DE19846445A1 - Vibration damper for a bridging coupling of a hydrodynamic coupling device comprises damping elements as carrier for gear elements of the planetary gear - Google Patents

Abstract

Vibration damper for a bridging coupling of a hydrodynamic coupling device comprises damping elements (81, 88) as carrier for gear elements (84, 89) of the planetary gear.

Description

Die Erfindung bezieht sich auf einen Torsionsschwingungsdämpfer an einer Überbrückungskupplung einer hydrodynamischen Kupplungseinrichtung gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1.The invention relates to a torsional vibration damper on a Bridging clutch of a hydrodynamic coupling device according to the preamble of claim 1.

Ein solcher Torsionsschwingungsdämpfer ist beispielsweise aus der DE 43 33 562 A1 bekannt. Die Kupplungseinrichtung ist mit einem Pumpenrad, einem über eine Turbinenschale verfügenden Turbinenrad und einem Leitrad ausgebildet und demnach als hydrodynamischer Drehmomentwandler wirksam. Die Turbinenschale ist gegenüber einer Turbinennabe relativ drehbar angeordnet und mit einem antriebsseitigen Dämpferelement für den Torsionsschwingungsdämpfer verbunden. Dieses antriebsseitige Dämpfer­ element steht über eine Dämpfungseinrichtung mit in Umfangsrichtung wirksamen Energiespeichern in Wirkverbindung mit einem abtriebsseitigen Dämpferelement, das an seiner radialen Innenseite drehfest an der Turbinennabe aufgenommen ist.Such a torsional vibration damper is for example from DE 43 33 562 A1 known. The coupling device is with a pump wheel, a turbine wheel with a turbine shell and a stator trained and therefore as a hydrodynamic torque converter effective. The turbine shell is relative to a turbine hub rotatably arranged and with a drive-side damper element for the Torsional vibration damper connected. This damper on the drive side element stands over a damping device with in the circumferential direction effective energy storage in operative connection with an output side Damper element, which on its radial inner side rotatably on the Turbine hub is included.

Der Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs kann, bei Betrachtung als freies Schwingungssystem grob auf sechs Massen reduziert werden, wobei der Antrieb mit dem Pumpenrad als erste Masse, das Turbinenrad als zweite Masse, die Getriebeeingangswelle als dritte Masse, die Kardanwelle und das Differential als vierte Masse, die Räder als fünfte Masse und das Gesamt­ fahrzeug als sechste Masse angenommen werden. Bei einem freien Schwingungssystem mit n Massen, hier also sechs Massen, treten bekanntermaßen n Eigenfrequenzen, mithin also sechs Eigenfrequenzen, auf, von denen die erste allerdings die Rotation des gesamten Schwingungs­ systems betrifft und im Hinblick auf Schwingungsdämpfung nicht relevant ist. Die Drehzahlen, bei welchen die Eigenfrequenzen angeregt werden, sind von der Zylinderzahl des als Brennkraftmaschine ausgebildeten Antriebs abhängig.The drive train of a motor vehicle can, when viewed as free Vibration system can be roughly reduced to six masses, the Drive with the pump wheel as the first mass, the turbine wheel as the second Mass, the transmission input shaft as the third mass, the cardan shaft and that Differential as the fourth mass, the wheels as the fifth mass and the total vehicle to be accepted as the sixth mass. With a free Vibration system with n masses, here six masses As is known, n natural frequencies, i.e. six natural frequencies, on, the first of which, however, is the rotation of the entire vibration systems concerns and not relevant with regard to vibration damping  is. The speeds at which the natural frequencies are excited are from the number of cylinders of the drive designed as an internal combustion engine dependent.

Der Torsionsschwingungsdämpfer gemäß der vorgenannten DE 43 33 562 A1 ist, da sein antriebsseitiges Dämpferelement an der Turbinenschale und sein abtriebsseitiges Dämpferelement an der Abtriebswelle angreift, die bekanntermaßen als Getriebeeingangswelle wirksam sein kann, in Fach­ kreisen üblicherweise als "Turbinendämpfer" bezeichnet und hat folgende Eigeschaften:
Durch Direktverbindung des abtriebsseitigen Dämpferelements mit der Getriebeeingangswelle wird die Dämpfungseinrichtung, welche dieses Dämpferelement mit dem antriebsseitigen Dämpferelement verbindet, als in Reihe geschaltet mit der torsionsbedingten Elastizität der Getriebeeingangs­ welle betrachtet. Da die Steifigkeit der Energiespeicher der Dämpfungsein­ richtung allerdings sehr viel geringer ist als diejenige der Getriebeeingangs­ welle, ergibt sich eine Gesamtsteifigkeit, bei welcher die Getriebeeingangs­ welle als sehr weich anzusehen ist. Diese Weichheit der Getriebeeingangs­ welle hat eine sehr gute Entkopplung zur Folge.The torsional vibration damper according to the aforementioned DE 43 33 562 A1, because its drive-side damper element on the turbine shell and its output-side damper element on the output shaft, which is known to be effective as a transmission input shaft, is commonly referred to in specialist circles as "turbine damper" and has the following properties:
By directly connecting the output-side damper element to the transmission input shaft, the damping device which connects this damper element to the drive-side damper element is considered to be connected in series with the torsional elasticity of the transmission input shaft. Since the stiffness of the energy storage device of the damping device is, however, very much lower than that of the transmission input shaft, there is an overall stiffness in which the transmission input shaft is to be regarded as very soft. This softness of the transmission input shaft results in very good decoupling.

Hinsichtlich der Eigenfrequenzen im Antriebsstrang wirkt sich die große Weichheit der Getriebeeingangswelle derart aus, daß von den fünf zuvor erläuterten Eigenfrequenzen die dritte und die vierte zwar im Vergleich mit einem Torsionsschwingungsdämpfer, der in üblicher Weise zwischen Kolben und Turbinennabe angeordnet ist, größere Amplituden aufweisen, die dritte Eigenfrequenz aber bei beträchtlich niedrigerer Drehzahl auftritt, und zwar bei einer Drehzahl in der Größenordnung der zweiten Eigenfrequenz. Dadurch wirkt sich die dritte Eigenfrequenz, sollte die Überbrückungskupp­ lung schon bei sehr geringer Drehzahl, wie beispielsweise 1200 U/min geschlossen werden, praktisch nicht mehr aus. Auf die vierte Eigenfrequenz kann mit dieser Maßnahme allerdings kein Einfluß genommen werden, so daß beim Durchfahren des dieser Eigenfrequenz zugeordneten Drehzahlbe­ reichs Geräusche auftreten können.With regard to the natural frequencies in the drive train, the large one has an effect Softness of the transmission input shaft such that of the five previously explained natural frequencies the third and fourth in comparison with a torsional vibration damper, which in the usual way between pistons and turbine hub is arranged, have larger amplitudes, the third Natural frequency but occurs at a considerably lower speed, namely at a speed in the order of the second natural frequency. This affects the third natural frequency, should the lockup clutch already at very low speed, such as 1200 rpm are practically no longer excluded. On the fourth natural frequency can not be influenced with this measure, however  that when driving through the speed assigned to this natural frequency rich noises can occur.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Torsionsschwingungs­ dämpfer an einer Überbrückungskupplung eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers so auszubilden, daß sich auch bei sehr niedriger Schließdrehzahl der Überbrückungskupplung oberhalb des dieser Drehzahl zugeordneten Frequenzbereichs möglichst wenig Eigenfrequenzen mit jeweils geringstmöglicher Amplitude ausbilden können.The invention has for its object a torsional vibration Damper on a lock-up clutch of a hydrodynamic Train torque converter so that even at very low Closing speed of the lock-up clutch above this speed assigned frequency range with as few natural frequencies as possible can each form the lowest possible amplitude.

Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch den im Anpruch 1 definierten Torsionsschwingungsdämpfer gelöst.According to the invention, this object is achieved by the one defined in claim 1 Torsional vibration damper released.

Es wird ein Planetengetriebe verwendet, bei welchem das antriebsseitige Dämpferelement des Torsionsschwingungsdämpfers als Planetenträger ausgebildet ist, an welchem zumindest ein Planetenrad drehbar aufgenom­ men ist. Das Planetenrad treibt ein Sonnenrad an, wobei das letztgenannte das abtriebsseitige Dämpferelement bildet. Bedingt durch die Wirkungsweise des Planetengetriebes, hierbei insbesondere durch die über dessen Getriebeelemente zusätzlich eingebrachten Getriebemassen, wird eine Massenmatrix M erzeugt, die nachfolgend formelmäßig angegeben ist:
A planetary gear is used in which the drive-side damper element of the torsional vibration damper is designed as a planet carrier on which at least one planet gear is rotatably received. The planet gear drives a sun gear, the latter forming the damper element on the output side. Due to the mode of operation of the planetary gear, in particular due to the gear masses additionally introduced via its gear elements, a mass matrix M is generated, which is given in the following formula:

Die in der vorgenannten Formel enthaltenen Kurzzeichen sind hierbei wie folgt definiert:
The abbreviations contained in the above formula are defined as follows:

J_t = Massenträgheitsmoment Planetenträger
J_s = Massenträgheitsmoment Sonnenrad
J_h = Massenträgheitsmoment Hohlrad
J_p = Massenträgheitsmoment Planetenrad
m_p = Masse Planetenrad
a = Achsabstand (Drehachse zu Planetenrad-Mittelachse).J _t = moment of inertia of planet carrier
J _s = mass moment of inertia sun gear
J _h = moment of inertia ring gear
J _p = moment of inertia of the planet gear
m _p = planetary gear mass
a = center distance (axis of rotation to the planetary gear center axis).

Bei den in die eckigen Klammern geschriebenen Formelanteilen bilden derjenige links oben und derjenige rechts unten die Hauptdiagonale der Massenmatrix, während derjenige links unten und derjenige rechts oben die Nebendiagonale der Massenmatrix angeben. Die Hauptdiagonale gibt hierbei über die darin angegebenen Massenträgheitsmomente sowie die Getriebe­ übersetzungen die Eigenfrequenz des Torsionsschwingungsdämpfers an, wobei selbstverständlich auch die durch den Energiespeicher vorgegebene Steifigkeit mit eingeht, wobei die Steifigkeitsmatrix wie folgt lautet:
For the formula parts written in the square brackets, the one at the top left and the one at the bottom right form the main diagonal of the mass matrix, while the one at the bottom left and the one at the top right indicate the secondary diagonal of the mass matrix. The main diagonal indicates the natural frequency of the torsional vibration damper via the mass moments of inertia specified therein as well as the gear ratios, whereby of course the stiffness specified by the energy store also comes into play, the stiffness matrix being as follows:

mit c' als Federkonstante des Energiespeichers.with c 'as the spring constant of the energy store.

