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Dokumentenidentifikation DE3834284C2 18.12.1997
Titel Torsionsschwingungsdämpfer
Anmelder Mannesmann Sachs AG, 97422 Schweinfurt, DE
Erfinder Priwitzer, Michael, Dipl.-Ing. (FH), 7300 Esslingen, DE;
Tebbe, Gerhard, Dipl.-Ing., 8721 Geldersheim, DE
DE-Anmeldedatum 08.10.1988
DE-Aktenzeichen 3834284
Offenlegungstag 12.04.1990
Veröffentlichungstag der Patenterteilung 18.12.1997
Veröffentlichungstag im Patentblatt 18.12.1997
IPC-Hauptklasse F16F 15/28
IPC-Nebenklasse F16D 13/60   F16D 13/64   F16D 3/12   

Beschreibung[de]

Die Erfindung bezieht sich auf einen Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere im Antriebsstrang eines Kraftfahrzeuges mit Brennkraftmaschine, bestehend aus einem Eingangs- und einem Ausgangsteil, welche um eine gemeinsame Achse drehbar gelagert sind, sowie einer dazwischen angeordneten Torsionsfedereinrichtung, welche das zu übertragende Drehmoment weiterleitet.

Es ist Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Verbesserung der Entkopplung der von der Brennkraftmaschine erzeugten Ungleichförmigkeit zu erzielen.

So ist es beispielsweise mit bisher bekannten Systemen nicht möglich, bei hohem mittleren Übertragungsmoment und sehr niedrigen Drehzahlen ohne Energieverlust und ohne Resonanzprobleme eine ausreichend gute Entkopplung zu erzielen. Bei bisher bekannten Systemen dieser Art, wie z. B. der deutschen Offenlegungsschrift 36 42 877, mußte zur fliehkraftabhängigen Reibeinrichtung gegriffen werden, welche die beiden Massen eines Zweimassenschwungrades bei niedrigen Drehzahlen durch eine hohe Reibkraft bedämpfte. Mit einer solchen Einrichtung ist ein hoher Energieverlust verbunden. Bei anderen Systemen wurde mit hydraulischer Dämpfung gearbeitet (DE-OS 36 10 127), wobei ebenfalls Energieverluste auftreten.

Aus der deutschen Patentschrift 31 39 658 ist eine Kupplungsscheibe mit Torsionsschwingungsdämpfer bekannt, bei welcher unter Verwendung vieler herkömmlicher Bauteile eine Übersetzungsstufe vorgesehen ist, welche dafür sorgt, daß die Eingangsteile, welche mit den Reibbelägen in Verbindung stehen, einen größeren Winkelausschlag ausführen können als die direkt mit den Schraubenfedern in Wirkverbindung stehenden Deckblechen des reinen Torsionsschwingungsdämpfers. Sämtliche Bauteile der Übersetzungsstufe sind dabei im Drehmomentenfluß angeordnet.

Zur Lösung der Aufgabe wird eine Anordnung gemäß dem Hauptanspruch vorgeschlagen. Danach ist zur wirksamen Entkopplung eine Koppelmasse vorgesehen, die drehbar gelagert ist und die über ein Getriebe antreibbar ist, wobei sich das Getriebe zumindest am Eingangsteil abstützt und wobei die Koppelmasse parallel zum Drehmomentübertragungsweg wirksam ist. Dabei ist die Koppelmasse nicht im Drehmomentübertragungsweg angeordnet und sie kann unabhängig von den Zwängen der Drehmomentübertragung angeordnet und ausgelegt werden. Es entsteht somit ein größerer Spielraum bei der Entkopplung der von der Brennkraftmaschine erzeugten Ungleichförmigkeit.

Das Getriebe wird vorzugsweise als Planetenradgetriebe angeführt, da dieses in drehsymmetrische Systeme gut unterzubringen ist und zum anderen auch hohe Übersetzungsverhältnisse auf kleinem Raum ermöglicht.

Es ist dabei ohne weiteres möglich, doppelte oder dreifache Planetenräder vorzusehen.

Vorzugsweise erfolgt die Anbindung des Planetengetriebes über zwei Hohlräder. In Verbindung mit geringfügigen Durchmesser-Unterschieden der beiden Hohlräder ist somit auf engstem Raum eine hohe Übersetzung zu realisieren.

Vorzugsweise ist jedes der Planetenräder als Dreifach-Planetenrad ausgebildet mit zwei Stirnrädern unterschiedlichen Durchmessers und einem Zwischenrad zwischen beiden, welche direkt mit der Koppelmasse in Drehverbindung steht. Eine solche Ausführung ist leicht an spezielle Gegebenheiten anpaßbar.

Dabei weist das Zwischenrad einen Durchmesser auf, der größer ist als der des größeren Stirnrades. Gleichzeitig sollte im Sinn einer recht hohen Übersetzung der wirksame Antriebsdurchmesser der Koppelmasse einen möglichst kleinen Wert aufweisen.

Bei Ausbildung des Planetengetriebes als Reibradgetriebe ist Spielfreiheit sämtlicher Bauelemente gewährleistet. Andererseits ist bei der Ausbildung als Zahnradgetriebe in allen Betriebszuständen die volle Beschleunigung bzw. Verzögerung zu übertragen. Es ist auch möglich, eine Kombination von beiden Übertragungsarten vorzusehen, indem jeweils neben der entsprechenden Reibfläche eine Verzahnung mit dem gleichen mittleren Durchmesser vorgesehen ist. Auf diese Weise kann im Normal betrieb das Moment über die Reibfläche übertragen werden und lediglich bei Spitzenbelastungen müssen die Zahnräder zusätzlich eingreifen.

Die Drehverbindung zwischen Zwischenrad und Koppelmasse erfolgt vorzugsweise über Reibkraft. Dabei weist das Zwischenrad eine etwa V-förmige, umaufende Außenkontur auf, die in eine gleichartige, axial geteilte, V-förmige Nut der Koppelmasse eingreift, wovon ein Teil axial verschiebbar und federbelastet auf das andere vorgespannt ist. Eine solche Einrichtung ist hervorragend dazu geeignet, die radial notwendigen Kräfte für die Übertragung der Momente über Reibkraft zu erzeugen. Durch die V-förmige, axial federbelastete Nut wird das Zwischenrad zusammen mit seinen beiden seitlichen Rädern nach radial außen belastet und dort an die Gegenreibfläche der Hohlräder angelegt.

