schraubendruckfedern 27 ermöglicht ist. Die für die Ansteuerung der Schraubendruckfedern 27 vorgesehenen Ausnehmungen 22 des Ausgangsteils 19 sind abwechselnd in zwei Gruppen auf einen Umfang konstanten Durchmessers des Vordämpfers 2 verteilt, wobei die auf dem gleichen Umfang angeordneten Ausnehmungen der einen Gruppe gegenüber der anderen Gruppe eine in Umfangsrichtung länger ausgestaltetet sind, wodurch die in dieser Gruppe untergebrachten Schraubendruckfedern 27 erst bei größeren Relatiwerdrehungen angesteuert werden und dadurch eine zweite Vordämpferstufe ausbilden. Vorteilhaft ist es, wenn die dieser Gruppe angehörenden Schraubendruckfedern 27 gleichzeitig eine höhere Steifigkeit aufweisen. Die Reibeinrichtung des Torsionsschwingungsdämpfers 1 setzt sich wie folgt zusammen:

die Grundreibung des Hauptdämpfers 3 erfolgt durch einen Reibeingriff der Reibsteuerscheibe 23 und des Scheibenteils 5 auf die mittels Hohlzapfen 36a mit dieser drehfest verbundenen Reibscheibe 36, wobei der Reibeingriff über den ganzen Wirkungsbereich des Hauptdämpfers 3 erfolgt und die sich am Reibring 28 und am

Eingangsteil 18 des Vordämpfers 2, der sich wiederum am Flansch 8 abstützt, abstützende Feder 29 das Reibmoment definiert. Das Reibmoment der oben bereits erwähnten, in der zweiten Hauptdämpferstufe wirksamen Reibscheibe 34 zwischen dem Reibsteuerteil 23 und dem Scheibenteil 5 wird ebenfalls durch die sich am Reibsteuerteil 23 abstützenden Tellerfeder 30 festgelegt. Hinzu kommt ein an der Reibscheibe 28 entstehendes, im gesamten Wirkungsbereich des Hauptdämpfers 3 wirkendes Reibmoment, das durch die Tellerfeder 29, die sich an dem als Reibring ausgestalteten Eingangsteii 18 des Vordämpfers 19 abstützt, definiert wird. Nach Aufbrauchen des Freiwinkels, den die Feder 29 beim Eingriff ihrer Innenverzahnung 39 mit der Außenverzahnung 10 der Nabe 11 bildet, wird die Reibung auch im Vordämpfer 2 wirksam, was zu einem verschleppten

Reibsprung im Vordämpfer 2 führt. Die Grundreibung des Vordämpfers erfolgt an der Reibscheibe 32, die sich an den Innenumfang der Reibscheibe 36 anschließt und mittels einer sich am Scheibenteil 5 abstützenden, mit einem zahnförmigen Außenprofil versehenen Tellerfeder 33, wobei ein Teil radial länger ausgebildeter Zähne einerseits in Ausnehmungen 37 des Scheibenteils 5 hinein ragt und dadurch die Drehfestigkeit der Feder bewirkt und andererseits der restliche Teil kürzerer Zähne in Ausnehmungen 38 der Reibscheibe 36 eingreift, gegen die Nabe 11 gepreßt wird, die sich ihrerseits mittels eines Konus 31 am Scheibenteil 7 abstützt. Der für den Formschluß mit der Außenverzahnung 10 der Nabe 11 mit axialen Ausnehmungen 31a versehene Konus 31 dient zur Zentrierung des Scheibenteils 7 auf dem Scheibenteil 5 und bewirkt die Festlegung der Reibkraft an den Reibscheiben 34 und

36.

