WO2009036727A1 - Drehschwingungsdämpfer - Google Patents

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WO2009036727A1
WO2009036727A1 PCT/DE2008/001407 DE2008001407W WO2009036727A1 WO 2009036727 A1 WO2009036727 A1 WO 2009036727A1 DE 2008001407 W DE2008001407 W DE 2008001407W WO 2009036727 A1 WO2009036727 A1 WO 2009036727A1
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WO
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flange
elements
vibration damper
torsional vibration
hub
Prior art date
Application number
PCT/DE2008/001407
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English (en)
French (fr)
Inventor
Steffen Lehmann
Original Assignee
Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg
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Publication date
Application filed by Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg filed Critical Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/121—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon using springs as elastic members, e.g. metallic springs
    • F16F15/123—Wound springs
    • F16F15/1232—Wound springs characterised by the spring mounting
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/121—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon using springs as elastic members, e.g. metallic springs
    • F16F15/123—Wound springs
    • F16F15/12353—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations

Definitions

  • the invention relates to a torsional vibration with at least one driver element which can be coupled via series-connected spring elements by means of flange with a hub.
  • the invention further relates to a clutch disc with such a torsional vibration damper.
  • the object of the invention is to improve a torsional vibration damper according to the preamble of claim 1 and a clutch disc with such a torsional vibration damper, in particular with regard to wear.
  • a torsional vibration damper with at least one driver element which can be coupled via series-connected spring elements by means of flange with a hub, by an intermediate flange which is rotatable relative to the flange elements and the hub and at the two facing ends of the Abut spring elements whose mutually remote ends bear against different flange elements.
  • the intermediate flange serves to guide the mutually facing ends of the spring elements.
  • the intermediate flange serves to transmit forces between the mutually facing ends of the spring elements.
  • a preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the intermediate flange is rotatably guided between the two flange elements.
  • the flange members define a receiving space for a ring-like body of the intermediate flange. This annular base body is arranged in the axial direction between the two flange elements.
  • flange elements have axial and / or radial guide regions for the intermediate flange.
  • the guide areas prevent movement of the intermediate flange in the axial and / or radial direction.
  • a further preferred exemplary embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the intermediate flange has two diametrically arranged pairs in the circumferential direction of oppositely directed abutment regions for in each case two spring elements. has.
  • the abutment areas are bounded radially outside of guide areas for the spring elements.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the intermediate flange has two diametrically arranged pairs of side guide lugs for spring elements.
  • the side guide lugs each engage in one end of an associated spring element.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the flange elements have diametrically arranged and circumferentially oppositely oriented contact areas for spacer elements, which are non-rotatably connected to the driver element.
  • the spacer elements are, for example, spacers or spacer plates which are fastened to the driver element.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the flange elements have diametrically arranged and circumferentially oppositely oriented contact areas for spring elements. The contact areas allow the power transmission between the spring elements and the flange elements.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the flange elements each with a defined backlash rotatably connected to the hub are connectable.
  • the torsional backlash is also called the clearance angle.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the defined backlash between an external toothing of the hub and an internal toothing of the respective flange element is provided. After overcoming the defined torsional backlash, the teeth of the hub and the flange elements come into abutment against each other so that a rotationally fixed connection between the hub and the respective flange element is created.
  • the torsional backlash is also called the clearance angle.
  • a further preferred embodiment of the torsional vibration damper is characterized in that the driver element as a drive plate with windows for the Fe. deriata executed and non-rotatably connected to a counter-disc.
  • the rotationally fixed connection is realized, for example, by spacer bolts or spacer plates.
  • the counter-disc is also equipped with windows for the spring elements.
  • the invention is particularly suitable for clutch plates of commercial vehicles and clutch plates with long running distances.
  • friction linings are preferably attached with the interposition of spring segments.
  • the hub is non-rotatably connected to a transmission input shaft.
  • Figure 1 is a perspective view of a torsional vibration damper according to the invention, which is integrated in a clutch disc;
  • Figure 2 shows the torsional vibration damper of Figure 1 in plan view
  • FIG. 3 shows the view of a section along the line IM-III in Figure 2;
  • Figure 4 is an enlarged half-section of Figure 3;
  • FIG. 5 shows a further enlarged half section from FIG. 3
  • Figure 6 is a main section in the plan view of the clutch disc
  • Figure 7 is an enlarged detail of Figure 6;
  • Figure 8 is an exploded view of the clutch disc
  • FIG. 9 shows a flange element of the clutch disk in plan view
  • Figure 10 is a perspective view of the flange of Figure 9; - A -
  • FIG. 12 is a perspective view of the intermediate flange of FIG. 11.