Die Nebendiagonale der Massenmatrix gibt die "negative Eigenfrequenz" des Torsionsschwingungsdämpfers an, die optimale Entkopplungsfrequenz, eine Frequenz, bei welcher im Amplituden-Frequenzgang ein Minimum erreicht wird. Auch die Nebendiagonale ist abhängig von Massenträgheitsmomenten des Planetengetriebes, von der Übersetzung zwischen dem antriebsseitigen und dem abtriebsseitigen Dämpferelement sowie von der Steifigkeit des Energiespeichers. The secondary diagonal of the mass matrix gives the "negative natural frequency" of the Torsional vibration damper, the optimal decoupling frequency, a Frequency at which the amplitude-frequency response reaches a minimum becomes. The secondary diagonal is also dependent on moments of inertia of the planetary gear, from the translation between the drive side and the output side damper element and the rigidity of the Energy storage.  

Beim erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfer mit Planetengetriebe ist also, im Gegensatz zu getriebelosen Torsionsschwingungsdämpfern, bei denen die Nebendiagonale zu Null wird, die Nebendiagonale besetzt, was sich in der Bildung der zuvor genannten Entkopplungsfrequenz äußert. Da bei einem Torsionsschwingungsdämpfer mit Planetengetriebe nicht nur die Massenmatrix von entscheidender Bedeutung ist, sondern auch die durch den Energiespeicher vorgegebene Steifigkeitsmatrix, kann durch ent­ sprechende Abstimmung der Massenträgheitsmomente an den Getriebe­ elementen des Planetengetriebes sowie der Energiespeicher die Entkopp­ lungsfrequenz derart ausgelegt werden, daß sie in den Frequenzbereich der am stärksten störenden Eigenfrequenz, also der dritten Eigenfrequenz des Antriebsstrangs, fällt. Dies führt im Idealfall zu einer Eliminierung dieser Eigenfrequenz, zumindest aber zu einer wesentlichen Reduzierung von deren Amplitude.In the torsional vibration damper according to the invention with a planetary gear is therefore, in contrast to gearless torsional vibration dampers to which the minor diagonal becomes zero, the minor diagonal occupies what manifests itself in the formation of the aforementioned decoupling frequency. There in the case of a torsional vibration damper with a planetary gear, not just that Mass matrix is crucial, but also through the stiffness matrix specified for the energy store can be determined by ent speaking coordination of the moments of inertia on the gearbox elements of the planetary gear and the energy storage the decoupling tion frequency are designed so that they are in the frequency range of most disruptive natural frequency, i.e. the third natural frequency of the Powertrain, falls. Ideally, this leads to the elimination of these Natural frequency, but at least to a substantial reduction of their Amplitude.

Die Resonanzfrequenz des erfindungsgemäßen Torsionsschwingungs­ dämpfers befindet sich, auch bedingt durch die mit dem Planetengetriebe eingebrachten zusätzlichen Massen, in einem Drehzahlbereich des Antriebs, der erheblich unterhalb der Leerlaufdrehzahl des Antriebs, wie z. B. einer Brennkraftmaschine, liegt. Ein positiver Nebeneffekt des Planetengetriebes ist das größere dynamische Massenträgheitsmoment der Turbinenschale, da die getriebebedingt übersetzten Massenträgheitsmomente der Getriebeele­ mente, wie beispielsweise Planetenrad und Hohlrad, die sich bei der Beschleunigung ergeben, wirken. Hierdurch entsteht am Torsionsschwin­ gungsdämpfer ein scheinbar höheres Massenträgheitsmoment, welches durch Rückwirkung auf die Kurbelwelle des Antriebs die Ausbildung von Torsionsschwingungen behindert. Dadurch ergeben sich geringere Drehmomentschwankungen an der Motorfront. Eine Schonung insbesondere von über die Kurbelwelle angetriebenen Zusatzaggregaten ist die vorteilhafte Auswirkung hiervon. The resonance frequency of the torsional vibration according to the invention damper is also due to the planetary gear introduced additional masses, in a speed range of the drive, which is significantly below the idle speed of the drive, such as. B. one Internal combustion engine. A positive side effect of the planetary gear is the greater dynamic moment of inertia of the turbine shell, because the mass-related moments of inertia of the transmission elements elements, such as planetary gear and ring gear, which are in the Acceleration result, work. This creates the torsion swin damper a seemingly higher moment of inertia, which by acting on the crankshaft of the drive, the formation of Torsional vibrations hindered. This results in fewer Torque fluctuations on the engine front. A protection in particular of additional units driven by the crankshaft is the advantageous one Impact of this.  

Bei dem Planetengetriebe, bei dem das antriebsseitige Dämpferelement als Planetenträger wirksam ist und einerseits mit zumindest einem Getriebe­ element des Planetengetriebes, andererseits aber mit der Dämpfungsein­ richtung in Wirkverbindung steht, wird bei Einleitung einer Torsions­ schwingung das derselben zugeordnete Moment durch das Planetengetriebe geteilt, wobei ein erstes Teilmoment an das antriebsseitige Dämpferelement, ein zweites Teilmoment dagegen an eine durch zumindest ein Getriebe­ element des Planetengetriebes gebildete Zwischenmasse übertragen wird, wobei diese Teilmomente hinsichtlich Betrag und Wirkrichtung von der Ausbildung des Planetengetriebes, dessen Anbindung an die Dämpfer­ elemente und der Anordnung der Dämpfungseinrichtung abhängig ist. Es ist ohne weiteres möglich, daß jedes dieser Teilmomente größer als das eingeleitete Drehmoment ist, die beiden Teilmomente aber bedingt durch die erfindungsgemäße Anordnung der Dämpfungseinrichtung zwischen jeweils zwei Massen (Dämpferelement oder Zwischenmasse) aufgrund der Verformung der Energiespeicher der Dämpfungseinrichtung mit unter­ schiedlichen Auslenkwinkeln einander entgegenwirken, so daß das abgegebene Drehmoment betragsmäßig zwar wieder in der Größenordnung des eingeleiteten liegt, aber, bedingt durch die Entkopplungsfunktion der Dämpfungseinrichtung, mit deutlich geglättetem Momentenverlauf an die nachgeschaltete Getriebeeingangswelle übertragbar ist.In the planetary gear, in which the drive-side damper element as Planet carrier is effective and on the one hand with at least one gear element of the planetary gear, but on the other hand with the damping direction is in active connection, when torsion is initiated vibration the moment assigned to it by the planetary gear divided, with a first partial torque on the drive-side damper element, a second partial torque on the other hand to at least one gear element of the planetary gear intermediate mass is transferred, these partial moments in terms of amount and direction of action of Training of the planetary gear, its connection to the damper elements and the arrangement of the damping device is dependent. It is readily possible that each of these partial moments greater than that initiated torque is, but the two partial torques due to arrangement of the damping device according to the invention between each two masses (damper element or intermediate mass) due to Deformation of the energy storage of the damping device with under counteract different deflection angles, so that the The amount of torque delivered is again of the order of magnitude of the initiated lies, however, due to the decoupling function of the Damping device with a clearly smoothed torque curve to the downstream transmission input shaft is transferable.

Bei einer alternativen Ausgestaltungsform des erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfers ist vorgesehen, daß das antriebsseitige Dämpferelement oder/und die mit diesem im wesentlichen fest verbundene Komponente wenigstens bereichsweise radial innerhalb des wenigstens einen Getriebeelements angeordnet ist und ein Sonnenrad des Planetenge­ triebes bildet. Auch bei dieser Anordnung ergeben sich hinsichtlich des Schwingungsverhaltens die vorangehend beschriebenen Vorteile.In an alternative embodiment of the invention Torsional vibration damper is provided that the drive side Damper element and / or the substantially firmly connected to this Component at least partially radially within the at least a gear element is arranged and a sun gear of the planetary gear instinct forms. This arrangement also results in terms of Vibration behavior the advantages described above.

Bei dem erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfer kann ferner vorgesehen sein, daß die Dämpfungseinrichtung wenigstens eine sich im wesentlichen in Umfangsrichtung erstreckende Dämpferfederanordnung umfaßt, die mit ihren in Umfangsrichtung gelegenen Endbereichen jeweils mit dem antriebsseitigen oder/und dem abtriebsseitigen Dämpferelement zusammenwirken kann, wobei die wenigstens eine Dämpferfederanordnung in einem radial äußeren Bereich der Kupplungseinrichtung liegt. Insbeson­ dere die Verlagerung der Dämpfungseinrichtung nach radial außen führt zu dem Vorteil, daß das Federvolumen vergrößert werden kann, mit dement­ sprechend weicherer Federcharakteristik. Es sei darauf verwiesen, daß, sofern hier der Ausdruck "Feder" verwendet wird, dies jedes elastische Mittel, wie z. B. Schraubendruck- oder -zugfeder, Kunststoff- oder Gummi­ blockfeder oder dergleichen umfaßt.In the torsional vibration damper according to the invention can also be provided that the damping device at least one in  essentially circumferentially extending damper spring arrangement comprises, each with their circumferential end regions with the drive-side and / or the output-side damper element can cooperate, wherein the at least one damper spring arrangement lies in a radially outer region of the coupling device. In particular which leads to the displacement of the damping device radially outward the advantage that the spring volume can be increased with demented speaking softer spring characteristics. It should be noted that if the term "spring" is used, this is any elastic Means such as B. compression or tension spring, plastic or rubber block spring or the like.

Die bereits angesprochene Verlagerung der Dämpfungseinrichtung nach radial außen mit der Möglichkeit der Vergrößerung des Federvolumens ermöglicht ferner, daß die wenigstens eine Dämpferfederanordnung wenigstens zwei Dämpferfedern umfaßt, welche in ihren einander zu­ gewandten Endbereichen über ein in Umfangsrichtung bezüglich des antriebsseitigen Dämpferelements und des abtriebsseitigen Dämpfer­ elements verlagerbares Abstützelement aneinander abgestützt sind, und welche in ihren voneinander abgewandt liegenden Endbereichen an dem antriebsseitigen Dämpferelement oder/und dem abtriebsseitigen Dämpfer­ element abgestützt oder abstützbar sind oder über ein weiteres Abstützele­ ment an einer weiteren Dämpferfeder abgestützt sind.The already mentioned shifting of the damping device after radially outside with the possibility of increasing the spring volume further enables the at least one damper spring assembly includes at least two damper springs, which in their mutually facing end regions over a circumferential direction with respect to the drive-side damper element and the output-side damper elements displaceable support element are supported against each other, and which in their opposite end areas on the drive-side damper element and / or the output-side damper element are supported or can be supported or via a further support element ment are supported on another damper spring.

Um auch bei größeren oder in Umfangsrichtung längeren Dämpferfeder­ anordnungen zu verhindern, daß bei auftretenden Drehschwingungen und der dabei induzierten Fluidverdrängung aus dem Bereich der Federn die Federn mit dem Fluidstrom mitgenommen und in axialer Richtung in ungewünschter Weise ausgelenkt werden, ist es vorteilhaft, wenn ferner eine Feder-Axialabstützanordnung für die wenigstens eine Dämpferfeder­ anordnung vorgesehen ist. In order even with larger or longer damper springs in the circumferential direction arrangements to prevent torsional vibrations and the fluid displacement induced from the area of the springs Springs carried with the fluid flow and in the axial direction are undesirably deflected, it is advantageous if further a spring axial support arrangement for the at least one damper spring arrangement is provided.  