Fig. 1a zeigt den erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfer 1 in einer Teilansicht, wobei zur Wahrung der Übersichtlichkeit der Vordämpfer weggelassen wurde und die unter dem Scheibenteil 7 angeordneten Teile gestrichelt dargestellt sind. Die oben beschriebenen Teile sind im einzelnen: das erste Scheibenteil 5 mit den Reibbelägen 4, die mit Nuten 4a versehen sind, ist über die Haltebolzen 6 mit dem zweiten Scheibenteil 7 drehfest verbunden, dazwischen befinden sich von unten aufbauend das Reibsteuerteil 23 mit seinen beiden Laschengruppen 23b und 24 sowie den Ausnehmungen 23a für den zweiten Federsatz mit den Schraubendruckfedern 13b, die auch in die Ausnehmungen 14b, 15b der beiden Scheibenteile 5,7 eingepaßt sind. Der erste Federsatz mit den Schraubendruckfedem 13a ist in den Ausnehmungen 14a, 15a der beiden Scheibenteile 5,7 untergebracht. Der Flansch 8 übernimmt mit seinen Ausnehmungen 16a, 16b für die beiden Schraubendruckfedersätze 13a, 13b in dem mittels den Aussparungen 17 und den Haltebolzen 6 begrenzten Verdrehwinkel des Hauptdämpfers 3 die Ansteuerung der Federsätze 13a, 13b, wobei die Ausnehmungen 16b einen größeren Ausschnitt als die Länge der Schraubendruckfedem 13b aufweisen, wodurch die Mitnahme der Federn 13b erst bei einem größeren Verdrehwinkel erfolgt und dadurch eine zweite Hauptdämpferstufe gebildet wird.

Zur näheren Erläuterung des Vordämpfers 2 mit den ihn umgebenden Bauteilen dient der in Fig. 2 dargestellte Ausschnitt der Fig. 1. Die erfindungsgemäße Feder 29 ist zwischen dem Reibring 28 und dem Eingangsteil 18 des Vordämpfers 2 verspannt. Der Innenumfang der Feder 29 ist als Innenprofil, vorzugsweise als Innenverzahnung 39 ausgeführt, die in das Außenprofil, vorzugsweise eine Außenverzahnung 10 der Nabe 11 eingreift und ein in Umfangsrichtung angeordnetes Zahnflaπkenspiel aufweist, das eine Relatiwerdrehung zwischen Nabe 11 und Feder 29 ermöglicht. Das Zahnflankenspiel ist so gewählt, daß der Verdrehwinkel kleiner ist als der Wirkbereich des Vordämpfers 2, so daß bei großen Drehwinkeln des Vordämpfers die durch die Reibflächen 40a (Fig. 4) zwischen der Feder 29 und dem Eingangsteil 18 des Vordämpfers einerseits und zwischen der Feder 29 und dem Reibring 28 andererseits, nach Aufbrauchen des zwischen den Verzahnungen 10, 39 eingestellten Freiwinkels zustande kommende Reibung am Vordämpfer wirksam wird und einen Reibsprung erzeugt, wobei vor dem Aufbrauchen des Freiwinkels die Feder auf dem Eingangsteil 18, ohne Reibungsmomente zu erzeugen, mitläuft.

Am äußeren Umfang weist die Feder 29 gleichmäßig verteilte Zungen 41 mit annähernd halbkreisförmigen Ausnehmungen 41 a (Fig. 4) auf, in die axial abstehende Zapfen 42 des

Eingangsteils 18 mit einem Spiel, das die Verdrehbarkeit der Feder 29 in dem vorgesehenen Freiwinkel nicht behindert, jedoch eine Hilfe während der Montage ermöglicht, hinein ragen. Das Eingangsteil 18 ist an der Reibfläche 40a (Fig. 4) mit der Feder 29 als Kuppe 40 ausgeformt, so daß die Feder 29 mit einem möglichst kleinen Anlagewinkel ß anliegt und damit die Reibfläche 40a (Fig. 4) optimiert wird.

Der Reibring 28 bildet mit der Feder 29 eine ausgebildete Reibfläche 43 eines erhabenen Rings 46, wobei die Ringfläche in Richtung Ringinnendurchmesser abfällt, um einen kleinen Anlagewinkel ß zu erzielen. An den Innenumfang des Reibrings 28, der mittels axial

ausgebildeter Hohlzapfen 45 in Ausnehmungen 44 des Scheibenteils 7 drehfest eingerastet ist, schließt sich eine Tellerfeder 30 mit am Umfang angebrachten, sich nach außen erstreckenden Laschen 25a (Fig.1), die sich mittels dieser Laschen 25a gegen die

Laschen 24 des Reibsteuerteils 23 (Fig. 1) abstützt, an die Ringfläche 28a an und bewirkt ein auf den Hauptdämpfer 3 wirkendes Reibmoment.

