Fahrzeugs

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Schwingungsdämpfungsanordnung für einen Antriebsstrang eines Fahrzeugs. Diese Schwingungsdämpfungsanordnung umfasst einen in Schwingungsbewegung versetzbaren Auslenkungsmassenträger sowie eine an dem Auslenkungsmassenträger getragene Auslenkungsmassenanordnung.

Um die in einem Antriebsstrang eines Fahrzeugs auftretenden Drehschwingungen zu mindern, ist es bekannt, Schwingungsdämpfungsanordnungen in Form von Zwei- Massen-Schwungrädern oder Torsionsschwingungsdämpfern in den Drehmomenten- fluss einzubinden. Derartige Schwingungsdämpfungsanordnungen umfassen eine Primärseite und eine Sekundärseite, wobei die Primärseite an ein Antriebsaggregat oder den antriebsaggregatseitigen Bereich eines Antriebsstrangs angebunden ist und die Sekundärseite an ein Getriebe oder den getriebeseitigen Bereich eines Antriebsstrangs angebunden ist. Zwischen der Primärseite und der Sekundärseite wirken elastische Elemente, wie z. B. Schraubendruckfedern, gegen deren Rückstellwirkung die Primärseite und die Sekundärseite bezüglich einander verdrehbar bzw. auslenkbar sind.

Eine allgemein als Tilger bezeichnete alternative Ausgestaltungsart einer Schwingungsdämpfungsanordnung umfasst einen Auslenkungsmassenträger und eine daran getragene Auslenkungsmassenanordnung. Der Auslenkungsmassenträger ist an eine Antriebsstrangkomponente angekoppelt und mit dieser zusammen um eine Drehachse der Antriebsstrangkomponente drehbar. Bei Auftreten von Drehungleich- förmigkeiten bzw. Drehschwingungen wird der Auslenkungsmassenträger in eine der Rotationsbewegung überlagerte Schwingungsbewegung versetzt. Die Auslenkungsmassenanordnung ist durch eine Rückstellkrafterzeugungsanordnung mit dem Auslenkungsmassenträger gekoppelt, so dass bei Auftreten von Drehschwingungen und entsprechender Schwingungsbewegung des Auslenkungsmassenträgers die Auslenkungsmassenanordnung gegen die Rückstellkraft der Rückstellkrafterzeugungsan- ordnung bezüglich des Auslenkungsmassenträgers ausgelenkt und in eine zur Tilgung der auftretenden Schwingungen beitragende Schwingungsbewegung bezüglich des Auslenkungsmassenträgers versetzt wird. Charakteristisch für eine derartige Art der Schwingungsdämpfungsanordnung ist, dass diese nicht im Drehmomentenfluss liegt, also die in einem Antriebsstrang zur übertragenden Drehmomente nicht über die Rückstellkrafterzeugungsanordnung und die Auslenkungsmassenanordnung derselben geleitet werden.

Aus der WO 2004/018897 ist eine derartige allgemein als Tilger bezeichnete

Schwingungsdämpfungsanordnung für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs bekannt. Diese bekannte, mit einem Feder-Masse-System aufgebaute Schwingungsdämpfungsanordnung ist mit ihrem Auslenkungsmassenträger beispielsweise im Bereich eines Hinterachsgetriebes, einer davon weg führenden Seitenwelle oder einer Gelenkwelle des Antriebsstrangs angeordnet.

Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine gattungsgemäße Schwingungsdämpfungsanordnung so weiterzubilden, dass diese ein verbessertes Schwingungs- dämpfungsverhalten aufweist.

Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe gelöst durch eine Schwingungsdämpfungsanordnung für einen Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend einen in Schwingungsbewegung versetzbaren Auslenkungsmassenträger sowie eine an dem Auslenkungsmassenträger getragene Auslenkungsmassenanordnung.

