WO2008006338A1 - Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere zweimassenschwungrad zwischen der brennkraftmaschine und dem getriebe eines kraftfahrzeuges - Google Patents

Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere zweimassenschwungrad zwischen der brennkraftmaschine und dem getriebe eines kraftfahrzeuges Download PDF

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mass
ball
bearing ring
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Ludwig Winkelmann
Steffen Dittmer
Rainer Eidloth
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Schaeffler Kg
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    • F16C2361/55—Flywheel systems

Definitions

  • Torsional vibration damper in particular dual-mass flywheel between the internal combustion engine and the transmission of a motor vehicle
  • the invention relates to a torsional vibration damper according to the preamble forming features of claim 1, and it is particularly advantageous on a dual-mass flywheel between the internal combustion engine and the transmission of a motor vehicle feasible.
  • a dual mass flywheel is a torsional vibration damper, which is connected in particular in passenger vehicles to increase the driving comfort between the internal combustion engine and the transmission.
  • Such a dual mass flywheel consists essentially of a disc-shaped primary mass connected directly to the drive shaft of the internal combustion engine and of a disc-shaped secondary mass arranged coaxially with this primary mass, which is connected via a coupling to the input shaft of the transmission.
  • Both momentum masses are by several between them arranged damping means in the form of usually two opposing, curved helical compression springs coupled together and against the action of these damping means via a coaxial between a bearing flange on the primary mass and a coaxial bearing flange on the secondary mass arranged friction-reducing storage relative to each other rotatable.
  • the primary mass is actively driven via the rotating crankshaft of the internal combustion engine, while the secondary mass, which in turn drives the transmission input shaft, is taken along via the damping elements.
  • the unevenness resulting from imbalances of the moving masses in the drive train and, on the other hand, the rotational irregularities of the internal combustion engine resulting from the piston movements are damped via the damping elements.
  • the occurring during the drive maximum oscillating pivot angle between the flywheels is only about ⁇ 0.4 °, so that the storage during the usual operation of the motor vehicle is hardly dynamically stressed in terms of relative speed.
  • the size of the fat deposit is defined by the free volume of the space between the bearing rings, which, however, is significantly reduced in all types of ball bearings by the nature of the bearing balls and the bearing cage considerably.
  • the available grease reservoir for lubrication of the known angular contact ball bearings is therefore relatively small and can not be extended by the already almost complete utilization of the available space for rolling bearings without complex design changes in the storage environment and / or the bearing dimensions.
  • the invention is therefore the object of a torsional vibration damper, in particular a two-mass flywheel between the engine and the transmission of a motor vehicle to conceive, the rolling bearing between the primary mass and the secondary mass inexpensive to produce and is adapted to safely absorb the axial and radial forces acting and which has such a large grease reservoir without structural changes in the bearing environment and / or the bearing dimensions that it is characterized by lower wear and increased life compared to previously used bearings.
  • this object is achieved in a torsional vibration damper according to the preamble of claim 1 such that the rolling bearing between the primary mass and the secondary mass is formed by both the recording radial operating forces and the recording axial operating forces serving double-row ball roller bearing unit whose rolling elements as ball rollers with each two symmetrically flattened by a spherical base shape and parallel to each other side surfaces are formed.
  • the bearing flange on the primary mass is at the same time formed as molded inner raceways for both Wälz stresses essentialn inner bearing ring of the ball roller bearing unit, while the both sides axially sealed gap between the bearing flange and a separate outer bearing ring forms the grease depot of the ball roller bearing unit, which reduced by the respectively of the ball basic shape Volume of all rolling elements is formed enlarged.
  • the ball roller bearing unit preferably each have a width between their side surfaces of about 60% to 70% of the diameter of their ball basic shape and by their shape increase the volume of the fat storage between the bearing rings by about 20% to 30% compared to an identically sized ball bearing.
  • the width of the raceways in the bearing rings is also at least 60% to 70% of the diameter of the spherical base of the ball rollers, so that their treads under the radial / axial load to have a hundred percent line contact with the raceways in the bearing rings.
  • the training Training the ball rollers and the raceways with such a width has been proven in practice with respect to the radial and axial load bearing capacity and corresponds approximately to the contact surface, which also have the balls of conventional angular contact ball bearings to their careers in the bearing rings have. Moreover, it has proven to be advantageous to form the running surfaces of the ball rollers with a logarithmic profile, so as to avoid edge crushing of the ball rollers at the edges of their careers while increasing the carrying capacity of the ball roller bearing unit on.
  • the ball roller bearing unit is preferably designed as a double-row biased angular contact roller bearing with in X-arrangement against each other employed rows of rolling elements.
  • the outer bearing ring of this angular contact ball roller bearing is formed in a cost effective manner as a deep-drawn part of a rolling bearing material, in which at least one of the outer raceways for the two rows of rolling elements is formed.
  • 100CR and C80 or also C45 modified as deep-drawable rolling bearing materials have proved to be particularly advantageous, so that the outer bearing ring can still be suitably heat-treated and reworked after being deep-drawn for formation with rolling bearing properties.
  • a final feature of the first embodiment of the ball-roller bearing unit is that the outer raceway for the second row of rolling elements is preferably designed as a separate annular component, which is fastened therein by being pressed into the outer bearing ring formed with the outer race of the first row of rolling elements.
  • This separate outer raceway is formed in a cost effective manner as a flow press part of the same rolling bearing materials as the outer bearing ring, can be dispensed with after the post-processing due to the resulting from the small rotational movements between the masses low accuracy requirements for the ball roller bearing unit after the heat treatment.
  • the ball roller bearing unit is preferably designed as a combined radial-axial ball roller bearing with an inclined rolling row and a row of rolling elements.
  • the outer bearing ring of this radial-axial ball roller bearing is also formed as a deep-drawn part of one of the rolling bearing materials, in which, however, in this embodiment, the outer races are formed for both Wälz stresses whatsoever.
  • the transmission of axial operating forces from the bearing flange of the secondary mass to the radial axial ball roller bearing takes place here according to claim 8 similar to the first embodiment by a profile in cross-section L-shaped and raised against the outer surface of the outer bearing ring support board, pointing to the primary mass facing axial side the outer bearing ring is formed.
  • the axial operating forces are mainly absorbed by the inclined rolling element row and their raceways in the bearing flange on the primary mass and in the outer bearing ring, while the vertically employed WälzSystem #2 mainly serves the transmission of radial operating forces and for running stabilization of the secondary mass.
  • a reinforced double lip seal pressed into the inner profile of the support board on the outer bearing ring and, on the other hand, an L-profile-shaped sealing cap pressed onto the outer bearing ring with a vulcanized sealing lip have proved to be particularly suitable Instead of the above types of seals, other suitable seals are possible.
  • a third embodiment of a torsional vibration damper designed according to the invention is furthermore characterized in that the ball roller bearing unit is preferably designed as a unidirectional tandem angular ball roller bearing in which a row of rolling elements forms a stepwise arrangement of the inner raceways of the rolling element rows in the bearing flange on the primary mass having larger pitch circle diameter and a larger number of rolling elements than the other row of rolling elements.
  • the outer bearing ring of the tandem angular contact ball bearing is preferably formed as extruded part of one of said rolling bearing materials, which has a cylindrical outer circumferential surface substantially and formed in the inside of the outer raceways step-shaped for both Wälz stresses whatsoever are.
  • An outer bearing ring produced in this way has the advantage, above all with regard to its production costs, that after its heat treatment by means of partial hardening it is possible to dispense with further finishing, since even here, due to the small rotational movements between the flywheels, only low accuracy requirements can be imposed on the tandem.
  • Angular contact ball bearings are provided.
  • the outer bearing ring of the tandem angular contact ball bearing is preferably made as a deep-drawn part of a steel sheet consisting of said rolling bearing materials, in which the outer raceways are also formed stepwise for both Wälz stresses whatsoevern, the but by the material used has a correspondingly stepped outer shell surface.
  • the bearing flange of the secondary mass therefore formed with a matched to the step-shaped design of the outer bearing ring cross-sectional profile, which bears against the outer contours of the outer bearing ring.
  • a common feature of the two aforementioned variants of the tandem angular contact ball roller bearing is, according to claim 17, furthermore, that between the two rows of rolling elements an angle disc pressed into the outer bearing ring is arranged, which divides the fat depot between the bearing rings into two chambers.
  • the arrangement of such also inexpensive producible by deep drawing angle disc has the advantage that thus a centrifugally induced migration of grease from the radially lower chamber arranged with the partially smaller row of rolling elements in the radially higher arranged chamber prevents the part of a circle larger row of rolling elements and thus also a sufficient lubrication of the part smaller rolling element row of such a tandem angular contact roller bearing is ensured over its maximum service life.
  • a fourth embodiment of an inventively designed torsional vibration damper in which the ball roller bearing unit is also designed as a single-acting tandem angular contact ball bearings, in which, however, by level alignment of the inner races of WälzSystem #2n in Lagerflansch on the primary mass both WälzSystem #2n the same pitch circle diameter and have the same number of rolling elements.
  • the outer bearing ring of the tandem angular contact ball roller bearing preferably consists of two separate as Tiefzieh- parts of one of said rolling bearing materials formed part rings, each forming the outer raceways for both rows of rolling elements.
