Bekannte Antriebsstränge eines Kraftfahrzeuges verfügen über ein Antriebsaggregat, welches über ein Anfahrelement, ein Getriebe, eine Ausgangswelle des Getriebes und ein Achsgetriebe mit zwei Fahrzeugrädern in Antriebsverbindung stehen. Bei dem Antriebsstrang handelt es sich um einen mehrdimensionalen Schwinger bzw. einen Kontinuumsschwinger, welcher in Folge der schwankenden, nichtlinearen oder zeitveränderlichen Anregung durch das Antriebsaggregat, durch Kupplungs-oder Schalt- bedingungen und durch zeitveränderliche Abtriebsbedingungen an den Fahrzeugrädern zu Torsionsschwingungen angeregt wird.

Weitere Anregungsmechanismen für Torsionsschwingungen sind die Verzahnungen bei Zahnradgetrieben, eine Parametererregung sowie Anregungen infolge des Übertragungsverhaltens von Kreuzgelenken bei Kardanwellen. Darüber hinaus kann es bei dem Einsatz eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers und einer Wandlerüber- brückungskupplung bei Betätigung der Wandlerüberbrückungs- kupplung zu weiteren Torsionsschwingungen des Antriebsstranges kommen. DeRartige Torsionsschwingungen wirken sich nachteilig auf die Dynamik des Kraftfahrzeuges aus, insbesondere hinsichtlich des Geräusch-und/oder Fahrkomfortverhaltens.

Zur Verringerung derartiger Torsionsschwingungen ist es bekannt, in den Kraftfluß des Antriebsstranges Feder-Dämpfer- Elemente zwischenzuschalten. Beispielsweise findet ein Zweimassenschwungrad Einsatz, bei dem die Feder zwischen einem Primärschwungrad und einem Sekundärschwungrad (im Kraftfluß vor einer Anfahrkupplung) angeordnet ist. Durch die Schwungräder wird das Massenträgheitsmoment der Getriebeteile erhöht.

Dadurch liegt der Resonanzbereich des Antriebsstrangs unter der Leerlaufdrehzahl des Antriebsaggregates, so dass Drehzahl- schwankungen des Antriebsaggregates vermindert übertragen werden, vgl. bspw. die in der IPC-Klasse F16D003-14 angeführten Druckschriften.

Eine weitere Maßnahme zur Vermeidung der unerwünschten Torsionsschwingungen ist die Anordnung eines Torsionsdämpfers im Bereich des Anfahrelementes. Dieser ist beispielsweise in die Mitnehmerscheibe einer Trockenkupplung integriert oder an-/ abtriebsseitig einem hydrodynamischen Drehmomentwandler zugeordnet.

Eine weitere Möglichkeit zur Beeinflussung der Torsions- schwingungen stellt der Einsatz eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers dar, welcher infolge der hydrodynamischen Kraftübertragung ein verbessertes Schwingungsverhalten aufweist.

Des weiteren ist der Einsatz einer permanent oder inter- mittierend schlupfenden nassen oder trockenen Reibkupplung bei elektronisch kontrollierten Kupplungssystemen bekannt. Darüber hinaus ist es bei dem Einsatz eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers möglich, eine gesteuerte Wandlerüberbrückungskupplung einzusetzen, welche ebenfalls eine Verbesserung des Schwingungsverhaltens herbeiführt.

Insbesondere zur Schwächung von Resonanzerscheinungen ist es des weiteren bekannt, im Bereich der Gelenkwelle einen Tilger einzusetzen, vergleiche DE 197 33 478 A1, DE 42 01 049, DE 199 14 871 Al, DE 196 04 160 Cl, DE 42 38 683 C1. Der Einsatz eines Tilgers im Bereich eines Schwungrades, eines Zweimassenschwungrades oder einer Kupplung ist beispielsweise aus den Druckschriften DE 100 37 680 A1, DE 199 51 577 Al, DE 197 09 092 Cl, DE 197 09 092 Cl und DE 198 31 158 A1 bekannt.

Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen hinsichtlich des dynamischen Übertragungsverhaltens verbesserten Antriebsstrang vorzuschlagen.