  • a torsional vibration damper 1 is shown in various views and sections.
  • the torsional vibration damper 1 comprises a hub 4, which is provided with an internal toothing 5.
  • the réellever2020 5 serves to non-rotatably connect the hub 4 with a (not shown) transmission input shaft of a transmission of a motor vehicle.
  • the hub 4 is provided with an outer toothing 6, which is visible for example in the sectional view of FIG.
  • the outer toothing 6 is used to non-rotatably connect the hub 4, possibly after overcoming a certain torsional backlash, with flange elements 11, 12, which extend in the radial direction in the manner of a flange.
  • the terms radial, axial and circumferential direction in the context of the present invention refer to a rotational axis 13 of the torsional vibration damper 1.
  • the shape and function of the flange 11, 12 will be explained below.
  • the spring devices 24 to 27 each comprise two spring elements in the form of helical compression springs 28, 29.
  • the helical compression spring 29 has the same length as but a smaller diameter than the helical compression spring 28 and is disposed within the helical compression spring 28.
  • the two driver elements 21, 22 are connected by spacers 31 to 34 firmly together.
  • the standoffs 31, 32 are arranged diametrically and have a larger diameter than the spacers 33, 34, which are also arranged diametrically.
  • the spacer bolts 31 to 34 are preferably designed as stepped bolts and connected at their ends with one of the driver elements 21, 22.
  • the driver elements 21, 22 essentially have the shape of circular ring disks in which windows for the spring devices 24 to 27 are recessed.
  • the recesses in the driver elements 21, 22 serve only the free space for the spring devices 24 to 27.
  • a contact or a direct power transmission between the driver elements 21, 22 and the spring means 24 to 27 does not take place.
  • the flange elements 11, 12 are arranged rotatably about the axis of rotation 13 between the driver elements 21, 22.
  • On the driver element 21, which is also referred to as the first driver element are radially outside friction linings 37, 38 secured by means of spring segments 39 to form a clutch disc 40.
  • the friction linings 37, 38 in the clutch disc 40 can be clamped in a known manner for torque transmission between pressure plates of a clutch device.
  • the driver element 22, which is also referred to as a second driver element is spaced in the axial direction from the first driver element 21 to provide a receiving space for the flange 11, 12 and an intermediate flange 60, which will be explained below
  • flange element 11 which is also referred to as an intermediate part, is identical to flange element 12, which is also referred to as an intermediate part.
  • the flange 11 has an internal toothing 41 which is provided on the inside of an annular base body 42.
  • two arms 43, 44 extend radially outward.
  • the ring-like base body 42 as viewed in Figure 9, relative to the arms 43, 44 offset by a certain distance from the plane of the drawing, as indicated by bent portions 46, 47.
  • the bent regions 46, 47 form on the non-visible in Figure 9 end face of the annular base body 42 radial guide areas.
  • the non-visible in Figure 9 end face of the annular base body 42 forms an axial guide region. The function of the guide areas will be explained below in connection with the intermediate flange 60.
  • the flange element 11 has on the arms 43, 44 each have a contact area 48, 49 for an associated spring device.
  • the abutment areas 48, 49 are arranged diametrically but oppositely aligned.
  • the contact areas 48, 49 are inclined relative to a radial.
  • the contact areas 48, 49 run parallel to one another.
  • a side guide nose 50, 51 rises from the surface of the abutment regions 48, 49.
  • the flange element 11 on the arms 43, 44 each have a contact region 52, 53 for the spacer bolts 31, 32. Radially outward, the contact areas 48, 49; 52, 53 of circular arc-like guide bodies 54, 55 limited, which are integral with the arms 43, 44 and the annular base body 42 are executed.
  • the radial and axial guide regions of the flange elements 11, 12 delimit a receiving space for a ring-like base body 58 of the intermediate flange 60 shown in different views in FIGS. 11, 12.
  • the annular base body 58 comprises a central through-hole 59, which serves to pass through the hub 4. From the ring-like base body 58, two arms 56, 57 extend radially outward, to each of which two Investment areas 61, 62 and 63, 64 are provided in pairs. Each of the abutment areas 61 to 64 cooperates with one of the spring devices 24 to 27. A side guide nose 65 to 68 for the associated spring device rises from the contact areas 61 to 64.
  • the abutment areas 61 to 64 are limited by circular arc-like holding bodies 69, 70 for the associated spring devices, which are also referred to as spring elements.