  • Both partial rings of the outer bearing ring in this case have substantially radially level-parallel cylindrical outer circumferential surfaces, so that in this embodiment according to claim 20, the transmission of axial operating forces from the secondary mass on the tandem angular contact ball bearings can be done again by a molded onto the bearing flange of the secondary mass annular collar, the the opposite axial side of a partial ring of the outer bearing ring rests.
  • a labyrinth seal As a seal of the fat deposits between the bearing rings, in this embodiment, on the one hand, a labyrinth seal, the see between a pressed onto a partial ring of the outer bearing ring U-profile ring and a circumferential groove in the bearing flange is formed on the primary mass, and on the other hand, one on the other part ring of the outer bearing ring pressed L-profile-shaped sealing cap with two vulcanized sealing lips proved to be particularly advantageous, which, however, can be replaced by other suitable seals here.
  • the inventively designed torsional vibration damper thus in all described embodiments opposite the known from the prior art torsional vibration dampers on the advantage that its storage between the primary mass and the secondary mass through the use of a largely spanens producible double row ball roller bearing unit both inexpensive to produce and is suitable to safely absorb the axial and radial forces acting.
  • the ball roller bearing unit used without constructive changes in the bearing environment and / or the bearing dimensions formed by ball rolling as a rolling compared to previously used ball bearings enlarged grease depot, so that the rolling bearing is characterized by a lower wear and increased overall life.
  • Figure 1 is a partial view of a cross section through a dual mass flywheel inventively designed roller bearing between the primary mass and the secondary mass;
  • Figure 2 is an enlarged view of the cross section through a first embodiment of the double-row ball roller bearing unit used for rolling bearing according to detail X in Figure 1;
  • Figure 3 is an enlarged view of the cross section through a second embodiment of the double row ball roller bearing unit used for rolling bearing;
  • Figure 4 is an enlarged view of the cross section through a first variant of a third embodiment of the double row ball roller bearing unit used for rolling bearing
  • Figure 5 is an enlarged view of the cross section through a second variant of the third embodiment of the double-row ball roller bearing unit used for rolling bearing
  • Figure 6 is an enlarged view of the cross section through a fourth embodiment of the double row ball roller bearing unit used for rolling bearing.
  • the bearing flange 10 on the primary mass 4 is at the same time formed as an inner bearing ring 21 of the ball roller bearing unit 13, in which the inner races 17, 18 are formed for both Wälz stresses Herbertn 19, 20.
  • Another novel feature of the inventively embodied torsional vibration damper is that the axially sealed intermediate space between the bearing flange 10 and a separate outer bearing ring 22 forms the grease depot 23 of the ball roller bearing unit 13, which has the volume of all the rolling elements reduced in each case by the ball basic shape 14 is formed enlarged.
  • the illustrated in Figure 2 first embodiment of the used double-row ball roller bearing unit 13 is characterized in particular by the fact that it is designed as a double-row biased angular contact roller bearing 26 with in X arrangement against each other employed Wälz Eisenschn 19, 20, the outer bearing ring 22 as a deep-drawn part of a rolling bearing material a molded outer raceway 27 is formed for the outer row of rolling elements 19.
  • the outer race 28 for the inner row of rolling elements 20, however, is formed as a separate annular component, which is inserted by means of sliding fit into the outer bearing ring 22.
  • this outer bearing ring 22 shows Moreover, on its axial side facing the primary mass 4, a supporting board 29, which is U-shaped in profile cross-section and opposite the outer lateral surface of the bearing ring 22, can be transferred via the axial operating forces from the bearing flange 11 of the secondary mass 8 to the angular ball roller bearing 26.
  • the sealing of the grease reservoir 23 between the bearing rings 21, 22 takes place in this embodiment, on the one hand by a pressed into the inner profile of the support board 29 on the outer bearing ring 22 double lip seal 30 and the other by a pressed onto the outer bearing ring 22 L-shaped annular cap 31 with two vulcanized sealing lips 32.
  • the double-row ball roller bearing unit 13 used is formed by a combined radial-axial ball roller bearing 34 with an inclined rolling row 20 and a vertically salaried WälzSystem Research 19, the outer bearing ring 22 as a deep-drawn part of a Rolling bearing material with molded outer raceways 27, 28 for both rows of rolling elements 19, 20 is formed.
  • the outer bearing ring 22 of the radial-axial ball roller bearing 34 clearly visible on its side facing the primary mass 4 axial side here in the profile cross-section, however, L-shaped and relative to the outer circumferential surface of the bearing ring 22 raised support board 35 over which the Operating forces from the bearing flange 11 of the secondary mass 8 to the radial-axial ball roller bearing 34 are transferable.
  • the axial operating forces are thereby mainly absorbed by the inclined rolling element row 20 and its raceways 18, 28 in the bearing flange 10 on the primary mass 4 and in the outer bearing ring 22, while the vertically employed rolling element row 19 is primarily used for transmitting radial operating forces and for running stabilization the secondary mass 8 is used.
  • this embodiment has on one side in the inner profile of the support board 35 on the outer bearing ring 22 pressed reinforced double lip seal 36, while the other side is sealed by a pressed onto the outer bearing ring 22 L-shaped sealing cap 37 with a vulcanized sealing lip 38.
  • Figures 4 and 5 further show two variants of a third embodiment of the double-row ball roller bearing unit 13 used, which differs from the aforementioned embodiments in that it is designed as a unidirectional tandem angular ball bearing 39, in which by stepwise arrangement of the inner raceways 17, 18th the WälzSystem Herbertn 19, 20 in the bearing flange 10 on the primary mass 4 which has a WälzSystem Herbert 19 a larger pitch circle diameter and a larger number of WälzSystemaniere than the other row of rolling elements 20.
  • the outer bearing ring 22 of the tandem angular contact roller bearing 39 is formed as a flow press part of a rolling bearing material, in the inner circumferential surface of the outer raceways 27, 28 are formed stepwise for both Wälz stresses 1942n 19, 20 and has a substantially cylindrical outer circumferential surface ,
  • the transmission of axial operating forces from the secondary mass 8 to the tandem angular ball bearing 39 therefore takes place via an integrally formed on the bearing flange 11 of the secondary mass 8 annular collar 40, which, as can be clearly seen in the drawing, rests against the opposite axial side of the outer bearing ring 22.
  • the sealing of the grease reservoir 23 between the bearing rings 21, 22 takes place here on the one hand by a pressed into the outer bearing ring 22 double lip seal 41, while on the other hand pressed onto the outer bearing ring 22 L-profile-shaped sealing cap 42 is used with a vulcanized sealing lip 43.
  • the outer bearing ring 22 of the tandem angular contact roller bearing 39 in the variant shown in Figure 5 formed as a deep-drawn part of a rolling bearing material, which also stepped molded outer raceways 27, 28 for both Wälz stresses admirn 19, 20 but a corresponding Having stepped outer outer surface.
  • the bearing flange 11 of the secondary mass 8 therefore has a cross-sectional profile adapted to the step-shaped design of the outer bearing ring 22, which bears against the outer contours of the outer bearing ring 22.
  • the sealing of the grease reservoir 23 between the bearing rings 21, 22 takes place in this variant on the one hand by a gap seal 45, which is formed between a pressed into the outer bearing ring 22 U-profile ring 44 and the bearing flange 10 on the primary mass 4, and on the other hand by a on the outer bearing ring 22 pressed L-profile-shaped sealing cap 46, at the free leg of a grinding on the bearing flange 10 of the primary mass 4 sealing lip 47 is vulcanized.
  • FIG. 6 a fourth embodiment is shown in Figure 6, in which the ball roller bearing unit 13 is also designed as a single-acting tandem angular contact roller bearings 51, but in which by level alignment of the inner races 17, 18 of the rows of rolling elements 19, 20 in the bearing flange 10 on the primary mass 4 both rows of rolling elements 19, 20 have the same pitch circle diameter and the same number of rolling elements.
  • the outer bearing ring of the tandem angular contact roller bearing 51 preferably consists of two separate partial rings 52, 53, which as deep-drawn parts of a rolling bearing material in the Substantially cylindrical outer circumferential surface are formed and each form the outer races 27, 28 for both rows of rolling elements 19, 20.
  • the transmission of axial operating forces from the secondary mass 8 to the tandem angular ball roller bearing 51 is effected here by an annular collar 54 integrally formed on the bearing flange 11 of the secondary mass 8, which at the opposite axial side of the partial ring 52 of the outer Bearing ring 22 is present.
  • a labyrinth seal 56 is provided in this embodiment, the see between a pressed onto the sub-ring 52 of the outer bearing ring 22 U-profile ring 55 and an unspecified designated a circumferential groove in the Bearing flange 10 is formed on the primary mass 4, while on the other hand turn on a pressed onto the sub-ring 53 of the outer bearing ring 22 L-profile-shaped sealing cap 57 is used, are vulcanized to the two on the bearing flange 10 of the primary mass 4 grinding sealing lips 58.