Die der Erfindung zugrundeliegende Aufgabe wird durch die Merkmale des Patentanspruchs l gelöst. Das Antriebsaggregat steht über mindestens ein Anfahrelement, insbesondere eine Kupplung oder einen hydrodynamischer Drehmomentwandler, ein oder mehrere (Teil-) Getriebe, mindestens eine Ausgangswelle des Getriebes, welche beispielsweise mit einer Kardanwelle verbunden'ist, und ein bzw. im Falle eines Allradantriebes zwei Achsgetriebe mit einem oder mehreren Fahrzeugrädern in Antriebsverbindung. Das Antriebsaggregat kann als Brennkraft- maschine, Hybridantrieb oder Starter-Generator-System ausgebildet sein. Ein schwingungsfähiges Feder-Masse-System ist nicht in Reihe mit dem Antriebsstrang verbunden, sondern befindet sich in Parallelschaltung zu diesem. Dies hat den Vorteil, dass die Elastizität des Antriebsstranges durch die erfindungsgemäße Maßnahme nicht verändert wird, so dass eine unmittelbare Beeinflussung der Agilität des Fahrzeuges ausgeschlossen ist. Das Feder-Masse-System bildet einen Tilger, vgl. hierzu bspw. Magnus, Popp : Schwingungen, Teubner Studienbücher Mechanik, Stuttgart, 1997. Der Tilger steht in Wechselwirkung mit den Torsionsschwingungen des Antriebs- stranges.

Erfindungsgemäß erfolgt der Energieaustausch mit dem Antriebsstrang, insbesondere die mechanische Verbindung zwischen Feder-Masse-System und anderen in Reihe geschalteten Organen des Antriebsstranges, zwischen dem Anfahrelement und der Ausgangswelle des Getriebes. Dies hat einerseits den Vorteil, dass ohnehin vorhandene Bauräume zwischen dem Anfahrelement und dem Getriebeausgang genutzt werden können, so dass sich trotz der erfindungsgemäßen Anordnung des Tilgers keine oder unwesentliche Bauraumvergrößerungen ergeben. Des weiteren werden erfindungsgemäß durch das Anfahrelement verursachte Störkräfte auf dem Weg zur Ausgangswelle durch den Tilger abgeschwächt.

Entsprechend einer vorzugsweisen Ausgestaltung der Erfindung ist das Anfahrelement als hydrodynamischer Drehmomentwandler ausgebildet. In diesem Fall kann der dämpfende Einfluß des Drehmomentwandlers, welcher in Reihenschaltung im Antriebs- strang angeordnet ist, mit den Eigenschaften des Tilgers überlagert werden. Vorteilhaft ist der Einsatz des Tilgers in Verbindung mit einer Wandlerüberbrückungskupplung, da der Tilger etwaige Kraftstöße beim Schließen der Wandlerüber- brückungskupplung abschwächen kann. Bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung fällt der dämpfende Einfluß des Drehmomentwandlers weg, so dass mittels des Tilgers in diesem Arbeitsbereich des hydrodynamischen Drehmomentwandlers gezielt eine Beeinflussung bzw. Reduzierung der Torsionsschwingungen erfolgen kann.

Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung ist dem Anfahrelement ein Torsionsdämpfer mit zwei Torsionsdämpferstufen nachgeschaltet. Der Torsionsdämpfer befindet sich im Kraftfluß des Antriebsstranges und bewirkt einen weichen, gedämpften Antriebsstrang. Durch die Ausbildung des Torsionsdämpfers mit zwei in Reihe geschalteten Torsionsdämpferstufen kann ein besonders weiches Übertragungsverhalten unter Gewährleistung großer Wege realisiert werden. Erfindungsgemäß ist das Feder- Masse-System zwischen der ersten Torsionsdämpferstufe und der zweiten Torsionsdämpferstufe angeordnet. Hierdurch ergibt sich ein besonders gutes dynamisches Übertragungsverhalten. Des weiteren kann das Feder-Masse-System besonders gut in den für die zwei Torsionsdämpferstufen vorgesehenen Bauraum, insbesondere radial zwischen den beiden Torsionsdämpferstufen, integriert werden.

