Fahrzeugs

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Schwingungsdämpfungsanordnung, vorzugsweise für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend eine Torsionsdämpferanordnung, umfassend einen ersten Torsionsschwingungsdämpfer mit einer zur Drehmomentübertragung mit einem Antriebsorgan gekoppelten oder koppelbaren ersten Primärseite und einer gegen die Rückstellwirkung einer ersten Dämpferelementena- nordnung um eine Drehachse bezüglich der ersten Primärseite drehbaren ersten Sekundärseite sowie einen zweiten Torsionsschwingungsdämpfer mit einer mit der ersten Sekundärseite verbundenen zweiten Primärseite und einer gegen die Rückstellwirkung einer zweiten Dämpferelementenanordnung um die Drehachse bezüglich der zweiten Primärseite drehbaren und zur Drehmomentübertragung mit einem Abtriebsorgan gekoppelten oder koppelbaren zweiten Sekundärseite sowie eine Auslenkungsmassenpendelanordnung, umfassend einen Auslenkungsmassenträger und eine Auslenkungsmassenanordnung mit wenigstens einer am Auslenkungsmassenträger aus einer Neutral-Relativlage auslenkbar getragenen Auslenkungsmasse.

Aus der DE 10 2008 057 648 A1 ist eine Schwingungsdämpfungsanordnung bekannt, welche in einen hydrodynamischen Drehmomentwandler integriert ein Drehmoment zwischen einer Überbrückungskupplung und einer Abtriebsnabe überträgt. Die Schwingungsdämpfungsanordnung ist mit einer Torsionsdämpferanordnung aufgebaut, die zwei zueinander seriell wirksame und im Wesentlichen radial gestaffelte Torsionsschwingungsdämpfer umfasst. Eine erste Primärseite eines radial weiter au ßen positionierten ersten Torsionsschwingungsdämpfers ist an die Ausgangsseite der Überbrückungskupplung angekoppelt. Eine Sekundärseite des weiter radial innen positionierten zweiten Torsionsschwingungsdämpfers ist mit der Abtriebsnabe verbunden. Die erste Sekundärseite des ersten Torsionsschwingungsdämpfers und die zweite Primärseite des zweiten Torsionsschwingungsdämpfers bilden zusammen eine Zwischenmassenanordnung, mit welcher einerseits das Turbinenrad des hydrodynamischen Drehmomentwandlers und andererseits ein Auslenkungsmassenträger einer Auslenkungsmassenpendelanordnung fest verbunden sind. An diesem Auslenkungsmassenträger sind in Umfangsrichtung verteilt mehrere Auslenkungsmassen getragen. Die Auslenkungsmassen sind im Rotationszustand durch die Fliehkraft nach radial außen vorbelastet und bewegen sich bei Auftreten von Drehschwingun- gen ausgehend von einer Neutral-Relativlage bezüglich des Auslenkungsmassenträ- gers im Fliehpotential nach radial innen.

Durch die Kombination einer insbesondere auch mehrstufig arbeitenden Torsionsdämpferanordnung und einer Auslenkungsmassenpendelanordnung werden vorteilhafte Schwingungsdämpfungseffekte erreicht. Die Torsiondämpferanordnung, welche allgemein auch als Festfrequenzdämpfer bezeichnet werden kann, ist auf eine oder ggf. mehrere fest definierte Anregungsfrequenzen abgestimmt und somit primär dazu vorgesehen, bei diesen bekannten bzw. fest vorgegebenen Frequenzen auftretende Schwingungsanregungen zu eliminieren. Die Auslenkungsmassenpendelan- ordnung, welche allgemein auch als drehzahladaptiver Tilger bezeichnet werden kann, ist auf eine oder ggf. mehrere Anregungsordnungen einer drehzahlabhängig sich ändernden Anregungsfrequenz, beispielsweise der Zündfrequenz, abgestimmt, so dass die Eigenfrequenz bzw. die Eigenfrequenzen der Auslenkungsmassenpen- delanordnung mit der Drehzahl variieren, so dass die Abstimmung im Wesentlichen im gesamten Drehzahlspektrum beibehalten bleibt.

Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine derartige Schwingungsdämp- fungsanordnung mit einer Torsionsdämpferanordnung und einer Auslenkungsmas- senpendelanordnung mit verbessertem Schwingungsdämpfungsverhalten bereitzustellen.

Gelöst wird diese Aufgabe bei einer Schwingungsdämpfungsanordnung, vorzugsweise für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend eine Torsionsdämpferanordnung, umfassend einen ersten Torsionsschwingungsdämpfer mit einer zur Drehmomentübertragung mit einem Antriebsorgan gekoppelten oder koppelbaren ersten Primärseite und einer gegen die Rückstellwirkung einer ersten Dämpferelementena- nordnung um eine Drehachse bezüglich der ersten Primärseite drehbaren ersten Sekundärseite sowie einen zweiten Torsionsschwingungsdämpfer mit einer mit der ersten Sekundärseite verbundenen zweiten Primärseite und einer gegen die Rückstellwirkung einer zweiten Dämpferelementenanordnung um die Drehachse bezüglich der zweiten Primärseite drehbaren und zur Drehmomentübertragung mit einem Abtriebsorgan gekoppelten oder koppelbaren zweiten Sekundärseite, sowie eine Auslenkungsmassenpendelanordnung, umfassend einen Auslenkungsmassenträger und eine Auslenkungsmassenanordnung mit wenigstens einer am Auslenkungsmas- senträger aus einer Neutral-Relativlage auslenkbar getragenen Auslenkungsmasse, gemäß einem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung dadurch, dass die erste Dämpferelementenanordnung eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und zueinander parallel wirkenden ersten Dämpferelementeneinheiten umfasst oder/und dass die zweite Dämpferelementenanordnung eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und zueinander parallel wirkenden zweiten Dämpferelementeneinheiten umfasst, und dass ein Verhältnis der Anzahl der ersten Dämpferelementeneinheiten oder/und der Anzahl der zweiten Dämpferelementeneinheiten zur Anzahl der Auslenkungsmassen der Auslenkungsmassenano- rdnung im Bereich von 0,6 bis 1 ,7, vorzugsweise 0,8 bis 1 ,3, liegt.

Durch das Bereitstellen dieses Verhältnisses im angegebenen Wertebereich wird eine optimierte Abstimmung der beiden zur Schwingungsdämpfung bzw. Eliminierung beitragenden Systembereiche aufeinander erreicht.

Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung kann alternativ oder zusätzlich zu dem vorangehend angegebenen Verhältnis vorgesehen sein, dass ein Verhältnis der Steifigkeit der ersten Dämpferelementenanordnung zur Steifigkeit der zweiten Dämpferelementenanordnung kleiner als 1 ,2, vorzugsweise kleiner als 1 ist.

Die im Bereich einer jeweiligen Dämpferelementenanordnung vorgesehene Steifigkeit kann beispielsweise als die Federkonstante bzw. eine Gesamtfederkonstante der Dämpferelementenanordnung betrachtet werden, wenn diese mit einer Mehrzahl von beispielsweise auch ineinander geschachtelten oder in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und bezüglich einander abgestützten Dämpferelementen, beispielsweise Federn, ausgebildet ist. Insbesondere dann, wenn der erste Torsions- schwingungsdämpfer bzw. dessen Dämpferelementenanordnung weiter radial außen positioniert ist, als der zweite Torsionsschwingungsdämpfer bzw. dessen

Dämpferelementenanordnung, kann im Bereich der ersten Dämpferelementenanordnung der vergleichsweise große dort zur Verfügung stehende Bauraum genutzt werden, Dämpferelemente mit vergleichsweise geringer Steifigkeit einzusetzen, wodurch eine deutliche Verbesserung in der Entkopplungsgüte erreicht werden kann.

Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung kann alternativ oder zu- sätzlich zu den vorangehend angegebenen Verhältnissen vorgesehen sein, dass ein Verhältnis eines Maximaldrehmoments der ersten Dämpferelementenanordnung zu einem Maximaldrehmoment der zweiten Dämpferelementenanordnung im Bereich von 0,8 bis 1 ,2, vorzugsweise 0,9 bis 1 ,1 , am meisten bevorzugt bei etwa 1 , liegt, wobei das Maximaldrehmoment einer Dämpferelementenanordnung ein im Bereich der elastischen Wirksamkeit der Dämpferelementenanordnung derselben maximal übertragbares Drehmoment ist.

Durch diese Ausgestaltung der Maximaldrehmomente der beiden Dämpferelemen- tenanordnungen bzw. deren Verhältnis zueinander wird gewährleistet, dass beide Dämpferelementenanordnungen im Wesentlichen das gleiche Maximaldrehmoment übertragen können und somit vorteilhafterweise im gesamten zu übertragenden Drehmomentenbereich im Bereich ihrer Elastizität arbeiten können. Es ist hier darauf hinzuweisen, dass das Maximaldrehmoment einer jeweiligen Dämpferelementenanordnung dadurch vorgegeben sein kann, dass bei Erreichen desselben eine weitere Relativdrehung zwischen der Primärseite und der Sekundärseite des betroffenen Torsionsschwingungsdämpfers beispielsweise durch Wirksamwerden eines Anschlags nicht mehr möglich ist.

Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung kann alternativ oder zusätzlich zu den vorangehenden Verhältnissen vorgesehen sein, dass ein Verhältnis eines Maximaldrehmoments der ersten Dämpferelementenanordnung zu einem von einem Antriebsaggregat in die Schwingungsdämpfungsanordnung einleitbaren Maximalantriebsdrehmoment im Bereich von 1 ,1 bis 1 ,4, vorzugsweise 1 ,15 bis 1 ,35, am meisten bevorzugt 1 ,2 bis 1 ,22, liegt.

Insbesondere dann, wenn die erste Dämpferelementenanordnung als die weichere, also mit geringerer Steifigkeit ausgebildete Dämpferelementenanordnung bereitgestellt ist, wird gewährleistet, dass im gesamten Spektrum des in einem Antriebsaggregat abgebbaren Drehmoments, also insbesondere Antriebsdrehmoments, die erste Dämpferelementenanordnung im Bereich ihrer Elastizität arbeiten kann.

Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung kann alternativ oder zusätzlich zu den vorangehend definierten Verhältnissen vorgesehen sein, dass ein Verhältnis eines maximalen Relativdrehwinkels zwischen der ersten Primärseite und der ersten Sekundärseite, ausgehend von einer Neutral-Relativdrehlage der ersten Primärseite bezüglich der ersten Sekundärseite, in wenigstens einer Relativdrehrichtung, vorzugsweise mit Drehmomentflussrichtung von der ersten Primärseite zur zweiten Sekundärseite, zu einem maximalen Auslenkungswinkel wenigstens einer Auslenkungsmasse aus der Neutral-Relativlage bezüglich des Auslenkungsmassen- trägers im Bereich von 1 ,3 bis 10, vorzugsweise im Bereich von 1 ,5 bis 7,5, liegt.

Durch das Bereitstellen eines Verhältnisses der jeweiligen maximalen Auslenkungswinkel wird gleichermaßen eine optimierte Abstimmung der Torsionsschwingungs- dämpferanordnung und der Auslenkungsmassenpendelanordnung aufeinander gewährleistet und insbesondere sichergestellt, dass im gesamten Arbeitsbereich einer der Anordnungen auch die andere noch dämpfend bzw. schwingungstilgend wirksam sein kann.

Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung kann alternativ oder zusätzlich zu den vorangehend angegebenen Verhältnissen vorgesehen sein, dass das Verhältnis eines mittleren Reibradius einer Kupplungsanordnung zur Kopplung der ersten Primärseite mit dem Antriebsorgan zu einem Radialabstand des Massen- schwerpunks wenigstens einer Auslenkungsmasse zur Drehachse in der Neutral- Relativlage größer als 0,8, vorzugsweise größer als 0,95, ist.

Mit derartiger Ausgestaltung wird gewährleistet, dass insbesondere in der Auslen- kungsmassenpendelanordnung durch Positionierung der wenigstens einen Auslenkungsmasse derselben vergleichsweise weit radial außen die im Rotationsbetrieb auftretende Fliehkraft bzw. die Auslenkung einer Auslenkungsmasse im Fliehpotential effizient genutzt wird.

Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung kann alternativ oder zusätzlich zu den vorangehend angegebenen Verhältnissen vorgesehen sein, dass das Verhältnis eines Radialabstands des Massenschwerpunkts wenigstens einer Auslenkungsmasse zur Drehachse in der Neutral-Relativlage zu dem Außendurchmesser eines hydrodynamischen Kreislaufs einer die Schwingungsdämpfungsanordnung enthaltenden hydrodynamischen Kopplungsvorrichtung, vorzugsweise Drehmomentwandler, im Bereich von 0,3 bis 0,5 liegt. Auch mit dieser baulichen Maßnahme wird eine optimale Ausnutzung des insbesondere in radialer Richtung zur Verfügung stehenden Bauraums für die Auslenkungs- massenpendelanordnung und somit ein optimiertes Tilgungsverhalten derselben erreicht.

Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung kann alternativ oder zusätzlich zu den vorangehend angegebenen Verhältnissen vorgesehen sein, dass das Verhältnis einer axialen Breite eines hydrodynamischen Kreislaufs einer die Schwin- gungsdämpfungsanordnung enthaltenden hydrodynamischen Kopplungsvorrichtung, vorzugsweise Drehmomentwandler, zur axialen Breite wenigstens einer Auslenkungsmasse im Bereich von 2,5 bis 7,5, vorzugsweise 2,75 bis 6,9, liegt.

Liegt dieses Verhältnis im angegebenen Wertebereich, ist gewährleistet, dass bei Integration eines drehzahladaptiven Tilgers, also einer Auslenkungsmassenpendel- anordnung, in eine hydrodynamische Kopplungsvorrichtung ausreichend axialer Bauraum für den hydrodynamischen Kreislauf derselben zur Verfügung steht bzw. genutzt wird.

Um die in Antriebssträngen von Fahrzeugen allgemein zu übertragenden Drehmomente im Bereich der elastischen Wirksamkeit der Torsionsschwingungsdämpferan- ordnung übrtragen zu können, wird vorgeschlagen, dass eine Steifigkeit der ersten Dämpferelementenanordnung im Bereich von 10 bis 25 Nm/° liegt oder/und eine Steifigkeit der zweiten Dämpferelementenanordnung im Bereich von 10 bis 55 Nm/° liegt.

Bei einer besonders vorteilhaften Ausgestaltung der Torsionsschwingungsdämpfer- anordnung wird vorgeschlagen, dass die erste Dämpferelementenanordnung im gesamten Relativdrehwinkelbereich der ersten Primärseite bezüglich der ersten Sekundärseite in wenigstens einer Relativdrehrichtung, vorzugsweise mit Drehmomentflussrichtung von der ersten Primärseite zur zweiten Sekundärseite, eine im Wesentlichen konstante Steifigkeit aufweist, oder/und dass die zweite Dämpferelementenanordnung im gesamten Relativdrehwinkelbereich der zweiten Primärseite bezüglich der zweiten Sekundärseite in wenigstens einer Relativdrehrichtung, vorzugsweise mit Drehmomentenflussrichtung von der ersten Primärseite zur zweiten Sekundärseite, eine im Wesentlichen konstante Steifigkeit aufweist. Eine derartige Ausgestaltung bedeutet also, dass zumindest eine der Dämpferelementenanordnungen im Wesentlichen einstufig, also mit einer Auslenkungswinkel-Drehmoment-Kennlinie im Wesentlichen ohne Knick oder Krümmungsbereich ausgebildet ist, wodurch insbesondere abrupte Steifigkeitsübergänge vermieden werden.