  • Input shaft 36 double lip seal

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Zweimassenschwungrad (1), welches im Wesentlichen aus einer direkt mit der Antriebswelle (2) der Brennkraftmaschine verbundenen Primärmasse (4) und aus einer koaxial zu dieser Primärmasse (4) angeordneten sowie über eine Kupplung (5) mit der Eingangswelle (7) des Getriebes verbundenen Sekundärmasse (8) besteht, wobei die Primärmasse (4) und die Sekundärmasse (8) durch mehrere zwischen diesen angeordnete Dämpfungsmittel (9) miteinander gekoppelt und entgegen der Wirkung dieser Dämpfungsmittel (9) über eine zwischen einem koaxialen Lagerflansch (10) an der Primärmasse (4) und einem koaxialen Lagerflansch (11) an der Sekundärmasse (8) angeordnete Wälzlagerung (12) relativ zueinander verdrehbar sind. Erfindungsgemäß wird die Wälzlagerung (12) durch eine der Aufnahme sowohl radialer als auch axialer Betriebskräfte dienende zweireihige Kugelrollenlagereinheit (13) gebildet, deren Wälzkörper (14) als Kugelrollen mit jeweils zwei symmetrisch von einer Kugelgrundform abgeflachten Seitenflächen (15, 16) ausgebildet sind, wobei der Lagerflansch (10) an der Primärmasse (4) zugleich als mit eingeformten Innenlaufbahnen (17, 18) für beide Wälzkörperreihen (19, 20) versehener innerer Lagerring (21) ausgebildet ist und der beidseitig axial abgedichtete Zwischenraum zwischen dem Lagerflansch (10) und einem separaten äußeren Lagerring (22) als ein um das jeweils von der Kugelgrundform reduzierte Volumen aller Wälzkörper (14) vergrößertes Fettdepot (23) ausgebildet ist.

Description

Schaeffler KG Industriestr. 1 - 3, 91074 Herzogenaurach
Bezeichnung der Erfindung
Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere Zweimassenschwungrad zwischen der Brennkraftmaschine und dem Getriebe eines Kraftfahrzeuges
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft einen Torsionsschwingungsdämpfer nach den oberbegriffsbildenden Merkmalen des Patentanspruchs 1 , und sie ist insbesondere vorteilhaft an einem Zweimassenschwungrad zwischen der Brennkraftmaschine und dem Getriebe eines Kraftfahrzeuges realisierbar.
Hintergrund der Erfindung
Dem Fachmann in der Kraftfahrzeugtechnik ist es allgemein bekannt, dass ein Zweimassenschwungrad ein Torsionsschwingungsdämpfer ist, der insbesondere in Personenkraftfahrzeugen zur Erhöhung des Fahrkomforts zwischen die Brennkraftmaschine und das Getriebe geschaltet ist. Ein solches Zweimassenschwungrad besteht im Wesentlichen aus einer direkt mit der Antriebswelle der Brennkraftmaschine verbundenen scheibenförmigen Primärmasse und aus einer koaxial zu dieser Primärmasse angeordneten scheibenförmigen Sekundärmasse, die über eine Kupplung mit der Eingangswelle des Getriebes verbunden ist. Beide Schwungmassen sind dabei durch mehrere zwischen diesen angeordnete Dämpfungsmittel in Form von üblicherweise zwei einander gegenüberliegenden, gebogenen Spiraldruckfedern miteinander gekoppelt und entgegen der Wirkung dieser Dämpfungsmittel über eine zwischen einem koaxialen Lagerflansch an der Primärmasse und einem koaxialen Lagerflansch an der Sekundärmasse angeordnete reibungsmindernde Lagerung relativ zueinander verdrehbar. Beim Betrieb des Kraftfahrzeugs wird über die drehende Kurbelwelle der Brennkraftmaschine die Primärmasse aktiv angetrieben, während über die Dämpfungselemente die ihrerseits die Getriebeeingangswelle antreibende Sekundärmasse mitgenommen wird. Über die Dämpfungselemente werden dabei zum einen die aus Unwuchten der bewegten Massen im Antriebsstrang resultierenden Ungleichmäßigkeiten und zum anderen die aus den Kolbenbewegungen resultierenden Drehungleichförmigkeiten der Brennkraftmaschine gedämpft. Der während der Fahrt auftretende maximale oszillierende Schwenkwinkel zwischen den Schwungmassen beträgt dabei lediglich ca. ± 0,4°, so dass die Lagerung während des üblichen Betriebs des Kraftfahrzeuges kaum dynamisch hinsichtlich Relativdrehzahl beansprucht wird.
Anders verhält es sich jedoch beim Anlassen des Fahrzeugs, wo es zu einem oszillierenden Schwenkwinkel von ± 60°und somit zu einer wesentlich stärkeren Verdrehung zwischen der Primärmasse und der Sekundärmasse kommen kann. In diesem Fall ist zwischen den Schwungmassen ein Lagersystem mit einem sehr geringen Reibungskoeffizienten von Vorteil, der grundsätzlich nur mit Wälzlagern erzielt kann. Infolgedessen wurden in der Vergangenheit für die reibungsmindernde Lagerung zwischen der Primärmasse und der Sekundär- masse vor allem einreihige Rillenkugellager verwendet, die, wie beispielsweise aus der DE 41 17 584 A1 und DE 42 14 655 A1 bekannt ist, mit einem ihrer Lagerringe drehfest mit einem der Lagerflansche an der Primär- oder Sekundärmasse verbunden und sind.
Obwohl mit derartigen Rillenkugellagern eine sehr gute Dämpfung der zwischen der Brennkraftmaschine und dem Antriebsstrang des Kraftfahrzeuges auftretenden Schwingungen erzielbar ist, haben sich in der Praxis jedoch entscheidende Nachteile herausgestellt. Diese bestehen zum einen darin, dass es sich bei diesen Rillenkugellagern zumeist um Speziallager handelt, die sich in der Herstellung aufgrund der Ausführung der Lager als Massivlager und der Verwendung spezieller Kunststoffkappen zur Bereitstellung eines vergrößerten Fettdepots als sehr kostenaufwändig erwiesen haben. Zum anderen hat sich deren zu geringe Standzeit immer wieder als kritischer Punkt an Zweimassenschwungrädern erwiesen, da es infolge ungünstiger Betriebsverhältnisse häufig bereits nach kurzer Betriebsdauer zum Ausfall der Lagerung kam. Die Ursache solcher Ausfälle ist dabei vor allem auf den im Betrieb des Kraftfahrzeuges begrenzten Schwenkwinkel mit hoher Frequenz und geringer Amplitude zwischen den Schwungmassen zurückzuführen, durch den die Lagerkugeln eine der Frequenz der Drehschwingungen proportionale Drehsinnänderung sowie eine nur sehr geringe Abwälzbewegung erfahren. Darüber hinaus treten diese hohen Beanspruchungen zwischen den Lagerkugeln und deren Laufbahnen praktisch immer an der gleichen Stelle bzw. in sehr kleinen Bereichen des Umfangs der Laufbahnen überlagert von Wank- bzw. Schwenkbewegungen der Schwungmassen auf, so dass die Lagerringe in diesen kleinen Bereichen häufig überbeansprucht werden und sich die Lagerkugeln in die Laufbahnen einarbeiten. Dadurch kommt es zum Herauslösen von Teilchen aus der Oberfläche der Laufbahnen und letztendlich zur Zerstörung der Wälzlagerung.
Zur Vermeidung dieser Nachteile wurde es deshalb durch die DE 3 506 818 A1 vorgeschlagen, die Wälzlagerung zwischen der Primärmasse und der Sekundärmasse durch ein selbstnachstellendes doppelreihiges Schrägkugellager mit einem geteilten Innenlagerring zu bilden, der unter der Wirkung einer axialen Federkraft steht. Die durch diese Maßnahme erzielbare Erhöhung der Lebensdauer der Wälzlagerung zwischen den beiden Schwungmassen ist dabei darauf zurückzuführen, dass durch die Selbsteinstellung in der Wälzlagerung kein Spiel zwischen den Lagerkugeln und deren Laufbahnen und somit keine ungedämpfte Relativbewegung zwischen den Lagerkugeln mehr auftreten kann, die ein Aufschlagen der Lagerkugeln auf den Laufbahnen und damit eine erhöhte Beanspruchung des Wälzlagers mit den bereits genannten Folgen verursacht.
Unter dem Gesichtspunkt, dass moderne Brennkraftmaschinen mit immer mehr Leistung und Drehmoment konzipiert werden, die immer höhere Kupplungsund über die Wälzlagerung zwischen der Primärmasse und der Sekundärmasse von Zweimassenschwungrädern zu übertragende Ausrückkräfte bedingen, hat es sich jedoch gezeigt, dass die hohen Beanspruchungen während des Betriebs der Brennkraftmaschine auch nicht mehr mit solchen selbstnachstellenden zweireihigen Schrägkugellagen dauerhaft bewältigt werden können und die Lebensdauer der Schrägkugellager vor allem von deren sicherer Schmiermittelversorgung abhängig ist. Da für die Wälzlagerung in Zweimassenschwungrädern konstruktionsbedingt keine Nachschmiermöglichkeiten vorge- sehen sind, ist somit die Lebensdauer solcher Schrägkugellager vor allem von der Größe bzw. möglichen Gebrauchsdauer des vorhandenen Fettdepots innerhalb des Lagers stark abhängig. Die Größe des Fettdepots wird dabei durch das freie Volumen des Zwischenraumes zwischen den Lagerringen definiert, der sich jedoch bei allen Arten von Kugellagern naturgemäß durch das VoIu- men der Lagerkugeln und des Lagerkäfigs erheblich reduziert. Das zur Verfügung stehendes Fettdepot zur Schmierung der bekannten Schrägkugellager ist daher relativ klein ausgebildet ist und lässt sich durch die bereits nahezu vollständige Ausnutzung des zur Verfügung stehenden Bauraumes für die Wälzlagerung auch nicht ohne aufwändige konstruktive Änderungen der Lagerumge- bung und/oder der Lagerabmessungen erweitern.