Hier kann beispielsweise vorgesehen sein, daß die Feder-Axialabstützanord­ nung die Turbinenschale oder/und einen Axial-Abstützring oder dergleichen umfaßt.It can be provided here, for example, that the spring axial support arrangement tion the turbine shell and / or an axial support ring or the like includes.

Ferner ist bei dem erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfer vorzugsweise vorgesehen, daß durch die Überbrückungskupplung das antriebsseitige Dämpferelement mit einem Gehäuse der Kupplungsein­ richtung zur gemeinsamen Drehung koppelbar ist.Furthermore, the torsional vibration damper according to the invention preferably provided that through the lock-up clutch drive-side damper element with a housing of the clutch Direction for common rotation can be coupled.

Zur Bereitstellung einer größtmöglichen Kupplungskraft der Überbrückungs­ kupplung wird vorgeschlagen, daß die Überbrückungskupplung eine Lamellenkupplungsanordnung umfaßt. Weiter ist es vorteilhaft, wenn die Überbrückungskupplung in einem Bereich radial innerhalb der Dämpfungsein­ richtung angeordnet ist.To provide the greatest possible coupling force of the lock-up clutch is proposed that the lock-up clutch Multi-plate clutch assembly includes. It is also advantageous if the Bridging clutch in a region radially inside the damping direction is arranged.

Im Betrieb eines Drehmomentwandlers treten aufgrund der darin vorhande­ nen Fluidkräfte Axialkrafteinwirkungen auf das Turbinenrad auf. Um dafür zu sorgen, daß das Turbinenrad in seiner gewünschten axialen Lage gehalten wird, umfaßt vorzugsweise der erfindungsgemäße Torsions­ schwingungsdämpfer ferner eine Turbinen-Axialabstützanordnung.In the operation of a torque converter occur due to the existing in it NEN fluid forces on axial impacts on the turbine wheel. To do that to ensure that the turbine wheel in its desired axial position is held, preferably includes the torsion according to the invention Vibration damper also a turbine axial support assembly.

Diese Turbinen-Axialabstützanordnung kann beispielsweise das abtriebs­ seitige Dämpferelement umfassen. In diesem Falle kann die Ausgestaltung derart sein, daß das antriebsseitige Dämpferelement mit der Turbinenschale im wesentlichen fest verbunden ist und daß die Turbinenschale und das antriebsseitige Dämpferelement axial am abtriebsseitigen Dämpferelement abstützbar sind.This turbine axial support arrangement can, for example, the output include side damper element. In this case, the design be such that the drive-side damper element with the turbine shell is essentially firmly connected and that the turbine shell and that drive-side damper element axially on the output-side damper element are supported.

Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Zeichnungen anhand bevorzugter Ausgestaltungsformen beschrieben. Es zeigt: The present invention will hereinafter be described with reference to the accompanying Drawings described using preferred embodiments. It shows:  

Fig. 1 die obere Hälfte eines Längsschnittes durch eine Über­ brückungskupplung mit einem Torsionsschwingungsdämpfer an einem hydrodynamischen Drehmomentwandler; Figure 1 shows the upper half of a longitudinal section through a bridging clutch with a torsional vibration damper on a hydrodynamic torque converter.

Fig. 2 ein Diagramm zur Darstellung des Amplitudenfrequenzganges am Differential des Drehmomentwandlers bei einer ohne Torsionsschwingungsdämpfer ausgebildeten Überbrückungs­ kupplung in logarithmischer Darstellung; Fig. 2 is a diagram showing the amplitude frequency response at the differential of the torque converter in a lockup clutch designed without torsional vibration damper in a logarithmic representation;

Fig. 3 ein der Fig. 2 entsprechendes Diagramm, jedoch unter Verwendung eines erfindungsgemäßen Torsionsschwingungs­ dämpfers an der Überbrückungskupplung, ebenfalls in logarithmischer Darstellung; Fig. 3 is a diagram corresponding to Figure 2, but using a torsional vibration damper according to the invention on the lock-up clutch, also in a logarithmic representation.

Fig. 4 einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs; Fig. 4 is a drive train of a motor vehicle;

Fig. 5 eine der Fig. 1 entsprechende Ansicht einer alternativen Ausgestaltungsform; Fig. 5 is a view corresponding to Figure 1 of an alternative embodiment.

Fig. 6 eine Vergrößerung des in Fig. 5 eingekreisten Bereichs; Fig. 6 is an enlargement of the encircled area 5 in Fig.

Fig. 7 eine schematische Axialansicht im Bereich einer Dämpferfeder­ anordnung, welche die mehreren Dämpferfedern sowie zwischen diesen liegende Gleitschuhe darstellt. Fig. 7 is a schematic axial view in the region of a damper spring arrangement, which represents the plurality of damper springs and sliding shoes lying between them.

Die Fig. 1 zeigt einen hydrodynamischen Drehmomentwandler, der an einem Antrieb 1, wie z. B. einer Kurbelwelle 3 einer Brennkraftmaschine, befestigt und mit der Kurbelwelle 3 um eine gemeinsame Drehachse 4 drehbar ist. Die Kurbelwelle 3 weist einen Radialansatz 5 auf, an welchem das radial innere Ende einer Flexplatte 7 angreift, die in ihrem radial äußeren Bereich über eine Verschraubung 9 am Wandlergehäuse 10 befestigt ist. Dieses ist zusätzlich über einen im radial inneren Bereich ausgebildeten Zapfen 11 gegenüber dem Antrieb 1 geführt, wobei dieser Zapfen 11 in einer Aussparung der Kurbelwelle 3 eingreift. Fig. 1 shows a hydrodynamic torque converter, which is connected to a drive 1 , such as. B. a crankshaft 3 of an internal combustion engine, attached and rotatable with the crankshaft 3 about a common axis of rotation 4 . The crankshaft 3 has a radial shoulder 5 , on which the radially inner end of a flexible plate 7 engages, which in its radially outer region is fastened to the converter housing 10 by means of a screw connection 9 . This is additionally guided over a pin 11 formed in the radially inner region relative to the drive 1 , said pin 11 engaging in a recess in the crankshaft 3 .

Der Zapfen 11 geht in einen antriebsseitigen Radialflansch 13 über, der in seinem Umfangsbereich einen Zahnkranz 17 trägt, der zum Eingriff eines in üblicher Weise ausgebildeten und daher nicht dargestellten Anlasserritzels dient. Der Radialflansch 13 geht im Umfangsbereich in einen Axialansatz 15 über, an welchem eine Pumpenschale 19 befestigt ist, die ihrerseits im radial inneren Bereich eine Gehäusenabe 21 trägt. Die Pumpenschale 19 ist radial weiter außen mit einer Beschaufelung 23 zur Bildung eines Pumpen­ rads 25 versehen. Dem letztgenannten ist ein Turbinenrad 27 zugeordnet, das eine Turbinenschale 29 zur Aufnahme einer Beschaufelung 31 aufweist und über einen Turbinenradfuß 33 axial fest, aber drehbar auf der Turbinen­ nabe 36 geführt ist. Die axiale Festlegung des Turbinenradfußes 33 auf der Turbinennabe 36 erfolgt durch Axialsicherungen 34, 35, wobei die antriebsseitige Axialsicherung 34 an der Turbinennabe 36 als Radialvor­ sprung angeformt und die andere Axialsicherung 35 durch Verschweißen einer Platte an der Turbinennabe 36 gebildet wird.The pin 11 merges into a radial flange 13 on the drive side, which has a ring gear 17 in its circumferential area, which serves to engage a starter pinion which is designed in a conventional manner and is therefore not shown. The radial flange 13 merges in the peripheral region into an axial shoulder 15 , to which a pump shell 19 is fastened, which in turn carries a housing hub 21 in the radially inner region. The pump shell 19 is provided radially further outside with a blading 23 to form a pump wheel 25 . The latter is assigned a turbine wheel 27 which has a turbine shell 29 for receiving a blading 31 and is axially fixed but rotatable on the turbine hub 36 via a turbine wheel base 33 . The axial fixing of the turbine wheel base 33 on the turbine hub 36 is carried out by axial locks 34 , 35 , the drive-side axial lock 34 being formed on the turbine hub 36 as a radial jump and the other axial lock 35 being formed by welding a plate to the turbine hub 36 .

Die Turbinennabe 36 steht über eine Verzahnung 37 mit einer Abtriebswelle 39 in Wirkverbindung, die üblicherweise durch eine Getriebeeingangswelle gebildet wird und eine Innenbohrung 41 aufweist. Die Abtriebswelle 39 ist unter Bildung eines ersten Ringraums 53 von einer Hülse 43 umschlossen, wobei ein zweiter Ringraum 54 radial zwischen dieser Hülse 43 und der bereits erwähnten Gehäusenabe 21 vorhanden ist. Die Bezugsziffern der Innenbohrung 41 der Abtriebswelle 39 und der Ringräume 53, 54 finden sich bei den Ausgängen des Schaltventils 55 wieder, das mit einem Vorrat 57 für Wandlerflüssigkeit verbunden ist, und zwar über eine Leitung mit einer Pumpe 59.The turbine hub 36 is operatively connected via a toothing 37 to an output shaft 39 , which is usually formed by a transmission input shaft and has an inner bore 41 . The output shaft 39 is surrounded by a sleeve 43 to form a first annular space 53 , a second annular space 54 being present radially between this sleeve 43 and the housing hub 21 already mentioned. The reference numbers of the inner bore 41 of the output shaft 39 and the annular spaces 53 , 54 are found at the outputs of the switching valve 55 , which is connected to a supply 57 for converter fluid, specifically via a line with a pump 59 .

Zurückkommend auf die Hülse 43, steht diese in drehfester Verbindung mit einem Innenring eines Freilauflagers 44, das in seinem Umfangsbereich eine Leitradnabe 45 eines Leitrads 46 trägt. Mit dem letztgenannten bilden das Pumpenrad 25 und das Turbinenrad 27 einen hydrodynamischen Wandler­ kreis 47.Returning to the sleeve 43 , this is in a rotationally fixed connection with an inner ring of a freewheel bearing 44 , which carries a stator hub 45 of a stator 46 in its peripheral region. With the latter, the pump wheel 25 and the turbine wheel 27 form a hydrodynamic converter circuit 47 .

Das Leitrad 46 ist axial gesichert aufgenommen zwischen zwei Axial­ lagerungen 48 und 49, wobei die erstgenannte axial zwischen der Pumpenschale 19 und dem Freilauflager 44 und die letztgenannte zwischen dem Freilauflager 44 und der Turbinennabe 36 angeordnet ist. Diese wiederum stützt sich anderenends über eine weitere Axiallagerung 60 am antriebsseitigen Radialflansch 13 ab. Erwähnt werden sollte noch, daß zumindest die Axiallagerung 49 über Nutungen 51 verfügt, um auf diese Weise eine Strömungsverbindung zwischen den Ringräumen 53, 54 und dem Wandlerkreis 47 herzustellen.The stator 46 is axially secured received between two axial bearings 48 and 49 , the former being arranged axially between the pump shell 19 and the freewheel bearing 44 and the latter between the freewheel bearing 44 and the turbine hub 36 . This in turn is supported at the other end via a further axial bearing 60 on the drive-side radial flange 13 . It should also be mentioned that at least the axial bearing 49 has grooves 51 in order to establish a flow connection between the annular spaces 53 , 54 and the converter circuit 47 in this way.