Es wird weiterhin gemäß der Erfindung vorgeschlagen, daß die Momenteinleitung in das Planetenradgetriebe über eine abstimmbare Reibeinrichtung erfolgt. Damit kann ein gezieltes Durchrutschen im Resonanzbereich bzw. bei Lastwechsel vorgesehen werden. Diese Einrichtung reduziert bei Erregung des Systems in Eigenfrequenz die Amplituden. Das System ist somit nur im Resonanzbereich durch Reibkraft gedämpft, außerhalb des Resonanzbereiches wird die Entkopplung nicht durch Reibung negativ beeinflußt.

Es kann bei bestimmten Anwendungsfällen vorteilhaft sein, die Reibeinrichtung drehzahlabhängig zu verändern. Dabei sind zwei Vorgehensweisen denkbar: Zum einen nimmt das Reibmoment oberhalb der Tilgungsfrequenz ab bis auf den Wert Null, wodurch die Entkopplung verbessert werden kann. Zum anderen wird oberhalb der Grenzfrequenz die Reibeinrichtung über ein Drehspiel angekoppelt. Dadurch wirkt die Reibung nur bei großen Amplituden (z. B. bei Lastwechsel) und es wird damit eine Verbesserung oberhalb der Grenzfrequenz durch die Erregung in der Zündfrequenz erzielt.

Weiterhin wird vorgeschlagen, daß zumindest ein Teil der Koppelmasse drehzahlabhängig zu- bzw. abkoppelbar ist. Durch Zu- oder Wegschalten von Anteilen der Koppelmasse erfolgt eine leichte Anpassung der Kennlinie der dynamischen Federsteifigkeit mit den typischen Abstimmungsfrequenzen an die momentane Drehzahl. Wenn beispielsweise die Koppelmasse so ausgelegt ist, daß für die Leerlaufsteifigkeit des Dämpfers die Tilgungsfrequenz bei Leerlaufdrehzahl ist, kann durch ein Zuschalten einer Koppelmasse oberhalb der Leerlaufdrehzahl erreicht werden, daß die Tilgungsfrequenz bei Last (höhere Federsteifigkeit) nach oben verlegt werden kann, z. B. in den Bereich um 1000 Umdrehungen. Durch Wegschalten von Teilen der Koppelmasse mit zunehmender Drehzahl ist es möglich, die Tilgungsfrequenz in einem weiten Drehzahlbereich immer in der Nähe der Betriebsdrehzahl zu halten.

Gemäß der Erfindung wird weiterhin vorgeschlagen, daß zumindest ein Teil der Koppelmasse über einen Leerweg ankoppelbar ist. Dadurch wird diese Koppelmasse nur bei großen Verdrehwinkeln wirksam (z. B. beim Lastwechsel) und bringt keine Beeinflussung bei Zündfrequenz.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung kann der Torsionsschwingungsdämpfer innerhalb einer Antriebswelle angeordnet werden. Eine solche Anordnung in einer hohlen Antriebswelle ist besonders raumsparend. Entsprechend den Unteransprüchen bezüglich der konstruktiven Merkmale sind hierbei Zweifach- Planetenräder vorgesehen, welche über Hohlräder mit geringfügig unterschiedlichem Durchmesser angetrieben werden. Der Abtrieb erfolgt über ein Sonnenrad der Koppelmasse.

Der Torsionsschwingungsdämpfer kann jedoch auch Teil einer Kupplungsscheibe sein, welche Reibbeläge, Deckbleche, eine Nabe und eine dazwischen angeordnete Torsionsfedereinrichtung aufweist. Bei der Verwendung von Dreifach- Planetenrädern erfolgt die Ankopplung des einen Hohlrades über den Belagträger und des anderen über die Nabe oder ein nabenfestes Bauteil, wobei das Zwischenrad direkt auf eine konzentrisch zur Drehachse angeordnete Hülse wirkt und sämtliche Teile axial zwischen der Kupplungsscheibe und dem Schwungrad angeordnet sind. In den anschließenden Unteransprüchen sind vorteilhafte konstruktive Details dieser Ausführungsvariante festgelegt.

Entsprechend einem weiteren Anspruch kann innerhalb eines Torsionsdämpfers mit einer Reihenschaltung von zwei Torsionsfedersystemen eine Anordnung von zwei Koppelmassen getroffen werden, wodurch beispielsweise in einem weiten Drehzahlbereich eine niedrige dynamische Gesamtfedersteifigkeit erzielt werden kann bzw. eine gezielte Abstimmung der beiden Teilungsfrequenzen auf die einfache und auf die doppelte Zündfrequenz vorgenommen werden kann.

Nach weiteren Merkmalen der Erfindung kann der Torsionsschwingungsdämpfer Teil eines Zweimassenschwungrades sein. Bei der Verwendung von Dreifach- Planetenrädern sind hierbei die beiden seitlichen Räder über Hohlräder angekoppelt, von denen das eine am Schwungrad und das andere am Ausgangsteile befestigt ist. Weiterhin ist die Koppelmasse mit zwei weiteren, fliehkraftabhängig schaltbaren Teilkoppelmassen versehen.

Die Erfindung wird anschließend anhand mehrerer Ausführungsbeispiele sowie anhand von Kurvendarstellungen näher erläutert. Es zeigen im einzelnen:

Fig. 1 eine Prinzipdarstellung der Anordnung der verschiedenen Koppelmassen;

Fig. 2 ein Prinzipschaubild einer möglichen Anordnung in einem Zweimassenschwungradsystem;

Fig. 3 die Prinzipdarstellung bei der Verwendung von Dreifach- Planetenrädern;

Fig. 4 eine ausgeführte Konstruktion innerhalb eines Zweimassenschwungrades;

Fig. 5 die Prinzipdarstellung von Dreifach-Planetenrädern mit kombiniertem Reibschluß/Formschluß;

Fig. 6 bis 9 zwei Beispiele für die Anwendung des Torsionsschwingungsdämpfers innerhalb einer Kupplungsscheibe;

Fig. 10 Anordnung des Torsionsschwingungsdämpfers innerhalb einer Antriebswelle;

Fig. 11 und 12 Anordnung des Schwingungsdämpfers in einer Kupplungsscheibe mit zwei hintereinander geschalteten Torsionsfedereinrichtungen;

Fig. 13 die Entwicklung des Beschleunigungs- bzw. Verzögerungsmomentes im Vergleich zum Federmoment;

Fig. 14 die prinzipielle Darstellung des Verlaufes der dynamischen Federkonstante.