Bei einer alternativen Ausgestaltung wird vorgeschlagen, dass die erste Dämpfer- elementenanordnung eine vom Relativdrehwinkel der ersten Primärseite bezüglich der ersten Sekundärseite in wenigstens einer Relativdrehrichtung, vorzugsweise mit Drehmomentenfluss von der ersten Primärseite zur zweiten Sekundärseite, abhängige Steifigkeit aufweist, oder/und dass die zweite Dämpferelementenanordnung eine vom Relativdrehwinkel der zweiten Primärseite bezüglich der zweiten Sekundärseite in wenigstens einer Relativdrehrichtung, vorzugsweise mit Drehmomentenfluss von der ersten Primärseite zur zweiten Sekundärseite, abhängige Steifigkeit aufweist. Insbesondere kann dabei vorgesehen sein, dass mit zunehmender Auslenkung, also zunehmendem Relativdrehwinkel, die Steifigkeit zunimmt, um eine erhöhte Sicherheit gegen das Erreichen einer Endanschlagposition zu gewährleisten.

Ist eine derartige abhängig vom Relativdrehwinkel und somit vom zu übertragenden Drehmoment sich ändernde Steifigkeit bei zumindest einer der Dämpferelementenanordnung vorgesehen, so kann bei dem Verhältnis der Steifigkeit der ersten

Dämpferelementenanordnung zur Steifigkeit der zweiten Dämpferelementenanordnung wenigstens eine Steifigkeit eine mittlere Steifigkeit sein.

Um den beispielsweise in einer hydrodynamischen Kopplungsvorrichtung zur Verfügung stehenden Bauraum optimal auszunutzen, wird vorgeschlagen, dass die erste Dämpferelementenanordnung eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und zueinander parallel wirkenden ersten Dämpferelementeneinheiten umfasst, dass die zweite Dämpferelementenanordnung eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und zueinander parallel wirkenden zweiten Dämpferelementeneinheiten umfasst und dass die Auslenkungsmassenanordnung eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Auslenkungsmassen umfasst.

Dabei kann die Anzahl der ersten Dämpferelementeneinheiten der Anzahl der zweiten Dämpferelementeneinheiten entsprechen, oder/und kann die Anzahl der Auslen- kungsmassen der Anzahl der ersten Dämpferelementeneinheiten oder/und der Anzahl der zweiten Dämpferelementeneinheiten entsprechen. Eine derartige Bauweise bietet sich insbesondere dann an, wenn die erste Sekundärseite oder/und die zweite Primärseite wenigstens ein die ersten Dämpferelementeneinheiten oder/und die zweiten Dämpferelementeneinheiten abstützendes, vorzugsweise scheibenartiges Drehmomentübertragungselement umfasst und der Auslenkungsmassenträger wenigstens ein Drehmomentübertragungselement umfasst. Dies bedeutet, dass die Auslenkungsmassenpendelanordnung bzw. deren Auslenkungsmassenträger baulich integriert ist in die Torsionsschwingungsdämpferanordnung bzw. eine Zwischenmassenanordnung zwischen den beiden Dämpferelementeneinheiten derselben. Dies führt zu Bauraumeinsparungen. Das Vorsehen einer gleichen Anzahl an Auslenkungsmassen einerseits und Dämpferelementeneinheiten andererseits führt zu einer Schwachpunkte in den drehmomentübertragenden Bauteilen vermeidenden Ausgestaltung.

Alternativ bzw. auch zusätzlich kann vorgesehen sein, dass die Anzahl der Auslenkungsmassen sich von der Anzahl der ersten Dämpferelementeneinheiten oder/und der Anzahl der zweiten Dämpferelementeneinheiten unterscheidet. Mit derartiger Ausgestaltung wird eine grö ßere Freiheit in der Abstimmung der Torsionsschwin- gungsdämpferanordnung einerseits bzw. der Auslenkungsmassenpendelanordnung andererseits auf jeweilige anregende Frequenzen bzw. Ordnungen erreicht.

Um bei einem derartigen Aufbau Schwachpunkte in drehmomentübertragenden Bauteilen zu vermeiden, wird vorgeschlagen, dass die erste Sekundärseite oder/und die zweite Primärseite wenigstens ein die ersten Dämpferelementeneinheiten oder/und die zweiten Dämpferelementeneinheiten abstützendes, vorzugsweise scheibenartiges Drehmomentübertragungselement umfasst und dass der Auslenkungsmassenträger von dem wenigstens einen Drehmomentübertragungselement getrennt ausgebildet und mit diesem verbunden ist.

Eine hinsichtlich einer Schwingungsentkopplung besonders vorteilhafte Ausgestaltung kann dadurch erreicht werden, dass eine Zwischenmassenanordnung zwischen der ersten Dämpferelementenanordnung und der zweiten Dämpferelementenanord- nung die erste Sekundärseite, die zweite Primärseite und die Auslenkungsmassen- pendelanordnung umfasst. Die vorliegende Erfindung betrifft ferner eine hydrodynamische Kopplungsvorrichtung, vorzugsweise Drehmomentwandler, umfassend ein mit Fluid gefülltes oder füllbares Gehäuse, ein Pumpenrad und ein Turbinenrad sowie ein mit einer Getriebeanordnung gekoppeltes oder koppelbares Abtriebsorgan, wobei im Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Gehäuse und dem Abtriebsorgan eine erfindungsgemäß aufgebaute Schwingungsdämpfungsanordnung ist.

Bei einer derartigen hydrodynamischen Kopplungsvorrichtung kann die erste Primärseite vermittels einer Überbrückungskupplungsanordnung mit dem Gehäuse koppelbar sein. Alternativ oder zusätzlich kann das Turbinenrad mit dem Abtriebsorgan dreh fest sein, also mit diesem zur gemeinsamen Rotation um die Drehachse ohne die Möglichkeit einer Relativdrehbewegung ausgebildet sein.

Die Erfindung betrifft ferner ein Antriebssystem für ein Fahrzeug, umfassend ein Antriebsaggregat, eine Getriebeanordnung und im Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Antriebsaggregat und der Getriebeanordnung eine erfindungsgemäße Schwingungsdämpfungsanordnung bzw. hydrodynamische Kopplungsanordnung.

Die Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Figuren detailliert beschrieben. Es zeigt:

Fig. 1 eine Längsschnittansicht eines hydrodynamischer Drehmomentwandlers mit einer Schwingungsdämpfungsanordnung im Drehmomentübertragungsweg zwischen einer Überbrückungskupp- lung und einer Abtriebsnabe;

Fig. 2 eine perspektivische Ansicht einer Auslenkungsmassenpen- delanordnung mit aus einer Neutral-Relativlage bezüglich eines Aus- lenkungsmassenträgers ausgelenkten Auslenkungsmassen;

Fig. 3 eine Axialansicht der Auslenkungsmassenpendelanordnung der Fig. 2;

Fig. 4 eine Teil-Längsschnittansicht eines hydrodynamischen Dreh- momentwandlers mit einer alternativ ausgebildeten Schwingungs- dämpfungsanordnung;

Fig. 5 in ihrer Darstellung a) eine Axialansicht einer Torsions- schwingungsdämpferanordnung für die Schwingungs- dämpfungsanordnung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers der Fig. 4; und in ihrer Darstellung b) eine Axialansicht einer Auslen- kungsmassenpendelanordnung für die Schwingungsdämpfungsan- ordnung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers der Fig. 4;

Fig. 6 in ihrer Darstellung a) eine Axialansicht einer Torsions- schwingungsdämpferanordnung für die Schwingungsdämpfungsan- ordnung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers der Fig. 4; und in ihrer Darstellung b) eine Axialansicht einer Auslenkungsmas- senpendelanordnung für die Schwingungsdämpfungsanordnung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers der Fig. 4;

Fig. 7 in ihrer Darstellung a) eine Axialansicht einer Torsions- schwingungsdämpferanordnung für die Schwingungsdämpfungsanordnung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers der Fig. 4; und in ihrer Darstellung b) eine Axialansicht einer Auslenkungsmas- senpendelanordnung für die Schwingungsdämpfungsanordnung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers der Fig. 4;

Fig. 8 in ihrer Darstellung a) eine Axialansicht einer Torsions- schwingungsdämpferanordnung für die Schwingungsdämpfungsanordnung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers der Fig. 4; und in ihrer Darstellung b) eine Axialansicht einer Auslenkungsmas- senpendelanordnung für die Schwingungsdämpfungsanordnung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers der Fig. 4.