  • the diametrically arranged arms each have a slot 71, 72 recessed for an associated spacer pin 33, 34.
  • the size of the elongated holes 71, 72 is dimensioned so that the intermediate flange 60 can rotate relative to the driver elements 21, 22 limited to the rotation axis 13.
  • the abovementioned elements serve to transmit power from the first driver element 21, on which the friction linings 37, 38 the clutch disc 40 are fixed to the hub 4, which is rotatably and axially slidably connected to the transmission input shaft.
  • the hub 4 which is rotatably and axially slidably connected to the transmission input shaft.
  • the direction of rotation of the clutch plate 40 is indicated by an arrow 75.
  • the power flow is indicated in the train operation.
  • the power flow is indicated in the overrun mode.
  • the spacing bolts 31, 32 which are fixedly connected to the driver elements 21, 22, constitute the input part of the torsional vibration damper 1.
  • the torque to be transmitted as a circumferential force is transmitted to the flange element 11 via the spacing bolts 31, 32 transferred, as indicated by the arrow 81.
  • the flange member 11 transmits the torque, as indicated by the arrow 82, in the form of a further circumferential force on the spring means 24th
  • the spring device 24 in turn transmits the torque to the intermediate flange 60 in the form of a further circumferential force, which is indicated by the arrow 83.
  • the intermediate flange 60 transmits the torque in the form of a further circumferential force, which is indicated by the arrow 84, to the spring device 27, which is connected in series via the intermediate flange 60 to the spring device 24.
  • the torque is introduced simultaneously into the spring means 25 and 26.
  • the torque in the form of a further circumferential force which is indicated by the arrow 85, enters the flange 12th
  • Arrows 86, 87 indicate that the torque is transmitted from the flange element 12 via its internal toothing to the external toothing 6 of the hub 4.
  • the internal toothing of the flange 12 has a clearance angle and strikes in the pulling direction only on the outer toothing 6 of the hub 4, when the structurally defined by the predetermined backlash Weg zug brieflye end angle is reached. In this situation, then both internal teeth of the flange 12, 11 contact the hub. 4
  • the torque to be transmitted is transmitted via the spacing bolts 31, 32 as peripheral force to the flange element 12, as indicated by the arrow 91.
  • the torque in the form of a further circumferential force which is indicated by the arrow 92, transmitted via the abutment areas on the spring means 25, which in turn transmits the force to the intermediate flange 60, as indicated by the arrow 93.
  • the intermediate flange 60 again directs the circumferential force, as indicated by the arrow 94, to the spring device 26, which is connected in series with the spring device 25.
  • a friction damping device with disc springs and no idle damper can be integrated into the illustrated torsional vibration damper or the illustrated clutch disc.
  • the flange elements 11, 12 constructed identical and installed rotated by 180 degrees.
  • the clutch disc according to the invention is preferably used in dual clutch, hybrid and automatic applications. In this case, the advantages of the clutch disc according to the invention with the integrated torsional vibration damper, especially in long running distances come into their own. Particularly preferably, the clutch disc according to the invention is used in commercial vehicles.
  • a clutch disc with integrated torsional vibration damper and wear-free guidance of the spring devices is provided.
  • a mutual takeover / transfer of the spring ends no longer takes place.
  • the spring devices in the form of compression spring assemblies are each connected in pairs in series.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Drehschwingungsdämpfer mit mindestens einem Mitnehmerelement (21,22), das über in Reihe schaltbare Federelemente (24,27) mit Hilfe von Flanschelementen (11,12) mit einer Nabe (4) koppelbar ist. Die Erfindung zeichnet sich durch einen Zwischenflansch (60) aus, der relativ zu den Flanschelementen. (21,22) sowie der Nabe (4) verdrehbar ist und an dem zwei einander zugewandte Enden der Federelemente (24,27) anliegen, deren voneinander abgewandten Enden an unterschiedlichen Flanschelementen (11, 12) anliegen.

Description

Drehschwinqunqsdämpfer
Die Erfindung betrifft einen Drehschwingungsdännpfer mit mindestens einem Mitnehmerelement, das über in Reihe schaltbare Federelemente mit Hilfe von Flanschelementen mit einer Nabe koppelbar ist. Die Erfindung betrifft des Weiteren eine Kupplungsscheibe mit einem derartigen Drehschwingungsdämpfer.
Aufgabe der Erfindung ist es, einen Drehschwingungsdämpfer gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1 beziehungsweise eine Kupplungsscheibe mit einem derartigen Drehschwingungsdämpfer, insbesondere im Hinblick auf Verschleiß, zu verbessern.