Dabei ist weiter vorgesehen, dass die Auslenkungsmassenanordnung durch eine Rückstellkrafterzeugungsanordnung mit dem Auslenkungsmassenträger derart gekoppelt ist, dass bei unter einer Schwellenbeschleunigung liegender Beschleunigung des Auslenkungsmassenträgers die Auslenkungsmassenanordnung bezüglich des Auslenkungsmassenträgers in einer Ruhelage im Wesentlichen fest gehalten ist und bei über der Schwellenbeschleunigung liegender Beschleunigung des Auslenkungsmassenträgers die Auslenkungsmassenanordnung gegen eine durch die Rückstell- krafterzeugungsanordnung erzeugte Rückstellkraft und /oder durch eine durch eine Reibeinrichtung erzeugte Haltekraft bezüglich des Auslenkungsmassenträgers aus der Ruhelage auslenkbar ist. Dabei ist zu erwähnen, dass die Reibeinrichtung sich einerseits an dem Auslenkungsmassenträger und andererseits an der Auslenkungsmassenanordnung, die zum Auslenkungsmassenträger relativ verschiebbar ist, abstützt bzw. reibt. Bei dem erfindungsgemäßen Aufbau einer Schwingungsdämpfungsanordnung findet abhängig von der Beschleunigung, mit welcher der Auslenkungsmassenträger insbesondere bei Durchführung von Schwingungsbewegungen beschleunigt wird, ein Umschalten statt. Bei vergleichsweise geringer Beschleunigung ist die gesamte Schwingungsdämpfungsanordnung mit dem Auslenkungsmassenträger und der daran getragenen Auslenkungsmassenanordnung als im Wesentlichen starre Masse wirksam, die als solche zur Erhöhung des Trägheitsmoments beiträgt. Nimmt die Beschleunigung zu und überschreitet die Schwellenbeschleunigung, so kann die Auslenkungsmassenanordnung eine Relativbewegung bezüglich des Auslenkungsmassenträgers, insbesondere also auch eine Relativschwingungsbewegung bezüglich diesem unter der Rückstellwirkung der Rückstellkrafterzeugungsanordnung und /oder durch eine durch eine Reibeinrichtung erzeugte Haltekraft ausführen, so dass die Schwingungsdämpfungsanordnung in diesem Zustand als Tilger wirksam ist. Grundlage dieses erfindungsgemäßen Aufbaus ist die Erkenntnis, dass derartige als Tilger mit einem Auslenkungsmassenträger und einer Auslenkungsmassenanordnung wirksame Schwingungsdämpfungsanordnungen grundsätzlich zum Auftreten eines Nebenmaximums bei höherer Frequenz, im Antriebsstrang also bei höherer Drehzahl bezüglich eines Hauptmaximums, führen. Da mit zunehmender Frequenz, also auch mit zunehmender Drehzahl in einem Antriebsstrang, im Allgemeinen auch die bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten entstehenden Beschleunigungen abnehmen, nutzt die Erfindung den Effekt, dass mit zunehmender Drehzahl und dementsprechend auch abnehmender Beschleunigung des Auslenkungsmassenträgers durch das Umschalten in einen im Wesentlichen starren Kopplungszustand das Auftreten des Nebenmaximums bei zunehmender Drehzahl bzw. Anregungsfrequenz vermieden wird.

Eine vorteilhafte Ausführungsform sieht vor, dass die Auslenkungsmassenanordnung zumindest aus einem Massering mit einer daran drehfest befestigten Zentralscheibe gebildet ist und der Auslenkungsmassenträger durch zumindest eine Deckscheibe gebildet ist. Vorteilhaft werden zwei Deckscheiben verwendet, die beidseitig der Zentralscheibe verbaut sind.

Auch kann es vorgesehen sein, dass die Auslenkungsmassenanordnung zumindest aus einer Deckscheibe gebildet wird. Vorzugsweise werden hier jedoch zwei Deckscheiben verbaut, die beidseitig der Zentralscheibe angeordnet sind und die eigentliche Auslenkungsmasse bilden. Um einen stabilen, gleichwohl zuverlässig wirkenden Aufbau bereitstellen zu können, wird vorgeschlagen, dass eine Baugruppe von Auslenkungsmassenträger und Aus- lenkungsmassenanordnung eine Zentralscheibe und die andere Baugruppe von Auslenkungsmassenträger und Auslenkungsmassenanordnung beidseits der Zentralscheibe jeweils eine Deckscheibe umfasst oder/und dass die Rückstellkrafterzeu- gungsanordnung wenigstens eine in ihren beiden Endbereichen bezüglich der Zentralscheibe und wenigstens einer Deckscheibe abgestützte oder abstützbare Federeinheit umfasst.

Zur Zusammenwirkung der im Allgemeinen mit Schraubendruckfedern aufgebauten Federeinheiten mit der Zentralscheibe bzw. den Deckscheiben kann vorgesehen sein, dass in wenigstens einem, vorzugsweise beiden Endbereichen wenigstens eine Federeinheit über ein Abstützorgan bezüglich der Zentralscheibe und wenigstens einer Deckscheibe abgestützt oder abstützbar ist. Auf diese Art und Weise wird eine gleichmäßige und eine punktuelle Belastung der Federeinheiten bzw. der Zentralscheibe und der Deckscheibe vermeidende Abstützwechselwirkung erzielt.