Fig. 1 zeigt den prinzipiellen Aufbau eines Torsionsschwingungsdämpfers mit den beschriebenen Eigenschaften. Zwischen einem Eingangsteil 1 und einem Ausgangsteil 2 ist eine Torsionsfederung 8 vorgesehen, welche das Drehmoment von der Brennkraftmaschine her überträgt. Zwischen den beiden Teilen 1 und 2 ist weiterhin ein Endanschlag 9 vorgesehen. In herkömmlichen Systemen ist weiterhin eine Reibeinrichtung 23 vorgesehen, die mit einem hohen Energieverlust verbunden ist und die zumindest teilweise durch die Koppelmassen ersetzt werden kann. Zwischen den beiden Teilen 1 und 2 ist eine Koppelmasse 3 angeordnet, die über ein Getriebe 7 mit einer Obersetzung ins Schnelle angetrieben werden kann. Das Getriebe stützt sich dabei sowohl am Eingangsteil 1 als auch am Ausgangsteil 2 ab und treibt die drehbar gelagerte Koppelmasse 3 somit nur dann an, wenn Torsionsschwingungen zu einer Relativverdrehung zwischen den beiden Teilen 1 und 2 führen. In diesem Zusammenhang sei gleich auf die Fig. 13 verwiesen, welche den Verlauf des Federmomentes MF der Torsionsfederung 8 zeitabhängig zeigt. Die Kurve verläuft im wesentlichen sinusförmig. Weiterhin sind zwei Kurven gestrichelt eingezeichnet, die verschiedene Beschleunigungsmomente MB darstellen, die entweder von verschieden großen Koppelmassen herrühren oder die durch verschieden große Übersetzungen des Getriebes 7 erzeugt werden. Diese Kurven sind 180° phasenverschoben zur Kurve des Federmomentes und schneiden somit die Zeitachse in den gleichen Punkten. Federmoment und Beschleunigungsmoment wirken in entgegengesetzter Richtung und wenn beide addiert werden, läßt sich eine dynamische Federsteifigkeit definieren, die in Fig. 14 dargestellt ist. Für diese dynamische Federsteifigkeit ergibt sich eine Tilgungsfrequenz fT, bei welcher die dynamische Federsteifigkeit zu Null wird. Oberhalb dieser Tilgungsfrequenz ergibt sich noch eine Grenzfrequenz fG mit einem Wert von √ · fT. Im gesamten Drehzahlbereich unterhalb der Grenzfrequenz ist die Entkopplung des hier vorliegenden Systems besser als bei einem herkömmlichen Torsionsdämpfer mit Reibeinrichtungen und/oder hydrodynamischer Dämpfung. Zur Auslegung einer praktikablen dynamischen Federsteifigkeit sind je nach Abstimmungsfrequenzen erhebliche Werte für das Trägheitsmoment der Koppelmassen erforderlich. Je höher die Federsteifigkeit der Torsionsfedereinrichtung und je niedriger die Abstimmungsfrequenz ausgelegt sind, um so größer muß das Trägheitsmoment der Koppelmasse sein. Um die absoluten Massen nicht zu groß werden zu lassen, ist es deshalb sehr vorteilhaft, die Koppelmassen mit einer Übersetzung ins Schnelle anzutreiben. Die Masse kann damit um einen Faktor verkleinert werden, der vom Quadrat der Übersetzung abhängig ist. Eine hohe Übersetzung ist insbesondere durch Planetenradgetriebe realisierbar.

Wie weiterhin aus Fig. 1 ersichtlich, können zur weiteren Verbesserung des Dämpfungsverhaltens an die Koppelmasse 3 weitere Teilkoppelmassen 4, 5 oder 6 angekoppelt werden, die beispielsweise über einen Leerweg 12 oder über fliehkraftabhängig arbeitende Reibeinrichtungen 11 an- bzw. abkoppelbar sind.

Des weiteren ist die Koppelmasse 3 selbst beispielsweise über eine abstimmbare Reibeinrichtung 10 beeinflußbar. Die Reibeinrichtung 10 begrenzt das durch die Koppelmasse bewirkte Drehmoment auf ein bestimmtes Maß. Hierdurch werden bei Erregung der Eigenfrequenz des Systems die Amplituden stark reduziert. Es ist jedoch auch möglich, an dieser Stelle eine fliehkraftabhängige Reibeinrichtung vorzusehen, welche die Koppelmasse 3 drehzahlabhängig zu- oder wegschaltet. Damit kann folgendes erreicht werden:

Wenn die Koppelmasse so festgelegt wird, daß für die Federsteifigkeit des Leerlaufs die Tilgungsfrequenz bei Leerlaufdrehzahl liegt, kann durch Zuschalten einer Koppelmasse oberhalb der Leerlaufdrehzahl erreicht werden, daß die Tilgungsfrequenz bei Last (höhere Federsteifigkeit) zum Beispiel auf 1000 U/min. angehoben wird. Andererseits kann durch Wegschalten von Teilen der Koppelmasse bei zunehmender Drehzahl die Tilgungsfrequenz in einem weiten Drehzahlbereich immer in der Nähe der Betriebsdrehzahl gehalten werden.