Die Turbinennabe 36 ist an einem radial äußeren Bereich mit einer Träger­ fläche 61 für einen Kolben 63 einer Überbrückungskupplung 65 ausgebildet, wobei der Kolben im radial äußeren Bereich einen Reibbelag 67 aufweist, der mit einer an der Innenseite des antriebsseitigen Radialflansches 13 vorgesehenen Reibfläche 69 in Wirkverbindung bringbar ist. Der Kolben 63 ist im Umfangsbereich mit Ausnehmungen 71 versehen, in welche die Vorsprünge 72 eines axial zwischen dem Radialflansch 13 und dem Turbinenrad 27 vorgesehenen Übertragungselements 77 eingreifen, und zwar ohne Spiel in Umfangsrichtung. Umgekehrt greifen die Vorsprünge 74 des Kolbens 63 in Ausnehmungen 73 des Übertragungselements ein. Die zuvor erwähnten Ausnehmungen 71, 73 und Vorsprünge 72, 74 dienen somit als Drehmitnahme 75 zwischen dem Kolben 63 und dem Über­ tragungselement 77, das über eine Schweißnaht an der Turbinenschale 29 befestigt ist.The turbine hub 36 is attached to a radially outer portion having a support surface formed 61 for a piston 63 of a lock-up clutch 65, wherein the piston has a friction facing 67 in the radially outer portion provided with a recess provided on the inside of the drive-side radial flange 13 friction surface 69 in operative connection is feasible. The piston 63 is provided in the peripheral region with recesses 71 , into which the projections 72 of a transmission element 77 provided axially between the radial flange 13 and the turbine wheel 27 engage, without any play in the peripheral direction. Conversely, the projections 74 of the piston 63 engage in recesses 73 of the transmission element. The aforementioned recesses 71 , 73 and projections 72 , 74 thus serve as a rotary driver 75 between the piston 63 and the transmission element 77 , which is attached to the turbine shell 29 via a weld seam.

An der Turbinenschale 29 ist radial weiter innen über eine Schweißnaht 80 eine Deckplatte 79 befestigt, die einen in Richtung des Kolbens 63 ausgedrückten Zapfen 82 aufweist, der zur Aufnahme eines Planetenrads 83 dient. Dieses Planetenrad 83 ist als Getriebeelement 84 eines Planeten­ getriebes 89 wirksam, wobei die Deckplatte 79 aufgrund ihrer Trägerfunk­ tion für das Planetenrad 83 als Planetenträger 95 wirksam ist. Das Planetenrad 83 steht an seiner radialen Innenseite in Zahneingriff 85 mit einem Sonnenrad 87 des Planetengetriebes 89, wobei das Sonnenrad 87 über eine Verzahnung 91 mit einem Bügel 93 in drehfester Verbindung steht, der an der Turbinennabe 36 befestigt ist. Die Deckplatte 79 bildet zusammen mit weiteren drehfest mit ihr verbundenen Deckplatten 97, 99 ein antriebsseitiges Dämpferelement 81 eines Torsionsschwingungs­ dämpfers 104, wobei dieses antriebsseitige Dämpferelement 81 über eine Dämpfungseinrichtung 100, die in Umfangsrichtung verformbare Energie­ speicher 102, z. B. in form von Federn aufweist, mit dem als abtriebs­ seitiges Dämpferelement 88 wirksamen Sonnenrad 87 verbunden ist, wobei dieses Sonnenrad 87 als weiteres Getriebeelement 9 des Planetengetriebes 89 dient.On the turbine shell 29 , a cover plate 79 is fastened radially further inward via a weld seam 80 , which has a pin 82 , which is pressed out in the direction of the piston 63 and serves to receive a planet gear 83 . This planet gear 83 is effective as a gear element 84 of a planetary gear 89 , the cover plate 79 being effective because of its carrier function for the planet gear 83 as a planet carrier 95 . The planetary gear 83 is in meshing engagement 85 with a sun gear 87 of the planetary gear 89 on its radial inside, the sun gear 87 being connected in a rotationally fixed manner via a toothing 91 to a bracket 93 which is fastened to the turbine hub 36 . The cover plate 79 forms, together with other non-rotatably connected cover plates 97 , 99, a drive-side damper element 81 of a torsional vibration damper 104 , this drive-side damper element 81 via a damping device 100 which stores deformable energy 102 , e.g. B. in the form of springs, with the effective as the output-side damper element 88 is connected sun gear 87 , which sun gear 87 serves as a further gear element 9 of the planetary gear 89 .

Ergänzend ist anzumerken, daß das Planetenrad 83 in seinem radial äußeren Bereich über seine Verzahnung mit einem Hohlrad 106 in Eingriff steht, das in Umfangsrichtung schwimmend gelagert ist, in Achsrichtung aber in nicht gezeigter Weise gesichert werden kann.In addition, it should be noted that the planet gear 83 is in its radially outer region via its teeth with a ring gear 106 which is floating in the circumferential direction, but can be secured in the axial direction in a manner not shown.

Axial zwischen dem Radialflansch 13 und dem Kolben 63 befindet sich eine Kammer 108, die über eine Nutung 110 in der Axiallagerung 60 versorgt wird, sobald die Innenbohrung 41 der Abtriebswelle 39 mit Überdruck beaufschlagt ist. Solange in dieser Kammer 108 ein Überdruck gegenüber dem Wandlerkreis 47 besteht, ist der Kolben 63 so weit vom Radialflansch 13 des Wandlergehäuses 10 entfernt, daß der Reibbelag 67 am Kolben 63 von der Reibfläche 69 am Radialflansch 13 getrennt ist. Bewegungen des Wandlergehäuses 10 werden dann über das Pumpenrad 25 auf die Turbinenschale 29 geleitet. Da die Turbinennabe 36 sich gegenüber der Abtriebswelle 39 in Umfangsrichtung abstützt und somit trägheitsbehaftet ist, wird die Turbinenschale 29 in Umfangsrichtung eine Relativbewegung gegenüber der Turbinennabe 36 ausführen. Hierbei werden die Deckplatte 79 und damit der Planetenträger 95 ausgelenkt und über das Planetenrad 83 einerseits das Hohlrad 106 und andererseits das Sonnenrad 87 antreiben, auf das der Planetenträger 95 außerdem über die Energiespeicher 102 der Dämpfungseinrichtung 100 einwirkt. Dadurch bedingt kommt es im Torsionsschwingungsdämpfer 104 zu einer Relativbewegung zwischen dem Planetenträger 95 als dem antriebsseitigen Dämpferelement 81 und dem Sonnenrad 87 als dem abtriebsseitigen Dämpferelement 88, woraufhin das letztgenannte eine Bewegung über den Bügel 93 an die Turbinennabe 36 abgibt.A chamber 108 is located axially between the radial flange 13 and the piston 63 and is supplied via a groove 110 in the axial bearing 60 as soon as the inner bore 41 of the output shaft 39 is pressurized. As long as there is an overpressure with respect to the converter circuit 47 in this chamber 108 , the piston 63 is so far from the radial flange 13 of the converter housing 10 that the friction lining 67 on the piston 63 is separated from the friction surface 69 on the radial flange 13 . Movements of the converter housing 10 are then directed to the turbine shell 29 via the pump wheel 25 . Since the turbine hub 36 is supported in the circumferential direction with respect to the output shaft 39 and is therefore subject to inertia, the turbine shell 29 will execute a relative movement in relation to the turbine hub 36 in the circumferential direction. Here, the cover plate 79 and thus the planet carrier 95 are deflected and on the one hand drive the ring gear 106 and on the other hand the sun gear 87 via the planet gear 83 , on which the planet carrier 95 also acts via the energy store 102 of the damping device 100 . As a result, there is a relative movement in the torsional vibration damper 104 between the planet carrier 95 as the drive-side damper element 81 and the sun gear 87 as the output-side damper element 88 , whereupon the latter emits a movement via the bracket 93 to the turbine hub 36 .

Bei Herstellung eines Überdrucks im Wandlerkreis 47 gegenüber der Kammer 108 wird der Kolben 63 in Richtung zum Radialflansch 13 des Wandlergehäuses 10 verschoben und damit der Reibbelag 67 an der Reibfläche 69 in Anlage gebracht. Bewegungen des Wandlergehäuses 10 werden dann unter Umgehung des Wandlerkreises 47 direkt auf den Kolben 63 geleitet und gelangen von diesem über das Übertragungselement 77 zur Turbinenschale 29, von der aus die Übertragung ebenso erfolgt, wie dies zuvor bei geöffneter Überbrückungskupplung 65 beschrieben worden ist.When producing an overpressure in the converter circuit 47 opposite the chamber 108 , the piston 63 is displaced in the direction of the radial flange 13 of the converter housing 10 and the friction lining 67 is thus brought into contact with the friction surface 69 . Movements of the converter housing 10 are then passed bypassing the converter circuit 47 directly to the piston 63 and from there via the transmission element 77 to the turbine shell 29 , from which the transmission takes place, as has been described previously with the lockup clutch 65 open.

Die sich aus dem konstruktiven Aufbau des Torsionsschwingungsdämpfers 104 mit dem Planetengetriebe 89 ergebende Wirkungsweise ist anhand der Fig. 2 bis 4 ausführlich beschrieben.The mode of operation resulting from the structural design of the torsional vibration damper 104 with the planetary gear 89 is described in detail with reference to FIGS. 2 to 4.