Zur Bereitstellung des vorangehend angesprochenen Umschaltverhaltens kann erfindungsgemäß vorgesehen sein, dass durch die Rückstellkrafterzeugungsanord- nung oder die Reibeinrichtung die Auslenkungsmassenanordnung unter Erzeugung einer Vorspannkraft bzw. Haltekraft in die Ruhelage bezüglich des Auslenkungsmas- senträgers vorgespannt ist, wobei bei Überschreiten der Schwellenbeschleunigung die Auslenkungsmassenanordnung unter Überwindung der Vorspannkraft bzw. der Haltekraft aus der Ruhelage bezüglich des Auslenkungsmassenträgers auslenkbar ist. Durch das Vorspannen bzw. das Halten der Auslenkungsmassenanordnung in die Ruhelage ist gewährleistet, dass erst dann, wenn eine die Vorspannung überwindende Kraft auf die Auslenkungsmassenanordnung wirkt, diese beginnt, sich bezüglich des Auslenkungsmassenträgers zu bewegen bzw. zu schwingen. Die auf den Auslenkungsmassenträger wirkende Kraft ist im Wesentlichen bestimmt durch die Masse bzw. das Massenträgheitsmoment der Auslenkungsmassenanordnung und die Beschleunigung, mit welcher diese bzw. der Auslenkungsmassenträger in Bewegung versetzt wird. Um in einfacher Art und Weise diese Vorspannung in die Ruhelage bereitstellen zu können, wird vorgeschlagen, dass wenigstens eine, vorzugsweise jede Federeinheit zur Bereitstellung der Vorspannkraft in der Ruhelage der Auslenkungsmassenanordnung bezüglich des Auslenkungsmassenträgers in ihren beiden Endbereichen unter Vorspannung bezüglich der Zentralscheibe oder/und wenigstens einer Deckscheibe abgestützt ist.

Zur definierten Vorgabe des Schwingungsverhaltens der Auslenkungsmassenanordnung kann vorgesehen sein, dass wenigstens eine, vorzugsweise jede Federeinheit eine Mehrzahl von parallel wirkenden Federn oder/und eine Mehrzahl von seriell wirkenden Federn umfasst.

Insbesondere bei Integration in einen Antriebsstrang eines Fahrzeugs ist aufgrund der darin im Allgemeinen auftretenden rotatorischen Bewegungen vorzugsweise vorgesehen, dass der Auslenkungsmassenträger in Drehbewegung um eine Drehachse versetzbar ist, und dass bei Auslenkung der Auslenkungsmassenanordnung aus der Ruhelage bezüglich des Auslenkungsmassenträgers die Auslenkungsmassenanordnung eine Rotationsbewegung bezüglich des Auslenkungsmassenträgers um die Drehachse D durchführt.

Um eine vorteilhafte Wirkweise der Federeinheit sicher zu stellen, wird vorgeschlagen, die Federn der Federeinheit in ihrer Wirkrichtung in Umfangsrichtung um die Drehachse D angeordnet sind.

Um ein möglichst hohes Massenträgheitsmoment der Auslenkungsmassenanordnung zu erhalten wird weiter vorgeschlagen, dass die eigentliche Auslenkungsmasse bildenden Deckscheiben radial außerhalb der Federeinheit zusammengeführt sind. Hierdurch kann ein hohes Massenträgheitsmoment bei einem gleichzeitig geringen axial notwendigen Bauraum erzielt werden.

Um die Funktion der Schwingungsdämpfungsanordnung weiter zu verbessern wird vorgeschlagen, dass die Deckscheiben radial außerhalb der Federeinheit drehfest miteinander verbunden sind. Gleichzeitig kann so eine axiale Sicherung der Auslen- kungsmassenanordnung zu der Zentralscheibe erzielt werden, da die Deckscheiben, die die Auslenkungsmasse bilden, die Zentralscheibe an beiden Seiten begrenzen.

Für die drehfeste Verbindung der Deckscheiben wir weiter vorgeschlagen, dass dies durch eine Klebeverbindung und / oder eine Schweißverbindung und / oder eine Nietverbindung und / oder eine Verstemmung und / oder eine Verschraubung erfolgt. Dabei soll dies nicht abschließend sein, sondern nur beispielhaft.

Für eine kostengünstige Herstellung wird weiter vorgeschlagen, dass die beiden Deckscheiben baugleich sind.

Um das Massenträgheitsmoment der Auslenkungsmassenanordnung weiter zu erhöhen kann zwischen den beiden Deckscheiben eine zusätzliche Massescheibe positioniert werden.

Um die Massescheibe funktionssicher und drehfest mit den Deckscheiben zu verbinden wird weiter vorgeschlagen, dass dies mittels einer Klebeverbindung und / oder einer Schweißverbindung und / oder einer Nietverbindung und / oder einer Verstemmung und / oder einer Verschraubung erfolgt. Dabei soll diese Aufzählung nicht abschließend sondern nur beispielhaft sein.

Weiter wird vorgeschlagen, dass die Reibeinrichtung zwischen den beiden Deckscheiben positioniert wird.

Dabei kann die Reibeinrichtung zumindest eine Federscheibe umfassen, wobei die Federscheibe sich einerseits an einer der beiden Deckscheiben und andererseits an der Zentralscheibe abstützt.

Um eine weitere Verbesserung der Funktion der Reibeinrichtung zu gewährleisten wird weiter vorgeschlagen, dass die Reibeinrichtung zumindest eine zusätzliche Reibscheibe umfasst. Hierdurch kann ein Verschleiß der Reibeinrichtung verringert und damit die Haltbarkeit verbessert werden. Um eine vorteilhafte Funktionsweise der Reibeinrichtung zu gewährleisten wird vorgeschlagen, dass die Reibeinrichtung radial außerhalb der Federeinheit angeordnet ist. Je größer der Reibdurchmesser ist, desto niedriger kann die axiale Kraft der Federscheibe ausgeführt sein, bei gleicher Reibkraft.