Fig. 2 zeigt die Prinzipanordnung eines Zweimassensystems mit einem Schwungrad als Eingangsteil 1 und einem Ausgangsteil 2 in Gestalt einer Drehmasse, welche eine Reibungskupplung 27 als Anfahr- und Schaltkupplung beinhaltet. Diese leitet das Drehmoment über eine Kupplungsscheibe auf die Getriebewelle 48 weiter. Zwischen den beiden Teilen 1 und 2 ist eine Torsionsfederung 8 vorgesehen, welche das Drehmoment überträgt. Weiterhin ist eine Koppelmasse 3 um die gemeinsame Drehachse 49 drehbar gelagert, die über ein Getriebe 7 an beide Teile 1 und 2 angeschlossen ist. Das Getriebe 7 ist in Form eines Planetengetriebes ausgebildet und weist ein Planetenrad 14 auf, welches von einem Hohlrad 13 in Gestalt des Eingangsteils 1 angetrieben wird. Das Planetenrad 14 ist mit seinem Planetenradträger am Ausgangsteil 2 befestigt. Der Abtrieb erfolgt über ein Sonnenrad 15, welches direkt mit der Koppelmasse 3 verbunden ist. Bei relativer Drehbewegung zwischen den beiden Massen 1 und 2 um die Achse 49 gegen das Federmoment MF der Torsionsfederung 8 wird eine dauernde Beschleunigung und Verzögerung der Koppelmasse 3 bewirkt. Die hierbei entstehenden Beschleunigungsmomente sind dem Federmoment entgegengerichtet, so daß sich aus beiden Momenten ein dynamisches Federmoment herleiten läßt gemäß den Fig. 13 und 14.

In Fig. 3 ist in Prinzipdarstellung die obere Hälfte eines Planetenradgetriebes wiedergegeben mit Dreifach-Planetenrädern 18, die jeweils aus einem Zwischenrad 21 bestehen, sowie beidseitig angeordneten Stirnrädern 19 und 20. Die Stirnräder 19 und 20 sind jeweils über Hohlräder 13 bzw. 16 an die Bauteile 1 und 2 angekoppelt. Im vorliegenden Fall weist das antriebsseitige Hohlrad 13 den größeren Durchmesser auf und das abtriebsseitige Hohlrad 16 den kleineren. Das dazwischen angeordnete Zwischenrad 21 ist größer als beide Stirnräder und treibt direkt die Koppelmasse 3 als Sonnenrad an. Sämtliche Teile sind konzentrisch zur Drehachse 49 angeordnet. Die am Umfang gleichmäßig verteilten Planetenräder 18 sind über einen nicht dargestellten Planetenradträger untereinander verbunden und auf Abstand gehalten. Um die Koppelmasse 3 möglichst klein zu halten, ist eine möglichst große Übersetzung des Planetenradgetriebes vorzusehen. Eine große Übersetzung ergibt sich beispielsweise durch die Verwendung von Hohlrädern antriebsseitig und abtriebsseitig mit relativ geringen Durchmesserunterschieden und Abtrieb über ein Sonnenrad.

In Fig. 4 ist die Anordnung eines Planetenradgetriebes mit den oben beschriebenen Merkmalen in einem Zweimassen-Schwungrad wiedergegeben. Das Zweimassen-Schwungrad besteht aus einem Schwungrad 1 in Form eines Eingangsteils und eines Ausgangsteils 2, welches entsprechend Fig. 2 eine Reibungskupplung 27 aufnehmen kann. Beide Teile sind über ein Lager 24 gegenseitig drehbar gelagert, und zwar konzentrisch zur Drehachse 49. Zwischen beiden Teilen ist sowohl eine Torsionsfederung 8 angeordnet, als auch eine Reibeinrichtung 23, deren Wirkung durch die Verwendung und Anordnung einer Koppelmasse 3 zumindest stark reduziert werden kann. Das Planetenradgetriebe mit den Dreifach-Planetenrädern 18 ist radial außerhalb der Torsionsfederung 8 angeordnet. Die Anbindung erfolgt einerseits über eine Reibeinrichtung 10 und ein antriebsseitiges Hohlrad 13 an das Eingangsteil 1 in Form des Schwungrades und andererseits über ein abtriebsseitiges Hohlrad 16 am Ausgangsteil 2. Die Ausbildung der Planetenräder 18 mit ihrer Anbindung an die Koppelmasse 3 geht insbesondere aus der vergrößerten Darstellung gemäß Fig. 5 hervor. Zu beiden Seiten eines Zwischenrades 21 sind die beiden Stirnräder 19 und 20 angeordnet. Sie sind beide im Durchmesser kleiner gehalten als das Zwischenrad 21, wobei allerdings die Durchmesser-Unterschiede bei den Hohlrädern 13 und 16 bzw. bei den Stirnrädern 19 und 20 gegenüber Fig. 4 umgekehrt sind. Das Zwischenrad 21 weist eine im wesentlichen V-förmige Außenkontur 29 auf, durch welche das Drehmoment auf die Koppelmasse 3 über Reibschluß übertragen wird. Dieser Reibschluß wird dadurch hergestellt, daß sowohl die Koppelmasse 3 als auch ein Schiebeteil 31, das über eine Verzahnung drehfest, aber axial verschiebbar gegenüber der Koppelmasse 3 gehalten ist und durch eine Feder 32 axial belastet ist, mit entsprechenden V-förmigen Flächen eine Nut 30 bilden, welche mit der Außenkontur 29 des Zwischenrades 21 eine drehfeste Verbindung herstellt. Die Koppelmasse 3 entsprechend Fig. 4 ist als Hülse mit großem Durchmesser ausgeführt und konzentrisch zur Drehachse 49 angeordnet. Die Momentenübertragung von den Hohlrädern 13 bzw. 16 auf die Stirnräder 19 bzw. 20 erfolgt im vorliegenden Fall ebenfalls durch Reibschluß, indem sämtliche Planetenräder 18 durch ihre Einspannung über die V-förmige Nut 30 nach radial außen an die Hohlräder zur Anlage gebracht werden. Die Planetenräder 18 sind untereinander über einen Planetenradträger 22 verbunden, an diesem gelagert und von diesem auf exakten Abstand gehalten. Entsprechend Fig. 5 ist es allerdings auch möglich, die Drehmomentübertragung von den beiden Hohlrädern 13 oder 16 auf die Stirnräder 19 und 20 entweder über eine reine Verzahnung zu übertragen oder über eine Kombination aus Reibschluß und Formschluß. Die Darstellung gemäß Fig. 5 zeigt neben den Stirnrädern 19 und 20 mit Reibschlußverbindung zu den Hohlrädern noch zusätzliche Zahnräder, welche auf dem gleichen mittleren Durchmesser im Formeingriff mit den Hohlrädern 13 und 16 stehen. Eine solche Ausführung muß nicht die gesamten Spitzendrehmomente über den Reibschluß übertragen, sondern ist in der Lage, die Spitzenwerte durch Eingriff der Zahnräder zu übertragen. Damit können die radialen Anpreßkräfte fühlbar abgesenkt werden. In der Anordnung gemäß Fig. 4 sind zwei weitere Teilkoppelmassen 5 bzw. 6 vorgesehen, die beispielsweise aus einzelnen Segmenten bestehen und jede durch eine eigene Wurmfeder 25 bzw. 26 nach radial innen vorgespannt ist. Die Koppelmasse 5 ist dabei direkt auf der Koppelmasse 3 gelagert und die Koppelmasse 6 auf der Koppelmasse 5. Durch entsprechende Abstimmung der Massen und der Federn ist es möglich, bei Drehzahlanstieg zuerst die Koppelmasse 6 von der Koppelmasse 3 zu entkoppeln, wobei sich die Koppelmasse 6 an dem Innenumfang des Hohlrades 16 anlegen kann und somit nicht mehr Teil der Koppelmasse 3 ist. Bei weiter zunehmender Drehzahl kann dann die Koppelmasse 5 ebenfalls von der Koppelmasse 3 abgekoppelt werden.