Die Aufgabe ist bei einem Drehschwingungsdämpfer mit mindestens einem Mitnehmerelement, das über in Reihe schaltbare Federelemente mit Hilfe von Flanschelementen mit einer Nabe koppelbar ist, durch einen Zwischenflansch gelöst, der relativ zu den Flanschelementen sowie der Nabe verdrehbar ist und an dem zwei einander zugewandte Enden der Federelemente anliegen, deren voneinander abgewandten Enden an unterschiedlichen Flanschelementen anliegen. Der Zwischenflansch dient einerseits dazu, die einander zugewandten Enden der Federelemente zu führen. Darüber hinaus dient der Zwischenflansch dazu, Kräfte zwischen den einander zugewandten Enden der Federelemente zu übertragen.
Ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass der Zwischenflansch zwischen den beiden Flanschelementen drehbar geführt ist. Vorzugsweise begrenzen die Flanschelemente einen Aufnahmeraum für einen ringartigen Grundkörper des Zwischenflanschs. Dieser ringartige Grundkörper ist in axialer Richtung zwischen den beiden Flanschelementen angeordnet.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass die Flanschelemente axiale und/oder radiale Führungsbereiche für den Zwischenflansch aufweisen. Durch die Führungsbereiche wird eine Bewegung des Zwischenflanschs in axialer und/oder radialer Richtung verhindert.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass der Zwischenflansch zwei diametral angeordnete Paare in Umfangs- richtung entgegengesetzt ausgerichteter Anlagebereiche für jeweils zwei Federelemente auf- weist. Vorzugsweise werden die Anlagebereiche radial außen von Führungsbereichen für die Federelemente begrenzt.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass der Zwischenflansch zwei diametral angeordnete Paare Seitenführungsnasen für Federelemente aufweist. Vorzugsweise greifen die Seitenführungsnasen jeweils in ein Ende eines zugehörigen Federelements ein.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass die Flanschelemente diametral angeordnete und in Umfangsrichtung entgegengesetzt ausgerichtete Anlagebereiche für Abstandselemente aufweisen, die drehfest mit dem Mitnehmerelement verbunden sind. Bei den Abstandselementen handelt es sich zum Beispiel um Abstandsbolzen oder Abstandsbleche, die an dem Mitnehmerelement befestigt sind.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass die Flanschelemente diametral angeordnete und in Umfangsrichtung entgegengesetzt ausgerichtete Anlagebereiche für Federelemente aufweisen. Die Anlagebereiche ermöglichen die Kraftübertragung zwischen den Federelementen und den Flanschelementen.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass die Flanschelemente jeweils mit einem definierten Verdrehspiel drehfest mit der Nabe verbindbar sind. Das Verdrehspiel wird auch als Freiwinkel bezeichnet.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass das definierte Verdrehspiel zwischen einer Außenverzahnung der Nabe und einer Innenverzahnung des jeweiligen Flanschelements vorgesehen ist. Nach Überwinden des definierten Verdrehspiels kommen die Verzahnungen der Nabe und der Flanschelemente aneinander so in Anschlag, dass eine drehfeste Verbindung zwischen der Nabe und dem jeweiligen Flanschelement geschaffen wird. Das Verdrehspiel wird auch als Freiwinkel bezeichnet.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Drehschwingungsdämpfers ist dadurch gekennzeichnet, dass das Mitnehmerelement als Mitnehmerscheibe mit Fenstern für die Fe- derelemente ausgeführt und drehfest mit einer Gegenscheibe verbunden ist. Die drehfeste Verbindung wird zum Beispiel durch Abstandsbolzen oder Abstandsbleche realisiert. Vorzugsweise ist die Gegenscheibe ebenfalls mit Fenstern für die Federelemente ausgestattet.
Die Erfindung eignet sich besonders für Kupplungsscheiben von Nutzfahrzeugen und für Kupplungsscheiben mit langen Laufstrecken. An dem Mitnehmerelement sind vorzugsweise unter Zwischenschaltung von Federsegmenten Reibbeläge befestigt. Vorzugsweise ist die Nabe drehfest mit einer Getriebeeingangswelle verbunden.
Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung, in der unter Bezugnahme auf die Zeichnung ein Ausführungsbeispiel im Einzelnen beschrieben ist. Es zeigen:
Figur 1 eine perspektivische Darstellung eines erfindungsgemäßen Drehschwingungsdämpfers, der in eine Kupplungsscheibe integriert ist;
Figur 2 den Drehschwingungsdämpfer aus Figur 1 in der Draufsicht;
Figur 3 die Ansicht eines Schnitts entlang der Linie IM-III in Figur 2;
Figur 4 einen vergrößerten Halbschnitt aus Figur 3;
Figur 5 einen weiteren vergrößerten Halbschnitt aus Figur 3;
Figur 6 einen Hauptschnitt in der Draufsicht der Kupplungsscheibe;
Figur 7 einen vergrößerten Ausschnitt aus Figur 6;
Figur 8 eine Explosionsdarstellung der Kupplungsscheibe;
Figur 9 ein Flanschelement der Kupplungsscheibe in der Draufsicht;
Figur 10 eine perspektivische Darstellung des Flanschelements aus Figur 9; - A -
Figur 11 einen Zwischenflansch der Kupplungsscheibe in der Draufsicht und
Figur 12 eine perspektivische Darstellung des Zwischenflanschs aus Figur 11.
In den Figuren 1 bis 8 ist ein Drehschwingungsdämpfer 1 in verschiedenen Ansichten und Schnitten dargestellt. Der Drehschwingungsdämpfer 1 umfasst eine Nabe 4, die mit einer Innenverzahnung 5 versehen ist. Die Innenverzahlung 5 dient dazu, die Nabe 4 drehfest mit einer (nicht dargestellten) Getriebeeingangswelle eines Getriebes eines Kraftfahrzeugs zu verbinden. Des Weiteren ist die Nabe 4 mit einer Außenverzahnung 6 versehen, die zum Beispiel in der Schnittdarstellung der Figur 7 sichtbar ist. Die Außenverzahnung 6 dient dazu, die Nabe 4, gegebenenfalls nach Überwinden eines bestimmten Verdrehspiels, drehfest mit Flanschelementen 11 , 12 zu verbinden, die sich flanschartig in radialer Richtung erstrecken. Die Begriffe radial, axial und in Umfangsrichtung beziehen sich im Rahmen der vorliegenden Erfindung auf eine Drehachse 13 des Drehschwingungsdämpfers 1. Die Form und die Funktion der Flanschelemente 11, 12 werden im Folgenden noch erläutert.
Durch Lagereinrichtungen 14, 15 sind zwei Mitnehmerelemente 21, 22, die auch als Seitenteile bezeichnet werden, relativ zu den Flanschelementen 11 , 12 gegen die Federwirkung von Federeinrichtungen 24, 25, 26, 27 begrenzt verdrehbar. Die Federeinrichtungen 24 bis 27 umfassen jeweils zwei Federelemente in Form von Schraubendruckfedern 28, 29. Die Schraubendruckfeder 29 hat die gleiche Länge wie aber einen geringeren Durchmesser als die Schraubendruckfeder 28 und ist innerhalb der Schraubendruckfeder 28 angeordnet. Die beiden Mitnehmerelemente 21, 22 sind durch Abstandsbolzen 31 bis 34 fest miteinander verbunden. Die Abstandsbolzen 31 , 32 sind diametral angeordnet und haben einen größeren Durchmesser als die Abstandsbolzen 33, 34, die ebenfalls diametral angeordnet sind. Die Abstandsbolzen 31 bis 34 sind vorzugsweise als Stufenbolzen ausgeführt und an ihren Enden mit jeweils einem der Mitnehmerelemente 21 , 22 verbunden.
Die Mitnehmerelemente 21, 22 haben im Wesentlichen die Gestalt von Kreisringscheiben, in denen Fenster für die Federeinrichtungen24 bis 27 ausgespart sind. Die Aussparungen in den Mitnehmerelementen 21 , 22 dienen nur dem Freiraum für die Federeinrichtungen 24 bis 27. Ein Kontakt beziehungsweise eine direkte Kraftübertragung zwischen den Mitnehmerelementen 21, 22 und den Federeinrichtungen 24 bis 27 findet nicht statt. Die Flanschelemente 11 , 12 sind um die Drehachse 13 drehbar zwischen den Mitnehmerelementen 21, 22 angeordnet. An dem Mitnehmerelement 21, das auch als erstes Mitnehmerelement bezeichnet wird, sind radial außen Reibbeläge 37, 38 mit Hilfe von Federsegmenten 39 befestigt, um eine Kupplungsscheibe 40 zu bilden. Die Reibbeläge 37, 38 in der Kupplungsscheibe 40 sind in bekannter Art und Weise zur Drehmomentübertragung zwischen Druckplatten einer Kupplungseinrichtung einklemmbar. Das Mitnehmerelement 22, das auch als zweites Mitnehmerelement bezeichnet wird, ist in axialer Richtung von dem ersten Mitnehmerelement 21 beabstandet, um einen Aufnahmeraum für die Flanschelemente 11 , 12 und einem Zwischenflansch 60 zu schaffen, der im Folgenden noch erläutert wird.