Es kann aber auch vorteilhaft sein, beispielsweise durch einen vorhandenen Bauraum, dass die Reibeinrichtung radial innerhalb der Federeinheit angeordnet ist.

Dabei ist die Reicheinrichtung vorteilhaft so auszulegen, dass eine axiale Kraft der Federscheibe der Reibeinrichtung in eingebautem Neuzustand nahezu gleich einer axialen Kraft der Federscheibe der Reibeinrichtung in einem maximalen Verschleißzustand ist. Hierzu ist eine typische Kraft- Weg- Kennlinie der Membranfeder vorteilhaft, die dieses Verhalten zeigt. Dabei kann die Federscheibe so eingebaut werden, dass bei einem beginnenden Verschleiß der Reibeinrichtung und damit eine Verringerung einer axialen Einbaulage der federscheibe zunächst die Kraft ansteigt, um dann wieder abzusinken. Somit kann eine Einbaulage der Federscheibe so gewählt werden, dass die Federscheibe im Neuzustand nahezu die gleiche Kraft aufweist wie in einem maximalen Verschleißzustand.

Weiter wird vorgeschlagen, dass ein Element Stahl einen Volumenanteil an der gesamten Schwingungsdämpfungsanordnung von größer 90% hat.

Weiter wird vorgeschlagen, dass ein Gewichtsanteil von Stahl einen Volumenanteil von größer 90% an der Schwingungsdämpfungsanordnung hat.

Um eine optimale Funktionsweise der Schwingungsdämpfungsanordnung sicher zu stellen wird vorgeschlagen, dass das Vorspannmoment der Federeinheit maximal dem Produkt aus maximaler Eingangswellenbeschleunigung und der Massenträgheit der Schwingungsdämpfungsanordnung entspricht

Es wird weiter vorgeschlagen, dass ein Wert des Coulombschen Reibmoments der Reibeinrichtung maximal dem Produkt aus der maximaler Eingangswellenbeschleunigung und der Massenträgheit der Schwingungsdämpfungsanordnung entspricht. Für die Funktionsweise kann es weiter vorteilhaft sein, dass eine Kennlinie der Rück- stellkrafterzeugungsanordnung mehrstufig oder stufenlos degressiv verläuft.

Für die Funktionsweise kann es weiter vorteilhaft sein, dass eine Kennlinie der Rück- stellkrafterzeugungsanordnung mehrstufig oder stufenlos progressiv verläuft.

Um die Funktionsweise der Federeinheit optimal zu gewährleistenkann diese aus Schraubenfedern und/oder aus Kunststofffedern und/oder aus Blattfedern bestehen.

Weiter wird ein Kupplungssystem für ein Fahrzeug beansprucht, das wenigstens eine Schwingungsdämpfungsanordnung in der vorangehend beschriebenen Ausführung enthält.

Dabei zeichnet sich das Kupplungssystem dadurch aus, dass es eine Schwungmasse, die mit einem Ausgangselement eines Antriebsaggregates drehfest verbunden ist und eine Reibfläche aufweist, sowie eine Druckplattenanordnung mit einer Druckplatte, die drehfest mit der Schwungmasse verbunden ist und durch eine Membranfeder mit einer axialen Kraft beaufschlagt werden kann, sowie einer Ausrückanordnung mit einem Ausrückring für die Membranfeder sowie einer Kupplungsscheibenanordnung umfassend eine Belaganordnung, die zwischen der Reibfläche der

Schwungmasse und der Druckplatte einklemmbar ist, wobei die Kupplungsscheibenanordnung weiter ein Ausgangselement umfasst, das gegen die Wirkkraft einer Federeinheit und in Wirkverbindung eines Eingangselements, welches drehfest mit der Belaganordnung verbunden ist und um die Drehachse (D) verdrehbar ist, wobei das Ausgangselement der Kupplungsscheibenanordnung drehfest mit einer Getriebeeingangswelle einer Getriebeanordnung verbunden ist. Dabei handelt es sich hier bei dem Kupplungssystem um ein bekanntes System mit einer gefederten Kupplungsscheibenanordnung. Dies bedeutet, dass die Kupplungsscheibenanordnung eine Primärseite und eine, gegen die Wirkkraft einer Federeinheit relativ verdrehbare Sekundärseite aufweist. Dabei ist die Schwingungsdämpfungsanordnung drehfest mit der Sekundärseite der Kupplungsscheibenanordnung verbunden, die wiederum mit einer Eingangsseite, vorteilhaft eine Getriebeeingangswelle, einer Getriebeanordnung wirkverbunden ist. Hierdurch kann die Tilgungswirkung der Schwingungs- dämpfungsanordnung vorteilhaft wirken. Dabei kann die Schwingungsdämpfungsan- ordnung zu beiden Seiten der Kupplungsscheibenanordnung positioniert sein.