Die Fig. 4 zeigt einen Antriebsstrang 112 eines Kraftfahrzeugs, wobei dieser Antriebsstrang auf die sechs wesentlichen schwingungsfähigen Kom­ ponenten reduziert ist. Als erste wesentliche Komponente sei der Antrieb 1 in Verbindung mit dem Pumpenrad des Drehmomentwandlers genannt, an welches sich die Turbinenschale 29 als zweite Komponente anschließt. Die der Abtriebswelle 39 vergleichbare Getriebeeingangswelle eines Stufen­ automaten 116 bildet die dritte Komponente, während ein Kardan in Verbindung mit einem Differential, beide mit der Bezugsziffer 118 bezeich­ net, die vierte Komponente des Antriebsstrangs 112 bilden. Während die Räder 120 als fünfte Komponente dienen, ist das gesamte Kraftfahrzeug 114 als sechste Komponente wirksam. Ausgehend von einem solchen Antriebsstrang 112 stellt sich der Amplitudenfrequenzgang, beispielsweise für die Turbinenschale, wie in Fig. 2 gezeichnet, dar, wenn eine Über­ brückungskupplung ohne Torsionsschwingungsdämpfer Verwendung findet, so daß vom Antrieb 1 abgegebene Torsionsschwingungen ungefiltert auf die Abtriebswelle 39 geleitet werden. Hierbei ist der Amplitudenverlauf des Schwingungssystems, als welches der Antriebsstrang 112 zu werten ist, über den Frequenzgang dargestellt, und zwar sowohl beim Amplituden- als auch beim Frequenzverlauf jeweils in logarithmischer Darstellung. Wie eingangs bereits erläutert, ergeben sich bei einem Antriebsstrang 112, der auf die Massen Antrieb und Pumpenrad, Turbinenschale, Getriebeeingang, Kardan und Differential, Räder und Fahrzeug reduziert ist, fünf Eigen­ frequenzen EF, von denen die vier wesentlichen EF1 bis EF4 in Fig. 2 gezeigt sind. Die fünfte Eigenfrequenz ist nicht dargestellt und ist im Hinblick auf die vorliegende Erfindung auch nicht von Bedeutung. FIG. 4 shows a drive train 112 of a motor vehicle, this drive train being reduced to the six essential components capable of vibrating. The first essential component is the drive 1 in connection with the pump wheel of the torque converter, to which the turbine shell 29 is connected as a second component. The transmission input shaft of a stage automat 116 comparable to the output shaft 39 forms the third component, while a cardan in connection with a differential, both designated by the reference number 118 , form the fourth component of the drive train 112 . While the wheels 120 serve as the fifth component, the entire motor vehicle 114 acts as the sixth component. Starting from such a drive train 112 , the amplitude frequency response, for example for the turbine shell, as shown in FIG. 2, is shown when a lock-up clutch without torsional vibration damper is used, so that torsional vibrations emitted by drive 1 are passed unfiltered to output shaft 39 . Here, the amplitude profile of the vibration system, as the drive train 112 is to be rated, is shown over the frequency response, both in the case of the amplitude and the frequency profile, each in a logarithmic representation. As already explained at the beginning, there are five natural frequencies EF in a drive train 112 , which is reduced to the masses drive and impeller, turbine shell, transmission input, cardan and differential, wheels and vehicle, of which the four essential EF1 to EF4 in FIG. 2 are shown. The fifth natural frequency is not shown and is also of no importance with regard to the present invention.

Die hinsichtlich ihrer Amplitude stärkste dargestellte Eigenfrequenz EF1 liegt bei sehr niedrigen Frequenzen unterhalb von 10 Hz an. Die zweite Eigen­ frequenz EF2 entsteht, bei allerdings erheblicher reduzierter Amplitude gegenüber EF1, bei deutlich höherer Frequenz, größenordnungsmäßig etwa 30 Hz. EF3 und EF4 folgen bei nochmals höheren Frequenzen oberhalb von 50 Hz.The natural frequency EF1 which is the strongest in terms of its amplitude lies at very low frequencies below 10 Hz. The second Eigen frequency EF2 arises, but with a considerably reduced amplitude compared to EF1, at a significantly higher frequency, in the order of magnitude 30 Hz. EF3 and EF4 follow at even higher frequencies above 50 Hz.

Zugunsten geringeren Energieverbrauchs soll bei modernen hydrodynami­ schen Drehmomentwandlern die Überbrückungskupplung schon bei einer niedrigen Schließfrequenz fs angesteuert werden, um den Kolben 63 in diejenige Axialstellung zu bringen, in welcher der Reibbelag 67 an der Reibfläche 69 des Wandlergehäuses 10 in Anlage kommt und Drehmomente unter Umgehung des Wandlerkreises 47 direkt auf die Abtriebswelle 39 geleitet werden. So ist angestrebt, die Überbrückungskupplung 65 bereits bei 1200 U/min zu schließen, was, ausgehend von der bei Brennkraftma­ schinen mit 4 Zylindern besonders kritischen zweiten Ordnung der Anregung, einer Frequenz von 40 Hz entspricht. Demnach liegen EF1 und EF2 unterhalb dieser Schließfrequenz fs und führen nicht zu störenden Geräuschen im Antriebsstrang 112, da der Torsionsschwingungsdämpfer 104 im Wandlerbetrieb aufgrund des mit Momentenwandlung zusammen­ hängenden höheren Lastmoments geblockt ist. Im Gegensatz dazu liegen EF3 und EF4 oberhalb der Schließfrequenz fs und führen zu störenden Geräuschen, was insbesondere EF3 betrifft.In favor of lower energy consumption in modern hydrodynamic torque converters, the lock-up clutch is to be actuated even at a low closing frequency fs in order to bring the piston 63 into the axial position in which the friction lining 67 comes into contact with the friction surface 69 of the converter housing 10 and torques bypassing the Converter circuit 47 are passed directly to the output shaft 39 . The aim is to close the lock-up clutch 65 already at 1200 rpm, which, based on the second order of excitation which is particularly critical in internal combustion engines with 4 cylinders, corresponds to a frequency of 40 Hz. Accordingly, EF1 and EF2 lie below this closing frequency fs and do not lead to disturbing noises in the drive train 112 , since the torsional vibration damper 104 is blocked in converter operation due to the higher load torque associated with torque conversion. In contrast, EF3 and EF4 are above the closing frequency fs and lead to disturbing noises, which affects EF3 in particular.

Ausgehend von diesem Problem sei auf den mit dem erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpfer 104 erzielbaren Amplitudenfrequenzgang hingewiesen, wie er in Fig. 3 dargestellt ist. Aufgrund der durch das Planetengetriebe 89 bedingten Besetzung der Nebendiagonalen der Massenmatrix sowie der Anordnung der Energiespeicher 102 wird ein Amplitudenfrequenzgang ermöglicht, wie er in Fig. 3 im Frequenzbereich EF3 und EF4 mit Strichpunktlinierung angegeben ist und eine bestimmte Entkopplungsfrequenz Ek aufweist, bei welcher eine minimale Amplitude auftritt. Durch entsprechende Abstimmung der an der Getriebeübersetzung beteiligten Massen des Planetengetriebes 37 sowie des Energiespeichers 54 wird diese Entkopplungsfrequenz Ek möglichst dicht an die Eigenfrequenz EF4 des in Fig. 3 im Frequenzbereich von EF3 und EF4 gestrichelt darge­ stellten Amplitudenfrequenzgangs angenähert und fällt im Idealfall mit EF3 zusammen. Aufgrund der Überlagerung der gestrichelten Linie mit Amplitude EF4 und der strichpunktierten Linie mit der Entkopplungsfrequenz Ek ergibt sich die punktierte mittlere Linie, bei welcher keine Amplitude EF4 vorhanden ist. An dieser Stelle treten demnach keine Geräuschprobleme bei geschlossener, d. h. eingerückter Überbrückungskupplung 65.Based on this problem, reference should be made to the amplitude frequency response that can be achieved with the torsional vibration damper 104 according to the invention, as shown in FIG. 3. Due to the occupation of the secondary diagonals of the mass matrix caused by the planetary gear 89 and the arrangement of the energy stores 102 , an amplitude frequency response is made possible, as is indicated in FIG. 3 in the frequency range EF3 and EF4 with dot-dash lines and has a specific decoupling frequency Ek, at which a minimal amplitude occurs. By appropriate coordination of the masses of the planetary gear 37 and the energy storage 54 involved in the gear ratio, this decoupling frequency Ek is approximated as closely as possible to the natural frequency EF4 of the amplitude frequency response shown in broken lines in FIG. 3 in the frequency range of EF3 and EF4 and ideally coincides with EF3. Due to the superimposition of the dashed line with amplitude EF4 and the dash-dotted line with the decoupling frequency Ek, the dotted middle line results, in which there is no amplitude EF4. At this point there are therefore no noise problems when the lock-up clutch 65 is closed, ie engaged.

Aufgrund der Anordnung der Energiespeicher vor der Abtriebswelle 39 wird die Amplitude EF3 in dem Bereich unterhalb der Schließfrequenz fs geschoben und verursacht somit keine Geräuschprobleme.Due to the arrangement of the energy stores in front of the output shaft 39 , the amplitude EF3 is shifted in the range below the closing frequency fs and thus does not cause any noise problems.

Die Fig. 5 bis 7 zeigen eine weitere Ausgestaltungsart eines erfindungs­ gemäßen Torsionsschwingungsdämpfers. Komponenten, welche hinsichtlich Aufbau und Funktion vorangehend beschriebenen Komponenten entspre­ chen, sind mit dem gleichen Bezugszeichen unter Hinzufügung eines Anhangs "a" beschrieben. Im folgenden wird im wesentlichen auf die konstruktiven Unterschiede zur vorangehend beschriebenen Ausgestaltungs­ form eingegangen. Dazu ist in der Fig. 5 auch lediglich derjenige Teil eines Drehmomentwandlers dargestellt, in welchem konstruktive Unterschiede bestehen. Figs. 5 to 7 illustrate another type of configuration of a torsional vibration damper according to the Invention. Components which correspond to the components and components described above in terms of structure and function are described with the same reference numerals with the addition of an appendix "a". In the following, the structural differences from the embodiment described above are essentially discussed. For this purpose, only that part of a torque converter is shown in FIG. 5 in which there are structural differences.

Bei der Ausgestaltungsform gemäß Fig. 5 ist die Überbrückungskupplung 65a als Lamellenkupplung ausgebildet. Ein Lamellenträger 152a, welcher eine Mehrzahl von Außenlamellen 150a axial beweglich, jedoch drehfest trägt, ist durch Verschweißung oder dergleichen am Wandlergehäuse 10a festgelegt. An dem Träger 152a ist ein Axialanschlag 154a vorgesehen, welcher die Bewegung der Außenlamellen 150a in der Darstellung der Fig. 5 nach rechts beschränkt. Zwischen die einzelnen Außenlamellen 150a greifen Innenlamellen 156a ein, welche mit einem Innenlamellenträger 158a drehfest, jedoch axial bewegbar verbunden sind.In the embodiment according to FIG. 5, the lock-up clutch 65 a is designed as a multi-plate clutch. A plate carrier 152 a, which carries a plurality of outer plates 150 a axially movable, but non-rotatably, is fixed by welding or the like on the converter housing 10 a. An axial stop 154 a is provided on the carrier 152 a, which limits the movement of the outer plates 150 a to the right in the illustration in FIG. 5. Between the individual outer plates 150 a engage inner plates 156 a, which are rotatably connected to an inner plate carrier 158 a, but axially movable.