In Fig. 1 ist eine im Längsschnitt dargestellte hydrodynamische Kopplungsvorrichtung, hier ausgebildet als hydrodynamischer Drehmomentwandler, allgemein mit 10 bezeichnet. Der Drehmomentwandler 10 umfasst ein Gehäuse 12 mit einer durch eine als Antriebsorgan wirksame Antriebswelle zur Drehung um eine Drehachse A antreibbaren antriebsseitigen Gehäuseschale 14 und einer abtriebsseitigen Gehäuseschale 1 6. An dieser ist ein allgemein mit 18 bezeichnetes Pumpenrad ausgebildet. Um die Drehachse A aufeinander in Umfangsrichtung folgend sind an der Innenseite der Gehäuseschale 1 6 Pumpenradschaufeln 20 vorgesehen. Dem Pumpenrad 18 axial gegenüberliegend ist im Inneren des Gehäuses 12 ein Turbinenrad 22 vorgesehen. Dieses umfasst den Pumpenradschaufeln 20 axial gegenüberliegende, in Umfangsrichtung aufeinander folgende Turbinenradschaufeln 24. Axial zwischen den radial inneren Bereichen der Pumpenradschaufeln 20 und der Turbinenradschaufeln 24 liegen Leitradschaufeln 26 eines allgemein mit 28 bezeichneten Leitrads. Dieses ist über eine Freilaufanordnung 30 auf einer nicht dargestellten Stützhohlwelle in einer Drehrichtung um die Drehachse A drehbar getragen. Durch das Pumpenrad 18, das Turbinenrad 22 und das Leitrad 28 wird mit dem im Gehäuse 12 vorhandenen Fluid, im Allgemeinen Öl, ein hydrodynamischer Kreislauf H entwickelt, der zur Drehmomentenübertragung bzw. Erhöhung genutzt werden kann.

Im Inneren des Gehäuses 12 ist ferner eine allgemein mit 32 bezeichnete Schwin- gungsdämpfungsanordnung vorgesehen. Diese umfasst im Wesentlichen axial nebeneinander liegend eine Torsionsdämpferanordnung 34, also im Wesentlichen einen Festfrequenzdämpfer, und eine Auslenkungsmassenpendelanordnung 36, also im Wesentlichen einen drehzahladaptiven Tilger.

Die Torsionsdämpferanordnung 34 umfasst radial gestaffelt zueinander zwei Torsi- onsschwingungsdämpfer 38, 40. Der radial weiter außen positionierte erster Torsi- onsschwingungsdämpfer 38 umfasst eine beispielsweise als Zentralscheibenelement ausgebildete erste Primärseite 42, die beispielsweise mit einem Innenlamellenträger 44 einer Überbrückungskupplung 46 verbunden sein kann. Die am Innenlamellenträger 44 getragenen abtriebsseitigen Innenlamellen können durch einen Kupplungskolben 48 mit am Gehäuse 12 bzw. der antriebsseitigen Gehäuseschale 14 drehfest gehaltenen antriebsseitigen Außenlamellen in Reibeingriff gebracht werden und damit die Überbrückungskupplung 46 in einen Einrückzustand gebracht werden, in welchem unter Überbrückung des hydrodynamischen Kreislaufs H ein Drehmoment direkt, also mechanisch, zwischen dem Gehäuse 12 und einer als Abtriebsorgan wirksamen Abtriebsnabe 50 übertragen werden kann.

Eine erste Sekundärseite 52 des radial weiter außen positionierten ersten Torsions- Schwingungsdämpfers 38 umfasst zwei beidseits der ersten Primärseite 42 positionierte Deckscheibenelemente. Zumindest eines davon bildet in einem radial äußeren Bereich Abstützbereiche für eine erste Dämpferelementenanordnung 54. Diese erste Dämpferelementenanordnung 54 umfasst eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und bezüglich der ersten Primärseite 42 einerseits und der ersten Sekundärseite 52 andererseits abgestützten bzw. abstützbaren ersten

Dämpferelementeneinheiten 56. Jede dieser ersten Dämpferelementeneinheiten 56 kann ein oder mehrere Dämpferelemente, also beispielsweise Schraubendruckfedern, umfassen.

In ihrem radial inneren Bereich bilden die beiden miteinander beispielsweise durch Nietbolzen 58 fest miteinander verbundenen Deckscheibenelemente eine zweite Primärseite 60 des weiter radial innen positionierten zweiten Torsionsschwingungs- dämpfers 40. Eine zweite Sekundärseite 62 des zweiten Torsionsschwingungsdämp- fers 40 ist beispielsweise nach Art eines Zentralscheibenelements ausgebildet und ist in ihrem radial inneren Bereich beispielsweise durch Nietbolzen 64 mit der Abtriebsnabe 50 fest verbunden. Zusammen mit der zweiten Sekundärseite 62 kann auch das Turbinenrad 22 durch die Nietbolzen 64 oder ggf. auch separat mit der Abtriebsnabe 50 verbunden sein. Eine zweite Dämpferelementenanordnung 66 des zweiten Torsionsschwingungsdämpfers 40 umfasst eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden zweiten Dämpferelementeneinheiten 68. Auch diese können jeweils ein oder mehrere ineinander geschachtelte oder ggf. in Umfangsrichtung aufeinander folgende Dämpferelemente, beispielsweise Schraubendruckfedern, umfassen. Die zweiten Dämpferelementeneinheiten 68 stützen sich in Umfangsrichtung an jeweiligen Abstützbereichen der zweiten Primärseite 60 und der zweiten Sekundärseite 62 ab.

Bei den beiden Torsionsschwingungsdämpfern 38, 40 können sich die jeweiligen Primärseiten 42, 60 bezüglich der jeweiligen Sekundärseiten 52, 62 unter Erzeugung einer Rückstellwirkung der jeweiligen Dämpferelementenanordnungen 54, 66 um die Drehachse A ausgehend von einer im drehmomentenfreien Zustand vorliegenden Neutral-Relativdrehlage bezüglich einander drehen. Dabei wird das von einem Antriebsaggregat in das Gehäuse 12 eingeleitete Drehmoment über die Überbrü- ckungskupplung 46, die erste Primärseite 42, die erste Dämpferelementenanordnung 54, die erste Sekundärseite 52, die zweite Primärseite 60, die zweite Dämpferelementenanordnung 66, die zweite Sekundärseite 62 auf die Abtriebsnabe 50 und beispielsweise auf eine Getriebeeingangswelle übertragen.

Die in Fig. 2 alleine dargestellte Auslenkungsmassenpendelanordnung 36 umfasst einen beispielsweise ringscheibenartig ausgebildeten Auslenkungsmassenträger 70. Dieser ist beispielsweise in seinem radial inneren Bereich durch Nietbolzen 72 an die beiden Deckscheibenelemente im Bereich radial innerhalb der zweiten Dämpferelementenanordnung 66 fest angebunden, so dass die beiden die erste Sekundärseite 52 und die zweite Primärseite 60 bereitstellenden Deckscheibenelemente zusammen mit der Auslenkungsmassenpendelanordnung 36 im Wesentlichen eine Zwischenmassenanordnung der beiden Torsionsschwingungsdämpfer 38, 40 bereitstellen.