Fig. 6 zeigt die Anwendung eines Planetenradgetriebes innerhalb einer Kupplungsscheibe 60, die Teil einer Reibungskupplung 27 ist. Die Reibungskupplung 27 in Form einer Anfahr- und Schaltkupplung weist einen üblichen Aufbau auf, d. h., Eingangsteil 1 ist das Schwungrad 33 einer Brennkraftmaschine, welches fest auf der Kurbelwelle 28 angeordnet ist. Am Schwungrad 33 ist ein Kupplungsgehäuse 34 befestigt, welches eine Anpreßplatte 36 trägt mit einer Membranfeder 35. Zwischen der Anpreßplatte 36 und dem Schwungrad 33 ist eine Kupplungsscheibe 60 angeordnet, die über ihre Reibbeläge 38 kuppel- und entkuppelbar ist. Die Kupplungsscheibe weist weiterhin eine Torsionsfedereinrichtung 8 auf sowie ein Ausgangsteil 2 in Form einer Nabe 37, die drehfest mit einer nicht dargestellten Getriebewelle verbunden ist. Sämtliche Teile drehen sich um die Drehachse 49. Der Belagträger 39 der Kupplungsscheibe 60 ist als Eingangsteil über eine Reibeinrichtung 11 mit dem Hohlrad 13 verbunden, welches Teil eines Planetenradgetriebes mit Dreifach-Planetenrädern 18 ist. Das Ausgangsteil der Reibungskupplung 27 wird von der Nabe 37 gebildet zusammen mit den beiden Deckblechen 46, die mit der Nabe 37 fest verbunden sind. An einem dieser Deckbleche 46 ist das Hohlrad 16 angeordnet, welches ebenfalls mit den Planetenrädern 18 in Verbindung steht. Die Planetenräder 18 sind in der bereits bekannten und beschriebenen Form ausgebildet und weisen ein Zwischenrad 21 auf sowie zwei seitlich davon angeordnete Stirnräder 19 und 20. Die Stirnräder stehen in drehfester Verbindung mit den Hohlrädern 13 bzw. 16. Das Zwischenrad 21 wird über eine Drehverbindung gemäß Fig. 5 an die Koppelmasse 3 angekuppelt. Die Koppelmasse 3 ist im vorliegenden Fall über ein prinzipiell dargestelltes Wälzlager 47 gegenüber dem Schwungrad 33 gelagert. Die Planetenräder 18 sind untereinander durch einen Planetenradträger 22 geführt. Die vorliegende Konstruktion ist so ausgeführt, daß bei Relativbewegung zwischen den Eingangsteilen und den Ausgangsteilen der Kupplungsscheibe 60 eine Beschleunigung bzw. Verzögerung der Koppelmasse 3 stattfindet. Dabei ist als Besonderheit die Reibeinrichtung 11 vorgesehen, durch welche Spitzenmomente abgebaut werden. Durch entsprechende Einstellung des Rutschmomentes in dieser Reibeinrichtung 11 werden bei Erregung der Eigenfrequenz des Systems mit dynamischer Federkonstante die Amplituden stark reduziert. Zusätzlich ist diese Reibeinrichtung 11 gemäß Fig. 7 drehzahlabhängig steuerbar. Fig. 7 zeigt die Einzelheit "E" gemäß Fig. 6 in vergrößerter Darstellung. Die Reibeinrichtung 11 weist eine Anpreßscheibe 43 und einen Gegenhalter 41 auf, wobei die Anpreßplatte drehfest aber axial beweglich gehalten und durch eine Tellerfeder 44 axial vorgespannt ist. Zwischen den beiden Teilen 41 und 43 sind Reibringe 42 angeordnet und dazwischen das Hohlrad 13. Die Tellerfeder 44 stützt sich einerseits an einem Träger 40 ab und andererseits an der Anpreßscheibe 43. Sie weist weiterhin Fortsätze 45 auf, die als Fliehgewichte wirken. Die gesamte Anordnung ist über das Trägerblech 40 am Belagträger 39 der Kupplungsscheibe 60 befestigt. Mit zunehmender Drehzahl steigt die Wirkung der Fliehgewichte 45 so an, daß die Tellerfeder 44 außer Eingriff mit der Anpreßscheibe 43 kommt, wodurch die Reibeinrichtung 11 ihre Übertragungsfähigkeit verliert und dadurch die Koppelmasse 3 nicht mehr angetrieben wird. Dies kann von Vorteil sein, wenn im hohen Drehzahlbereich die dynamische Federkonstante besonders große Werte erreicht und somit eine zu starre Koppelung darstellen würde. Vorzugsweise wird die Abstimmung so vorgenommen, daß ab der Tilgungsfrequenz fT das übertragbare Reibmoment abnimmt und oberhalb der Grenzfrequenz fD vollkommen aufgehoben ist.