Eine weitere vorteilhafte Ausführungsform sieht vor, dass der Auslenkungsmassen- träger der Schwingungsdämpfungsanordnung drehfest mit dem Ausgangselement der Kupplungsscheibenanordnung oder drehfest mit der Getriebeeingangswelle verbunden ist.

Dabei ist es vorteilhaft, wenn die drehfeste Verbindung des Auslenkungsmassenträ- gers mit dem Ausgangselement der Kupplungsscheibenanordnung oder der Getriebeeingangswelle durch eine Verzahnung oder/ und durch eine Vernietung oder/und durch eine Verschweißung oder/und durch ein Verstemmen oder/und durch ein Ver- schrauben oder/und durch eine Verklebung erfolgt. Dabei soll diese Aufzählung nicht abschließend, sondern nur beispielhaft sein.

Um weiter die Funktion optimal zu gewährleisten wird vorgeschlagen, dass die geringste axiale Erstreckung der Auslenkungsmassenanordnung sich radial außerhalb des Ausrückringes befindet.

Weiter kann es für die Wirkung der Drehschwingungsdämpfungsanordnung vorteilhaft sein, wenn die geringste axiale Erstreckung der Auslenkungsmassenanordnung sich im radialen Bereich der Federeinheit der Kupplungsscheibenanordnung befindet.

Weiter wird vorgeschlagen, dass die Federeinheit der Schwingungsdämpfungsanordnung radial innerhalb der Federeinheit der Kupplungsscheibenanordnung angeordnet ist.

Um eine sichere Funktion und eine einfache Montage zu gewährleisten wird vorgeschlagen, dass ein Außendurchmesser der Auslenkungsmassenanordnung geringer ist als ein Innendurchmesser der Reibfläche der Schwungmasse oder geringer ist als ein Innendurchmesser der Druckplatte. Eine weitere vorteilhafte Variante sieht vor, dass der Außendurchmesser der Auslen- kungsmassenanordnung das Produkt von einem Faktor 0,9 bis 1 ,1 und dem Außendurchmesser der Deckbleche der Kupplungsscheibenanordnung ist.

Auch kann es günstig sein, wenn der Außendurchmesser der Auslenkungsmassena- nordnung 0,9 bis 1 ,1 mal dem Innendurchmesser der Belaganordnung der Kupplungsscheibenanordnung ist.

Eine günstige Auslegung der Schwingungsdämpfungsanordnung kann vorsehen, dass ein Massenträgheitsmoment der Schwingungsdämpfungsanordnung zwischen 15% und 25% der Gesamtmassenträgheit von der Schwingungsdämpfungsanordnung und der Kupplungsscheibenanordnung (88) beträgt.

Um eine optimale Schwingungsdämpfung zu erhalten wird weiter vorgeschlagen, dass die Schwingungsdämpfungsanordnung auf eine Rassel-Eigenfrequenz abgestimmt wird.

Auch kann es vorteilhaft sein, wenn die Schwingungsdämpfungsanordnung auf eine Eigenfrequenz von 25 bis 60 Hz abgestimmt wird.

Daneben wird für unterschiedliche Antriebsaggregate vorgeschlagen, dass ein Massenträgheitsmoment der Auslenkungsmassenanordnung für Fahrzeuge mit einem Eingangsdrehmoment des Antriebsaggregates von mehr als 3000 Nm zwischen 0,02 kgm ² und 0,1 kgm ² beträgt.

Hingegen für Fahrzeuge mit einem Eingangsdrehmoment des Antriebsaggregates von mehr als 2000 Nm und weniger als 3000Nm soll das Massenträgheitsmoment der Auslenkungsmassenanordnung zwischen 0,01 kgm ² und 0,06 kgm ² betragen.

Weiter wird vorgeschlagen, dass die Schwingungsdämpfungsanordnung an der Kupplungsscheibenanordnung auf der der Schwungmassenanordnung zugewandten Seite und/oder auf der der Membranfeder der Druckplattenanordnung zugewandten Seite angeordnet ist. Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Figuren detailliert beschrieben. Es zeigt:

Fig. 1 in perspektivischer Darstellung eine Schwingungsdämpfungsanordnung; Fig. 2 einen Querschnitt der Schwingungsdämpfungsanordnung aus Figur 1 ; Fig. 3 eine Seitenansicht der Figur 1 ;

Fig. 4 eine perspektivische Querschnittdarstellung der explodierten Schwingungsdämpfungsanordnung der Figur 1 ;

Fig. 5 eine Querschnittdarstellung der Schwingungsdämpfungsanordnung aus der Figur 1 in Verbindung mit einer Kupplungsscheibenanordnung;

Fig. 6 eine Querschnittdarstellung der Schwingungsdämpfungsanordnung aus der Figur 1 in Verbindung mit einem Kupplungssystem.