Am Auslenkungsmassenträger 70 sind in Umfangsrichtung aufeinander folgend mehrere Auslenkungsmassen 74 einer Auslenkungsmassenanordnung 75 getragen. Jede dieser Auslenkungsmassen 74 ist am Auslenkungsmassenträger 70 vorteilhafterweise im Bereich von zwei in Umfangsrichtung nebeneinander liegenden Kopplungsbereichen 76 auslenkbar getragen. Jeder dieser Kopplungsbereiche 76 umfasst in der Auslenkungsmasse 74 eine gekrümmte Führungsbahn 78 mit radial innen liegendem Scheitelbereich und im Auslenkungsmassenträger 70 eine gekrümmte Führungsbahn 80 mit radial außen liegendem Scheitelbereich. Ein bolzenartiges Kopplungselement 82 ist so positioniert, dass es beispielsweise unter Abrollbewegung entlang der Führungsbahn 78 in der Auslenkungsmasse 74 und der Führungsbahn 80 im Auslenkungsmassenträger 70 bewegt werden kann. Es sei hier darauf hingewiesen, dass die Führungsbahn 80 im Auslenkungsmassenträger 70 mehrere Führungsbahnbereiche an die Auslenkungsmassen 74 axial zwischen sich einschließenden scheibenartigen Bauteilen 71 , 73 des Auslenkungsmassenträgers 70 umfassen kann und dass die Führungsbahn 78 an einer jeweiligen Auslenkungsmasse 74 mehrere Führungsbahnbereiche jeweils an axial nebeneinander positionierten und eine jeweilige Auslenkungsmasse 74 bereitstellenden scheibenartigen Auslen- kungsmassenteilen 77, 79, 81 umfassen kann.

Durch Fliehkrafteinwirkung werden die Auslenkungsmassen 74 nach radial außen beaufschlagt, so dass in einer Neutral-Relativlage der Auslenkungsmassen 74 bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 70 die Führungselemente 82 jeweils in den Scheitelbereichen der einander zugeordneten gekrümmten Führungsbahnen 78, 80 positioniert sind und die Auslenkungsmassen 74 ihre am weitesten radial außen positionierte Lage einnehmen. Bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten bzw. Drehschwingungen werden die Auslenkungsmassen 74 in Umfangsrichtung bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 70 beschleunigt. Dabei bewegen sich die Führungselemente 82 aus den Scheitelbereichen der Führungsbahnen 78, 80 heraus und zwingen dadurch die Auslenkungsmassen 74 im Fliehpotential nach radial innen, so dass sie eine Schwingungsbewegung im Fliehpotential ausführen. Durch Auslegung der Massen der Auslenkungsmassen 74 einerseits und der Krümmung bzw. Länge der Führungsbahnen 78, 80 andererseits kann auf diese Art und Weise eine Abstimmung der Eigenschwingungsfrequenz der Auslenkungsmassen 74 auf eine anregende Ordnung erzielt werden.

Zusammenfassend kann also allgemein eine derartige Auslenkungsmassenpen- delanordnung 36 so beschrieben werden, dass sie einen Auslenkungsmassenträger 70 umfasst, an welchem wenigstens eine Auslenkungsmasse 74 in wenigstens einem Kopplungsbereich 76 derart getragen ist, dass sie durch Fliehkrafteinwirkung nach radial außen belastet ist und bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten im Fliehpotential nach radial innen gezwungen wird. Der wenigstens eine Kopplungsbereich kann eine gekrümmte Führungsbahn 78 mit radial innen liegendem Scheitelbereich in der wenigstens einen Auslenkungsmasse 74 oder/und eine gekrümmte Führungsbahn 80 mit radial außen liegendem Scheitelbereich am Auslenkungsmassenträger 70 sowie ein entlang der Führungsbahn/Führungsbahnen 78, 80 bewegbares Kopplungselement 82 umfassen.

Es sei darauf hingewiesen, dass grundsätzlich auch andere Ausgestaltungsvarianten von Auslenkungsmassenpendelanordnungen bei einer Schwingungsdämpfungsan- ordnung vorgesehen sein können. Beispielsweise kann eine derartige Auslenkungs- massenpendelanordnung wenigstens eine an einem im Wesentlichen radial sich erstreckenden flexiblen bzw. in Umfangsrichtung auslenkbaren, beispielsweise als Drahtelement oder dergleichen ausgebildeten Trägerelement gehaltene Auslenkungsmasse umfassen, die unter Verformung bzw. Auslenkung des Trägerelements in Umfangsrichtung bezüglich eines Auslenkungsmassenträgers bewegbar ist. Fliehkraftabhängig kann die Radiallage eines Abstützpunkts des Trägerelements bezüglich des Auslenkungsmassenträgers variiert werden, so dass mit zunehmender Drehzahl die freie und somit auslenkbare Länge des Trägerelements variiert bzw. abnimmt und somit die Eigenschwingungsfrequenz einer derartigen Auslenkungs- massenpendelanordnung zunimmt.

Nachfolgend werden verschiedene Auslegungsparameter angegeben, die bei einer derartigen beispielsweise in einen hydrodynamischen Drehmomentwandler 10 integrierten Schwingungsdämpfungsanordnung 32 vorgesehen sein können, um deren Schwingungsdämpfungsverhalten zu optimieren. Es sei hier darauf hingewiesen, dass die nachfolgend angegebenen Parameter jeweils einzeln, grundsätzlich aber auch in beliebiger Kombination miteinander vorgesehen sein können.

Ein erster dieser Aspekte betrifft das Verhältnis der Anzahl an Dämpferelementen- einheiten 56 der ersten Dämpferelementenanordnung 54 zur Anzahl an Auslenkungsmassen 74. Dieses Verhältnis sollte vorteilhafterweise in einem Bereich von 0,6 bis 1 ,7, vorzugsweise 0,8 bis 1 ,3, liegen. Dies bedeutet, dass die Abweichung dieser Anzahlen voneinander nicht zu gro ß sein sollte. Beispielsweise können bei Vorsehen von vier Dämpferelementeneinheiten 56 fünf Auslenkungsmassen 74, o- der bei Vorsehen von fünf Dämpferelementeneinheiten 56 vier Auslenkungsmassen 74 vorgesehen sein. Auch eine jeweils gleiche Anzahl, beispielsweise jeweils vier bzw. jeweils fünf, ist besonders vorteilhaft. Diese Varianten werden, wie nachfolgend auch mit Bezug auf die Fig. 4 und folgende noch beschrieben, dann besonders bevorzugt, wenn der Auslenkungsmassenträger in die Torsionsdämpferanordnung 34 integriert ist. Bei einer baulichen Ausgestaltung, wie sie in Fig. 1 gezeigt ist, also bei grundsätzlich separater Ausgestaltung der Auslenkungsmassenpendelanordnung 36 und Verbindung des Auslenkungsmassenträgers 70 derselben mit der Torsionsdämpferanordnung besteht eine größere Freiheit hinsichtlich des angegebenen Verhältnisses, ohne dass das Problem einer Schwächung von Komponenten der Torsionsdämpferanordnung entsteht.

Es sei darauf hingewiesen, dass ein entsprechendes Verhältnis auch bei der Anzahl der Dämpferelementeneinheiten 68 der zweiten Dämpferelementenanordnung 66 bezüglich der Anzahl an Auslenkungsmassen 74 realisiert sein kann.