Ein weiteres Ausgestaltungsmuster ist in Form eines längsseitigen Ausschnitts in Fig. 3 dargestellt. Ein erfindungsgemäßer, dem Torsionsschwingungsdämpfer 1 ähnlicher Torsionsschwingungsdämpfer 101 weist eine Nabe 111 mit axial verkürzter Außenverzahnung 110 auf, in die der Konus 131 als zweitem Nabenteil mittels einer axialen Verzahnung mit Formschluß eingreift. Weiterhin trägt der Konus 131 eine vorzugsweise von der Außenverzahnung 110 der Nabe 111 abweichende Außenverzahnung 131a, in die die Feder 129 mittels einer Innenverzahnung 139 unter Ausbildung des für die verschleppte Reibung notwendigen Zahnflankenspiels eingreift, wodurch eine Anpassung der Feder 129 an die Nabe 111 entfällt und bei unterschiedlichen Anforderungen an das verschleppte Reibungssystem bezüglich zu variierender Freiwinkel nur der Konus 139

geändert werden muß.

Eine weitere Ausgestaltungsmöglichkeit betrifft den Reibring 128, dessen erhabener Ring 146 eine plane Ringfläche 143 aufweist, wobei die Reibfläche zwischen dem Ring 146 und der Feder 129 dahingehend optimiert ist, daß an der Feder 129 im Bereich der Kontaktfläche zum Ring 146 der umlaufende Knick 129a an den Verlauf der Reibfläche 143 angepaßt wird.

Fig. 4 zeigt die Nabe 11 mit der Innenverzahnung 12, die in die Außenverzahnung einer nicht dargestellten Getriebeeingangswelle eingreift, und der Außenverzahnung 10, die mit einem Zahnflankenspiel 10a in die Innenverzahnung von Feder 29 eingreift, wobei durch ein in Umfangsrichtung angeordnetes Zahnflankenspiel 10a von vorzugsweise + 2,5° der

Reibsprung mittels des an den Reibflächen 40a zwischen der Feder 29 und dem

Eingangsteil 18 des Vordämpfers 2 einerseits und zwischen der Feder 29 und dem Reibring 28, 128 (Fig. 1 , 2, bzw. 3) andererseits entstehenden Reibmoments, wobei die Größe des Reibmoments durch die axial wirkende Federrate der Feder 29 festgelegt wird, gesteuert wird. Die Feder 29 weist an ihrem axialen Umfang sich radial erstreckende Zungen 41 auf, die mit ihren annähernd halbkreisförmigen Ausnehmungen 41 a die Zapfen 42, die mit einer axial gerichteten Mittelbohrung 42a ausgestattet sind, aufnehmen, wobei ein zum störungsfreien Einstellen des Reibsprungs notwendiges Spiel zwischen Zungen 41 und Zapfen 42 erhalten bleibt. Gegen die Drehrichtung können die Zapfen 42 als Anschläge dienen. Die Zungen 41 sind an ihrer Außenseite verbreitert, wodurch zusätzliche Reibfläche, die durch eine kuppenförmige Ausbildung 40 des Eingangsteils 18 des Vordämpfers 2 bezüglich des Anlagewinkel ß der Feder 29 zum Eingangsteil 18 optimiert wird, gewonnen

wird. Die Befestigung des Vordämpfers 2, der hier ohne das Ausgangsteil 10 und die Schraubenfedern 27 (Fig. 1) dargestellt ist, am Flansch 8 erfolgt mittels sich an den Ecken 26a der der Ansicht abgewandten Seite in axiale Richtung erstreckender Zapfen 26, die in die fensterförmigen Ausnehmungen 16a, 16b des Flansches 8 (Fig. 1) eingerastet werden. Die in axiale Richtung nach unten verlängerten Ränder 26c der Ausnehmungen 26b des Eingangsteils 18 des Vordämpfers 2 bilden dabei einen Formschluß zu den fensterförmigen Ausnehmungen 16a, 16b des Flansches.

