DE3918167C2 - Torsionsschwingungsdämpfer - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft einen im Kraftübertragungsweg eines Kraftfahrzeuges vorzusehenden Torsionsschwingungsdämpfer mit einem Kraftspeicher geringerer Steifigkeit aufweisenden Vordämpfer und einem Kraftspeicher höherer Steifigkeit aufweisenden Hauptdämpfer, insbesondere für Kraftfahr­ zeugkupplungsscheiben, wobei die Kraftspeicher zwischen den jeweiligen Eingangs- und Ausgangsteilen des Vor- und Hauptdämpfers wirksam sind, und das Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers ein Nabenteil ist, auf dem einerseits drehfest das Ausgangsteil des Vordämpfers sowie ande­ rerseits ein das Ausgangsteil des Hauptdämpfers bildender Flanschteil mit Innenprofil aufgenommen ist, wobei dieses Innenprofil mit Verdrehspiel in ein Außenprofil des Nabenteils eingreift und wobei weiterhin das Ein­ gangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers durch zwei axial beabstandete und zwischen sich das Flanschteil des Hauptdämpfers aufnehmende Sei­ tenscheiben gebildet ist. Bei einem derart ausgebildeten Torsionsschwin­ gungsdämpfer kann der Vordämpfer auf einer Seite des Flanschteil des Hauptdämpfers angeordnet sein, wobei er dann außerdem noch zwischen dem Flanschteil des Hauptdämpfers und einer der Seitenscheiben axial aufgenommen sein kann, wie dies z. B. bei den Torsionsschwingungsdämp­ fern von Kupplungsscheiben gemäß der DE 36 16 301A1 der Fall ist.

Der vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, einen Torsions­ schwingungsdämpfer der eingangs genannten Art zu schaffen, der eine einwandfreie Funktion, erhöhte Lebensdauer sowie einen einfachen und kompakten Aufbau aufweist trotz Vorhandenseins zweier Dämpfereinheiten. Weiterhin soll eine leichte Montage sowie eine kostengünstige Herstellung gewährleistet werden.

Gemäß einer Ausführung der Erfindung wird dies bei einem Torsions­ schwingungsdämpfer der eingangs genannten Art dadurch erzielt, daß der Vordämpfer axial auf einer Seite des Flanschteiles des Hauptdämpfers an­ geordnet ist und axial auf der anderen Seite dieses Flanschteiles zwischen diesem und einer der Seitenscheiben zwei unter axialer Verspannung ge­ haltene Tellerfedern vorgesehen sind, die eine formschlüssige Drehsiche­ rung mit der ihnen benachbarten Seitenscheibe besitzen, wobei eine der zwei Tellerfedern das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers und das Nabenteil einerseits axial zueinander verspannt und die andere Teller­ feder das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers, das Aus­ gangsteil des Vordämpfers und das Flanschteil andererseits.

Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung eines Torsionsschwingungs­ dämpfers wird eine besonders günstige Montage ermöglicht, da beim Zu­ sammenbau zunächst beide Tellerfedern auf die entsprechende Seiten­ scheibe aufgelegt werden können, wobei durch die formschlüssige Drehsi­ cherung gleichzeitig eine radiale Positionierung der Tellerfedern gegenüber der Seitenscheibe ermöglicht wird, so daß ein nachträgliches radiales Ver­ rutschen der Tellerfedern vermieden werden kann.