Vorzugsweise ist dem Anfahrelement ein Torsionsdämpfer nachgeschaltet. In diesem Fall ist das Feder-Masse-System zwischen dem Torsionsdämpfer und einem Getriebeglied einer Getriebestufe an den Antriebsstrang angekoppelt. Vorzugsweise handelt es sich hierbei um die Getriebeeingangswelle.

Beispielsweise ist das Feder-Masse-System entsprechend bekannten (rohrförmigen) Schwingungstilgersystemen ausgebildet.

Bei einem weiteren erfindungsgemäßen Antriebsstrang verfügt das Feder-Masse-System über einen parallel oder in Reihe zu einer Feder des Feder-Masse-Systems geschalteten Dämpfer. Über den Dämpfer kann das Übertragungsverhalten des Antriebsstrangs weiter beeinflußt werden. Bei dem Dämpfer handelt es sich um einen an sich bekannten, beliebigen nichtlinearen oder linearen Dämpfer, beispielsweise einen viskosen Dämpfer. Alternativ kann die Feder und der Dämpfer als ein integrales Bauteil ausgebildet sein, beispielsweise mittels eines Materiales, welches zugleich über federnde und dämpfende Eigenschaften verfügt. Denkbar ist ebenfalls der Einsatz eines Dämpfers, welcher (zumindest teilweise) über eine trockene Reibung verfügt, wodurch eine besonders wirkungsvolle. Bedämpfung der Schwingungen möglich ist.

Nach einer vorzugsweisen Ausgestaltung des Antriebsstranges ist das Feder-Masse-System als Torsionsschwinger ausgebildet. Diese Ausgestaltung stellt eine besonders einfache Umsetzung des Tilgers dar, da die Drehbewegung des Antriebsstranges unmittelbar in die Torsionsschwingungen des Feder-Masse-Systems umgesetzt werden kann. Der Torsionsschwinger führt Dreh- schwingungen um eine Welle des Getriebes aus. Hierdurch ergibt sich eine besonders kompakte Anordnung, insbesondere ohne zusätzliche Massenkräfte wie sie beispielsweise bei translatorischen Schwingungen auftreten. Weiterhin sind für Torsionsschwingungen mit kleinen Massen über große Radien große Massenträgheitsmomente erzielbar.

Nach einer besonderen Ausführungsform der Erfindung ist das Feder-Masse-System als Getriebetilger ausgebildet. Entsprechend dieser Ausgestaltung der Erfindung ist der Tilger einem Getriebeglied, welches zwischen der Getriebeeingangswelle und der Getriebeausgangswelle im Kraftfluß angeordnet ist, zugeordnet. Beispielsweise ist das-Feder-Masse-System an einem Zahnrad eines Zahnradpaares, einer Getriebewelle oder einem Getriebeglied eines Planetensatzes angelenkt. Hierbei kann in vorteilhafter Weise die ohnehin vorhandene Übersetzung der Getriebeglieder verwendet werden, so dass der Tilger mit einer gegenüber der Drehzahl des Antriebsaggregates veränderten Drehzahl betrieben wird. Gleichzeitig ist das Getriebeglied multifunktional ausgebildet, wodurch auch eine kompakte Bauweise gewährleistet ist.

Nach einer Weiterbildung der Erfindung verfügt das Feder-Masse- System über eine veränderliche Eigenfrequenz. Auf diese Weise ist eine besonders effektive Nutzung des Tilgereffektes in einem breiteren Frequenzband ermöglicht.

Vorzugsweise ist das Schwingungsverhalten des Feder-Masse- Systems über eine Steuerung oder Regelung beeinflussbar. Diese Beeinflussung kann beispielsweise in einer Zu-und Abschaltung des Tilgers in besonderen Betriebssituationen bestehen.

Weiterhin ist die Beeinflussung der Eigenfrequenz über die Steuerung oder Regelung möglich. Ebenfalls kann über die Steuerung oder Regelung eine Umschaltung der dynamischen Kenngrößen des Feder-Masse-Systems erfolgen. Alternativ oder zusätzlich kann das Schwingungsverhalten über konstante, harmonische oder stochastische Störkräfte im Bereich des Tilgers beeinflußt werden.

Entsprechend einem besonderen Vorschlag der Erfindung ist die Feder des Feder-Masse-Systems mit einer Stahlfeder gebildet.