In Fig. 8 ist eine weitere Variante eines Planetenradgetriebes innerhalb einer Kupplungsscheibe dargestellt. Das Eingangsteil 1 in Form eines Schwungrades 33 ist wiederum mit der Kurbelwelle 28 einer Brennkraftmaschine fest verbunden. Bei eingekuppelter Reibungskupplung ist das Schwungrad 33 fest mit dem Belagträger 39 und somit mit den beiden Deckblechen 46 verbunden. Als Ausgangsteil 2 fungiert die Nabe 37 der Kupplungsscheibe 61. Dazwischen ist eine Torsionsfederung 8 vorgesehen. Das Hohlrad 13 des Planetenradgetriebes ist über eine Reibeinrichtung 10 mit einem der beiden Deckbleche 46 verbunden und an der Nabe 37 ist das Hohlrad 16 abtriebsseitig direkt angeordnet. Die Anbindung der Koppelmasse 3 erfolgt über eine Einrichtung entsprechend Fig. 5 durch Reibschluß. Die Koppelmasse 3 weist die Form einer Hülse auf und sie ist konzentrisch zur Drehachse 49 angeordnet. Auf dem Außendurchmesser dieser Hülse 3 sind zwei weitere Koppelmassen 5 und 6 vorgesehen, die ebenfalls aus einzelnen Segmenten bestehen und jeweils durch eine eigene Feder 25 bzw. 26 so abgestimmt sind, daß sie bei einer vorgegebenen Drehzahl nach außen wandern können. Sie kommen dabei an Innenwandungen einer weiteren Koppelmasse 4 zur Anlage, die mit der Koppelmasse 3 über eine Verzahnung in Verbindung steht, welche einen Leerweg 12 aufweist. Dieser Leerweg 12 bringt vor allem dann Vorteile, wenn die Koppelmasse auf die Lastwechselfrequenz von etwa 10 Hz abgestimmt ist und damit ein sehr hohes Trägheitsmoment verwirklicht ist, welches eine Entkoppelung bei Zündfrequenz erschweren würde. Durch die Anordnung dieses Spiels ist eine deutliche Verbesserung des Lastwechsels möglich, ohne die Entkoppelung bei Zündfrequenz wesentlich zu beeinträchtigen. Die Koppelmasse 4 ist dabei über ein Wälzlager 47 gegenüber dem Schwungrad 33 gelagert. Durch dieses Lager werden ebenfalls die Koppelmassen 3, 5 und 6 geführt.

In Fig. 9 ist ein Ausschnitt einer Konstruktion ähnlich Fig. 8 wiedergegeben, wobei hier eine andere Anordnung der einzelnen Koppelmassen getroffen wurde. Entsprechend Fig. 8 erfolgt der Antrieb der Koppelmasse 3 über die Planetenräder 18. Die Koppelmasse 4 ist ebenfalls über das Lager 47 gelagert und greift mit einer Verzahnung mit Spiel in die Koppelmasse 3 ein. Die hülsenförmige Koppelmasse 3 ist über die Verzahnung hinaus verlängert und bildet dort einen Fortsatz 63, der in eine umlaufende Öffnung einer Koppelmasse 6&min; eingreift. Diese Koppelmasse ist im Ruhezustand direkt auf der Getriebewelle 48 gelagert und läuft mit dieser um. Sie besteht aus einzelnen Segmenten und wird durch auf ihrem Außenumfang angeordnete Koppelmassen 5 bzw. 6, die in bekannter Weise ebenfalls aus Segmenten bestehen und durch Federn 25 bzw. 26 zusammengehalten werden, vorgespannt. Im radialen Abstand der beiden Koppelmassen 5 und 6 befindet sich eine zylindrische Innenkontur 62 der Koppelmasse 4. Die Funktion ist nun folgende: Bis zu einem ersten Drehzahlbereich laufen die Koppelmassen 5, 6 und 6&min; zusammen mit der Getriebewelle 48 um. Oberhalb dieser vorgegebenen Drehzahl hebt die Koppelmasse 6&min; radial nach außen ab gegen die Kraft der beiden Federn 25 und 26. Dadurch legen sich sämtliche drei Koppelmassen 5, 6 und 6&min; am Fortsatz 63 der Koppelmasse 3 an, so daß die Koppelmasse 3 einen insgesamt hohen Wert erreicht. Bei weiterem Drehzahlanstieg gehen dann die Koppelmassen 5 und 6 gleichzeitig oder nacheinander nach radial außen weg und werden somit der Koppelmasse 4 zugeordnet. Die Schaltdrehzahl für die Koppelmasse 6&min; zum Abheben von der Getriebewelle 48 ist beispielsweise geringfügig oberhalb der Leerlaufdrehzahl vorgesehen. Die beiden Koppelmassen 5 und 6 können - falls die Koppelmasse 4 nicht notwendig ist - auch am Schwungrad zur Anlage kommen.

Fig. 10 zeigt die Anordnung einer Koppelmasse 3 innerhalb einer Antriebswelle 58, beispielsweise einer Kardanwelle. Das Eingangsteil 1 ist die Getriebeausgangswelle und es trägt eine Torsionsfederung 8 in Form eines aufvulkanisierten Gummiringes. Am Außendurchmesser dieses Gummiringes ist eine Hülse in Form eines Hohlrades 16 angeordnet, welches mit dem Ausgangsteil 2 - z. B. einem Flansch am Ausgleichsgetriebe - fest verbunden ist. Das Eingangsteil 1 in Form der Getriebeausgangswelle reicht durch die Torsionsfederung 8 hindurch und bildet innerhalb des Hohlrades 16 den Antrieb für das Hohlrad 13, wobei zwischen beiden Teilen die Reibeinrichtung 10 vorgesehen werden kann. Beide Hohlräder 13 und 16 wirken auf zweifache Planetenräder 17, welche unterschiedliche Außendurchmesser aufweisen. Das größere der beiden Planetenräder 17 greift in ein Sonnenrad ein, welches in Form der Koppelmasse 3 ausgebildet ist. Diese ist über zwei Lager 47 einmal im Eingangsteil 1 und einmal im Ausgangsteil 2 drehbar gelagert und sämtliche Bauteile drehen sich um die gemeinsame Drehachse 49. In der unteren Hälfte von Fig. 10 ist eine Ausbildung der Planetenräder getroffen, bei welcher die Koppelmasse 3 in das kleinere der beiden Planetenräder eingreift, dergestalt, daß alle jeweils drei Eingriffspunkte auf einer gemeinsamen Verbindungslinie 59 liegen, die durch die Drehachse 49 geht. Diese Konstruktion vermeidet ein Kippmoment auf die Planetenräder und ihre Lagerung.