In Fig. 5 ist der theoretische Verlauf des Verdrehmoments in Abhängigkeit vom Verdrehwinkel gezeigt. Der Verdrehmomentverlauf bei kleinen Verdrehwinkeln in Richtung Zugseite, also in die Richtung, in die das Antriebsaggregat den Torsionsschwingungsdämpfer bei noch stehender Getriebeeingangswelle verdreht, ist in diesem Ausführungsmuster bis ca. 9° von den Dämpfungseigenschaften des zweistufigen

Vordämpfers 2 geprägt (Fig. 6a). Die erste Stufe des Hauptdämpfers 3 setzt nach dem Aufbrauchen des Freiwinkels zwischen der Außenverzahnung 10 der Nabe 11 und der Innenverzahnung 9 des Flansches 8 ein. Die zweite Hauptdämpferstufe setzt nach Aufbrauchen der Freiräume der Ausnehmungen 16b des Flansches 8 bei einem Verdrehwinkel von 16° ein. Die Zunahme des Verdrehmoments ist mehr als eine Verdoppelung des Verdrehmoments der ersten Hauptdämpferstufe, da die Schraubendruckfedem 13b der zweiten Hauptdämpferstufe gegenüber den Schraubendruckfedem 13a der ersten Stufe eine höhere Steifigkeit aufweisen. Bei einem Verdrehwinkel von ca. 20,5° stößt bei diesem Ausführungsmuster die Ausnehmung 17 des Flansches 8 an die Haltebolzen 6, die die Scheibenteile 5, 7 miteinander verbinden, wodurch die Wirkung der Hauptdämpferstufe beendet wird. In Richtung Schubseite ist der Freiwinkel des Vordämpfers 2 auf Verdrehwinkel von 2,5° begrenzt, so daß die erste Hauptdämpferstufe ab diesem Verdrehwinkel einsetzt. Auch der Beginn der Wirksamkeit und der Anschlag der zweiten Hauptdämpferstufe sind auf Verdrehwinkel von 12,5° bzw. 14° begrenzt.

Fig. 6a stellt eine Bereichsvergrößerung der Fig. 5 zur besseren Darstellung des Verdrehmoments des Vordämpfers 2 über die Verdrehwinkel dar. In Zugrichtung (rechter

Diagrammausschnitt) wirkt die erste Vordämpferstufe d bei Verdrehwinkeln bis zu 6°. Bei größeren Verdrehwinkeln ist der Freiraum der Ausnehmungen 22 des Ausgangsteils 19 des Vordämpfers 2 aufgebraucht und die zweite Vordämpferstufe c2 wird aktiviert bis zu einem Winkel von 9°, bei dem der Freiwinkel zwischen Außenverzahnung 10 der Nabe 11 und der Innenverzahnung 9 des Flansches 8 aufgebraucht ist und die Hauptdämpfereinrichtung einsetzt. Die Arbeitsweise des Vordämpfers ist in diesem Ausführungsmuster seriell, das heißt die Federspannung des Vordämpfers 2 bleibt während der Wirkung des Hauptdämpfers 3 erhalten. Der Vordämpfer 2 weist im Schubbetrieb eine begrenzte Verdrehbarkeit nämlich einen Verdrehwinkel von 2,5° auf, wobei nur die erste Vordämpferstufe aktiviert wird.

Fig. 6b zeigt den Verdrehmomentverlauf M eines erfindungsgemäßen Ausführungsmusters des Vordämpfers 2 in Abhängigkeit vom Verdrehwinkel _α unter Berücksichtigung der durch

die Reibeinrichtung bedingten Hysterese H1.

Dabei zeigen die durchgezogenen, mit Pfeilen versehenen Linien den Verdrehmomentverlauf in Pfeilrichtung bei einer erfolgten Verdrehung des Vordämpfers 2 mit Verdrehwinkelumkehr, die gestrichelten Linien den Verlauf der Verdrehmomentkurve ohne Reibsprung und die strichpunktförmige Linie den von der Hysterese bereinigten Mittelwert des Verdrehmoments ohne Berücksichtigung des Reibsprungs.

Beginnend bei einem Verdrehwinkel . bei dem im Schubbetrieb der Vordämpfer am

Anschlag steht und nur die erste Vordämpferstufe aktiv ist, nimmt das auf die Zugseite bezogene Verdrehmoment M ab bis zu einem Verdrehwinkel von 0°, dem Nulldurchgang der ersten Vordämpferstufe. Dann erhöht sich das Verdrehmoment M sukzessive in Abhängigkeit von der Federrate und der Grundreibung der ersten Vordämpferstufe bis der Freiwinkel FW zwischen der Innenverzahnung 39 der Feder 29 und der Außenverzahnung