Aufgabe der Erfindung
Ausgehend von den dargelegten Nachteilen der Lösungen des bekannten Standes der Technik liegt der Erfindung deshalb die Aufgabe zu Grunde, einen Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere ein Zweimassenschwungrad zwischen der Brennkraftmaschine und dem Getriebe eines Kraftfahrzeuges, zu konzipieren, dessen Wälzlagerung zwischen der Primärmasse und der Sekundärmasse kostengünstig herstellbar sowie dazu geeignet ist, die wirkenden Axial- und Radialkräfte sicher aufzunehmen und welche ohne konstruktive Änderungen der Lagerumgebung und/oder der Lagerabmessungen ein solch großes Fettdepot aufweist, dass sie sich gegenüber bisher verwendeten Wälzlagern durch geringeren Verschleiß und erhöhte Lebensdauer auszeichnet. Beschreibung der Erfindung
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe bei einem Torsionsschwingungsdämpfer nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 derart gelöst, dass die Wälzlagerung zwischen der Primärmasse und der Sekundärmasse durch eine sowohl der Aufnahme radialer Betriebskräfte als auch der Aufnahme axialer Betriebskräfte dienende zweireihige Kugelrollenlagereinheit gebildet wird, deren Wälzkörper als Kugelrollen mit jeweils zwei symmetrisch von einer Kugelgrundform abgeflachten sowie parallel zueinander angeordneten Seitenflächen ausgebildet sind. Der Lagerflansch an der Primärmasse ist dabei zugleich als mit eingeformten Innenlaufbahnen für beide Wälzkörperreihen versehener innerer Lagerring der Kugelrollenlagereinheit ausgebildet, während der beidseitig axial abgedichtete Zwischenraum zwischen dem Lagerflansch und einem separaten äußeren Lagerring das Fettdepot der Kugelrollenlagereinheit bildet, welches um das jeweils von der Kugelgrundform reduzierte Volumen aller Wälzkörper vergrößert ausgebildet ist.
Bevorzugte Ausgestaltungen und vorteilhafte Weiterbildungen des erfindungsgemäß ausgebildeten Torsionsschwingungsdämpfers werden in den Unteran- Sprüchen beschrieben.
Danach ist es gemäß Anspruch 2 bei dem erfindungsgemäß ausgebildeten Torsionsschwingungsdämpfer vorgesehen, dass die als Kugelrollen ausgebildeten und bevorzugt in gesonderten Kunststofffensterkäfigen geführten Wälz- körper beider Wälzkörperreihen der Kugelrollenlagereinheit bevorzugt jeweils eine Breite zwischen ihren Seitenflächen von etwa 60% bis 70% des Durchmessers ihrer Kugelgrundform aufweisen und durch ihre Form das Volumen des Fettdepots zwischen den Lagerringen um etwa 20% bis 30% gegenüber einem identisch dimensionierten Kugellager vergrößern. Die Breite der Lauf- bahnen in den Lagerringen beträgt dabei ebenfalls mindestens 60% bis 70% des Durchmessers der Kugelgrundform der Kugelrollen, so dass deren Laufflächen unter der aufzunehmenden Radial-/Axiallast einen einhundertprozentigen Linienkontakt zu den Laufbahnen in den Lagerringen aufweisen. Die Ausbil- dung der Kugelrollen und der Laufbahnen mit einer derartigen Breite hat sich dabei in der Praxis hinsichtlich der radialen und axialen Tragfähigkeit des Lagers bewährt und entspricht in etwa der Kontaktfläche, die auch die Kugeln herkömmlicher Schrägkugellager zu ihren Laufbahnen in den Lagerringen auf- weisen. Darüber hinaus hat es sich als vorteilhaft erwiesen, die Laufflächen der Kugelrollen mit einem logarithmischen Profil auszubilden, um somit eine Kantenpressung der Kugelrollen an den Kanten ihrer Laufbahnen zu vermeiden und gleichzeitig die Tragfähigkeit der Kugelrollenlagereinheit weiter zu erhöhen.
Als bevorzugte erste Ausführungsform eines erfindungsgemäß ausgebildeten Torsionsschwingungsdämpfers wird es im Weiteren durch Anspruch 3 vorgeschlagen, dass die Kugelrollenlagereinheit bevorzugt als zweireihiges vorgespanntes Schrägkugelrollenlager mit in X-Anordnung gegeneinander angestellten Wälzkörperreihen ausgebildet ist. Der äußere Lagerring dieses Schrägku- gelrollenlagers ist dabei in kostengünstiger Weise als Tiefziehteil aus einem Wälzlagerwerkstoff ausgebildet, in den zumindest eine der Außenlaufbahnen für die beiden Wälzkörperreihen eingeformt ist. Als tiefziehfähige Wälzlagerwerkstoffe haben sich dabei vor allem 100CR und C80 oder auch C45 modifiziert als besonders vorteilhaft erwiesen, so dass der äußere Lagerring nach dem Tiefziehen zur Ausbildung mit Wälzlagereigenschaften noch entsprechend wärmebehandelt und nachgearbeitet werden kann.
Ein weiteres Merkmal des derart hergestellten äußeren Lagerrings des Schrägkugelrollenlagers ist es darüber hinaus nach Anspruch 4, dass dieser an seiner zur Primärmasse weisenden Axialseite einen im Profilquerschnitt U-förmigen und gegenüber der Außenmantelfläche des Lagerrings erhabenen Stützbord aufweist , über den axiale Betriebskräfte vom Lagerflansch der Sekundärmasse auf das Schrägkugelrollenlager übertragbar sind. Dieser Stützbord am äußeren Lagerring wird gemäß Anspruch 5 in vorteilhafter Weise zugleich zur Abdich- tung des Fettdepots zwischen den Lagerringen an einer Axialseite des Lagers genutzt, indem in das Innenprofil des Stützbordes ein auf dem Lagerflansch der Primärmasse schleifender Doppellippendichtring eingepresst wird. An der anderen Axialseite des Lagers erfolgt die Abdichtung des Fettdepots bevorzugt durch eine auf den äußeren Lagerring aufgepresste L-profilförmige Ringkappe, an die zwei ebenfalls auf dem Lagerflansch der Primärmasse schleifende Dichtlippen anvulkanisiert sind.
Ein letztes Merkmal der ersten Ausführungsform der Kugelrollenlagereinheit ist es gemäß Anspruch 6 schließlich noch, dass die Außenlaufbahn für die zweite Wälzkörperreihe bevorzugt als separates Ringbauteil ausgebildet ist, das durch Einpressen in den mit der Außenlaufbahn der ersten Wälzkörperreihe ausgebildeten äußeren Lagerring in diesem befestigt ist. Diese separate Außenlauf- bahn ist dabei in kostengünstiger Weise als Fließpressteil aus den gleichen Wälzlagerwerkstoffen wie der äußere Lagerring ausgebildet, bei dem aufgrund der aus den geringen Drehbewegungen zwischen den Schwungmassen resultierenden geringen Genauigkeitsanforderungen an die Kugelrollenlagereinheit nach der Wärmebehandlung auf eine Nachbearbeitung verzichtet werden kann. Zur Einstellung der Vorspannung des Schrägkugelrollenlagers sind darüber hinaus zwischen der Rückseite der separaten Außenlaufbahn und dem Trägerring des in den Stützbord eingepressten Doppellippendichtrings Abstimmscheiben oder als Tellerfedern ausgebildete Vorspannfedern eingelegt, deren Vorspannung beim abschließenden Umbördeln des Stützbordes fixiert wird.
Eine zweite Ausführungsform des erfindungsgemäß ausgebildeten Torsions- schwingungsdämpfers sieht nach Anspruch 7 dagegen vor, dass die Kugelrollenlagereinheit bevorzugt als kombiniertes Radial-Axial-Kugelrollenlager mit einer schräg angestellten Wälzkörperreihe und einer senkrecht angestellten Wälzkörperreihe ausgebildet ist. Der äußere Lagerring dieses Radial-Axial- Kugelrollenlager ist dabei ebenfalls als Tiefziehteil aus einem der genannten Wälzlagerwerkstoffe ausgebildet, in den jedoch bei dieser Ausführungsform die Außenlaufbahnen für beide Wälzkörperreihen eingeformt sind. Die Übertragung axialer Betriebskräfte vom Lagerflansch der Sekundärmasse auf das Radial- Axial-Kugelrollenlager erfolgt hierbei nach Anspruch 8 ähnlich wie bei der ersten Ausführungsform durch einen im Profilquerschnitt L-förmigen und gegenüber der Außenmantelfläche des äußeren Lagerrings erhabenen Stützbord, der an der zur Primärmasse weisenden Axialseite des äußeren Lagerrings ange- formt ist. Die axialen Betriebskräfte werden dabei vor allem durch die schräg angestellte Wälzkörperreihe und deren Laufbahnen im Lagerflansch an der Primärmasse und im äußeren Lagerring aufgenommen, während die senkrecht angestellte Wälzkörperreihe vor allem der Übertragung radialer Betriebskräfte sowie zur Laufstabilisierung der Sekundärmasse dient. Als Abdichtung des Fettdepots zwischen den Lagerringen hat sich bei dieser Ausführungsform einerseits eine in das Innenprofil des Stützbordes am äußeren Lagerring einge- presste armierte Doppellippendichtung und andererseits eine auf den äußeren Lagerring aufgepresste L-profilförmige Dichtkappe mit einer anvulkanisierten Dichtlippe als besonders geeignet erwiesen, wobei jedoch anstelle der genannten Dichtungsarten auch andere geeignete Dichtungen möglich sind.