Derartige Federn haben den Vorteil, dass deren mechanische Eigenschaften von der Temperatur, der Lebensdauer und Materialtoleranzen im wesentlichen unbeeinflußt sind, so dass sich keine Änderungen des dynamischen Verhaltens des Antriebs- stranges im Betrieb oder infolge von Ungenauigkeiten der Fertigung ergeben können.

Vorteilhafte Weiterbildungen ergeben sich aus der Beschreibung und den Zeichnungen. Bevorzugte Ausführungsbeispiele des erfindungsgemäßen Antriebsstranges werden nachfolgend anhand der Zeichnung näher erläutert. Die Zeichnung zeigt : Fig. 1 ein mechanisches Ersatzmodell eines Antriebsstranges, Fig. 2 ein mechanisches Ersatzmodel eines weiteren Antriebsstranges mit einem Turbinentorsionsdämpfer, Fig. 3 ein mechanisches Ersatzmodel eines weiteren Antriebsstranges mit einem Turbinentorsionsdämpfer und einem Gelenkwellentilger, Fig. 4 ein mechanisches Ersatzmodel eines Antriebsstranges mit einem Getriebetilger, Fig. 5 ein mechanisches Ersatzmodel eines Antriebsstranges mit einem Turbinentorsionsdämpfer und einem zwischen Getriebe und Turbinentorsionsdämpfer angeordneten Tilger, Fig. 6 eine beispielhafte konstruktive Ausgestaltung eines Antriebsstranges mit Tilger in einem Teil- querschnitt, Fig. 7 eine alternative konstruktive Ausgestaltung eines Antriebsstranges mit Tilger im Teilquerschnitt und Fig. 8 eine alternative konstruktive Ausgestaltung eines Antriebsstranges mit einem Getriebetilger.

Gemäß dem in Fig. 1 dargestellten Antriebsstrang verfügt dieser über ein Anfahrelement, insbesondere eine nasse oder trockene Kupplung oder einen hier dargestellten hydrodynamischen Drehmomentwandler 10 mit einer Pumpe 11 und einer Turbine 12, eine Eingangswelle 13, ein Getriebe 14, eine Gelenkwelle 15, ein Hinterachsgetriebe 16 und mindestens eine angetriebene Seitenwelle 17, welche zwischen einem ein Antriebsmoment 18 abgebenden Antriebsaggregat und einem Fahrzeugrad 19 angeordnet sind.

Das Antriebsmoment 18 ist konstant oder veränderlich, ins- besondere nach Maßgabe eines Fahrzeugwunsches, und überlagert von zeitlichen Momentenschwankungen in Folge eines ungleichförmigen Antriebes durch das Antriebsaggregat.

Der hydrodynamische Drehmomentwandler 10 kann zusätzlich zu der Pumpe 11 und der Turbine 12 über ein Leitrad verfügen.

Das Getriebe 14 ist als beliebiges Getriebe ausgebildet, beispielsweise als Schaltgetriebe, als Automatikgetriebe, als Planetengetriebe oder als Getriebe in Vorgelegebauart, und kann manuell oder (teil-) automatisiert betrieben werden.

Bei dem Hinterachsgetriebe 16 handelt es sich um ein an sich bekanntes Verteilergetriebe oder Differentialgetriebe.

Das Fahrzeugrad 19 steht über einen Reibkontakt mit der Fahrbahn 20 in Wirkverbindung. Der Reibkontakt bildet eine Randbedingung für die in Fig. 1 dargestellte Schwingerkette.

Die Antriebswelle 13, die Gelenkwelle 15 und die Seitenwelle 17 sind in'Fig. 1 als Torsionsfedern dargestellt und der hydrodynamische Drehmomentwandler 10, das Getriebe 14, das Hinterachsgetriebe 16 und das Fahrzeugrad 19 als (starre) Massen. Tatsächlich können die federnden Bauteile 13,15, 17 über eine Masse verfügen und die Bauteile 10,14, 16 und 19 über eine endliche Steifigkeit. Die Bauteile 11,12, 13,14, 15,16, 17 und 19 sind in der vorgenannten Reihenschaltung im Kraftfluß hintereinander angeordnet.