10 der Nabe 11 aufgebraucht ist. Dann wird die Feder 29 von der Nabe 11 mitgenommen und erzeugt durch die entstehende Relatiwerdrehung ein Reibmoment an den 5 Kontaktflächen zum Reibring 28 und zum Eingangsteil 18 des Vordämpfers 2, woraus der dargestellte Reibsprung R1 bei dem Verdrehwinkel FW entsteht. Das zusätzliche Reibmoment ist dem Reibmoment der ersten Vordämpferstufe überlagert, bis die zweite

Vordämpferstufe beispielsweise c2 (Fig. 6a) bei einem Verdrehwinkel von 6° mit einem zusätzlichen Reibmoment aktiviert wird. Aus der Steigung dieses Kurvenabschnitts wird

10 deutlich, daß die Schraubendruckfedem der ersten Vordämpferstufe eine kleinere Steifigkeit aufweisen als die Schraubendruckfedem der zweiten Vordämpferstufe. Am Ende A des Wirkbereichs des Vordämpfers 2 in Zugrichtung wird eine Umkehr des Verdrehwinkels durchgeführt, wobei die Hysterese H1 in umgekehrte Richtung auswirkt und das Reibmoment des Reibsprungs R1 entfällt, da nun die Relatiwerdrehung der Feder

15 29 gegenüber der Nabe 11 durch den geänderten Drehsinn mittels des Freiwinkels zur Nabe 11 wieder gegeben ist. Bei einem Rückdrehwinkel von 3° bezogen auf das Ausführungsmuster in Fig. 6a wird die zweite Vordämpferstufe wieder inaktiviert und das Reibmoment M fällt auf den um die Hysterese H1 verminderten Wert der ersten Dämpferstufe bei Vollausschlag. Eine weitere Abnahme des Verdrehwinkels _α. bewirkt ein

0 Aufbrauchen des Freiwinkels zwischen Feder 29 und Nabe 11 in umgekehrter Richtung und der Reibsprung R1 setzt analog zum positiven Drehsinn ein, wobei ein Winkelversatz bei den beiden Drehrichtungen beobachtet wird, der aus der Ungleichmäßigkeit der Wirkungsbereiche im Zug- und Schubbetrieb des Vordämpfers 2 resultiert (Fig. 6a). Bei Verminderung der Verdrehwinkels durchläuft die erste Vordämpferstufe den Nulldurchgang und es wird ein negatives Verdrehmoment M bis zum Ende B der

Schubrichtung aufgebaut.

Die Figur 7 zeigt ein Detail eines Ausführungsbeispiels mit einem 5 Torsionsschwingungsdämpfer 201 , bei dem die Eingangsteile 205, 207 gegeneinander mittels der Tellerfeder 233 unter axialer Zwischenlegung des Konus 231 , der sich an einer radial vorstehenden Schulter 211a der Nabe 211 axial abstützt, verspannt sind, wobei durch die axiale Federkonstante der Tellerfeder 233 eine Zentrierung des Scheibenteils 207 auf dem Konus 231 bewirkt wird. Zur Optimierung der Zentrierung der Seitenscheibe

10 207 auf dem Konus 231 wird der Anstellwinkel _α des Konus 231 und des Scheibenteils 207

im Bereich 207a der Kontaktfläche zum Konus 231 zwischen 0 < _α < 45°, vorzugsweise

25° < _α < 35° eingestellt. Bei einer Relatiwerdrehung zwischen der Nabe 211 und den

Scheibenteilen 205, 207 tritt am Konus 231 ein Reibmoment auf, das in Abhängigkeit vom Anstellwinkel _α. den zueinander in Kontakt stehenden Reibflächen, der Federkonstante

15 der Tellerfeder 233 und den Reibwerten der relativ zueinander verdrehten Teile bestimmt

wird. Dabei kann der Reibeingriff zwischen dem Bereich 207a und dem Konus 231 an der Kontaktfläche 231a und/oder vorzugsweise zwischen dem Konus 231 und der Energiespeicheraufnahme 219 des Vordämpfers an der Kontaktfläche 231b eingestellt werden, wobei hier zwischen den beiden Teilen 231 , 219 ein Reibblech vorgesehen sein 0 kann. Die abtriebsseitige Ansteuerung oder Beaufschlagung der Energiespeicher 227 erfolgt mittels eines von der Seite des Scheibenteils 205 auf die Energiespeicher 227 eingreifendes Steuerblech 227a, das in die Verzahnung 219a der Nabe 211 eingreift.