Eine dritte Ausführungsform eines erfindungsgemäß ausgebildeten Torsions- schwingungsdämpfers zeichnet sich darüber hinaus nach Anspruch 10 dadurch aus, dass die Kugelrollenlagereinheit bevorzugt als einseitig wirkendes Tandem-Schrägkugelrollenlager ausgebildet ist, bei dem durch stufenförmige Anordnung der Innenlaufbahnen der Wälzkörperreihen im Lagerflansch an der Primärmasse die eine Wälzkörperreihe einen größeren Teilkreisdurchmesser und eine größere Wälzkörperanzahl als die andere Wälzkörperreihe aufweist.
Bei einer mit Anspruch 11 vorgeschlagenen ersten Variante ist es dabei vorgesehen, dass der äußere Lagerring des Tandem-Schrägkugelrollenlagers bevorzugt als Fließpressteil aus einem der genannten Wälzlagerwerkstoffe ausgebildet ist, der im Wesentlichen eine zylindrische Außenmantelfläche aufweist und in dessen Innenseite die Außenlaufbahnen für beide Wälzkörperreihen stufenförmig eingeformt sind. Ein derart hergestellter äußerer Lagerring hat vor allem im Hinblick auf dessen Herstellungskosten den Vorteil, dass nach dessen Wärmebehandlung mittels partiellem Härten auf eine weitere Endbearbeitung verzichtet werden kann, da auch hier durch die geringen Drehbewegungen zwi- sehen den Schwungmassen nur geringe Genauigkeitsanforderungen an das Tandem-Schrägkugelrollenlager gestellt werden. Nach Anspruch 12 erfolgt bei diesem Tandem-Schrägkugelrollenlager die Übertragung axialer Betriebskräfte von der Sekundärmasse durch einen an den Lagerflansch der Sekundärmasse angeformten Ringbund, der an der gegenüberliegenden Axialseite des äußeren Lagerrings anliegt. Zur Abdichtung des Fettdepots zwischen den Lagerringen ist bei dieser Variante einerseits ein Doppellippendichtring in den äußeren Lagerring eingepresst und andererseits eine L-profilförmige Dichtkappe mit einer anvulkanisierten Dichtlippe auf den äußeren Lagerring aufgepresst, wobei jedoch auch hier andere geeignete Dichtungen denkbar sind.
Bei der mit Anspruch 14 vorgeschlagenen zweiten Variante ist es dagegen vorgesehen, dass der äußere Lagerring des Tandem-Schrägkugelrollenlagers be- vorzugt als Tiefziehteil aus einem aus den genannten Wälzlagerwerkstoffen bestehenden Stahlblech hergestellt wird, in den die Außenlaufbahnen für beide Wälzkörperreihen ebenfalls stufenförmig eingeformt sind, der aber durch das verwendete Material eine dementsprechend stufenförmige Außenmantelfläche aufweist. Zur Übertragung axialer Betriebskräfte von der Sekundärmasse auf das Tandem-Schrägkugelrollenlager ist nach Anspruch 15 der Lagerflansch der Sekundärmasse deshalb mit einem an die stufenförmige Ausbildung des äußeren Lagerrings angepassten Querschnittsprofil ausgebildet, das an den Außenkonturen des äußeren Lagerrings anliegt. Die Abdichtung des Fettdepots zwischen den Lagerringen erfolgt bei dieser Variante gemäß Anspruch 16 einer- seits bevorzugt durch eine Spaltdichtung, die zwischen einem in den äußeren Lagerring eingepressten U-Profilring und dem Lagerflansch an der Primärmasse gebildet wird und andererseits bevorzugt durch eine auf den äußeren Lagerring aufgepresste L-profilförmige Dichtkappe, an deren freiem Schenkel eine auf dem Lagerflansch der Primärmasse schleifende Dichtlippe anvulkanisiert ist.
Ein gemeinsames Merkmal der beiden vorgenannten Varianten des Tandem- Schrägkugelrollenlagers ist es nach Anspruch 17 darüber hinaus noch, dass zwischen den beiden Wälzkörperreihen eine in den äußeren Lagerring einge- presste Winkelscheibe angeordnet ist, die das Fettdepot zwischen den Lager- ringen in zwei Kammern unterteilt. Die Anordnung einer solchen ebenfalls kostengünstig durch Tiefziehen herstellbaren Winkelscheibe hat dabei den Vorteil, dass damit ein fliehkraftbedingtes Abwandern von Schmierfett aus der radial tiefer angeordneten Kammer mit der teilkreiskleineren Wälzkörperreihe in die radial höher angeordnete Kammer mit der teilkreisgrößeren Wälzkörperreihe verhindert und somit auch eine ausreichende Schmierung der teilkreiskleineren Wälzkörperreihe eines solchen Tandem-Schrägkugelrollenlagers über dessen maximale Gebrauchsdauer sichergestellt wird.
Durch Anspruch 18 wird schließlich noch eine vierte Ausführungsform eines erfindungsgemäß ausgebildeten Torsionsschwingungsdämpfers vorgeschlagen, bei der die Kugelrollenlagereinheit ebenfall als einseitig wirkendes Tandem- Schrägkugelrollenlager ausgebildet ist, bei dem jedoch durch niveaugleiche Anordnung der Innenlaufbahnen der Wälzkörperreihen im Lagerflansch an der Primärmasse beide Wälzkörperreihen den gleichen Teilkreisdurchmesser und die gleiche Wälzkörperanzahl aufweisen. Ein besonderes Merkmal dieser Ausführungsform ist es dabei gemäß Anspruch 19, dass der äußere Lagerring des Tandem-Schrägkugelrollenlagers bevorzugt aus zwei gesonderten als Tiefzieh- teile aus einem der genannten Wälzlagerwerkstoffe ausgebildeten Teilringen besteht, die jeweils die Außenlaufbahnen für beide Wälzkörperreihen bilden. Beide Teilringe des äußeren Lagerrings weisen dabei im Wesentlichen radial niveaugleiche zylindrische Außenmantelflächen auf, so dass bei dieser Ausführungsform nach Anspruch 20 die Übertragung axialer Betriebskräfte von der Sekundärmasse auf das Tandem-Schrägkugelrollenlager wieder durch einen an den Lagerflansch der Sekundärmasse angeformten Ringbund erfolgen kann, der an der gegenüberliegenden Axialseite eines Teilrings des äußeren Lagerrings anliegt. Als Abdichtung des Fettdepots zwischen den Lagerringen hat sich bei dieser Ausführungsform einerseits eine Labyrinthdichtung, die zwi- sehen einem auf den einen Teilring des äußeren Lagerrings aufgepressten U- Profilring und einer Umlaufnut im Lagerflansch an der Primärmasse gebildet wird, und andererseits eine auf den anderen Teilring des äußeren Lagerrings aufgepresste L-profilförmige Dichtkappe mit zwei anvulkanisierten Dichtlippen als besonders vorteilhaft erwiesen, die jedoch auch hier durch andere geeigne- te Dichtungen ersetzt werden können.
Zusammenfassend weist der erfindungsgemäß ausgebildete Torsionsschwin- gungsdämpfer somit in allen beschriebenen Ausführungsformen gegenüber den aus dem Stand der Technik bekannten Torsionsschwingungsdämpfern den Vorteil auf, dass dessen Lagerung zwischen der Primärmasse und der Sekundärmasse durch den Einsatz einer weitestgehend spanlos herstellbaren zweireihigen Kugelrollenlagereinheit sowohl kostengünstig herstellbar als auch dazu geeignet ist, die wirkenden Axial- und Radialkräfte sicher aufzunehmen. Dabei weist die verwendete Kugelrollenlagereinheit ohne konstruktive Änderungen der Lagerumgebung und/oder der Lagerabmessungen durch die als Kugelrollen ausgebildeten Wälzkörper ein gegenüber bisher verwendeten Kugellagern vergrößertes Fettdepot auf, so dass sich die Wälzlagerung insgesamt durch einen geringeren Verschleiß und erhöhte Lebensdauer auszeichnet.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Bevorzugte Ausführungsformen des erfindungsgemäß ausgebildeten Torsions- Schwingungsdämpfers werden nachfolgend unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen näher erläutert. Dabei zeigen:
Figur 1 eine Teilansicht eines Querschnittes durch ein Zweimassenschwungrad mit erfindungsgemäß ausgebildeter Wälzlagerung zwischen der Primärmasse und der Sekundärmasse;
Figur 2 eine vergrößerte Darstellung des Querschnittes durch eine erste Ausführungsform der für die Wälzlagerung verwendeten zweireihigen Kugelrollenlagereinheit gemäß Einzelheit X in Figur 1 ;
Figur 3 eine vergrößerte Darstellung des Querschnittes durch eine zweite Ausführungsform der für die Wälzlagerung verwendeten zweireihigen Kugelrollenlagereinheit;
Figur 4 eine vergrößerte Darstellung des Querschnittes durch eine erste Variante einer dritten Ausführungsform der für die Wälzlagerung verwendeten zweireihigen Kugelrollenlagereinheit; Figur 5 eine vergrößerte Darstellung des Querschnittes durch eine zweite Variante der dritten Ausführungsform der für die Wälzlagerung verwendeten zweireihigen Kugelrollenlagereinheit;
Figur 6 eine vergrößerte Darstellung des Querschnittes durch eine vierte Ausführungsform der für die Wälzlagerung verwendeten zweireihigen Kugelrollenlagereinheit.