Bei im übrigen dem Antriebsstrang gemäß Fig. 1 entsprechender Gestaltung ist bei dem in Fig. 2 dargestellten Antriebsstrang zwischen dem hydrodynamischen Drehmomentwandler 10 und der Eingangswelle 13 ein Turbinentorsionsdämpfer 21 in Reihen- schaltung zwischengeschaltet.

Der in Fig. 3 dargestellte Antriebsstrang verfügt abweichend zu dem in Fig. 2 dargestellten Antriebsstrang über einen Gelenkwellentilger, welcher in mechanischer Parallelschaltung zu dem Antriebsstrang angeordnet ist und welcher im Bereich der Seitenwelle 17, des Hinterachsgetriebes 16 oder der Gelenkwelle 15 einen Energieaustausch bzw. eine Krafteinleitung mit dem Antriebsstrang ausführt. Der Gelenkwellentilger ist als Feder- Masse-System 22 ausgebildet. Das Feder-Masse-System 22 bildet ein schwingungsfähiges System, welches über mindestens einen Freiheitsgrad verfügt. Das Feder-Masse-System 22 ist als -translatorischer Schwinger, welcher an dem Umfang eines Elementes des Antriebsstranges angreift, oder aber als rotatorischer Schwinger, welcher ein Moment in den Antriebsstrang einleitet, ausgebildet. Das Feder-Masse-System ist gemäß Fig. 3 im einfachsten Fall als System mit einer linearen oder nicht linearen konstanten oder veränderlichen Steifigkeit sowie mit einer konstanten oder veränderlichen Masse ausgebildet. Ergänzend kann das System über eine lineare oder nichtlineare, trockene oder viskose Dämpfung verfügen. Die Steifigkeit und die Dämpfung des Feder-Masse-Systems können in Reihenschaltung und/oder Parallelschaltung zwischen dem Antriebsstrang und der schwingenden Masse angeordnet sein.

Vorzugsweise ist das Feder-Masse-System 22 als Rotations- schwinger ausgebildet, wobei die Masse 24 ein Bauelement des Antriebsstranges mindestens teilweise umgibt und beispielsweise hohlzylinderförmig oder hohlzylinder-segmentförmig ausgebildet ist. Das Bauelement des Antriebsstranges und die Masse 24 sind über eine Torsionsfeder 23 miteinander verbunden, wobei ein Federfußpunkt der Torsionsfeder 23 mit dem Bauelement des Antriebsstranges, insbesondere im Bereich von dessen Außenfläche, verbunden ist und der andere Federfußpunkt des Federelementes 23 mit der Masse 24, insbesondere im Bereich von deren Innenfläche, verbunden ist. Bei der Feder 23 handelt es sich insbesondere um ein elastisches Zwischenmaterial, welches den zwischen der Masse 24 und dem Bauteil des Antriebsstranges gebildeten Zwischenraum zumindest teilweise ausfüllt.

Der in Fig. 4 dargestellte Antriebsstrang ist abweichend von dem in Fig. 2 dargestellten Antriebsstrang mit einem Feder- Masse-System 22 entsprechend Fig. 3 ausgestattet, wobei abweichend zur Fig. 3 das Feder-Masse-System 22 im Bereich des Getriebes 14 mit dem Antriebsstrang in Wechselwirkung steht.

Hierbei kann die Kopplung zwischen dem Feder-Masse-System 22 an der Eingangswelle des Getriebes, der Ausgangswelle des Getriebes oder einem beliebigen zwischen der Eingangswelle und der Ausgangswelle im Kraftfluß liegenden Getriebeelement erfolgen.

Der in Fig. 5 dargestellte Antriebsstrang verfügt abweichend zu dem in Fig. 2 dargestellten Antriebsstrang über ein Feder- Masse-System 22, welches abweichend von Fig. 3 zwischen dem Turbinentorsionsdämpfer 21 und der Getriebeeingangswelle 13 in Wechselwirkung mit dem Antriebsstrang steht. Für den Fall, dass mehrere Turbinentorsionsdämpfer 21 in Reihenschaltung hintereinander vorgesehen sind, kann abweichend von der in Fig.