Fig. 7 eine Querschnittdarstellung einer Schwingungsdämpfungsanordnung mit alternativem Aufbau

Die Fig. 1 zeigt eine als Tilger ausgebildete Schwingungsdämpfungsanordnung 10 in einer explodierten perspektivischer Ansicht. Dabei umfasst die Schwingungsdämpfungsanordnung 10 einen Auslenkungsmassenträger 20 sowie eine an dem Auslen- kungsmassenträger 20 getragene Auslenkungsmassenanordnung 22. Vermittels einer Rückstellkrafterzeugungsanordnung 24 ist die Auslenkungsmassenanordnung 22 am Auslenkungsmassenträger 20 getragen bzw. an diesen angekoppelt.

Der Auslenkungsmassenträger 20 ist hier als eine Zentralscheibe 26 ausgeführt. In ihrem radial inneren Bereich weist die allgemein ringartig aufgebaute Zentralscheibe 26 einen Montagedurchmesser 28 bzw. einen Zentrierdurchmesser 29 auf, um die Zentralscheibe mit einem anderen Bauteil, beispielsweise eine Kupplungsscheibe, hier nicht dargestellt, zu verbinden. In ihrem radial äußeren Bereich weist die Zentralscheibe 26 eine Mehrzahl von Federfenstern 30 auf, welche in Umfangsrichtung jeweils durch Abstützbereiche 32, 34 für nachfolgend noch beschriebene Federeinheiten 60 begrenzt sind.

Die Zentralscheibe 26 wird zu beiden axialen Seiten von je einer Deckscheibe 38, 40 umgeben. Die Deckscheiben 38, 40 besitzen dabei zu der Zentralscheibe 26 korrespondierende Federfenster 35.

Die Rückstellkrafterzeugungsanordnung 24 umfasst eine Mehrzahl von Federeinheiten 60, die als Einzelfeder oder als geschachtelte Feder ausgeführt sein können, wie hier als Schraubendruckfeder gezeigt. Die Federeinheiten 60 sind jeweils in einem der Federfenster 30 der Zentralscheibe 26 und in jeweils einem der Federfenster 35 der Deckscheiben 38, 40 aufgenommen. Über die Abstützbereiche 32 der Zentralscheibe und der Abstützbereiche 34 der Deckscheiben 38, 40, jeweils an den Federfenstern 30, 35 angeordnet und integral mit der Zentralscheibe 26 bzw. der Deckscheiben 38, 40 ausgebildet, stützen sich die Federeinheiten 60 ab. Dabei sind die Federfenster 30 der Zentralscheibe 26 zu den Federfenstern 35 der Deckscheiben 38, 40 so versetzt, dass zumindest eine Federeinheit 60 in einer Ruhelage in einem vorgespannten Zustand zwischen der Zentralscheibe 26 und den Deckblechen 38, 40 verbaut. Hierdurch wird eine definierte Positionierung der Auslenkungsmassenan- ordnung 22 bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 20 vorgegeben und er erfolgt kein Nulldurchgang der vorgespannten Federeinheit 60, was vorteilhaft für die Lebensdauer der Federeinheit 60 ist, eine degressive Kennlinie ermöglicht und eine radiale Lagerung der Auslenkungsmassenanordnung 22 verbessert.

Radial außerhalb der umfangsmäßig angeordneten Federeinheiten 60 laufen die beiden Deckscheiben 38, 40 zusammen. Dabei werden die beiden zusammengeführten Deckscheiben 38, 40 weiter radial nach außen geführt. Hierdurch entsteht eine axial schmal bauende Auslenkungsmasse mit einem möglichst großen Massenträgheitsmoment. Um das Massenträgheitsmoment weiter bei Bedarf zu erhöhen kann eine zusätzliche Massescheibe 39 zwischen die beiden Deckscheiben 38, 40 gesetzt werden. Dabei können die beiden Deckscheiben 38, 40 oder auch die zusätzliche Massescheibe 39 mittels bekannter Verfahren wie beispielsweise Verschrauben, Verschweißen, Verkleben, Vernieten, Verstemmen drehfest miteinander verbunden werden. Eine Reibeinrichtung 71 , die hier aus einer Federscheibe 73, und zwei Reibscheiben 75, 77 besteht ist radial außerhalb der Federeinheit 60 und axial zwischen den beiden Deckscheiben 38, 40 angebracht. Hierdurch können die Reibscheiben mit einem möglichst großen Durchmesser ausgeführt werden. Dabei stützt sich die Federscheibe 73 zum einen an der einen Deckscheibe 38 und zum anderen an dem Reibring 75 ab, der wiederum sich an der Zentralscheibe 26 abstützt. Der andere Reibring 77 ist zwischen der Zentralscheibe 26 und der anderen Deckscheibe 40 positioniert. Dabei ist die Reibeinrichtung mit der Federscheibe 73 so ausgelegt, dass in einem neuen Zustand der Reibeinrichtung 71 die axial wirkende Kraft der Federscheibe 73 einen Wert aufweist, der ebenfalls in einem Zustand eines maximalen Verschleißes der Reibeinrichtung 71 vorliegt. Dabei ist die typische Kennlinie einer Membranfeder, die hier als Federscheibe 73 verwendet wird von Vorteil, da diese so eingebaut werden kann, dass die axial wirkende Kraft über den Verschleiß erst ansteigt, um dann wieder bis auf die anfängliche Anpresskraft abzufallen.