Ausführliche Beschreibung der Zeichnungen
Aus Figur 1 geht deutlich ein an sich bekanntes Zweimassenschwungrad 1 hervor, welches im Wesentlichen aus einer über Verbindungsschrauben 3 direkt mit der Antriebswelle 2 der Brennkraftmaschine verbundenen scheibenförmigen Primärmasse 4 und aus einer koaxial zu dieser Primärmasse 4 ange- ordneten scheibenförmigen Sekundärmasse 8 besteht, die ihrerseits über die Reibbeläge 6 einer Kupplung 5 mit der Eingangswelle 7 des Getriebes des Kraftfahrzeuges verbunden ist. Ferner ist aus Figur 1 ersichtlich, dass die Primärmasse 4 und die Sekundärmasse 8 durch mehrere zwischen diesen angeordnete und als halbkreisförmig gebogene Spiralfedern ausgebildete Dämp- fungsmittel 9 miteinander gekoppelt und entgegen der Wirkung dieser Dämpfungsmittel 9 über eine zwischen einem koaxialen Lagerflansch 10 an der Primärmasse 4 und einem koaxialen Lagerflansch 11 an der Sekundärmasse 8 angeordnete Wälzlagerung 12 relativ zueinander verdrehbar sind. Diese Anordnung bewirkt, dass beim Betrieb des Kraftfahrzeuges die Antriebskraft der Brennkraftmaschine zunächst über die drehende Antriebswelle 2 aktiv auf die Primärmasse 4 wirkt und dann über die Dämpfungsmittel 9 auf die die Eingangswelle 7 des Getriebes treibende Sekundärmasse 8 übertragen wird, wobei über die Dämpfungsmittel 9 die aus Unwuchten im Antriebsstrang resultierenden Ungleichmäßigkeiten gedämpft werden.
Als neues Merkmal dieses Zweimassenschwungrades 1 geht es darüber hinaus aus Figur 1 hervor, dass die Wälzlagerung 12 zwischen der Primärmasse 4 und der Sekundärmasse 8 erfindungsgemäß durch eine zweireihige Kugelrol- lenlagereinheit 13 gebildet wird, die sowohl der Aufnahme radialer Betriebskräfte als auch der Aufnahme axialer Betriebskräfte dient. Die in Figur 2 gezeigte vergrößerte Darstellung der Einzelheit X in Figur 1 macht dabei ebenso wie die Darstellungen der Figuren 3 bis 6 deutlich, dass die Wälzkörper 14 dieser Ku- gelrollenlagereinheit 13 als zwei Reihen 19, 20 nebeneinander angeordneter Kugelrollen ausgebildet sind, die jeweils zwei symmetrisch von einer Kugelgrundform abgeflachte sowie parallel zueinander angeordneten Seitenflächen 15, 16 aufweisen. Der Lagerflansch 10 an der Primärmasse 4 ist dabei zugleich als innerer Lagerring 21 der Kugelrollenlagereinheit 13 ausgebildet, in den die Innenlaufbahnen 17, 18 für beide Wälzkörperreihen 19, 20 eingeformt sind. Ein weiteres neues Merkmal des erfindungsgemäß ausgebildeten Torsionsschwin- gungsdampfers ist es darüber hinaus, dass der beidseitig axial abgedichtete Zwischenraum zwischen dem Lagerflansch 10 und einem separaten äußeren Lagerring 22 das Fettdepot 23 der Kugelrollenlagereinheit 13 bildet, welches um das jeweils von der Kugelgrundform reduzierte Volumen aller Wälzkörper 14 vergrößert ausgebildet ist. Lediglich andeutungsweise ist diesbezüglich den Figuren 2 bis 6 entnehmbar, dass die als Kugelrollen ausgebildeten und in gesonderten Kunststofffensterkäfigen 24, 25 geführten Wälzkörper 14 beider Wälzkörperreihen 19, 20 der Kugelrollenlagereinheit 13 bevorzugt jeweils eine Breite zwischen ihren Seitenflächen 15, 16 von etwa 60% bis 70% des Durchmessers ihrer Kugelgrundform aufweisen und durch ihre Form das Volumen des Fettdepots 23 zwischen den Lagerringen 21 , 22 um etwa 20% bis 30% gegenüber einem identisch dimensionierten Kugellager vergrößern.
Die in Figur 2 dargestellte erste Ausführungsform der verwendeten zweireihigen Kugelrollenlagereinheit 13 zeichnet sich vor allem dadurch aus, dass sie als zweireihiges vorgespanntes Schrägkugelrollenlager 26 mit in X-Anordnung gegeneinander angestellten Wälzkörperreihen 19, 20 ausgebildet ist, dessen äußerer Lagerring 22 als Tiefziehteil aus einem Wälzlagerwerkstoff mit einer ein- geformten Außenlaufbahn 27 für die äußere Wälzkörperreihe 19 ausgebildet ist. Die Außenlaufbahn 28 für die innere Wälzkörperreihe 20 ist dagegen als separates Ringbauteil ausgebildet, das mittels Schiebesitz in den äußeren Lagerring 22 eingefügt ist. Deutlich sichtbar weist dieser äußere Lagerring 22 dar- über hinaus an seiner zur Primärmasse 4 weisenden Axialseite einen im Profilquerschnitt U-förmigen und gegenüber der Außenmantelfläche des Lagerrings 22 erhabenen Stützbord 29 auf, über den axiale Betriebskräfte vom Lagerflansch 11 der Sekundärmasse 8 auf das Schrägkugelrollenlager 26 übertrag- bar sind. Die Abdichtung des Fettdepots 23 zwischen den Lagerringen 21 , 22 erfolgt bei dieser Ausführungsform einerseits durch einen in das Innenprofil des Stützbordes 29 am äußeren Lagerring 22 eingepressten Doppellippendichtring 30 und andererseits durch eine auf den äußeren Lagerring 22 aufgepresste L- profilförmige Ringkappe 31 mit zwei anvulkanisierten Dichtlippen 32. Zur Ein- Stellung der Vorspannung des Schrägkugelrollenlagers 26 sind außerdem zwischen der Rückseite der separaten Außenlaufbahn 28 und dem Doppellippendichtring 30 als Tellerfedem ausgebildete, in der Zeichnung nur andeutungsweise erkennbare Vorspannfedern 33 eingelegt, deren Vorspannung beim abschließenden Umbördeln des Stützbordes 29 fixiert wird.
Bei der in Figur 3 abgebildeten zweiten Ausführungsform ist dagegen vorgesehen, dass die verwendete zweireihige Kugelrollenlagereinheit 13 durch ein kombiniertes Radial-Axial-Kugelrollenlager 34 mit einer schräg angestellten Wälzkörperreihe 20 und einer senkrecht angestellten Wälzkörperreihe 19 gebildet wird, dessen äußerer Lagerring 22 als Tiefziehteil aus einem Wälzlagerwerkstoff mit eingeformten Außenlaufbahnen 27, 28 für beide Wälzkörperreihen 19, 20 ausgebildet ist. Auch bei dieser Ausführungsform weist der äußere Lagerring 22 des Radial-Axial-Kugelrollenlagers 34 deutlich sichtbar an seiner zur Primärmasse 4 weisenden Axialseite einen hier im Profilquerschnitt jedoch L-förmigen und ge- genüber der Außenmantelfläche des Lagerrings 22 erhabenen Stützbord 35 auf, über den die Betriebskräfte vom Lagerflansch 11 der Sekundärmasse 8 auf das Radial-Axial-Kugelrollenlager 34 übertragbar sind. Die axialen Betriebskräfte werden dabei vor allem durch die schräg angestellte Wälzkörperreihe 20 und deren Laufbahnen 18, 28 im Lagerflansch 10 an der Primärmasse 4 und im äu- ßeren Lagerring 22 aufgenommen, während die senkrecht angestellte Wälzkörperreihe 19 vor allem der Übertragung radialer Betriebskräfte sowie zur Laufstabilisierung der Sekundärmasse 8 dient. Zur Abdichtung des Fettdepots 23 zwischen den Lagerringen 21 , 22 weist diese Ausführungsform auf einer Seite eine in das Innenprofil des Stützbordes 35 am äußeren Lagerring 22 eingepresste armierte Doppellippendichtung 36 auf, während die andere Seite durch eine auf den äußeren Lagerring 22 aufgepresste L-profilförmige Dichtkappe 37 mit einer anvulkanisierten Dichtlippe 38 abgedichtet wird.
Die Figuren 4 und 5 zeigen desweiteren zwei Varianten einer dritten Ausführungsform der verwendeten zweireihigen Kugelrollenlagereinheit 13, die sich von den vorgenannten Ausführungsformen dadurch unterscheidet, dass sie jeweils als einseitig wirkendes Tandem-Schrägkugelrollenlager 39 ausgebildet ist, bei dem durch stufenförmige Anordnung der Innenlaufbahnen 17, 18 der Wälzkörperreihen 19, 20 im Lagerflansch 10 an der Primärmasse 4 die eine Wälzkörperreihe 19 einen größeren Teilkreisdurchmesser und eine größere Wälzkörperanzahl als die andere Wälzkörperreihe 20 aufweist.