Ein Kolben 63a ist bezüglich des Lamellenträgers 152a abgedichtet geführt und ist ferner bezüglich eines Abstützelements 160a, welches radial innen mit dem Gehäuse 10a vorzugsweise fest verbunden ist, abdichtend geführt. Ein zwischen dem Kolben 63a und dem Gehäuse 10a gebildeter Raum 108a steht, ebenso wie vorangehend beschrieben, mit einer Zentralöffnung einer Getriebeeingangswelle oder dergleichen in Fluidaustauschverbindung. Je nach Fluiddruckerhöhung im Raum 108a kann somit entgegen dem im Drehmomentwandlerinneren vorherrschenden Druck der Kolben 63a in der Darstellung der Fig. 5 nach rechts bewegt werden und drückt dabei gegen die ihm am nächsten liegende Außenlamelle 150a. Durch den Axialanschlag 154a wird dann eine Einspannkraft erzeugt, welche eine Drehkopplung zwischen Außenlamellen 150a und Innenlamellen 156a erzeugt. In diesem Bereich, d. h. im Bereich der Lamellen, können auch Reibbeläge oder dergleichen vorgesehen sein.A piston 63 a is guided in a sealed manner with respect to the disk carrier 152 a and is also sealingly guided with respect to a support element 160 a, which is preferably firmly connected radially on the inside to the housing 10 a. A space 108 a formed between the piston 63 a and the housing 10 a is, as described above, in fluid exchange connection with a central opening of a transmission input shaft or the like. Depending on the increase in fluid pressure in space 108 a, piston 63 a can thus be moved to the right in the illustration in FIG. 5 against the pressure prevailing in the interior of the torque converter and thereby presses against the outer plate 150 a closest to it. A clamping force is then generated by the axial stop 154 a, which produces a rotary coupling between outer plates 150 a and inner plates 156 a. In this area, ie in the area of the plates, friction linings or the like can also be provided.

Der Innenlamellenträger 158a ist durch Vernietung, Verschweißung oder dergleichen mit einer Deckplatte 97a verbunden, die von diesem Ver­ bindungsbereich nach radial außen verläuft und dort Ansteuerkanten 162a für die Federn 102a, d. h. Energiespeicher 102, der Dämpfungseinrichtung 100a bildet. Ferner verläuft die Deckplatte 97a in einem Axialbereich 164a außen axial an den Federn 102a vorbei und ist dann bei 166a fest mit der Turbinenschale 29a, beispielsweise durch Laserschweißen oder dergleichen, verbunden, so daß die Turbinenschale 29a hier entweder als mit dem antriebsseitigen Dämpferelement 82 verbundene Komponente oder als Teil des antriebsseitigen Dämpferelements betrachtet werden kann. Von der Deckplatte 97a beziehungsweise dem Axialbereich 164a derselben, erstreckt sich ein weiterer Deckplattenabschnitt 168a nach radial innen, welcher ebenfalls Ansteuerkanten 170a für die Federn 102a bildet.The inner disk carrier 158 a is connected by riveting, welding or the like to a cover plate 97 a, which extends from this connection region to the radially outward direction and there control edges 162 a for the springs 102 a, ie energy store 102 , the damping device 100 a. Furthermore, the cover plate 97 a extends axially outside in an axial region 164 a past the springs 102 a and is then fixed at 166 a to the turbine shell 29 a, for example by laser welding or the like, so that the turbine shell 29 a here either as component connected to the drive-side damper element 82 or as part of the drive-side damper element. From the cover plate 97 a or the axial region 164 a thereof, a further cover plate section 168 a extends radially inward, which likewise forms control edges 170 a for the springs 102 a.

Axial zwischen die beiden Deckplatten 97a, 168a greift eine Nabenscheibe in Form eines Planetenträgers 95a ein und bildet ebenso Steuerkanten 172a für die Federn 102a. Durch die Deckplatten oder Deckplattenabschnitte 168a, 97a sowie die Nabenscheibe 95a beziehungsweise den Planeten­ träger 95a ist somit eine Torsionsdämpferanordnung gebildet, bei welcher die beiden Deckplatten 97a, 198a ein antriebsseitiges Dämpferelement 81a bilden und der Planetenträger 95a ein abtriebsseitiges Dämpferelement 88a bildet. Dazu ist in seinem radial inneren Bereich der Planetenträger 95a mit der Turbinennabe 36a sowohl axial als auch drehfest verbunden. Wie in der Vergrößerung der Fig. 6 dargestellt, kann der Planetenträger 95a in seinem Fußbereich 174a winkelig abgebogen sein und dort sowohl axial als auch radial auf der Turbinennabe 36a abgestützt sein.A hub disk in the form of a planet carrier 95 a engages axially between the two cover plates 97 a, 168 a and likewise forms control edges 172 a for the springs 102 a. 95 by the cover plates or plate portions 168 a, 97 a and the hub disc 95 A and the planet carrier A is thus a torsional damper formed, in which the two cover plates 97 a, a, a drive-side cushion member 81 form 198a and the planet carrier 95 a a driven side Damper element 88 a forms. For this purpose, the planet carrier 95 a is connected to the turbine hub 36 a both axially and in a rotationally fixed manner in its radially inner region. As shown in the enlargement of FIG. 6, the planet carrier 95 a can be bent at an angle in its foot region 174 a and be supported there both axially and radially on the turbine hub 36 a.

Um die drehfeste Ankopplung zu erhalten, kann beispielsweise der Fuß 174a im Bereich seiner Innenumfangsöffnung ein nicht rotationssym­ metrisches Profil, beispielsweise in Form eine Polygons, aufweisen, oder es kann alternativ oder zusätzlich der Fuß in seinem sich im wesentlichen axial erstreckenden ringartigen Bereich 176a durch Verstemmung, d. h. Materialumformung im Bereich der Turbinennabe 36a, so wie in Fig. 6 dargestellt, festgelegt werden. Dabei ist es vorteilhaft, wenn in diesem ringartigen Bereich 176a der Fuß eine Art Verzahnung aufweist, in welche die durch Umformung verschobenen Materialbereiche 180a der Turbinen­ nabe 36a eingreifen beziehungsweise hineingepreßt werden können. Es ist hier ebenso eine Anbindung durch Verschweißen oder dergleichen denkbar.In order to obtain the rotationally fixed coupling, for example the foot 174 a may have a non-rotationally symmetrical profile in the area of its inner circumferential opening, for example in the form of a polygon, or alternatively or additionally the foot may be in its essentially axially extending ring-like area 176 a by caulking, ie material forming in the region of the turbine hub 36 a, as shown in FIG. 6. It is advantageous if in this ring-like area 176 a the foot has a type of toothing in which the material areas 180 a of the turbine hub 36 a displaced by deformation can engage or be pressed. A connection by welding or the like is also conceivable here.

Der Planetenträger 95a trägt über jeweilige Ansätze oder Ausprägungen oder Zapfen 82a Planetenräder 83a, gegebenenfalls unter Zwischenlagerung einer Lagerhülse 182a, beispielsweise aus Messing. Die Planetenräder kämmen radial außen mit einem frei drehbaren, also schwimmend getrage­ nen Hohlrad 106a und kämmen radial innen mit einer am Fuß 33a, welcher hier das Sonnenrad 87a bildet, der Turbinenschale 29a ausgebildeten Ver­ zahnung 184a. Es sei darauf verwiesen, daß im Bereich der Verzahnung 184a der Fuß 33a der Turbinenschale 29a nicht an der Turbinennabe 36a festgelegt, sondern auf dieser drehbar gelagert ist.The planet carrier 95 a carries over respective lugs or features or pins 82 a planet gears 83 a, optionally with intermediate storage of a bearing sleeve 182 a, for example made of brass. The planet gears mesh radially on the outside with a freely rotatable, that is to say floatingly worn ring gear 106 a and mesh radially on the inside with a foot 33 a, which here forms the sun gear 87 a, the turbine shell 29 a trained toothing 184 a. It should be pointed out that in the region of the toothing 184 a the foot 33 a of the turbine shell 29 a is not fixed to the turbine hub 36 a, but is rotatably mounted thereon.

Treten im Drehbetrieb Torsionsschwingungen auf, welche zu einer Relativverdrehung zwischen dem Planetenträger 95a und den Deckplatten 97a, 168a führen, mit der Folge einer Kompression der Federn 102a zwischen den einzelnen Ansteuerkanten 162a, 170a und 172a, so führt dies ebenso zu einer Relativverdrehung zwischen der Turbinenschale 29a und dem Planetenträger 95a, da die Turbinenschale 29a mit den Deck­ platten 97a, 168a fest verbunden ist. Durch diese Drehung werden auch die Planetenräder 83a in Drehung versetzt, und über die Planetenräder 83a wird das Hohlrad 106a in Drehung versetzt. Es ergibt sich daraus die gleiche Funktionsweise, wie sie vorangehend mit Bezug auf die Fig. 1 bis 4 beschrieben worden ist, mit dem Unterschied, daß nunmehr als Planeten­ träger 95a das abtriebsseitige Dämpferelement 88a dient. Das heißt, vom Antrieb her kommend findet die Ableitung eines Teils der Schwingungs­ energie in das die Planetenräder 83a und das Hohlrad 106a umfassende Schwingungssystem erst nach der Dämpfungseinrichtung 100a statt. If torsional vibrations occur during rotation, which lead to a relative rotation between the planet carrier 95 a and the cover plates 97 a, 168 a, with the result of compression of the springs 102 a between the individual control edges 162 a, 170 a and 172 a, this leads also to a relative rotation between the turbine shell 29 a and the planet carrier 95 a, since the turbine shell 29 a with the cover plates 97 a, 168 a is firmly connected. This rotation also causes the planet gears 83 a to rotate, and the ring gear 106 a is rotated via the planet gears 83 a. It results from this the same mode of operation, as described above with reference to FIGS. 1 to 4, with the difference that now serves as a planet carrier 95 a, the output-side damper element 88 a. That is, coming from the drive, the derivation of part of the vibration energy into which the planetary gears 83 a and the ring gear 106 a comprehensive vibration system takes place only after the damping device 100 a.