5 dargestellten Ausführungsform die Kopplung des Feder-Masse- Systems 22 zwischen einzelnen Turbinentorsionsdämpfern 21 erfolgen. Abweichend kann eine Kopplung des Feder-Masse-Systems 22 zwischen der Turbine 12 und dem Turbinentorsionsdämpfer 21 erfolgen.

Fig. 6 zeigt einen Antriebsstrang mit einem hydrodynamischen Drehmomentwandler 30, der eingangsseitig mit einer Kurbelwelle eines Antriebsaggregates und der ausgangsseitig über eine Buchse 32 mittels einer Innenverzahnung 33 mit einer in Fig. 6 nicht dargestellten Getriebeeingangswelle verbunden ist.

Mittels des hydrodynamischen Drehmomentwandlers 30 erfolgt eine Drehmomentübertragung zwischen Kurbelwelle und Getriebe- eingangswelle unter Gewährleistung eines hydrodynamischen Schlupfes in ausgewählten Betriebssituationen.

Der hydrodynamische Drehmomentwandler 30 verfügt über ein Pumpenrad 34, ein Turbinenrad 35 sowie ein Leitrad 36. Das Pumpenrad 34 ist drehfest mit dem Gehäuse 31 verbunden. Das Leitrad 36 stützt sich in an sich üblicher Weise an einem Freilauf 37 ab. Die innere Nabe 38 des Freilaufes 37 ist mittels einer Innenverzahnung 39 drehfest mit einer konzentrisch zur Getriebeeingangswelle angeordneten, nicht dargestellten Welle verbunden. Das Turbinenrad 35 ist drehfest mit einer Eingangsseite 39 eines Turbinen-torsionsdämpfers 40 verbunden.

Der Tubinentorsionsdämpfer 40 bildet einen Torsionsschwinger mit einem Drehfreiheitsgrad, bei welchem die Drehsteifigkeit mittels in Umfangsrichtung orientierten Federn gebildet ist.

Der Torsionsdämpfer 40 kann weiterhin über dämpfende Eigenschaften verfügen, beispielsweise in Folge viskoser Dämpfungselemente oder trockener Reibung wie der Reibung zwischen den Außen-flächen der Federn 41 an der Eingangs-oder Ausgangsseite des Turbinentorsionsdämpfers 40. Ausgangsseitig ist der Turbinentorsionsdämpfer 40 über ein Übertragungselement 42 mit der Eingangsseite eines Turbinentorsionsdämpfer 43 verbunden. Über Federn 44, insbesondere mehrere in Reihe oder parallel geschaltete Federn oder ineinander geschachtelte Federn, ist das Übertragungselement 42 mit der Ausgangsseite des Turbinen-torsionsdämpfers 43 verbunden. Die Ausgangsseite ist mit einem Stützring 45 gebildet, welcher drehfest mit der Buchse 32 verbunden ist.

Die Turbinentorsionsdämpfer 40,43 sind vorzugsweise in einer Ebene quer zur Längsachse der Kurbelwelle angeordnet. Die Turbinentorsionsdämpfer sind im Kraftfluß hintereinander- geschaltet. Der Turbinentorsionsdämpfer 43 ist radial innenliegend vom Turbinentorsionsdämpfer 40 angeordnet.

Des weiteren verfügt der hydrodynamische Drehmomentwandler 30 über eine Wandlerüberbrückungskupplung 46. Drehfest mit dem Gehäuse 31 verbunden ist ein Lamellenträger 47, in welchem Lamellen 48 drehfest und axial verschieblich aufgenommen sind.

Weiterhin verfügt die Wandlerüberbrückungskupplung 46 über einen inneren Lamellenträger 49, an dessen Außenfläche drehfest und axial verschieblich Lamellen 50 gehalten sind. Über eine Kupplungsbetätigungseinrichtung 51 sind die Lamellen 48,49 in axialer Richtung derart verschiebbar, dass diese zwischen der Kupplungsbetätigungseinrichtung 51 und einem am äußeren Lamellenträger 47 ausgebildeten Anschlag 52 verspannbar sind.