In den Figuren 9 und 10 ist Flanschelement 11 , das auch als Zwischenteil bezeichnet wird, identisch zu dem Flanschelement 12 ausgeführt, das ebenfalls auch als Zwischenteil bezeichnet wird. Das Flanschelement 11 weist eine Innen Verzahnung 41 auf, die innen an einem ringartigen Grundkörper 42 vorgesehen ist. Von dem ringartigen Grundkörper 42 erstrecken sich zwei Arme 43, 44 radial nach außen. Der ringartige Grundkörper 42 ist, in Figur 9 betrachtet, gegenüber den Armen 43, 44 um einen gewissen Abstand aus der Zeichenebene heraus versetzt, wie durch umgebogene Bereiche 46, 47 angedeutet ist. Die umgebogenen Bereiche 46, 47 bilden auf der in Figur 9 nicht sichtbaren Stirnseite des ringartigen Grundkörpers 42 radiale Führungsbereiche. Die in Figur 9 nicht sichtbare Stirnfläche des ringartigen Grundkörpers 42 bildet einen axialen Führungsbereich. Die Funktion der Führungsbereiche wird im Folgenden noch im Zusammenhang mit dem Zwischenflansch 60 erläutert.
Das Flanschelement 11 weist an den Armen 43, 44 jeweils einen Anlagebereich 48, 49 für eine zugeordnete Federeinrichtung auf. Die Anlagebereiche 48, 49 sind diametral angeordnet, aber entgegengesetzt ausgerichtet. Darüber hinaus sind die Anlagebereiche 48, 49 gegenüber einer Radialen geneigt angeordnet. Dabei verlaufen die Anlagebereiche 48, 49 parallel zueinander. Aus der Fläche der Anlagebereiche 48, 49 erhebt sich jeweils eine Seitenführungsnase 50, 51. Darüber hinaus weist das Flanschelement 11 an den Armen 43, 44 jeweils einen Anlagebereich 52, 53 für die Abstandsbolzen 31 , 32 auf. Radial außen werden die Anlagebereiche 48, 49; 52, 53 von kreisbogenartigen Führungskörpern 54, 55 begrenzt, die einstückig mit den Armen 43, 44 und dem ringartigen Grundkörper 42 ausgeführt sind.
Die radialen und axialen Führungsbereiche der Flanschelemente 11, 12 begrenzen einen Aufnahmeraum für einen ringartigen Grundkörper 58 des in den Figuren 11 , 12 in verschiedenen Ansichten dargestellten Zwischenflanschs 60. Der ringartige Grundkörper 58 umfasst ein zentrales Durchgangsloch 59, das zum Durchführen der Nabe 4 dient. Von dem ringartigen Grundkörper 58 erstrecken sich zwei Arme 56, 57 radial nach außen, an denen jeweils zwei Anlagebereiche 61, 62 und 63, 64 paarweise vorgesehen sind. Jeder der Anlagebereiche 61 bis 64 wirkt mit einer der Federeinrichtungen 24 bis 27 zusammen. Aus den Anlagebereichen 61 bis 64 erhebt sich jeweils eine Seitenführungsnase 65 bis 68 für die zugehörige Federeinrichtung. Radial nach außen werden die Anlagebereiche 61 bis 64 von kreisbogenartigen Haltekörpern 69, 70 für die zugehörigen Federeinrichtungen begrenzt, die auch als Federelemente bezeichnet werden. In den diametral angeordneten Armen ist jeweils ein Langloch 71 , 72 für einen zugehörigen Abstandsbolzen 33, 34 ausgespart. Die Größe der Langlöcher 71 , 72 ist so bemessen, dass sich der Zwischenflansch 60 relativ zu den Mitnehmerelementen 21 , 22 begrenzt um die Drehachse 13 verdrehen kann.