Durch die in Fig. 5 gewählte Anordnung ergeben sich folgende konstruktive Vorteile. Die Federn 102 beziehungsweise die gesamte Dämpfungsein­ richtung 100a sind nach radial außen verlagert, so daß das Federvolumen vergrößert werden kann. Um eine entsprechende Gehäusesteifigkeit des Gehäuses 10a beizubehalten, ist die Überbrückungskupplung 65a nach radial innen verlagert, insbesondere innerhalb des Radialbereichs der Dämpfungseinrichtung 100a. Durch die Heranziehung einer Lamellenkupp­ lung kann hier dennoch ein ausreichendes Kupplungsmoment bereitgestellt werden. Da nunmehr die Dämpfungseinrichtung 100a radial außen liegt, sind die einzelnen Planetenräder 83a weiter radial innen angeordnet, um den dort nunmehr frei werdenden Bauraum nutzen zu können. Das Verlagern der Planetenräder nach radial innen hat ferner den Vorteil, daß die im Betrieb auf diese einwirkenden Fliehkräfte geringer sind. Ferner ergibt sich daraus für die Axialabstützung der Turbine, d. h. insbesondere der Turbinenschale 29a folgendes: Im Bereich ihres Fußes 33a, insbesondere im Bereich der Verzahnung 184a, kann die Turbinenschale 29a axial am Planetenträger 95a anstoßen. Ferner kann im Bereich des Fußes 33a die Turbinenschale 29a an den Lagerzapfen 82a für die Planetenräder 83a oder gegebenenfalls an den Planetenrädern 83a selbst axial abgestützt werden. Auch ein reibendes Angreifen an der vorzugsweise aus weichem Material, wie z. B. Messing, hergestellten Hülse 182a ist möglich. An der anderen axialen Seite des Planetenträgers 95a kann die Deckplatte 97a an diesem axial anstoßen, so daß hier eine Bewegungssicherung in der entgegengesetzten Axialrichtung für die Turbinenschale 29a gegeben ist. Wenn in diesen verschiedenen Bereichen, welche bei Auftreten von Axialkräften auf die Turbinenschale 29a aneinander reibend angreifen, zusätzlich noch Reibbeläge oder dergleichen vorgesehen werden, dann kann diese Anordnung zusätzlich als Reibungsdämpfungseinheit genutzt werden. Es sei darauf verwiesen, daß auch ohne das Vorsehen spezieller Reibbeläge durch das reibende Angreifen der verschiedenen Komponenten eine Energiedissipierung durch Erzeugung von Reibungswärme erfolgt. The following design advantages result from the arrangement selected in FIG. 5. The springs 102 and the entire damping device 100 a are shifted radially outward, so that the spring volume can be increased. In order to maintain a corresponding housing rigidity of the housing 10 a, the lock-up clutch 65 a is shifted radially inward, in particular within the radial region of the damping device 100 a. By using a multi-plate clutch, sufficient clutch torque can still be provided here. Since the damping device 100 a is now located radially on the outside, the individual planet gears 83 a are arranged further radially on the inside in order to be able to use the installation space that is now available there. Moving the planet gears radially inward also has the advantage that the centrifugal forces acting on them during operation are lower. Furthermore, the following results for the axial support of the turbine, ie in particular the turbine shell 29 a: In the region of its foot 33 a, in particular in the region of the toothing 184 a, the turbine shell 29 a can abut axially on the planet carrier 95 a. Furthermore, in the region of the foot 33 a, the turbine shell 29 a can be axially supported on the bearing journal 82 a for the planet gears 83 a or possibly on the planet gears 83 a itself. Also a rubbing attack on the preferably made of soft material, such as. B. brass, sleeve 182 a is possible. On the other axial side of the planet carrier 95 a, the cover plate 97 a can abut axially on it, so that here there is a movement lock in the opposite axial direction for the turbine shell 29 a. If, in addition, friction linings or the like are provided in these different areas, which act on the turbine shell 29 a when axial forces occur, then this arrangement can also be used as a friction damping unit. It should be noted that even without the provision of special friction linings, the frictional attack of the various components results in energy dissipation through the generation of frictional heat.

Im folgenden wird mit Bezug auf die Fig. 7 ein möglicher bevorzugter Aufbau der Dämpfungseinrichtung 100a beschrieben. Insbesondere aufgrund der Verlagerung derselben in den radial äußeren Bereich besteht die Möglichkeit, bei dieser Dämpfungseinrichtung 100 beispielsweise zwei oder drei Dämpferfederanordnungen 190a vorzusehen, welche beispiels­ weise jeweils drei Federn 102a umfassen können, aber auch zwei oder vier oder mehr derartige Federn umfassen können. In ihren einander zugewand­ ten Endbereichen 192a, 194a stützen sich einander unmittelbar benachbarte Federn 102a an jeweiligen Gleitschuhen 196a ab. Die beiden in Umfangs­ richtung an den Endbereichen der Dämpferfederanordnung 190a gelegenen Federn 102a stützen sich mit ihren außen liegenden Endbereichen (in den Figuren nicht dargestellt) dann, beispielsweise über jeweilige Federteller 198a (siehe Fig. 5), an den Ansteuerkanten 162a, 170a, 172a der Deck­ platten 97a, 168a beziehungsweise des Planetenträgers 95a ab. Die Gleitschuhe 96a sind nach radial außen am Axialabschnitt 164a geführt, der die beiden Deckplatten 97a, 168a miteinander verbindet und sind ent­ sprechend der Kompression der Federn 102a in Umfangsrichtung frei bewegbar. Bei einer derartigen Ausgestaltung ist es möglich, die einer einzigen Dämpferfederanordnung 190a zugeordneten Federn 102a beispielsweise mit verschiedenen Federkonstanten auszubilden. So ist es möglich, in der Darstellung der Fig. 7 die mittlere Feder 102a mit kleinerer Federkonstante auszugestalten, wohingegen die beiden äußeren Federn 102a steifer sind, d. h. eine größere Federkonstante aufweisen. Bei Einleitung von Drehschwingungen wird dann zunächst die mittlere Feder 102a komprimiert, wohingegen die äußeren Federn 102a nahezu unver­ ändert bleiben. Erst wenn beispielsweise durch gegenseitiges Anstoßen der beiden Gleitschuhe 196a ein Blockschutz für die mittlere Feder 102a gebildet wird und diese nicht mehr weiter komprimiert werden kann, werden auch die beiden anderen Federn 102a zusammengedrückt. Auch ist es möglich, alle Federn mit verschiedener Federkonstante auszubilden, um eine weitere Abstufung zu erreichen. Auch können die Federn radial ineinander gestaffelt mehrere Federn verschiedenen Durchmessers umfassen, um auch hier noch einmal die Möglichkeit der Abstufung bereitzustellen.A possible preferred construction of the damping device 100 a is described below with reference to FIG. 7. In particular, due to the displacement thereof in the radially outer region, there is the possibility, in this damping device 100 , of providing, for example, two or three damper spring arrangements 190 a, which for example can each comprise three springs 102 a, but can also include two or four or more such springs. In their mutually facing end regions 192 a, 194 a, immediately adjacent springs 102 a are supported on respective sliding shoes 196 a. The two springs 102 a located in the circumferential direction at the end regions of the damper spring arrangement 190 a are supported with their outer end regions (not shown in the figures), for example via respective spring plates 198 a (see FIG. 5), on the control edges 162 a , 170 a, 172 a of the deck plates 97 a, 168 a or the planet carrier 95 a. The sliding shoes 96 a are guided radially outward on the axial section 164 a, which connects the two cover plates 97 a, 168 a to one another and are accordingly freely movable in the circumferential direction according to the compression of the springs 102 a. With such a configuration, it is possible to design the springs 102 a assigned to a single damper spring arrangement 190 a, for example with different spring constants. It is thus possible, in the illustration in FIG. 7, to design the central spring 102 a with a smaller spring constant, whereas the two outer springs 102 a are stiffer, ie have a larger spring constant. When torsional vibrations are initiated, the middle spring 102 a is first compressed, whereas the outer springs 102 a remain almost unchanged. Only when, for example, by bumping the two sliding shoes 196 a against each other, a block protection for the middle spring 102 a is formed and this can no longer be compressed, are the other two springs 102 a compressed. It is also possible to design all springs with different spring constants in order to achieve a further gradation. The springs can also comprise a plurality of springs of different diameters, staggered radially one inside the other, in order to provide the possibility of gradation again here.

Da mit zunehmender Länge der einzelnen Dämpferfederanordnungen 190a in Umfangsrichtung auch die Gefahr besteht, daß bei Kompression derselben durch aus dem Bereich der Federn herausströmendes Fluid die Federn in Achsrichtung mitgenommen werden, muß dafür gesorgt werden, daß eine Axialbewegungssicherung für die einzelnen Federn 102a vor­ gesehen ist. Man erkennt hierzu in Fig. 5, daß an einer axialen Seite die Turbinenschale 29a unmittelbar an die Federn 102a angrenzt und somit ein übermäßiges Ausweichen der Federn 102a in dieser axialen Richtung verhindert.Since with increasing length of the individual damper spring assemblies 190 a in the circumferential direction there is also the risk that when the same is compressed by the fluid flowing out of the area of the springs, the springs are carried along in the axial direction, care must be taken to ensure that axial movement protection for the individual springs 102 a is seen. This can be seen in Fig. 5, that on one axial side of the turbine shell 29a immediately adjacent to the springs 102 a adjacent, and thus an excessive deflection of the springs 102 a prevents in this axial direction.

An der entgegengesetzten axialen Seite sind an der Deckplatte 97a jeweils in den Bereichen zwischen zwei Steuerkanten 162a Abstandselemente 198a festgelegt, welche einen Sicherungsring 200a tragen. Die Abstandselemente 198a können beispielsweise mit einem Vorsprung in Preßpassung in einer zugeordneten Ausnehmung in der Deckplatte 97a gehalten sein.On the opposite axial side of the cover plate 97 a in the areas between two control edges 162 a spacer elements 198 a are fixed, which carry a locking ring 200 a. The spacer elements 198 a can be held, for example, with a projection in a press fit in an associated recess in the cover plate 97 a.

Durch den Sicherungsring 200a wird das Ausweichen der Federn 102a in der der Turbinenschale 29a entgegengesetzten axialen Richtung verhindert.The circlip 200 a prevents the springs 102 a from evading in the axial direction opposite to the turbine shell 29 a.

Zusammenfassend kann gesagt werden, daß die vorangehend beschriebe­ nen Ausgestaltungsformen eines Torsionsschwingungsdämpfers bei einem hydrodynamischen Drehmomentwandler die folgenden wesentlichen und voneinander unabhängigen Aspekte aufweisen:
In summary, it can be said that the above-described embodiments of a torsional vibration damper in a hydrodynamic torque converter have the following essential and independent aspects:

• a) Ein Dämpferelement von eingangsseitigem und ausgangsseitigem Dämpferelement wirkt als Träger für Komponenten eines Planetenge­ triebes, insbesondere Planetenräder, und mit der anderen Kom­ ponente ist eine diese Getriebeelemente ansteuernde Komponente verbunden, beziehungsweise das andere Dämpferelement bildet diese Komponente. Dadurch wird eine Ableitung eines Teils der Schwin­ gungsenergie in das Planetengetriebe erreicht, mit der Folge, daß auftretende Drehschwingungen geglättet werden.a) A damper element of the input side and the output side Damping element acts as a carrier for components of a planetary cone drive, especially planet gears, and with the other comm component is a component that controls these gear elements connected, or the other damper element forms this  Component. This will result in a derivative of part of the Schwin achieved energy in the planetary gear, with the result that occurring torsional vibrations are smoothed.
• b) Durch Verlagerung der Dämpfungseinrichtung, d. h. der Dämpfungs­ federn, in den radial äußeren Bereich kann das Federvolumen vergrößert werden, und es wird ermöglicht, bei einer Dämpferfeder­ anordnung durch den Einsatz von Gleitschuhen mehrere Federn, gegebenenfalls mit verschiedenen Federkonstanten, einzusetzen. Es wird somit ein gestuft wirkender Torsionsdämpfer erhalten.b) By moving the damping device, d. H. the damping the spring volume can be in the radially outer area be enlarged, and it becomes possible with a damper spring arrangement of several springs through the use of sliding shoes, if necessary with different spring constants. It a torsion damper with a stepped effect is thus obtained.
• c) Die Axiallagerung des Turbinenrads beziehungsweise der Turbinen­ schale kann in einfacher Weise durch diese selbst oder im Bereich der Torsionsdämpferanordnung wirkende Komponenten vorgesehen werden, so daß keine weiteren Bauteile hinzugefügt werden müssen.c) The axial bearing of the turbine wheel or turbines shell can be easily done by yourself or in the area of Components acting torsion damper arrangement are provided so that no further components need to be added.
• d) Die Axialsicherung für die Federn der Dämpfungseinrichtung kann ebenfalls zum Teil durch die Turbinenschale und zum Teil durch separate Sicherungselemente vorgesehen sein.d) The axial lock for the springs of the damping device can also partly through the turbine shell and partly through separate securing elements may be provided.
• e) Bei radial außen liegender Dämpfungseinrichtung kann insbesondere bei Einsatz einer Lamellenkupplung der Durchmesser der Kupplung verringert werden, so daß diese in einem Bereich radial innerhalb der Dämpfungseinrichtung liegt. Es wird dadurch eine erhöhte Gehäuse­ steifigkeit erzielt.e) In particular with a radially outer damping device when using a multi-plate clutch, the diameter of the clutch can be reduced so that these are in a region radially within the Damping device is located. This will increase the housing stiffness achieved.