Figur 8 zeigt eine weitere, dem Ausführungsbeispiel der Figur 7 ähnliche Ausgestaltung eines Details betreffend den Konus 331 mit einem Anstellwinkel 0 < _α < 45°, vorzugsweise

25° < α < 35° und einem Reibkontakt zu der Nabenverzahnung 219a unter Ausbildung

einer Reibfläche 331 b, die ein Reibmoment bei einer Relatiwerdrehung der radial außen miteinander axial verbundenen Scheibenteile 305, 307 gegen die Nabe 311 ausbildet. Die beiden Scheibenteile 305, 307 sind dabei unter axialer Zwischenlegung des Konus 331 auf der einen und eines Anschlagrings 332 auf der anderen Seite mittels der axial wirksamen Tellerfeder 333, die sich an dem Scheibenteil 305 und am Anschlagring 332 abstützt,

gegen die Nabe 311 verspannt.

Figur 9 zeigt ein abgewandeltes Ausführungsbeispiel des Torsionsschwingungsdämpfers 1 in Figur 1. Der als Teilschnitt dargestellte Torsionsschwingungsdämpfer 401 der Figur 9 weist im Bereich des Vordämpfers 402 eine Reibeinrichtung 428 auf, so ausgelegt ist, daß die Tellerfeder 433 selbst keine Reibfunktion sondern nur die Verspannung der Reibsteuerscheibe 429 gegen den Konus 431 einerseits sowie gegen den Flansch 408 andererseits bewirkt. Auf diese Weise ist eine zweistufige Ausgestaltung der Reibeinrichtung 438 möglich.

Die erste Stufe wird durch eine axiale Verspannung der beiden radial außen miteinander verbundenen Scheibenteile 406, 407 unter axialer Zwischenlegung des Konus 431 mit der Nabe 411 mittels der Tellerfeder 488 definiert. Durch die Vorspannung der Scheibenteile 405, 407 entsteht ein Reibeingriff bei einer Relatiwerdrehung der Nabe 411 gegen die

Scheibenteile 405, 407 als erste Reibstufe an der Kontaktfläche 431a zwischen dem Konus 431 und dem Scheibenteil 407, wobei bei entsprechender Ausgestaltung der Reibverhältnisse, der Reibeingriff gemäß den Figuren 7 und 8 auch in den Kontaktbereich 431 b zwischen Nabe 411 und Konus 431 verlegt werden kann, indem beispielsweise der

Anstellwinkel _α der Kontaktfläche 431c steiler gestaltet wird, wobei an dieser Stelle das

Reibmoment erniedrigt und die Zentrierung der Scheibenteile 405, 407 auf dem Konus 431 verbessert wird.

Die zweite Reibstufe erfolgt bei einer Relatiwerdrehung des Flansches 408 gegenüber der Reibsteuerscheibe 429, also im Arbeitsbereich des Vordämpfers 402, wobei das Reibmoment an der Kontaktfiäche 429a der Reibsteuerscheibe 429 zum Flansch 408 gebildet wird und die Reibsteuerscheibe 429 in das Ausgangsteil 419 eingehängt ist und mittels eines Verdrehspiels zwischen den beiden Teilen 429, 419 eine verschleppte

Reibung erzeugt werden kann.

Um zu verhindern, daß sich die Tellerfeder 433 relativ gegen den Konus 431 beziehungsweise die Reibsteuerscheibe 429 bewegt, sind an ihrem Innen- und Außenumfang radial erweiterte Ausleger 433a, 433b vorgesehen, die mit axial erhabenen Nocken 431 d des Konus 431 und Ausnehmungen 429b der Reibsteuerscheibe 429 jeweils drehschlüssige Verbindungen bilden. Die Tellerfeder 433 bewirkt in dem Ausführungsbeispiel eine zusätzlich zur Wirkung der Tellerfeder 488 erhöhte Verspannung des Konus 431 mit dem Scheibenteil 407, wodurch insbesondere bei einem Versatz von Antriebseinheit und Getriebe eine verbesserte Verspannung und damit eine bessere Zentrierung des Scheibenteils 405 auf dem Konus und ein besser definierter Reibeingriff möglich ist.