Die vorab genannten Elemente, wie die Flanschelemente 11 , 12, die Mitnehmerelemente 21 , 22, die Federeinrichtungen 24 bis 27 und die Abstandsbolzen 31 bis 34 sowie der Zwischenflansch 60, dienen der Kraftübertragung von dem ersten Mitnehmerelement 21 , an dem die Reibbeläge 37, 38 der Kupplungsscheibe 40 befestigt sind, auf die Nabe 4, die drehfest und axial verschiebbar mit der Getriebeeingangswelle verbunden ist. In Figur 4 sieht man, dass zwischen der Innenverzahnung des Flanschelements 12, ebenso wie zwischen der Innenverzahnung des Flanschelements 11 , und der Außenverzahnung 6 der Nabe 4 ein definiertes Spiel vorgesehen ist. Durch das Spiel wird der Verdrehwinkel der Flanschelemente 11 , 12 relativ zu der Nabe 4 begrenzt.
In Figur 7 ist die Drehrichtung der Kupplungsscheibe 40 durch einen Pfeil 75 angedeutet. Durch schraffierte Pfeile 81 bis 87 ist der Kraftfluss im Zugbetrieb angedeutet. Durch nicht schraffierte Pfeile 91 bis 97 ist der Kraftfluss im Schubbetrieb angedeutet. In Figur 7 stellen die Abstandsbolzen 31, 32, die fest mit den Mitnehmerelementen 21 , 22 verbunden sind, das Eingangsteil des Drehschwingungsdämpfers 1 dar. In Zugrichtung beziehungsweise im Zugbetrieb wird das zu übertragende Drehmoment als Umfangskraft über die Abstandsbolzen 31 , 32 auf das Flanschelement 11 übertragen, wie durch den Pfeil 81 angedeutet ist. Das Flanschelement 11 überträgt das Drehmoment, wie durch den Pfeil 82 angedeutet ist, in Form einer weiteren Umfangskraft auf die Federeinrichtung 24.
Von der Federeinrichtung 24 wiederum wird das Drehmoment in Form einer weiteren Umfangskraft, die durch den Pfeil 83 angedeutet ist, auf den Zwischenflansch 60 übertragen. Der Zwischenflansch 60 wiederum leitet das Drehmoment in Form einer weiteren Umfangskraft, die durch den Pfeil 84 angedeutet ist, auf die Federeinrichtung 27, die über den Zwischenflansch 60 mit der Federeinrichtung 24 in Reihe geschaltet ist. Über den gegenüberlie- genden Arm des Zwischenflanschs wird das Drehmoment gleichzeitig in die Federeinrichtungen 25 und 26 eingeleitet. Von der Federeinrichtung 27 gelangt das Drehmoment in Form einer weiteren Umfangskraft, die durch den Pfeil 85 angedeutet ist, in das Flanschelement 12.
Durch Pfeile 86, 87 ist angedeutet, dass das Drehmoment von dem Flanschelement 12 über dessen Innenverzahnung auf die Außenverzahnung 6 der Nabe 4 übertragen wird. Die Innenverzahnung des Flanschelements 12 besitzt einen Freiwinkel und schlägt in Zugrichtung erst an die Außenverzahnung 6 der Nabe 4 an, wenn der konstruktiv durch das vorgegebene Verdrehspiel definierte zugseitige Endwinkel erreicht ist. In dieser Situation haben dann beide Innenverzahnungen der Flanschelemente 12, 11 Kontakt zur Nabe 4.
In Schubrichtung beziehungsweise im Schubbetrieb wird das zu übertragende Drehmoment über die Abstandsbolzen 31 , 32 als Umfangskraft auf das Flanschelement 12 übertragen, wie durch den Pfeil 91 angedeutet ist. Von dem Flanschelement 12 wird das Drehmoment in Form einer weiteren Umfangskraft, die durch den Pfeil 92 angedeutet ist, über die Anschlagbereiche auf die Federeinrichtung 25 übertragen, welche die Kraft wiederum auf den Zwischenflansch 60 überträgt, wie durch den Pfeil 93 angedeutet ist. Der Zwischenflansch 60 leitet die Umfangskraft wiederum, wie durch den Pfeil 94 angedeutet ist, auf die Federeinrichtung 26, die mit der Federeinrichtung 25 in Reihe geschaltet ist.
Von der Federeinrichtung 26 gelangt die Umfangskraft, wie durch den Pfeil 95 angedeutet ist, auf das Flanschelement 11. Durch Pfeile 96, 97 ist angedeutet, dass das Drehmoment im Schubbetrieb von dem Flanschelement 11 über dessen Innenverzahnung auf die Nabe 4 ü- bertragen wird. Die Innenverzahnung des Flanschelements 12 besitzt einen Freiwinkel und schlägt in Schubrichtung erst an die Außenverzahnung 6 der Nabe 4 an, wenn der konstruktiv definierte schubseitige Endwinkel erreicht ist. In dieser Situation haben dann wiederum beide Flanschverzahnungen Kontakt zur Nabe 4.