Die beiden Fig. 11 und 12 zeigen eine besondere Ausgestaltung einer Kupplungsscheibe unter Einbeziehung zweier verschiedener Planetengetriebe. Die Kupplungsscheibe 50 ist mit zwei radial übereinander angeordneten Torsionsfederungen 8 bzw. 8&min; ausgebildet, welche in Reihe geschaltet sind. Zu diesem Zweck sind die Deckbleche 51 der radial äußeren Torsionsfederung 8 direkt mit dem Reibbelagträger und den Reibbelägen 38 verbunden und die beiden Deckbleche 52 der radial inneren Torsionsfederung 8&min; sind fest mit der Nabe 37 verbunden. Zwischen allen Deckblechen ist eine Nabenscheibe 53 angeordnet, die sowohl in die Torsionsfederung 8 als auch in die Torsionsfederung 8&min; eingreift. Die Nabenscheibe 53 ist im Raum zwischen den beiden Torsionsfederungen 8 und 91 axial verlängert und bildet dort ein Doppelrad, welches sich mit zwei Planetenradsätzen 17 in Eingriff befindet. Der radial äußere Planetenradsatz mit den Planetenrädern 17 greift mit dem größeren der doppelten Planetenräder in die Außenverzahnung des Doppelrades 57 ein und das kleinere der doppelten Planetenräder wird durch ein Sonnenrad 55 angetrieben, welches Teil des äußeren Deckbleches 51 ist. Die Zusatzmasse 3 ist auf den Außenumfang der Planetenräder aufgesetzt. Die am Innendurchmesser des Doppelrades 57 angeordneten doppelten Planetenräder 17 sind an ihrem Innendurchmesser mit der Koppelmasse 3&min; verbunden und hier erfolgt die Anbindung der kleineren Planetenräder durch ein Hohlrad 56, welches mit dem inneren Deckblech 52 einteilig ausgeführt ist. Eine solche Anordnung ermöglicht einen großen Drehzahlbereich mit niedriger dynamischer Gesamtfedersteifigkeit oder sie ermöglicht auch die Abstimmung der beiden Tilgungsfrequenzen auf einfache und doppelte Zündfrequenz.