Es sei noch einmal darauf verwiesen, daß die vorangehend angesprochenen und in den Figuren dargestellten Federn ebenso durch Federn gebildet sein können, welche nicht schrauben- oder spiralartig gewunden sind, sondern beispielsweise massive Kunststoffblöcke sind, die bei Kraftbeaufschlagung elastisch verformbar sind.It should be pointed out again that the above mentioned and springs shown in the figures may also be formed by springs can, which are not spiral or spiral, but For example, massive plastic blocks are used when force is applied are elastically deformable.

Claims (14)

1. Torsionsschwingungsdämpfer für eine Überbrückungskupplung einer hydrodynamischen Kupplungseinrichtung, die zumindest ein Pumpen­ rad und ein Turbinenrad aufweist, mit einem antriebsseitigen Dämpferelement, das mit einer Turbinenschale des Turbinenrads in Wirkverbindung steht, und einem abtriebsseitigen Dämpferelement, das mit dem antriebsseitigen Dämpferelement über eine Dämpfungs­ einrichtung mit wenigstens einem vorzugsweise in Umfangsrichtung wirksamen Energiespeicher verbunden ist und mit einer Turbinennabe des Turbinenrads in drehfester Wirkverbindung steht, dadurch gekennzeichnet, daß ein Dämpferelement von antriebsseitigem Dämpferelement (81; 81a) und abtriebsseitigem Dämpferelement (88; 88a), oder eine mit diesem einen Dämpferelement im wesentlichen fest verbundene Komponente, als Träger für wenigstens ein Getriebeelement (84; 84a) eines Planetengetriebes (89; 89a) wirksam ist, und daß das andere Dämpferelement von antriebsseitigem Dämpferelement (81; 81a) und abtriebsseitigem Dämpferelement (88; 88a), oder eine mit diesem anderen Dämpferelement im wesentlichen fest verbundene Komponente, als Getriebeelement (87; 87a) des Planetengetriebes (89; 89a) wirksam ist.1. Torsional vibration damper for a lock-up clutch of a hydrodynamic coupling device, which has at least one pump wheel and a turbine wheel, with a drive-side damper element that is in operative connection with a turbine shell of the turbine wheel, and an output-side damper element that with the drive-side damper element with a damping device at least one energy storage device which is preferably effective in the circumferential direction is connected and is in a rotationally fixed operative connection with a turbine hub of the turbine wheel, characterized in that a damper element of the drive-side damper element ( 81 ; 81 a) and the output-side damper element ( 88 ; 88 a), or one with the latter Damper element essentially firmly connected component, is effective as a carrier for at least one gear element ( 84 ; 84 a) of a planetary gear ( 89 ; 89 a), and that the other damper element of drive-side damper elements t ( 81 ; 81 a) and output-side damper element ( 88 ; 88 a), or a component that is essentially firmly connected to this other damper element, is effective as the gear element ( 87 ; 87 a) of the planetary gear ( 89 ; 89 a). 2. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekenn­ zeichnet, daß das von dem antriebsseitigen Dämpferelement (81; 81a) oder abtriebsseitigem Dämpferelement (88; 88a) getragene Getriebeelement (84; 84a) durch ein Planetenrad (83; 83a) gebildet ist.2. Torsional vibration damper according to claim 1, characterized in that the transmission element ( 84 ; 84 a) carried by the drive-side damper element ( 81 ; 81 a) or output-side damper element ( 88 ; 88 a) is formed by a planet gear ( 83 ; 83 a) is. 3. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 2, dadurch gekenn­ zeichnet, daß das abtriebsseitige Dämpferelement (88) oder die mit diesem im wesentlichen festverbundene Komponente radial innerhalb des Planetenrads (83) angeordnet ist und mit diesem in einer Funktion als Sonnenrad (87) des Planetengetriebes (89) in Zahnein­ griff (85) steht.3. Torsional vibration damper according to claim 2, characterized in that the output-side damper element ( 88 ) or the component which is essentially fixedly connected to it is arranged radially within the planet gear ( 83 ) and with it in a function as a sun gear ( 87 ) of the planetary gear ( 89 ) in tooth engagement ( 85 ). 4. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 2, dadurch gekenn­ zeichnet, daß das antriebsseitige Dämpferelement (81a) oder/und die mit diesem im wesentlichen fest verbundene Komponente (29a) wenigstens bereichsweise radial innerhalb des wenigstens einen Getriebeelements (84a) angeordnet ist und ein Sonnenrad (87a) des Planetengetriebes (89a) bildet.4. Torsional vibration damper according to claim 2, characterized in that the drive-side damper element ( 81 a) and / and the component ( 29 a), which is essentially firmly connected to it, is arranged at least in regions radially within the at least one transmission element ( 84 a) and one Sun gear ( 87 a) of the planetary gear ( 89 a) forms. 5. Torsionsschwingungsdämpfer nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 oder einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfungseinrichtung (100a) wenigstens eine sich im wesentli­ chen in Umfangsrichtung erstreckende Dämpferfederanordnung (190a) umfaßt, die mit ihren in Umfangsrichtung gelegenen Endberei­ chen jeweils mit dem antriebsseitigen oder/und dem abtriebsseitigen Dämpferelement (81a; 88a) zusammenwirken kann, wobei die wenigstens eine Dämpferfederanordnung (190a) in einem radial äußeren Bereich der Kupplungseinrichtung liegt.5. Torsional vibration damper according to the preamble of claim 1 or one of claims 1 to 4, characterized in that the damping device ( 100 a) comprises at least one substantially in the circumferential direction extending damper spring assembly ( 190 a), with its circumferential end area Chen can cooperate with the drive-side and / or the output-side damper element ( 81 a; 88 a), the at least one damper spring arrangement ( 190 a) being located in a radially outer region of the coupling device. 6. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 5, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die wenigstens eine Dämpferfederanordnung (190a) wenigstens zwei Dämpferfedern (102a) umfaßt, welche in ihren einander zugewandten Endbereichen (192a, 194a) über ein in Umfangsrichtung bezüglich des antriebsseitigen Dämpferelements (81a) und des abtriebsseitigen Dämpferelements (88a) verlagerbares Abstützelement (196a) aneinander abgestützt sind, und welche in ihren voneinander abgewandt liegenden Endbereichen an dem antriebsseitigen Dämpferelement (81a) oder/und dem abtriebsseitigen Dämpferelement (88a) abgestützt oder abstützbar sind oder über ein weiteres Abstützelement an einer weiteren Dämpferfeder abgestützt sind.6. Torsional vibration damper according to claim 5, characterized in that the at least one damper spring arrangement ( 190 a) comprises at least two damper springs ( 102 a), which in their mutually facing end regions ( 192 a, 194 a) via a circumferential direction with respect to the drive-side damper element ( 81 a) and the output-side damper element ( 88 a) displaceable support element ( 196 a) are supported on one another, and which in their end regions facing away from one another are supported on the drive-side damper element ( 81 a) and / or the output-side damper element ( 88 a) or are supported or are supported on a further damper spring via a further support element. 7. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 5 oder 6, ferner umfassend eine Feder-Axialabstützanordnung (29a, 200a) für die wenigstens eine Dämpferfederanordnung (190a).7. Torsional vibration damper according to claim 5 or 6, further comprising a spring axial support arrangement ( 29 a, 200 a) for the at least one damper spring arrangement ( 190 a). 8. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 7, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Feder-Axialabstützanordnung (29a, 200a) die Turbinenschale (29a) oder/und einen Axial-Abstützring (200a) oder dergleichen umfaßt.8. Torsional vibration damper according to claim 7, characterized in that the spring axial support arrangement ( 29 a, 200 a) comprises the turbine shell ( 29 a) and / or an axial support ring ( 200 a) or the like. 9. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 5 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß durch die Überbrückungskupplung (65a) das antriebsseitige Dämpferelement (81a) mit einem Gehäuse (10a) der Kupplungseinrichtung zur gemeinsamen Drehung koppelbar ist.9. Torsional vibration damper according to one of claims 5 to 8, characterized in that the drive-side damper element ( 81 a) with a housing ( 10 a) of the coupling device can be coupled for common rotation by the lock-up clutch ( 65 a). 10. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 9, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Überbrückungskupplung (65a) eine Lamellenkupp­ lungsanordnung (65a) umfaßt.10. A torsional vibration damper according to claim 9, characterized in that the lock-up clutch (65 a) averaging arrangement, a multi-plate (65 a). 11. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Überbrückungskupplung (65a) in einem Bereich radial innerhalb der Dämpfungseinrichtung (100a) angeordnet ist.11. Torsional vibration damper according to claim 9 or 10, characterized in that the lock-up clutch ( 65 a) is arranged in a region radially inside the damping device ( 100 a). 12. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 5 bis 11, ferner umfassend eine Turbinen-Axialabstützanordnung (88a, 81a, 29a). 12. Torsional vibration damper according to one of claims 5 to 11, further comprising a turbine axial support arrangement ( 88 a, 81 a, 29 a). 13. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 12, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Turbinen-Axialabstützanordnung (88a, 81a, 29a) das abtriebsseitige Dämpferelement (88a) umfaßt.13. Torsional vibration damper according to claim 12, characterized in that the turbine axial support arrangement ( 88 a, 81 a, 29 a) comprises the output-side damper element ( 88 a). 14. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 13, dadurch gekenn­ zeichnet, daß das antriebsseitige Dämpferelement (81a) mit der Turbinenschale (29a) im wesentlichen fest verbunden ist und daß die Turbinenschale (29a) und das antriebsseitige Dämpferelement (81a) axial am abtriebsseitigen Dämpferelement (88a) abstützbar sind.14. Torsional vibration damper according to claim 13, characterized in that the drive-side damper element ( 81 a) with the turbine shell ( 29 a) is substantially fixed and that the turbine shell ( 29 a) and the drive-side damper element ( 81 a) axially on the output side Damper element ( 88 a) can be supported.