Die Figur 2 zeigt einen Querschnitt der Schwingungsdämpfungsanordnung 10 aus der Figur 1 in einem zusammengebauten Zustand. Hier ist sehr gut zu erkennen, dass die Schwingungsdämpfungsanordnung 10 axial kompakt baut. Weiter ist gut zu erkennen, dass die zusammengeführten Deckscheiben 38, 40 mit der dazwischen liegenden Massescheibe 39 weiter nach radial außen geführt werden, um ein möglichst großes Massenträgheitsmoment bei gleichzeitig geringem axialen Bauraum zu erhalten.

Die Figur 3 zeigt eine Seitenansicht der Schwingungsdämpfungsanordnung 10, wie in der Figur 1 beschrieben und verdeutlich anschaulich die radiale Positionierung der Federeinheit 60 im Verhältnis zu der Auslenkungsmassenanordnung 22.

Die Figur 4 zeigt eine perspektivische Querschnittdarstellung der explodierten Schwingungsdämpfungsanordnung 10 der Figur 1 . Gut zu sehen ist hier die kompakte Integration der Reibeinrichtung 71 , gebildet durch die Federscheibe 73, und die beiden Reibscheiben 75, 77 in einen axialen Bauraum, der von den beiden Deckscheiben 38, 40 begrenzt wird. Dabei übernehmen die Bauteile 73, 75, 77 der Reibeinrichtung 71 auch eine axiale Führung der Auslenkungsmassenanordnung 22, hier gebildet durch die beiden Deckscheiben 38, 40 und die dazwischen positionier- ten Massescheibe 39 zu der Zentralscheibe 26. Dabei stützt sich die Federscheibe 73 zum einen an der einen Deckscheibe 38 und zum anderen an der einen Reibscheibe 75 ab, die sich wiederum an der Zentralscheibe 26 axial abstützt. Dabei befinden sich die Federscheibe 73 und die eine Reibscheibe 75 an der einen Seitenfläche der Zentralscheibe 26. Auf der anderen Seitenfläche der Zentralscheibe 26 befindet sich die andere Reibscheibe 77, die zum einen sich gegen die Zentralscheibe 26 und zum anderen gegen die andere Deckscheibe 40 abstützt bzw. reibt.

Die Figuren 5 und 6 zeigen eine Querschnittdarstellung der Schwingungsdämpfungsanordnung 10 aus der Figur 1 in Verbindung mit einer Kupplungsscheibenanordnung 88, wobei die Figur 6 diese Einheit von Schwingungsdämpfungsanordnung 10 mit Kupplungsscheibenanordnung 88 noch in einem Umfeld von einem Kupplungssystem 8, zusätzlich zu der Kupplungsscheibenanordnung 88 noch aus einer Schwungmasse 83 und einer Druckplattenanordnung bestehend, in Verbindung mit einem Antriebsaggregat 91 mit einem Ausgangselement und einer Getriebeanordnung 101 mit einer Getriebeeingangswelle 99.

Dabei ist die Kupplungsscheibenanordnung 88 als eine bekannte Ausführungsform mit einer Belaganordnung 89, die drehfest mit einem Eingangselement 94, das hier als ein Zentralscheibenelement 97 ausgebildet ist, verbunden. Ein Ausgangselement 86 der Kupplungsscheibenanordnung 88, das hier als eine Nabe 90 ausgebildet ist, ist drehfest mit der Getriebeeingangswelle 99 der Getriebeanordnung 101 verbunden. Dabei ist die Zentralscheibe 97 relativ zu der Nabe 90 mit an der Nabe 90 befestigten Deckblechen 54, 56 gegen die Wirkkraft einer Federeinheit 92 verdrehbar. Die Belaganordnung 89 mit der Zentralscheibe 97 stellt somit eine Primärseite der Kupplungsscheibenanordnung 88 und die Nabe 90 mit den daran drehfest befestigten Deckblechen 54, 56 die Sekundärseite der Kupplungsscheibenanordnung 88 dar. Die Schwingungsdämpfungsanordnung 10 ist hier mit der Zentralscheibe 26 drehfest mittels bekannter Verbindungsmethoden, wie beispielsweise Verstemmen, Ver- schrauben, Vernieten oder vergleichbare Verfahren, mit der Nabe 90 der Kupplungsscheibenanordnung 88 drehfest verbunden. Dabei ist die Schwingungsdämpfungsanordnung 10 auf der der Getriebeanordnung 101 zugewandten Seite der Kupplungsscheibenanordnung 88 befestigt. Hier nicht gezeigt, kann die Schwingungsdämpfungsanordnung 10 aber auch an der zu dem Antriebsaggregat 91 zugewandten Seite angeordnet sein. Die Schwungmasse 83 ist dabei mit dem Ausgangselement 93 des Antriebsaggregates 91 drehfest verbunden. Die Druckplattenanordnung 85, die unter anderem aus einer Druckplatte 87 und einer Membranfeder 82 besteht, ist drehfest mit der

