DE19846445A1 - Torsionsschwingungsdämpfer an einer Überbrückungskupplung mit Planetengetriebe - Google Patents

Abstract

Ein Torsionsschwingungsdämpfer für eine Überbrückungskupplung einer hydrodynamischen Kupplungseinrichtung ist mit einem antriebsseitigen Dämpferelement (81), das mit einer Turbinenschale (29) in Wirkverbindung steht, und einem abtriebsseitigen Dämpferelement (88), das mit dem antriebsseitigen Dämpferelement (81) über eine Dämpfungseinrichtung (100) mit wenigstens einem in Umfangsrichtung wirksamen Energiespeicher (102) verbunden ist und mit einer Turbinennabe (36) in drehfester Wirkverbindung steht, ausgebildet. Das antriebsseitige Dämpferelement (81) ist als Planetenträger (95) für wenigstens ein Getriebeelement (83) eines Planetengetriebes (89) ausgebildet, während das abtriebsseitige Dämpferelement (88) als weiteres Getriebeelement (90) des Planetengetriebes (89) wirksam ist.

Description

Die Erfindung bezieht sich auf einen Torsionsschwingungsdämpfer an einer Überbrückungskupplung einer hydrodynamischen Kupplungseinrichtung gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 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.

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.

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.

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.

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.

Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch den im Anpruch 1 definierten Torsionsschwingungsdämpfer gelöst.

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:

Die in der vorgenannten Formel enthaltenen Kurzzeichen sind hierbei wie folgt definiert:

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).

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:

mit c' als Federkonstante des Energiespeichers.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

Hier kann beispielsweise vorgesehen sein, daß die Feder-Axialabstützanord­ nung die Turbinenschale oder/und einen Axial-Abstützring oder dergleichen umfaßt.

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.

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.

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.

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.

Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Zeichnungen anhand bevorzugter Ausgestaltungsformen beschrieben. Es zeigt:

Fig. 1 die obere Hälfte eines Längsschnittes durch eine Über­ brückungskupplung mit einem Torsionsschwingungsdämpfer an einem hydrodynamischen Drehmomentwandler;

Fig. 2 ein Diagramm zur Darstellung des Amplitudenfrequenzganges am Differential des Drehmomentwandlers bei einer ohne Torsionsschwingungsdämpfer ausgebildeten Überbrückungs­ kupplung in logarithmischer Darstellung;

Fig. 3 ein der Fig. 2 entsprechendes Diagramm, jedoch unter Verwendung eines erfindungsgemäßen Torsionsschwingungs­ dämpfers an der Überbrückungskupplung, ebenfalls in logarithmischer Darstellung;

Fig. 4 einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs;

Fig. 5 eine der Fig. 1 entsprechende Ansicht einer alternativen Ausgestaltungsform;

Fig. 6 eine Vergrößerung des in Fig. 5 eingekreisten Bereichs;

Fig. 7 eine schematische Axialansicht im Bereich einer Dämpferfeder­ anordnung, welche die mehreren Dämpferfedern sowie zwischen diesen liegende Gleitschuhe darstellt.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

Die sich aus dem konstruktiven Aufbau des Torsionsschwingungsdämpfers 104 mit dem Planetengetriebe 89 ergebende Wirkungsweise ist anhand der Fig. 2 bis 4 ausführlich beschrieben.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

Durch den Sicherungsring 200a wird das Ausweichen der Federn 102a in der der Turbinenschale 29a entgegengesetzten axialen Richtung verhindert.

Zusammenfassend kann gesagt werden, daß die vorangehend beschriebe­ nen Ausgestaltungsformen eines Torsionsschwingungsdämpfers bei einem hydrodynamischen Drehmomentwandler die folgenden wesentlichen und voneinander unabhängigen Aspekte aufweisen:

• 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.
• 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.
• 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.
• d) Die Axialsicherung für die Federn der Dämpfungseinrichtung kann ebenfalls zum Teil durch die Turbinenschale und zum Teil durch separate Sicherungselemente vorgesehen sein.
• 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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

7. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 5 oder 6, ferner umfassend eine Feder-Axialabstützanordnung (29a, 200a) für die wenigstens eine Dämpferfederanordnung (190a).

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.

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.

10. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 9, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Überbrückungskupplung (65a) eine Lamellenkupp­ lungsanordnung (65a) umfaßt.

11. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Überbrückungskupplung (65a) in einem Bereich radial innerhalb der Dämpfungseinrichtung (100a) angeordnet ist.

12. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 5 bis 11, ferner umfassend eine Turbinen-Axialabstützanordnung (88a, 81a, 29a).

13. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 12, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Turbinen-Axialabstützanordnung (88a, 81a, 29a) das abtriebsseitige Dämpferelement (88a) umfaßt.

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.