Anspruch[de]
  1. 1. Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere im Antriebsstrang eines Kraftfahrzeuges mit Brennkraftmaschine, bestehend aus einem Eingangs- und einem Ausgangsteil, welche um eine gemeinsame Achse drehbar gelagert sind, sowie einer dazwischen angeordneten Torsionsfedereinrichtung, welche das zu übertragende Drehmoment weiterleitet, dadurch gekennzeichnet, daß zur wirksamen Entkoppelung eine Koppelmasse (3, 3&min;, 4, 5, 6, 6&min;) vorgesehen ist, die drehbar gelagert ist und die über ein Getriebe (7) antreibbar ist, wobei sich das Getriebe zumindest am Eingangsteil (1) abstützt und wobei die Koppelmasse parallel zum Drehmomentübertragungsweg wirksam ist.
  2. 2. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Getriebe vorzugsweise als Planetenradgetriebe (17, 18) ausgeführt ist.
  3. 3. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Planetenradgetriebe (17, 18) zumindest doppelte Planetenräder (17) aufweist.
  4. 4. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Anbindung des Planetenradgetriebes vorzugsweise über zwei Hohlräder (13, 16) erfolgt.
  5. 5. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß jedes Planetenrad vorzugsweise als Dreifach-Planetenrad (18) ausgebildet ist mit zwei Stirnrädern (19, 20) unterschiedlichen Durchmessers und einem Zwischenrad (21) zwischen beiden, welches direkt mit der Koppelmasse (3, 4, 5, 6) in Drehverbindung steht.
  6. 6. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Durchmesser der beiden Hohlräder (13, 16) geringfügig voneinander abweichen.
  7. 7. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Zwischenrad (21) einen Durchmesser aufweist, der größer ist als der des größeren Stirnrades.
  8. 8. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß der wirksame Antriebsdurchmesser an der Koppelmasse (3, 4, 5, 6) einen möglichst kleinen Wert aufweist.
  9. 9. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß das Planetenradgetriebe (17, 18) als Reibradgetriebe und/oder als Zahnradgetriebe ausgeführt ist.
  10. 10. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß jedes Planetenrad (18) bei Ausbildung als Reibrad oder kombiniertes Reibrad/Zahnrad zu beiden Seiten des Zwischenrades (21) Stirnräder (19, 20) mit Reibflächen aufweist, die mit entsprechenden Reibflächen eingangsseitig bzw. ausgangsseitig unter radialer Vorspannung in Kontakt stehen.
  11. 11. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß bei kombinierter Reibrad/Zahnrad-Ausführung axial neben den Reibflächen zusätzlich eine Verzahnung angeordnet ist.
  12. 12. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Drehverbindung zwischen Zwischenrad (21) und Koppelmasse (3, 4, 5, 6, 6&min;) vorzugsweise über Reibkraft erfolgt.
  13. 13. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß das Zwischenrad (21) eine etwa V-förmige, umlaufende Außenkontur (29) aufweist, die in eine gleichartige, axial geteilte V-förmige Nut (30) der Koppelmasse (3) eingreift, wovon ein Teil (Schiebeteil 31) axial verschiebbar und federbelastet (32) auf das andere vorgespannt ist.
  14. 14. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Momenteneinleitung in das Planetenradgetriebe (18) über eine abstimmbare Reibeinrichtung (10, 11) erfolgt.
  15. 15. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibeinrichtung (11) drehzahlabhängig veränderbar ist.
  16. 16. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest ein Teil der Koppelmasse (5, 6, 6&min;) drehzahlabhängig zu- bzw. abkoppelbar ist.
  17. 17. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest ein Teil der Koppelmasse (4) über einen Leerweg (12) angekoppelt ist.
  18. 18. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß er in einer Antriebswelle (58) angeordnet ist.
  19. 19. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil (1) fest mit einem Torsionsfederelement (8) von im wesentlichen ringförmiger Gestalt verbunden ist, das eine konzentrische Hohlwelle trägt, die als Hohlrad (16) in die größeren von doppelten Planetenrädern (17) eingreift und ein zweites Hohlrad (13) vom Eingangsteil (1) ausgehend in die kleineren der Planetenräder (17) eingreift.
  20. 20. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen Eingangsteil (1) und zugehörigem Hohlrad (13) eine abstimmbare und gegebenenfalls drehzahlabhängig veränderbare Reibeinrichtung (10, 11) angeordnet ist.
  21. 21. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, daß auf der Koppelmasse (3) ein Sonnenrad angeordnet ist, welches in die größeren der Planetenräder (17) eingreift.
  22. 22. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, daß die Koppelmasse (3) mit ihrem Sonnenrad in die kleineren der Planetenräder (17) eingreift, dergestalt, daß alle jeweils drei Eingriffspunkte auf einer gemeinsamen Verbindungslinie (59) durch die Drehachse (49) liegen.
  23. 23. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß er Teil einer Kupplungsscheibe (50, 60, 61) ist, bestehend aus Reibbelägen (38), Deckblechen (46, 51, 52, 54), Nabe (37) und dazwischen angeordneter Torsionsfedereinrichtung (8, 8&min;).
  24. 24. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 23, dadurch gekennzeichnet, daß das antriebsseitige Hohlrad (13) mit dem Belagträger (39, 46) verbunden ist, das abtriebsseitige Hohlrad (16) mit der Nabe (37) und das Zwischenrad (21) der Planetenräder (18) mit einer konzentrisch zur Drehachse (49) angeordneten Hülse (Koppelmasse 3) in Drehverbindung steht und sämtliche Teile (3, 13, 16, 18) axial zwischen Kupplungsscheibe (60, 61) und Schwungrad (Eingangsteil 1) angeordnet sind.
  25. 25. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, daß die Hülse (Koppelmasse 3) eine Verzahnung aufweist, in die eine Teil-Koppelmasse (4) mit einer Gegenverzahnung mit Leerweg (12) eingreift.
  26. 26. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß am Außenumfang der Hülse (Koppelmasse 3) wenigstens eine aus einzelnen Segmenten bestehende weitere Teil-Koppelmasse (5, 6) angeordnet ist, die unter Federvorspannung steht und oberhalb einer vorgegebenen Drehzahl von der Hülse abhebt.
  27. 27. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, daß die weitere Teil-Koppelmasse (5, 6) an einem Innendurchmesser der mit Spiel (12) angekoppelten Koppelmasse (4) zur Anlage kommt.
  28. 28. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß die Hülse (Koppelmasse 3) in unmittelbarer Nähe und konzentrisch zur Getriebewelle (48) angeordnet ist, die Teil-Koppelmasse (4) eine zylindrische Innenkontur (62) bildet und radial innerhalb dieser auf der Getriebewelle eine Teil-Koppelmasse (6&min;) in Form von Segmenten angeordnet ist, die einen axial offenen Schlitz aufweisen, in den hinein sich ein Fortsatz (63) der Koppelmasse (3) mit gegenseitigem radialen Spiel erstreckt und am Außenumfang der Segmente wenigstens eine weitere Teil-Koppelmasse (5, 6) federbelastet angeordnet ist, wobei bei Drehzahlerhöhung zuerst die Tell-Koppelmasse (6&min;) mit der Teil-Koppelmasse (5, 6) zusammen nach radial außen wandert, die Teil-Koppelmasse (6&min;) am Fortsatz (63) der Koppelmasse (3) zur Anlage kommt und bei weiterer Drehzahlerhöhung die Teil-Koppelmasse (5, 6) von der Teil-Koppelmasse (6&min;) abhebt und an der zylindrischen Innenkontur (62) der Teil- Koppelmasse (4) zur Anlage kommt.
  29. 29. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 3, 9, 11, wobei zwei Torsionsfedersysteme (8, 8&min;) einer Kupplungsscheibe (50) übereinander angeordnet und in Reihe geschaltet sind, mit zwei Deckblechen (51) als Eingangsteile, zwei Deckblechen (52) an der Nabe (37) als Ausgangsteile und einer gemeinsamen Nabenscheibe (53), dadurch gekennzeichnet, daß die Nabenscheibe (53) mit einem axialen Fortsatz ein Doppelrad (57) bildet, in das von radial außen und innen her Zweifach-Planetenräder (17) eingreifen, deren jeweils kleinere Räder mit entsprechenden Fortsätzen der Deckbleche (51, 52) in Antriebsverbindung stehen, dergestalt, daß der radial äußere Satz Planetenräder mit dem äußeren Deckblech (51) als Sonnenrad (55) und der radial innere mit dem inneren Deckblech (52) als Hohlrad (56) zusammenwirken und dadurch zwei Koppelmassen (3, 31) antreibbar sind.
  30. 30. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß er Teil eines Zweimassenschwungrades ist.
  31. 31. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 30, dadurch gekennzeichnet, daß radial außerhalb der Torsionsfederung (8) zwischen Schwungrad (Eingangsteil 1) und Ausgangsteil (2) mehrere Dreifach-Planetenräder (18) angeordnet sind, deren kleines Stirnrad (19) über ein Hohlrad (13) und eine Reibeinrichtung (10) vom Schwungrad antreibbar ist, deren größeres Stirnrad (20) über ein Hohlrad (16) mit dem Ausgangsteil (2) verbunden ist und deren Zwischenrad (21) über eine Reibeinspannung (29, 30, 31, 32) mit der Koppelmasse (3) in Antriebsverbindung steht.
  32. 32. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 31, dadurch gekennzeichnet, daß die Koppelmasse (3) wenigstens eine Teil- Koppelmasse (5) trägt, die federvorgespannt ist und sich oberhalb einer vorgegebenen Drehzahl am Ausgangsteil (2) bzw. am Hohlrad (16) anlegt.
  33. 33. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 32, dadurch gekennzeichnet, daß zwei Teil-Koppelmassen (5, 6) konzentrisch und radial übereinander angeordnet sind, die bei unterschiedlichen Drehzahlen abkoppelbar sind.






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