Gemäß einem zweiten Aspekt kann ein Verhältnis der Steifigkeit der ersten

Dämpferelementenanordnung zur Steifigkeit der zweiten Dämpferelementenanord- nung kleiner als 1 ,2, vorzugsweise kleiner als 1 sein. Die Steifigkeit kann hier beispielsweise als Federkonstante betrachtet werden, also als das pro Drehwinkeleinheit zur Erzeugung einer Relativdrehbewegung zwischen einer jeweiligen Primärseite und Sekundärseite aufzubringende Drehmoment. Hier wird bei einer jeweiligen Dämpferelementenanordnung 54 bzw. 66 die Gesamtsteifigkeit, also die Steifigkeit aller Dämpferelementeneinheiten 56 bzw. 68 derselben berücksichtigt. Vorteilhafterweise sind dabei die Dämpferelementenanordnungen 54 bzw. 66 bzw. deren

Dämpferelementeneinheiten 56, 68 so ausgebildet, dass sie über den gesamten möglichen Relativdrehwinkel zwischen einer jeweiligen Primärseite und Sekundärseite eine im Wesentlichen konstante Steifigkeit bereitstellen. Alternativ könnten beim ersten Torsionsschwingungsdämpfer 38 oder/und beim zweiten Torsionsschwin- gungsdämpfer 40 die Dämpferelementeneinheiten 56 bzw. 68 mit von der Relativdrehlage der Primärseite bezüglich der Sekundärseite abhängiger, insbesondere mit zunehmendem Relativdrehwinkel zunehmender Steifigkeit ausgebildet sein. In diesem Falle kann dann zum Bilden des vorangehenden Verhältnisses vorteilhafterweise die gemittelte Steifigkeit herangezogen werden, wobei bei stufenartiger Stei- figkeitsänderung, also mit Knickbereichen ausgebildeter Kennlinie, die mittlere Steifigkeit berechnet werden kann durch Bilden der Summe der einzelnen Steifigkeiten und Teilen dieser Summe durch die Anzahl der einzelnen Steifigkeitsbereiche, also durch Bilden des arithmetischen Mittels.

Um die in Kraftfahrzeugen allgemein zu übertragenden Drehmomente im elastischen Bereich der Dämpferelementenanordnungen 54, 66 übertragen zu können, kann die Steifigkeit der ersten Dämpferelementenanordnung 54 im Bereich von 10 bis

25 Nm/° liegen. Die Steifigkeit der zweiten Dämpferelementenanordnung 66 kann im Bereich von 10 bis 55 Nm/° liegen. Grundsätzlich sollte bei der Auslegung vorgesehen sein, dass die Steifigkeit des ersten Torsionsschwingungsdämpfers 38 kleiner ist, als die Steifigkeit des weiter radial innen und vorteilhafterweise im selben Axialbereich wie der erste Torsionsschwingungsdämpfer 38 liegenden zweiten Torsionsschwingungsdämpfers 40. Somit wird im weiter radial außen liegenden Raum das größere Volumen genutzt, um dort auch bei geringerer Steifigkeit einen entsprechend großen Relativdrehwinkelbereich zwischen der ersten Primärseite 42 und der ersten Sekundärseite 52 bereitstellen zu können.

Gemäß einem weiteren Aspekt kann vorgesehen sein, dass das Verhältnis eines Maximaldrehmoments der ersten Dämpferelementenanordnung 54 zu einem Maximaldrehmoment der zweiten Dämpferelementenanordnung 66 im Bereich von 0,8 bis 1 ,2, vorzugsweise 0,9 bis 1 ,1 , am meisten bevorzugt bei etwa 1 liegt. Das Maximaldrehmoment einer jeweiligen Dämpferelementenanordnung 54, 66 kann als dasjenige Drehmoment betrachtet werden, welches in demjenigen Bereich maximal übertragbar ist, in welchem die jeweilige Primärseite und Sekundärseite unter Kompression der zugeordneten Dämpferelementenanordnung bezüglich einander verdrehbar sind, also die Dämpferelementenanordnung in ihrem elastischen Bereich wirksam ist. Das Maximaldrehmoment einer jeweiligen Dämpferelementenanordnung kann begrenzt sein durch einen Drehanschlag, welcher eine Weiterdrehung der jeweiligen Primärseite bezüglich der zugeordneten Sekundärseite und damit eine Überlastung der Dämpferelementenanordnung verhindert. Liegt das Verhältnis der Maximaldrehmomente im angegebenen Bereich, bedeutet dies, dass diese Maximaldrehmomente näherungsweise gleich gro ß sind, so dass gewährleistet ist, dass auch vergleichsweise große bzw. die größten zu übertragenden Drehmomenten in beiden Torsionsschwingungsdämpfern 38, 40 im Bereich von deren elastischer Wirksamkeit übertragen werden können.

Weiter kann vorgesehen sein, dass das Verhältnis eines Maximaldrehmoments der im Allgemeinen mit geringerer Steifigkeit ausgebildeten ersten Dämpferelementenanordnung 54 zu einem von einem Antriebsaggregat maximal abgebbaren Maximalantriebsdrehmoment im Bereich von 1 ,1 bis 1 ,4, vorzugsweise 1 ,15 bis 1 ,35, am meisten bevorzugt 1 ,2 bis 1 ,22, liegt. Somit wird gleichermaßen gewährleistet, dass im gesamten Drehmomentenspektrum, welches von einem Antriebsaggregat, beispielsweise Brennkraftmaschine, abgegeben werden kann, insbesondere auch die im Allgemeinen weicher ausgebildete erste Dämpferelementenanordnung 54 elastisch wirksam sein kann.

Gemäß einem weiteren Aspekt wird zur Optimierung der Schwingungsdämpfungs- bzw. Tilgungscharakteristik vorgeschlagen, dass ein Verhältnis eines maximalen Relativdrehwinkels zwischen der ersten Primärseite und der ersten Sekundärseite, ausgehend von einer Neutral-Relativdrehlage der ersten Primärseite 42 bezüglich der ersten Sekundärseite 52, in wenigstens einer Relativdrehrichtung zu einem maximalen Auslenkungswinkel α einer Auslenkungsmasse 74 aus deren Neutral- Relativdrehlage bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 70 im Bereich von 1 ,3 bis 10, vorzugsweise im Bereich von 1 ,5 bis 7,5, liegt. Der Auslenkungswinkel α einer bzw. aller Auslenkungsmassen 74 ist in Fig. 3 veranschaulicht. Dies ist der Winkel, welcher zwischen zwei von der Drehachse A ausgehenden und den Massenschwerpunkt M einer jeweiligen Auslenkungsmasse 74 in der Neutral-Relativlage bezüglich des Auslenkungsmassenträgers bzw. bei Massenschwerpunkt M' aller jeweiligen Auslenkungsmassen 74 bei aus der Neutral-Relativlage maximal ausgelenkter Auslenkungsmasse durchquerenden Linien eingeschlossen ist. Man erkennt in Fig. 3, dass bei der Auslenkung einer jeweiligen Auslenkungsmasse 74 aufgrund der gekrümmten Ausgestaltung der Führungsbahnen 78 bzw. 80 der Massenschwerpunkt M nach radial innen verlagert wird, wodurch potentielle Energie aufgenommen wird und die Auslenkungsmassen 74 unter Fliehkrafteinwirkung eine Oszillation im Bereich von +/- α um die Neutral-Relativlage ausführen können. Die maximale Auslenkung kann beispielsweise dadurch begrenzt sein, dass die Kopplungselemente 82 die Endbereiche der Führungsbahnen 78 oder/und 80 erreichen und somit eine weitergehende Bewegung nicht mehr möglich ist. Es hat sich gezeigt, dass, selbstverständlich abhängig von den zu eliminierenden Schwingungsordnungen bzw. den diese anregenden Ereignissen der Winkel α vortei hafterweise im Bereich zwischen 5 und 15° liegt, während der maximale Relativdrehwinkel zwischen der ersten Primärseite und der ersten Sekundärseite, selbstverständlich auch wieder abhängig von der jeweiligen Auslegung eines Antriebsstrangs, im Bereich zwischen 20° und 50°, vorzugsweise 23° und 45°, liegen kann. Eine Ausgestaltung der Auslenkungsmas- senpendelanordnung 36 derart, dass der maximale Auslenkungswinkel α größer als 1 5° ist, kann zu gegenseitigen Störungen der Auslenkungsmassen 74 bzw. einer Beeinträchtigung der Tilgungscharakteristik führen, so dass der Winkel α nicht größer als 15° sein sollte.