Die Kupplungsbetätigungseinrichtung 51 ist gebildet mit einem Kolben, welcher über ein Hydraulikmittel nach Maßgabe einer Steuereinrichtung der Kupplungsbetätigungseinrichtung 51 betätigbar ist. Der innere Lamellenträger 49 ist drehfest mit der Eingangsseite des Turbinentorsionsdämpfers 43 bzw. dem Übertragungselement 42 verbunden.

Bei geöffneter Wandlerüberbrückungskupplung 46 erfolgt der Kraftfluss von der Kurbelwelle über das Gehäuse 31, das Puppenrad 34, das Hydraulikmedium, das Turbinenrad 35, die Eingangsseite 39, die Federn 41, das Übertragungselement 42, die Federn 44, den Stützring 45 und die Buchse 32 in der vorgenannten Reihenfolge auf die Getriebeeingangswelle. Bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung erfolgt die Übertragung über das Gehäuse 31, den äußeren Lamellenträger 47, die äußeren Lamellen 38, den Reibschluß zwischen äußeren Lamellen 48 und inneren Lamellen 50, den inneren Lamellenträger 49, die Federn 44, den Stützring 45 und die Buchse 32 in der vorgenannten Reihenfolge in Richtung der Getriebeeingangswelle.

Gemäß dem in Fig. 6 dargestellten Ausführungsbeispiel ist im Bereich der Eingangsseite 39 des Turbinentorsionsdämpfers 40 ein Feder-Masse-System 22 in Parallelschaltung zum Kraftfluß angeordnet. Das Feder-Masse-System 22 verfügt über ein elastisches Halteelement 60, welches eine Masse 61 trägt. Die Masse 61 führt schwingende Bewegungen gegenüber der Eingangs- seite 39 des Turbinentorsionsdämpfers 40 aus.

Bei der Ausgestaltung gemäß Fig. 7 ist alternativ oder zusätzlich zu der in Fig. 6 dargestellten Ausführungsform ein Feder-Masse-System 22 in Parallelschaltung zum Stützring 45 bzw. zur Buchse 32 angeordnet. Das Feder-Masse-System 22 verfügt über einen Haltering 70, welcher über ein elastisches Koppelelement 71 eine Masse 72 trägt, insbesondere einen hohlzylinderförmigen Ring.

Das Feder-Masse-System 22 ist vorzugsweise in einem mit dem inneren Lamellenträger 49, dem Stützring 45 und der Kupplungs- betätigungseinrichtung 51 gebildeten Zwischenraum 73 angeordnet (vgl. Fig. 7). Das Feder-Masse-System 22 kann ebenfalls in einem mit der Außenfläche des Turbinenleitrades 35, dem Gehäuse und der Eingangsseite 39 des Turbinen-torsionsdämpfers 40 gebildeten Zwischenraum 74 angeordnet sein (vgl. Fig. 6).

Fig. 8 zeigt einen Drehmomentwandler 80 sowie einen Teil eines diesem nachgeordneten Automatikgetriebes 81. Das Feder-Masse- System 22 ist in diesem Fall drehfest mit dem Übertragungs- element 42 oder aber dem Stützring 45 verbunden. Das Feder- Masse-System 22 ist in einem zwischen dem Turbinentorsions- dämpfer 43 und einer Einschnürung des Turbinenrades 35 in Richtung des Automatikgetriebes 81 gebildeten Zwischenraum 82 angeordnet.

Von der Buchse 32 wird das Antriebsmoment auf die Getriebe- eingangswelle 83 des Automatikgetriebes 81 übertragen. Im Inneren des Automatikgetriebes 81, insbesondere in zwischen Getriebeorganen gebildeten Zwischenräumen, ist mindestens ein weiteres Feder-Masse-System 22 parallel zum Kraftfluß angeordnet. Gemäß dem in Fig. 8 dargestellten Ausführungs- beispiel ist das Feder-Masse-System 22 drehfest an die Getriebeeingangswelle 83 unmittelbar angekoppelt. Abweichend kann das Feder-Masse-System an ein anderes, insbesondere mit abweichender Drehzahl umlaufendes Getriebeelement angekoppelt sein.

Die dargestellten Ausführungsformen können beliebig miteinander kombiniert werden. Beispielsweise ist der Einsatz mehrerer Feder-Masse-Systeme 22 möglich.