Die mit der Anmeldung eingereichten Patentansprüche sind Formulierungsvorschläge ohne Präjudiz für die Erzielung weitergehenden Patentschutzes. Die Anmelderin behält sich vor, noch weitere, bisher nur in der Beschreibung und/oder Zeichnungen offenbarte Merkmale zu beanspruchen.

In Unteransprüchen verwendete Rückbeziehungen weisen auf die weitere Ausbildung des Gegenstandes des Hauptanspruches durch die Merkmale des jeweiligen Unteranspruches hin; sie sind nicht als ein Verzicht auf die Erzielung eines selbständigen, gegenständlichen Schutzes für die Merkmale der rückbezogenen Unteransprüche zu verstehen.

Die Gegenstände dieser Unteransprüche bilden jedoch auch selbständige Erfindungen, die eine von den Gegenständen der vorhergehenden Unteransprüche unabhängige Gestaltung aufweisen.

Die Erfindung ist auch nicht auf das (die) Ausführungsbeispiel(e) der Beschreibung beschränkt. Vielmehr sind im Rahmen der Erfindung zahlreiche Abänderungen und Modifikationen möglich, insbesondere solche Varianten, Elemente und Kombinationen und/oder Materialien, die zum Beispiel durch Kombination oder Abwandlung von einzelnen in Verbindung mit den in der allgemeinen Beschreibung und Ausführungsformen sowie den Ansprüchen beschriebenen und in den Zeichnungen enthaltenen Merkmalen bzw. Elemen- ten oder Verfahrensschritten erfinderisch sind und durch kombinierbare Merkmale zu einem neuen Gegenstand oder zu neuen Verfahrensschritten bzw. Verfahrensschrittfolgen führen, auch soweit sie Herstell-, Prüf- und Arbeitsverfahren betreffen.

Claims

Patentansprüche

1. Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere für Kraftfahrzeugkupplungsscheiben, mit zumindest einem, in einem vorgegebenen Winkelbereich wirkenden, Kraftspeicher geringerer Steifigkeit aufweisenden Vordämpfer und zumindest einem, in einem vorgegebenen Winkelbereich wirkenden, Kraftspeicher höherer Steifigkeit aufweisenden Hauptdämpfer, wobei die Kraftspeicher zwischen den jeweiligen Eingangs- und Ausgangsteilen des Vor- und Hauptdämpfers wirksam sind und das Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers eine mit Innenprofil zum Aufsetzen auf eine Getriebewelle versehene Nabe ist, sowie ein das Ausgangsteil des Hauptdämpfers bildender Flansch mit Innenprofil aufgenommen ist, wobei das Innenprofil mit einem Außenprofil der Nabe in Eingriff steht und über dieses Profil dem Flansch des Hauptdämpfers gegenüber der Nabe eine begrenzte Relatiwerdrehung ermöglicht ist, sowie zumindest einem das Eingangsteil des Hauptdämpfers bildenden und die Reibbeläge aufnehmenden Scheibenteil, zumindest einer Reibeinrichtung und einer zumindest einen Teil der Reibeinrichtung ansteuernden und den Reibeingriff definierenden Feder, die in das Außenprofil der Nabe eingreift.

2. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, daß die

Nabe zweiteilig ist.

3. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1 und/oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen der Feder und der Nabe eine begrenzte, einen Freiwinkel bildende

Relatiwerdrehung möglich ist.

4. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Relatiwerdrehung zwischen der Feder und der Nabe

in einem Teil des Winkelbereichs der Wirksamkeit der Kraftspeicher des Vordämpfers erfolgt.

5. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Relativverdrehung zwischen der Feder und der Nabe eine Verschleppung des von der Feder definierten Reibeingriffs um den Freiwinkel « bewirkt.

6. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Freiwinkel e_* im Bereich zwischen

+ 2° und + 3° liegt und vorzugsweise + 2,5° beträgt.

7. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Feder ein zum Außenprofil der Nabe kom¬

plementäres Innenprofil aufweist.

8. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Außenprofil der Nabe und das Innenprofil der Feder

eine Verzahnung bilden, die den Freiwinkei _α zuläßt.

9. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Ausgangsteil des Vordämpfers drehfest mit der Nabe verbunden ist.

10. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche,

dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des Vordämpfers als Reibeinrichtung ausgestaltet ist.

11. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Feder zwischen dem Eingangsteil des Vordämpfers und des Scheibenteils und/oder einem mit ihm fest verbundenen Bauteil verspannt ist.

12. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das fest mit dem Scheibenteil verbundene Bauteil ein zweites über Abstandsbolzen beabstandetes Scheibenteil ist.

13. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Bauteil ein am zweiten Scheibenteil befestigter Reibring ist.

14. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Feder ein Außenprofil mit zumindest einer nach radial

außen zeigenden Zunge aufweist.

15. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Zunge(n) radial außen eine annähernd halbkreisförmige Ausnehmung aufweist beziehungsweise aufweisen.

16. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß sich die Zunge(n) zur radialen Außenseite hin verbreitert beziehungsweise verbreitem.

17. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des Vordämpfers an der der Feder zugewandten axialen Seite im Bereich der Kontaktfläche zwischen Eingangsteil und der mit einem Anlagewinkel verspannten Feder eine Kuppe aufweist.

18. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Kuppe einen solchen Steigungswinkel aufweist, daß der Auflagewinkel ß der Feder annähernd ß = 0 ist.

19. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des Vordämpfers an der der Feder zugewandten, axialen Seite mindestens einen sich axial erstreckenden Zapfen aufweist.

20. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Anzahl der Zapfen der Anzahl der Ausnehmungen an den Zungen am Außenumfang der Feder entspricht.

21. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Zapfen (der Zapfen) mit Spiel in die Ausnehmung der Zunge(n) eingreifen (eingreift).

22. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Reibring mit mindestens einem sich axial erstreckenden Zapfen in eine im Scheibenteil vorgesehene Bohrung eingepaßt wird.

23. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Reibring einen am äußeren Umfang befindlichen, sich axial in Richtung Feder erhabenen eine axiale Ringfläche bildenden, Ring aufweist.

24. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die sich bildende Ringfläche zu ihrem inneren

Durchmesser hin abfällt.

25. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß durch die abfallende Ringfläche ein Phasenwinkel γ so

ausgestaltet ist, daß der Anlagewinkel ß der Feder auf dem Reibring annähernd ß = 0 ist.

26. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Reibring zumindest einen Teil der Reibeinrichtung des Vor- und des Hauptdämpfers bildet.

27. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche,

dadurch gekennzeichnet, daß außerhalb des Außenumfangs des erhabenen Rings des Reibrings eine weitere, zu einer Reibeinrichtung des Hauptdämpfers gehörige Tellerfeder angeordnet ist.

28. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß sich die Tellerfeder auf axial ausgerichtete Laschen eines einen Teil der Reibeinrichtung des Hauptdämpfers steuernden Reibsteuerteils abstützt.

29. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Reibsteuerteil eine zweite Stufe der Reibeinrichtung

des Hauptdämpfers ansteuert.

30. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß sich die Tellerfeder axial gegen die radial innere, nicht erhabene Ringfläche des Reibrings abstützt.

31. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche,

dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des Vordämpfers in für eine Aufnahme der Kraftspeicher im Eingangsteil des Hauptdämpfers vorgesehene Fenstern eingepaßt wird.

32. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche,

dadurch gekennzeichnet, daß die Einpassung über formschlüssig zu den beiden radial inneren Ecken der Fenster im Eingangsteil des Vordämpfers vorgesehene axial ausgeformte Zapfen erfolgt.

5

33. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Vordämpfer axial zwischen den Scheibenteilen untergebracht ist.

10 34. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Außenprofil der Nabe in einem zweiten Nabenteil fortgeführt wird und die Feder mit ihrem Innenprofil in ein Außenprofil des Konus eingreift.

15 35. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß sich das Außenprofil der Nabe vom Außenprofil des

Konus unterscheidet.

36. Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere nach einem der vorhergehenden 0 Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Scheibenteile unter axialer

Zwischenlegung des Konus gegen die Nabe mittels eines axial wirksamen

Energiespeichers verspannt sind.

37. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß eine konischen Fläche des Konus mit einem

Anstellwinkel _α eine Kontaktfläche zu einem der beiden Scheibenteile bildet.

38. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Scheibenteil auf dem Konus zentriert werden.

39. Torsionsschwingungsdämpfer zumindest nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Anstellwinkel _α im Bereich 0° < _α < 45°,

vorzugsweise 25° < _α < 35° vorgesehen ist.