Da hier insbesondere der Zugzustand, also derjenige Zustand, in welchem ein Antriebsaggregat ein Drehmoment erzeugt und dieses über die Schwingungsdämp- fungsanordnung 32 zu übertragen ist, ein besonders kritischer Zustand ist, sollte diese Bedingung zumindest für diesen Zugzustand, also einen Zustand, in welchem ein Drehmomentenfluss von der ersten Primärseite 42 zur zweiten Sekundärseite 62 vorliegt, realisiert sein. Selbstverständlich kann bei symmetrischer Ausgestaltung der Torsionsdämpferanordnung 34 diese Bedingung auch für den Schubzustand, also bei einem Zustand mit Drehmomentenfluss von der zweiten Sekundärseite 62 zur ersten Primärseite 42, realisiert sein. Um den insbesondere in einem hydrodynamischen Drehmomentwandler 10 zur Verfügung stehenden Bauraum möglichst effizient auszunutzen, kann gemäß einem weiteren Aspekt vorgesehen sein, dass das Verhältnis eines mittleren Reibradius R _R der Überbrückungskupplung 46 zu einem Radialabstand R _M des Massenschwerpunkts M einer jeweiligen Auslenkungsmasse 74 zur Drehachse in der Neutral- Relativdrehlage bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 70 größer als 0,8, vorzugsweise größer als 0,95, ist. Hier kann als mittlerer Reibradius RR beispielsweise der mittlere Radius desjenigen Flächenbereichs der antriebsseitigen bzw. der ab- triebsseitigen Reibelemente betrachtet werden, in welchem diese einander überlappend reibend wirksam sind. Auch hier kann z. B. das arithmetische Mittel zwischen maximalem und minimalem Reibradius herangezogen werden. Liegt dieses Verhältnis im angegebenen Bereich, so ist dafür gesorgt, dass die Auslenkungsmassen vergleichsweise weit radial außen positioniert sind und somit eine möglichst effiziente Ausnutzung der im Rotationsbetrieb auftretenden Fliehkräfte bzw. des Fliehpotentials erfolgt. Hier könnte beispielsweise der mittlere Reibradius im Bereich von 91 bis 93 mm liegen, während der Radialabstand des Massenschwerpunkts der Auslenkungsmassen 74 zur Drehachse A im Bereich von 93 bis 95 mm liegen kann.

Gemäß einem weiteren vorteilhaften Aspekt kann vorgesehen sein, dass das Verhältnis eines Radialabstands RM des Massenschwerpunkts M der bzw. jeder Auslenkungsmasse 74 zur Drehachse A zum Au ßendurchmesser D _H des hydrodynamischen Kreislaufs des Drehmomentwandlers 10 im Bereich von 0,3 bis 0,5 liegt. Dies bedeutet, dass der Massenschwerpunkt M näherungsweise den gleichen Radialabstand zur Drehachse A aufweist, wie die radial äußeren Bereiche der Pumpenrad- schaufein 20 bzw. der Turbinenradschaufeln 24. Auch dies führt zu einer möglichst effizienten Ausnutzung des Bauraums bzw. der im Rotationsbetrieb auf die Auslenkungsmassen 74 einwirkenden Fliehkraft.

Weiter kann vorgesehen sein, dass das Verhältnis einer axialen Breite B _H des hydrodynamischen Kreislaufs zu der axialen Breite B _A der bzw. jeder Auslenkungsmasse 74 im Bereich von 2,5 bis 7,5, vorzugsweise 2,75 bis 6,9, liegt. Dies bedeutet, dass ein vergleichsweise großer axialer Bauraum für den hydrodynamischen Kreislauf H genutzt werden kann, gleichwohl jedoch auch der Tilgungseffekt einer Auslen- kungsmassenpendelanordnung 36 genutzt werden kann. Mit Bezug auf die Fig. 4 wird nachfolgend eine alternative Ausgestaltung einer hydrodynamischen Kopplungsvorrichtung, auch hier wieder in Form eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers, bzw. einer darin enthaltenen Schwingungsdämpfungs- anordnung beschrieben. Hier sind Komponenten, welche hinsichtlich Aufbau bzw. Funktion den vorangehend beschriebenen Komponenten entsprechen, mit dem gleichen Bezugszeichen unter Hinzufügung eines Anhangs„a" bezeichnet. Da der grundsätzliche Aufbau des Drehmomentwandlers 10a dem vorangehend beschriebenen entspricht, wird im Folgenden lediglich auf die zur Ausgestaltungsform gemäß Fig. 1 bestehenden Unterschiede, insbesondere im Bereich der Schwingungsdämp- fungsanordnung 32a, eingegangen.

Bei dem in Fig. 4 dargestellten Aufbau umfasst die Torsionsdämpferanordnung 34a wieder die beiden radial gestaffelt und im Wesentlichen im gleichen Axialbereich liegenden Torsionsschwingungsdämpfer 38a, 40a. Ein beispielsweise scheibenartiges und die erste Primärseite 42a bereitstellendes Bauteil bildet in seinem radial inneren Bereich auch ein Reibelement der Überbrückungskupplung 46a, welches durch den Kupplungskolben 48a gegen die Innenseite des Gehäuses 12a bzw. der antriebssei- tigen Gehäuseschale 14a pressbar ist, um den Überbrückungszustand herzustellen. Die erste Sekundärseite 52a ist bereitgestellt mit einem scheibenartigen Bauteil 83a, das in seinem radial äußeren Bereich Umfangsabstützbereiche 84a für die

Dämpferelementeneinheiten 56a der ersten Dämpferelementenanordnung 54a bereitstellt. Mit diesem scheibenartigen Bauteil 83a kann ein die Dämpferelementeneinheiten 56a nach radial außen stützendes ringartiges Stützbauteil 86a mit besonderem Vorzug durch Vernietung, verbunden sein. In seinem radial inneren Bereich bildet dieses scheibenartige Bauteil 83a die zweite Primärseite 60a. Diese ist an beiden axialen Seiten umgeben von zwei die zweite Sekundärseite 62a bereitstellenden Deckscheibenelementen, welche radial innen mit der Abtriebsnabe 50a verbunden sind und von welchen eines, nämlich das in Fig. 2 rechts dargestellte, mit dem Turbinenrad 22a fest verbunden ist, beispielsweise durch Vernietung.

Das scheibenartige Bauteil 83a bildet insbesondere mit seinem zwischen den beiden Dämpferelementenanordnungen 54a, 66a liegenden Bereich den Auslenkungsmas- senträger 70a, an welchem die Auslenkungsmassen 74a wieder im Bereich beispielsweise von jeweils zwei Kopplungsbereichen 76a zur Durchführung einer Aus- lenk- bzw. Pendelbewegung getragen sind. In dem in Fig. 4 dargestellten Beispiel sind die Auslenkungsmassen 74a mit jeweils zwei beidseits des Scheibenteils 83a liegenden Masseteilen ausgebildet, die beispielsweise auch miteinander fest verbunden sein können.

In Fig. 5a) ist eine Axialansicht der Torsionsdämpferanordnung 34a, betrachtet von der linken Seite in Fig. 4, dargestellt. Man erkennt das scheibenartige Bauteil 83a mit seinen nach radial au ßen greifenden Abstützbereichen 84a, an welchen sich in Um- fangsrichtung die Dämpferelementeneinheiten 56a abstützen. In seinem radial inneren Bereich weist das Bauteil 83a zur Abstützung bzw. Aufnahme der Dämpferelementeneinheiten 68a Öffnungen bzw. so genannte Federfenster 88a auf, die in Um- fangsrichtung durch jeweilige Stegbereiche 90a getrennt sind. Deutlich zu erkennen sind auch die in jeweiligen Kopplungsbereichen 76a des auch durch das scheibenartige Bauteil 83a bereitgestellten Auslenkungsmassenträgers 70a gebildeten gekrümmten Führungsbahnen 80a mit radial au ßen liegendem Scheitelbereich.