Bei der in Figur 4 dargestellten Variante ist der äußere Lagerring 22 des Tandem-Schrägkugelrollenlagers 39 dabei als Fließpressteil aus einem Wälzlagerwerkstoff ausgebildet, in dessen Innenmantelfläche die Außenlaufbahnen 27, 28 für beide Wälzkörperreihen 19, 20 stufenförmig eingeformt sind und der im Wesentlichen eine zylindrische Außenmantelfläche aufweist. Die Übertragung axialer Betriebskräfte von der Sekundärmasse 8 auf das Tandem-Schrägkugelrollenlager 39 erfolgt deshalb über einen an den Lagerflansch 11 der Sekundärmasse 8 angeformten Ringbund 40, der, wie in der Zeichnung deutlich zu sehen ist, an der gegenüberliegenden Axialseite des äußeren Lagerrings 22 anliegt. Die Abdichtung des Fettdepots 23 zwischen den Lagerringen 21 , 22 erfolgt hier einerseits durch einen in den äußeren Lagerring 22 eingepressten Doppellippendichtring 41 , während andererseits eine auf den äußeren Lagerring 22 aufgepresste L-profilförmige Dichtkappe 42 mit einer anvulkanisierten Dichtlippe 43 verwendet wird.
Im Unterschied dazu ist der äußere Lagerring 22 des Tandem-Schrägkugelrollenlagers 39 bei der in Figur 5 gezeigten Variante dagegen als Tiefziehteil aus einem Wälzlagerwerkstoff ausgebildet, das ebenfalls stufenförmig eingeformte Außenlaufbahnen 27, 28 für beide Wälzkörperreihen 19, 20 aber eine entspre- chend stufenförmige Außenmantelfläche aufweist. Zur Übertragung axialer Betriebskräfte von der Sekundärmasse 8 auf das Tandem-Schrägkugelrollenlager 39 weist der Lagerflansch 11 der Sekundärmasse 8 deshalb ein an die stufenförmige Ausbildung des äußeren Lagerrings 22 angepasstes Querschnittsprofil auf, das an den Außenkonturen des äußeren Lagerrings 22 anliegt. Die Abdichtung des Fettdepots 23 zwischen den Lagerringen 21 , 22 erfolgt bei dieser Variante einerseits durch eine Spaltdichtung 45, die zwischen einem in den äußeren Lagerring 22 eingepressten U-Profilring 44 und dem Lagerflansch 10 an der Primärmasse 4 gebildet wird, und andererseits durch eine auf den äußeren Lagerring 22 aufgepresste L-profilförmige Dichtkappe 46, an deren freiem Schenkel eine auf dem Lagerflansch 10 der Primärmasse 4 schleifende Dichtlippe 47 an vulkanisiert ist.
Ein gemeinsames Merkmal der beiden vorgenannten Varianten des Tandem- Schrägkugelrollenlagers 39 ist es darüber hinaus noch, dass zwischen den Wälzkörperreihen 19, 20 eine zusätzliche Winkelscheibe 50 in den äußeren Lagerring 22 eingepresst ist, die das Fettdepot 23 deutlich sichtbar in zwei Kammern 48, 49 unterteilt. Durch eine solche ebenfalls kostengünstig durch Tiefziehen herstellbare Winkelscheibe 50 wird vermieden, dass aufgrund der wirkenden Fliehkräfte Schmierfett aus der radial tiefer angeordneten Kammer 48 mit der teilkreiskleineren Wälzkörperreihe 19 in die radial höher angeordnete Kammer 49 mit der teilkreisgrößeren Wälzkörperreihe abwandert und somit gegebenenfalls eine einseitige Mangelschmierung verursacht.
Schließlich ist in Figur 6 noch eine vierte Ausführungsform abgebildet, bei der die verwendete Kugelrollenlagereinheit 13 ebenfalls als einseitig wirkendes Tandem-Schrägkugelrollenlager 51 ausgebildet ist, bei dem aber durch niveaugleiche Anordnung der Innenlaufbahnen 17, 18 der Wälzkörperreihen 19, 20 im Lagerflansch 10 an der Primärmasse 4 beide Wälzkörperreihen 19, 20 den gleichen Teilkreisdurchmesser und die gleiche Wälzkörperanzahl aufweisen. Ein besonderes Merkmal dieser Ausführungsform ist es, der äußere Lagerring des Tandem-Schrägkugelrollenlagers 51 bevorzugt aus zwei gesonderten Teilringen 52, 53 besteht, die als Tiefziehteile aus einem Wälzlagerwerkstoff mit im Wesentlichen zylindrischer Außenmantelfläche ausgebildet sind und jeweils die Außenlaufbahnen 27, 28 für beide Wälzkörperreihen 19, 20 bilden. Ähnlich wie bei der ersten Variante der beschriebenen dritten Ausführungsform erfolgt auch hier die Übertragung axialer Betriebskräfte von der Sekundärmasse 8 auf das Tandem-Schrägkugelrollenlager 51 durch einen an den Lagerflansch 11 der Sekundärmasse 8 angeformten Ringbund 54, der an der gegenüberliegenden Axialseite des Teilrings 52 des äußeren Lagerrings 22 anliegt. Zur Abdichtung des Fettdepots 23 zwischen den Lagerringen 21 , 52, 53 ist bei dieser Ausführungsform jedoch einerseits eine Labyrinthdichtung 56 vorgesehen, die zwi- sehen einem auf den Teilring 52 des äußeren Lagerrings 22 aufgepressten U- Profilring 55 und einer nicht näher bezeichneten einer Umlaufnut im Lagerflansch 10 an der Primärmasse 4 gebildet wird, während andererseits wiederum eine auf den Teilring 53 des äußeren Lagerrings 22 aufgepresste L- profilförmige Dichtkappe 57 verwendet wird, an die zwei am Lagerflansch 10 der Primärmasse 4 schleifende Dichtlippen 58 anvulkanisiert sind.
Bezugszahlenliste
Zweimassenschwungrad 30 Doppellippendichtring
Antriebswelle 31 Ringkappe
Verbindungsschrauben 32 Dichtlippen
Primärmasse 33 Vorspannfeder
Kupplung 34 Radial-Axial-Kugelrollenlager
Reibbeläge 35 Stützbord
Eingangswelle 36 Doppellippendichtung
Sekundärmasse 37 Dichtkappe
Dämpfungsmittel 38 Dichtlippe
Lagerflansch 39 Tandem-Schrägkugelrollenlager
Lagerflansch 40 Ringbund
Wälzlagerung 41 Doppellippendichtring
Kugelrollenlagereinheit 42 Dichtkappe
Wälzkörper 43 Dichtlippe
Seitenflächen 44 U-Profilring
Seitenflächen 45 Spaltdichtung
Innenlaufbahn 46 Dichtkappe
Innenlaufbahn 47 Dichtlippe
Wälzkörperreihe 48 Kammer
Wälzkörperreihe 49 Kammer innerer Lagerring 50 Winkelscheibe äußerer Lagerring 51 Tandem-Schrägkugelrollenlager
Fettdepot 52 Teilring
Kunststofffensterkäfig 53 Teilring
Kunststofffensterkäfig 54 Ringbund
Schrägkugelrollenlager 55 U-Profilring
Außenlaufbahn 56 Labyrinthdichtung
Außenlaufbahn 57 Dichtkappe
Stützbord 58 Dichtlippe

Claims

Schaeffler KG Industriestr. 1 - 3, 91074 HerzogenaurachPatentansprüche
1. Torsionsschwingungsdämpfer, insbesondere Zweimassenschwungrad zwi- sehen der Brennkraftmaschine und dem Getriebe eines Kraftfahrzeuges, im Wesentlichen bestehend aus einer direkt mit der Antriebswelle (2) der Brennkraftmaschine verbundenen scheibenförmigen Primärmasse (4) und aus einer koaxial zu dieser Primärmasse (4) angeordneten sowie über eine Kupplung (5) mit der Eingangswelle (7) des Getriebes verbundenen schei- benförmigen Sekundärmasse (8), wobei die Primärmasse (4) und die Sekundärmasse (8) durch mehrere zwischen diesen angeordnete Dämpfungsmittel (9) miteinander gekoppelt und entgegen der Wirkung dieser Dämpfungsmittel (9) über eine zwischen einem koaxialen Lagerflansch (10) an der Primärmasse (4) und einem koaxialen Lagerflansch (11) an der Sekundär- masse (8) angeordnete Wälzlagerung (12) relativ zueinander verdrehbar sind, dadurch gekennzeichnet, dass die Wälzlagerung (12) zwischen der Primärmasse (4) und der Sekundärmasse (8) durch eine sowohl der Aufnahme radialer Betriebskräfte als auch der Aufnahme axialer Betriebskräfte dienende zweireihige Kugelrollenlagereinheit (13) gebildet wird, deren Wälz- körper (14) als Kugelrollen mit jeweils zwei symmetrisch von einer Kugelgrundform abgeflachten sowie parallel zueinander angeordneten Seitenflächen (15, 16) ausgebildet sind, wobei der Lagerflansch (10) an der Primärmasse (4) zugleich als mit eingeformten Innenlaufbahnen (17, 18) für beide Wälzkörperreihen (19, 20) versehener innerer Lagerring (21) der Kugelrollen- lagereinheit (13) ausgebildet ist und der beidseitig axial abgedichtete Zwischenraum zwischen dem Lagerflansch (10) und einem separaten äußeren Lagerring (22) als um das jeweils von der Kugelgrundform reduzierte VoIu- men aller Wälzkörper (14) vergrößertes Fettdepot (23) ausgebildet ist.
2. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die als Kugelrollen ausgebildeten und bevorzugt in gesonderten Kunst- Stofffensterkäfigen (24, 25) geführten Wälzkörper (14) beider Wälzkörperreihen (19, 20) der Kugelrollenlagereinheit (13) bevorzugt jeweils eine Breite zwischen ihren Seitenflächen (15, 16) von etwa 60% bis 70% des Durchmessers ihrer Kugelgrundform aufweisen und durch ihre Form das Volumen des Fettdepots (23) zwischen den Lagerringen (21, 22) um etwa 20% bis 30% gegenüber einem identisch dimensionierten Kugellager vergrößern.
3. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Kugelrollenlagereinheit (13) bevorzugt als zweireihiges vorgespanntes Schrägkugelrollenlager (26) mit in X-Anordnung gegeneinander angestell- ten Wälzkörperreihen (19, 20) ausgebildet ist, dessen äußerer Lagerring (22) als Tiefziehteil aus einem Wälzlagerwerkstoff mit zumindest einer eingeformten Außenlaufbahn (27) für eine Wälzkörperreihe (19) ausgebildet ist.
4. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der äußere Lagerring (22) des Schrägkugelrollenlagers (26) an seiner zur Primärmasse (4) weisenden Axialseite einen im Profilquerschnitt U- förmigen und gegenüber der Außenmantelfläche des Lagerrings (22) erhabenen Stützbord (29) aufweist, über den axiale Betriebskräfte vom Lagerflansch (11) der Sekundärmasse (8) auf das Schrägkugelrollenlager (26) übertragbar sind.
5. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Abdichtung des Fettdepots (23) zwischen den Lagerringen (21 , 22) einerseits durch einen in das Innenprofil des Stützbordes (29) am äu- ßeren Lagerring (22) eingepressten Doppellippendichtring (30) und andererseits durch eine auf den äußeren Lagerring (22) aufgepresste L-profilför- mige Ringkappe (31) mit zwei anvulkanisierten Dichtlippen (32) erfolgt.
6. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Außenlaufbahn (28) für die zweite Wälzkörperreihe (20) bevorzugt als separates, in den äußeren Lagerring (22) eingepresstes Ringbauteil ausgebildet ist und zur Einstellung der Vorspannung des Schrägkugelrollenla- gers (26) zwischen der separaten Außenlaufbahn (28) und dem Doppellip- pendichtring (30) Abstimmscheiben oder Vorspannfedern (33) eingelegt sind.
7. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Kugelrollenlagereinheit (13) bevorzugt als kombiniertes Radial-Axial- Kugelrollenlager (34) mit einer schräg angestellten Wälzkörperreihe (20) und einer senkrecht angestellten Wälzkörperreihe (19) ausgebildet ist, dessen äußerer Lagerring (22) als Tiefziehteil aus einem Wälzlagerwerkstoff mit eingeformten Außenlaufbahnen (27, 28) für beide Wälzkörperreihen (19, 20) ausgebildet ist.
8. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der äußere Lagerring (22) des Radial-Axial-Kugelrollenlagers (34) an seiner zur Primärmasse (4) weisenden Axialseite einen im Profilquerschnitt L-förmigen und gegenüber der Außenmantelfläche des Lagerrings (22) erha- benen Stützbord (35) aufweist, über den axiale Betriebskräfte vom Lagerflansch (11) der Sekundärmasse (8) auf das Radial-Axial-Kugelrollenlager (34) übertragbar sind.
9. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Abdichtung des Fettdepots (23) zwischen den Lagerringen (21 , 22) einerseits durch eine in das Innenprofil des Stützbordes (35) am äußeren Lagerring (22) eingepresste armierte Doppellippendichtung (36) und andererseits durch eine auf den äußeren Lagerring (22) aufgepresste L-profil- förmige Dichtkappe (37) mit einer anvulkanisierten Dichtlippe (38) erfolgt.
10. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Kugelrollenlagereinheit (13) bevorzugt als einseitig wirkendes Tandem-Schrägkugelrollenlager (39) ausgebildet ist, bei dem durch stufenförmi- ge Anordnung der Innenlaufbahnen (17, 18) der Wälzkörperreihen (19, 20) im Lagerflansch (10) an der Primärmasse (4) die eine Wälzkörperreihe (19) einen größeren Teilkreisdurchmesser und eine größere Wälzkörperanzahl als die andere Wälzkörperreihe (20) aufweist.
H .Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass der äußere Lagerring (22) des Tandem-Schrägkugelrollenlagers (39) bevorzugt als Fließpressteil aus einem Wälzlagerwerkstoff mit stufenförmig eingeformten Außenlaufbahnen (27, 28) für beide Wälzkörperreihen (19, 20) und im Wesentlichen zylindrischer Außenmantelfläche ausgebildet ist.
12.Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 11 , dadurch gekennzeichnet, dass zur Übertragung axialer Betriebskräfte von der Sekundärmasse (8) auf das Tandem-Schrägkugelrollenlager (39) an den Lagerflansch (11) der Sekundärmasse (8) ein an einer Axialseite des äußeren Lagerrings (22) anliegender Ringbund (40) angeformt ist.
13.Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Abdichtung des Fettdepots (23) zwischen den Lagerringen (21 , 22) einerseits durch einen in den äußeren Lagerring (22) eingepressten Doppellippendichtring (41) und andererseits durch eine auf den äußeren Lagerring (22) aufgepresste L-profilförmige Dichtkappe (42) mit einer anvulkanisierten Dichtlippe (43) erfolgt.
14.Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass der äußere Lagerring (22) des Tandem-Schrägkugelrollenlagers (39) bevorzugt als Tiefziehteil aus einem Wälzlagerwerkstoff mit stufenförmig eingeformten Außenlaufbahnen (27, 28) für beide Wälzkörperreihen (19, 20) und entsprechend stufenförmiger Außenmantelfläche ausgebildet ist.
15.Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass zur Übertragung axialer Betriebskräfte von der Sekundärmasse (8) auf das Tandem-Schrägkugelrollenlager (39) der Lagerflansch (11) der Se- kundärmasse (8) ein an die stufenförmige Ausbildung des äußeren Lagerrings (22) angepasstes Querschnittsprofil aufweist.
16.Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass die Abdichtung des Fettdepots (23) zwischen den Lagerringen (21, 22) einerseits durch eine zwischen einem in den äußeren Lagerring (22) eingepressten U-Profilring (44) und dem Lagerflansch (10) an der Primärmasse (4) gebildete Spaltdichtung (45) und andererseits durch eine auf den äußeren Lagerring (22) aufgepresste L-profilförmige Dichtkappe (46) mit einer anvulkanisierten Dichtlippe (47) erfolgt.
17,Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 13 und 16, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen den Wälzkörperreihen (19, 20) eine in den äußeren Lagerring (22) eingepresste und das Fettdepot (23) in zwei Kammern (48, 49) unterteilende Winkelscheibe (50) angeordnet ist, mit der ein fliehkraftbedingtes Abwandern von Schmierfett aus der radial tiefer angeordneten Kammer (48) in die radial höher angeordnete Kammer (49) vermeidbar ist.
18.Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Kugelrollenlagereinheit (13) bevorzugt als einseitig wirkendes Tandem-Schrägkugelrollenlager (51) ausgebildet ist, bei dem durch niveaugleiche Anordnung der Innenlaufbahnen (17, 18) der Wälzkörperreihen (19, 20) im Lagerflansch (10) an der Primärmasse (4) beide Wälzkörperreihen (19, 20) den gleichen Teilkreisdurchmesser und die gleiche Wälzkörperanzahl aufweisen.
19.Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, dass der äußere Lagerring (22) des Tandem-Schrägkugelrollenlagers (51) bevorzugt aus zwei gesonderten als Tiefziehteile aus einem Wälzlager- Werkstoff ausgebildeten Teilringen (52, 53) besteht, die jeweils die Außenlaufbahnen (27, 28) für beide Wälzkörperreihen (19, 20) bilden und im Wesentlichen zylindrische Außenmantelflächen aufweisen.
20.Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, dass zur Übertragung axialer Betriebskräfte von der Sekundärmasse (8) auf das Tandem-Schrägkugelrollenlager (51) an den Lagerflansch (11) der
Sekundärmasse (8) ein an einer Axialseite eines Teilrings (52) des äußeren Lagerrings (22) anliegender Ringbund (54) angeformt ist.
21.Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, dass die Abdichtung des Fettdepots (23) zwischen den Lagerringen (21 , 22) einerseits durch eine zwischen einem auf den Teilring (52) aufgepress- ten U-Profilring (55) und dem Lagerflansch (10) an der Primärmasse (4) gebildete Labyrinthdichtung (56) und andererseits durch eine auf den Teilring (53) aufgepresste L-profilförmige Dichtkappe (57) mit zwei anvulkanisierten Dichtlippen (58) erfolgt.
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