In der Explosionsdarstellung der Figur 8 sind keine Reibungseinrichtung mit Tellerfedern und kein Leerlaufdämpfer vorgesehen. Mit einigen Modifikationen sind jedoch eine Reibungs- dämpfungseinrichtung mit Tellerfedern und ein Leerlaufdämpfer in den dargestellten Drehschwingungsdämpfer beziehungsweise die dargestellte Kupplungsscheibe integrierbar. Gemäß einem Aspekt der Erfindung sind die Flanschelemente 11, 12 baugleich ausgeführt und um 180 Grad verdreht eingebaut. Es ist jedoch auch möglich, unterschiedlich gestaltete Flanschelemente zu verwenden. Die erfindungsgemäße Kupplungsscheibe wird vorzugsweise in Doppelkupplungs-, Hybrid- und Automatikanwendungen eingesetzt. Dabei kommen die Vorteile der erfindungsgemäßen Kupplungsscheibe mit dem integrierten Drehschwingungsdämpfer vor allem bei langen Laufstrecken zur Geltung. Besonders bevorzugt wird die erfindungsgemäße Kupplungsscheibe in Nutzfahrzeugen eingesetzt. Gemäß einem wesentlichen Aspekt der Erfindung wird eine Kupplungsscheibe mit integriertem Drehschwingungsdämpfer und verschleißfreier Führung der Federeinrichtungen geschaffen. Eine wechselseitige Übernahme/Übergabe der Federenden findet nicht mehr statt. Zur Erhöhung der Dämpferkapazität sind die Federeinrichtungen in Form von Druckfederpaketen jeweils paarweise in Reihe geschaltet.
Bezugszeichenliste
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Claims

Patentansprüche
1. Drehschwingungsdämpfer mit mindestens einem Mitnehmerelement (21 ,22), das über in Reihe schaltbare Federelemente (24-27) mit Hilfe von Flanschelementen (11 ,12) mit einer Nabe (4) koppelbar ist, gekennzeichnet durch einen Zwischenflansch (60), der relativ zu den Flanschelementen (11 ,12) sowie der Nabe (4) verdrehbar ist und an dem zwei einander zugewandte Enden der Federelemente (24-27) anliegen, deren voneinander abgewandten Enden an unterschiedlichen Flanschelementen (11,12) anliegen.
2. Drehschwingungsdämpfer nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Zwischenflansch (60) zwischen den beiden Flanschelementen (11 ,12) drehbar geführt ist.
3. Drehschwingungsdämpfer nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Flanschelemente (11 ,12) axiale und/oder radiale Führungsbereiche für den Zwischenflansch (60) aufweisen.
4. Drehschwingungsdämpfer nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Zwischenflansch (60) zwei diametral angeordnete Paare in Umfangsrichtung entgegengesetzt ausgerichteter Anlagebereiche (61-64) für jeweils zwei Federelemente (24-27) aufweist.
5. Drehschwingungsdämpfer nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Zwischenflansch (60) zwei diametral angeordnete Paare Seitenführungsnasen (65-68) für Federelemente (24-27) aufweist.
6. Drehschwingungsdämpfer nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Flanschelemente (11 ,12) diametral angeordnete und in Umfangsrichtung entgegengesetzt ausgerichtete Anlagebereiche (52,53) für Abstandselemente (31,32) aufweisen, die drehfest mit dem Mitnehmerelement (21 ,22) verbunden sind.
7. Drehschwingungsdämpfer nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Flanschelemente (11 ,12) diametral angeordnete und in Umfangsrichtung entgegengesetzt ausgerichtete Anlagebereiche (48,49) für Federelemente (24-27) aufweisen.
8. Drehschwingungsdämpfer nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Flanschelemente (11 ,12) jeweils mit einem definierten Verdrehspiel drehfest mit der Nabe (4) verbindbar sind.
9. Drehschwingungsdämpfer nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das definierte Verdrehspiel zwischen einer Außenverzahnung (6) der Nabe (4) und einer Innenverzahnung (41) des jeweiligen Flanschelements (11 ,12) vorgesehen ist.
10. Drehschwingungsdämpfer nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Mitnehmerelement (21) als Mitnehmerscheibe mit Fenstern für die Federelemente (24-27) ausgeführt und drehfest mit einer Gegenscheibe (22) verbunden ist.
11. Kupplungsscheibe mit einem Drehschwingungsdämpfer (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche.
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