In Fig. 5b) ist das in Fig. 5a) auch erkennbare scheibenartige Bauteil 83a in seiner Funktionalität als Auslenkungsmassenträger 70a dargestellt. Zu erkennen sind hier insgesamt vier Auslenkungsmassen 74a, wobei jede an zwei in Umfangsabstand zueinander liegenden Kopplungsbereichen 76a durch ein dort jeweils positioniertes Kopplungselement 82a an den Auslenkungsmassenträger 70a angekoppelt ist. Zu erkennen sind in Fig. 5b) auch die in den Auslenkungsmassen 74a bzw. den beiden Teilen einer jeweiligen Auslenkungsmasse 74a gebildeten gekrümmten Führungsbahnen 78a mit radial innen liegendem Scheitelbereich. Man erkennt in Fig. 5b) auch in Zuordnung zu den jeweiligen Umfangsendbereichen der Auslenkungsmassen 74a ausgebildete Öffnungen 92a im scheibenartigen Bauteil 83a. Durch diese Öffnungen 92a erstrecken sich die beiden Teile einer jeweiligen Auslenkungsmasse 74a miteinander verbindende Elemente, beispielsweise Nietbolzen oder dergleichen.

Man erkennt in Fig. 5, dass bei dieser Ausgestaltungsart bzw. Auslegung der Torsionsdämpferanordnung 34a einerseits und der Auslenkungsmassenpendelanordnung 36a andererseits jeder Torsionsschwingungsdämpfer 38a, 40a vier in Umfangsrich- tung aufeinander folgende Dämpferelementeneinheiten 56a, 68a aufweist, die vorteilhafterweise jeweils in einander zugeordneten, also gleichen Umfangsbereichen liegen, so dass die Abstützbereiche 84a die Stegbereiche 90a zwischen den Öffnun- gen 88a in Radialrichtung im Wesentlichen fortsetzen, zu diesen also im Wesentlichen keinen Umfangsversatz aufweisen. Auch im Bereich der Auslenkungsmassen- pendelanordnung 36a sind insgesamt vier Auslenkungsmassen 74a vorgesehen, die in Umfangsrichtung so positioniert sind, dass sie in Umfangsrichtung zentriert liegen bezüglich eines jeweiligen Abstützbereichs 84a bzw. Stegbereichs 90a. Dies hat zur Folge, dass die für einen jeweiligen Kopplungsbereich 76a im Auslenkungsmassen- träger 70a zum Bereitstellen der gekrümmten Führungsbahnen 80a zu erzeugenden Öffnungen beidseits der Abstützbereiche 84a bzw. Stegbereiche 90a liegen und somit eine Materialschwächung im scheibenartigen Bauteil 83a insbesondere dort, wo die Drehmomenteinleitung bzw. Übertragung auf die bzw. von den Dämpferelementeneinheiten 56a, 68a erfolgt, vermieden wird. Dies bedeutet, dass trotz baulicher Integration des Auslenkungsmassenträgers 70a in ein Bauteil, welches gleichzeitig auch eine Drehmomentübertragungsfunktionalität in der Torsionsdämpferanordnung 34a aufweist, aufgrund einer Schwächungen vermeidenden Positionierung bzw. aufgrund der gleichen Anzahl an Dämpferelementeneinheiten einerseits und Auslenkungsmassen andererseits eine Übertragung auch hoher Drehmomente möglich ist.

Die Fig. 6a) und 6b) zeigen in einer der Fig. 5 entsprechenden Art und Weise einen dem gleichen Aufbauprinzip unterliegenden Aufbau, jedoch mit einer anderen Teilung im Bereich der Dämpferelementeneinheiten 56a, 68a einerseits und der Auslenkungsmassen 74a andererseits. Zu erkennen sind insgesamt fünf erste

Dämpferelementeneinheiten 56a und fünf jeweils im Wesentlichen im gleichen Radialbereich wie die ersten Dämpferelementeneinheiten 56a angeordnete zweite Dämpferelementeneinheiten 68a. Auch hier setzen also die Abstützbereiche 84a die Stegbereiche 90a in radialer Richtung im Wesentlichen fort. Die Fig. 6b) zeigt in entsprechender Weise insgesamt fünf in Umfangsrichtung aufeinander folgende Auslenkungsmassen 74a, die nunmehr jedoch in Umfangsrichtung so positioniert sind, dass sie näherungsweise mittig zwischen zwei in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Abstützbereichen 84a des scheibenartigen Bauteils 83a liegen. Ebenso wie bei der in Fig. 3 dargestellten Ausgestaltungsart liegt hier also ein Verhältnis zwischen der Anzahl an ersten Dämpferelementeneinheiten 56a und auch der Anzahl an zweiten Dämpferelementeneinheiten 68a zur Anzahl an Auslenkungsmassen 74a bei 1 .

Die Fig. 7 zeigt in ihrer Darstellung a) wieder ausgehend von dem in Fig. 4 gezeigten Aufbau der Schwingungsdämpfungsanordnung 32a die Ausgestaltung der Torsionsdämpferanordnung 34a mit jeweils vier ersten Dämpferelementeneinheiten 56a und vier zweiten Dämpferelementeneinheiten 68a, so wie dies auch mit Bezug auf die Fig. 5a) bereits beschrieben wurde. Diese Torsionsdämpferanordnung 34a ist nunmehr kombiniert mit einer Auslenkungsmassenpendelanordnung 36a mit insgesamt fünf in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Auslenkungsmassen 74a, also einem Aufbau, wie er grundsätzlich mit Bezug auf die Fig. 6b) bereits erläutert wurde. Hier liegt das Verhältnis der Anzahl der ersten Dämpferelementeneinheiten 56a bzw. auch der zweiten Dämpferelementeneinheiten 68a zur Anzahl der Auslenkungsmassen 74a bei 0,8.

Eine weitere Abwandlung ist in Fig. 8 dargestellt. Dort ist in der Abbildung 8a) die Torsionsdämpferanordnung 34a mit jeweils fünf ersten Dämpferelementeneinheiten 56a und fünf zweiten Dämpferelementeneinheiten 68a erkennbar, so wie dies auch bei der Ausgestaltungsform der Fig. 6a) gezeigt ist. In Zuordnung zu dieser Torsionsdämpferanordnung 34a ist in Fig. 8b) eine Auslenkungsmassenpendelanordnung 36a mit insgesamt vier in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Auslenkungsmassen 74a erkennbar. Das Verhältnis der Anzahl der ersten Dämpferelementeneinheiten 56a bzw. auch der zweiten Dämpferelementeneinheiten 68a zur Anzahl an Auslenkungsmassen 74a liegt hier also bei 1 ,25.

Die Fig. 5 bis 8 zeigen, dass hinsichtlich der Anzahlen bzw. des Verhältnisses der Anzahlen der Dämpferelementeneinheiten einerseits und der Auslenkungsmassen andererseits eine Variabilität besteht, die es ermöglicht, das Schwingungsverhalten der Torsionsdämpferanordnung 34a einerseits und der Auslenkungsmassenpen- delanordnung 36a andererseits in optimaler Weise an die auftretenden Anforderungen anzupassen. Insbesondere dann, wenn eine Integration der Auslenkungsmas- senpendelanordnung 36a in die Torsionsdämpferanordnung 34a realisiert ist, also beispielsweise ein Drehmomentübertragungselement der Torsionsdämpferanordnung 34a den oder einen Teil des Auslenkungsmassenträgers 70a bereitstellt, ist eine Teilung von 1 :1 , wie dies in den Fig. 5 und 6 gezeigt ist, besonders vorteilhaft, da trotz dieser Funktionenverschmelzung eine sehr stabile Konfiguration des drehmomentübertragenen Bauteils der Torsionsdämpferanordnung 34a, welches gleichzeitig auch eine Funktion im Bereich der Auslenkungsmassenpendelanordnung 36a übernimmt, bereitgestellt werden kann. Es ist darauf hinzuweisen, dass selbstverständlich bei der in den Fig. 4 bis 8 dargestellten Ausgestaltungsvariante alle weiteren vorangehend mit Bezug auf die Fig. 1 beschriebenen Auslegungsparameter einzeln bzw. in Kombination realisiert sein können.