Schwungmasse 83 verbunden. Dabei kann die Belaganordnung 89 zwischen einer Reibfläche 84 der Schwungmasse 83 und der Druckplatte 87 eingespannt werden, wobei eine dafür notwendige axiale Einspannkraft von der Membranfeder 82 bereitgestellt wird. Mit einer Ausrückanordnung 1 10, die hydraulisch und oder pneumatisch betrieben werden kann, kann der Einspannvorgang der Belaganordnung 89 zwischen der Schwungmasse 83 und der Druckplatte 87 gesteuert werden. In der Figur 6 ist weiter vorteilhaft eine Bauraumausnutzung für einen axialen Bauraum zwischen der Kupplungsscheibenanordnung 88 und der Membranfeder 82 zu sehen, der durch die Schwingungsdämpfungsanordnung 10 zumindest teilweise ausgefüllt wird. Um ein möglichst hohes Massenträgheitsmoment der Auslenkungsmassenanordnung 22 der Schwingungsdämpfungsanordnung 10 zu erzielen ist die Auslenkungsmassenanordnung 22 möglichst weit nach radial außen gezogen, was hier mit einem Außendurchmesser D3 der Auslenkungsmassenanordnung 22 dargestellt ist. Dabei bildet hier ein Innendurchmesser D1 der Reibfläche 84 der Schwungmasse 83 und ein Innendurchmesser D2 der Druckplatte 87 einen für die Auslenkungsmassenanordnung 22 maximalen Außendurchmesser.

Die Figur 7 zeigt eine Querschnittdarstellung einer Schwingungsdämpfungsanordnung 10 mit alternativem Aufbau aber gleicher Wirkweise wie vorangehend beschrieben.

Dabei ist hier der grundsätzliche Aufbau der Schwingungsdämpfungsanordnung 10 in umgekehrter Weise zu den vorangehend beschriebenen Figuren aufgebaut. Eine Zentralscheibe 52 nimmt einen Massering 50 auf und bildet zusammen die Auslenkungsmassenanordnung 22. Zumindest ein, hier zwei Deckbleche 54, 56 bilden den Auslenkungsmassenträger 20, der gegen eine Rückstellkrafterzeugungsanordnung 24, hier durch eine Federeinheit 60 gebildet, relativ verdrehbar ist. Auch hier kann zwischen dem Auslenkungsmassenträger 20 und der Auslenkungsmassenanordnung 22 eine Reibeinrichtung, hier nicht dargestellt, verbaut sein, mit den vorangehend bereits beschriebenen Eigenschaften.

Mit dem oder den Deckblechen 54, 56 ist die Schwingungsdämpfungsanordnung 10 ebenfalls an der Sekundärseite der Kupplungsscheibenanordnung, hier nicht darge- stellt, drehfest verbunden. Dabei können die Deckbleche 54, 56 nach radial innen auch zusammen laufen und miteinander drehfest verbunden werden, hier nicht dargestellt. Die so miteinander verbundenen Deckbleche 54, 56 können dann ebenfalls mit der Sekundärseite der Kupplungsscheibenanordnung drehfest verbunden werden.

Bezugszeichen Schwingungsdämpfungsanordnung Auslenkungsmassenträger

Auslenkungsmassenanordnung

Rückstellkrafterzeugungsanordnung Zentralscheibe

Montagedurchmesser

Zentrierdurchmesser

Federfenster

Abstützbereich

Abstützbereich

Federfenster

Deckscheibe

Massescheibe

Deckscheibe

Massering

Zentralscheibe

Deckblech

Deckblech

Federeinheit

Feder

Feder

Reibeinrichtung

Federscheibe

Reibscheibe

Reibscheibe

Kupplungssystem

Membranfeder

Schwungmasse

Reibfläche

Druckplattenanordnung

Ausgangselement

Druckplatte 88 Kupplungsscheibenanordnung

89 Belaganordnung

90 Nabe

91 Antriebsaggregat

92 Federeinheit

93 Ausgangselement

94 Eingangselement

95 Deckblech

96 Deckblech

97 Zentralscheibe

99 Getriebeeingangswelle

101 Getriebeanordnung

1 10 Ausrückanordnung

1 15 Ausrückring

D1 Innendurchmesser Reibfläche

D2 Innendurchmesser Druckplatte

D3 Außendurchmesser Auslenkungsmassenanordnung

D Drehachse