Eine weitere Ausführungsform der Erfindung bezieht sich auf einen im Kraftübertragungsweg eines Kraftfahrzeuges vorzusehenden Torsions­ schwingungsdämpfer mit einem Kraftspeicher geringerer Steifigkeit aufwei­ senden Vordämpfer und einem Kraftspeicher höherer Steifigkeit aufweisen­ den Hauptdämpfer, insbesondere für Kraftfahrzeugkupplungsscheiben, wobei die Kraftspeicher zwischen den jeweiligen Eingangs- und Aus­ gangsteilen des Vor- und Hauptdämpfers wirksam sind und das Aus­ gangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers ein Nabenteil ist, auf dem ei­ nerseits drehfest das Ausgangsteil des Vordämpfers sowie andererseits ein das Ausgangsteil des Hauptdämpfers bildender Flanschteil mit Innenprofil aufgenommen ist, wobei dieses Innenprofil mit Verdrehspiel in ein Außenprofil des Nabenteils eingreift und wobei weiterhin das Ein­ gangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers durch zwei axial beabstandete und zwischen sich das Flanschteil des Hauptdämpfers aufnehmende Sei­ tenscheiben gebildet ist, der Vordämpfer axial auf einer Seite des Flansch­ teils des Hauptdämpfers angeordnet ist und axial auf der anderen Seite des Flanschteiles und einer der Seitenscheiben zwei unter axialer Verspannung gehaltene Tellerfedern vorgesehen sind, die eine formschlüssige Drehsi­ cherung mit der Seitenscheibe besitzen und sich zumindest teilweise radial überdecken.

Dies ermöglicht einen besonders gedrängten Aufbau des Torsionsschwin­ gungsdämpfers trotz einer Verdrehsicherung beider Tellerfedern in der Sei­ tenscheibe. Weiterhin wird durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung eine besonders günstige Montage ermöglicht, da zunächst beide Tellerfedern auf die entsprechende Seitenscheibe aufgelegt werden können und die form­ schlüssige Drehsicherung gleichzeitig die Tellerfedern gegenüber der Sei­ tenscheibe radial positioniert, wodurch ein nachträgliches radiales Verrut­ schen der Tellerfedern beim Zusammenbau vermieden werden kann.

Eine besonders einfache Verdrehsicherung kann dadurch gewährleistet werden, daß beide Tellerfedern radial nach außen gerichtete Arme aufweisen, welche in Ausschnitte der entsprechenden Seitenscheibe eingreifen. Für die Herstellung und die Festigkeit dieser Seitenscheibe kann es von Vorteil sein, wenn für die Arme beider Tellerfedern die gleichen Ausschnitte verwendet werden. Diese Ausschnitte können, in Umfangsrichtung betrachtet, zwischen den in der Seitenscheibe vorgesehenen Ausnehmungen zur Aufnahme der Kraftspeicher, wie Schraubenfedern des Hauptdämpfers eingebracht sein. Für die Funktion und den Aufbau des Torsionsschwingungsdämpfers kann es weiterhin zweckmäßig sein, wenn die Tellerfedern einen ringförmigen Grundkörper aufweisen, der neben den radial nach außen verlaufenden Armen zur drehfesten Verbindung mit der Seitenscheibe weitere, ebenfalls in radialer Richtung nach außen verlaufende Arme besitzt zur federnden Abstützung an dieser Seitenscheibe. Für manche Einsatzfälle kann es auch von Vorteil sein, wenn wenigstens eine der Tellerfedern die Arme am inneren Bereich ihres ringförmigen Grundkörpers angeformt hat und diese sich radial nach innen erstrecken oder aber die Arme zur drehfesten Verbindung am äußeren Bereich des ringförmigen Grundkörpers einer Tellerfeder angeformt sind und die Abstützarme am radial inneren Bereich dieses Grundkörpers oder umgekehrt. Weiterhin kann es von Vorteil sein, wenn die Abstützarme und/oder die Arme zur drehfesten Verbindung wenigstens einer der Tellerfedern einen größeren Aufstellwinkel bzw. eine größere Konizität besitzen bzw. definieren als der ringförmige Grundkörper der entspre­ chenden Tellerfeder. Weiterhin kann es von Vorteil sein, wenn die Arme zur drehfesten Verbindung wenigstens einer der Tellerfedern an ihrem freien Endbereich einen Abschnitt aufweisen, der einen größeren oder kleineren Aufstellwinkel besitzt als die übrigen Bereiche dieser Arme, wobei diese übrigen Bereiche ihrerseits wiederum einen größeren Aufstell­ winkel besitzen können als der ringförmige Grundkörper.

Ein besonders einfacher Aufbau des Torsionsschwingungsdäm­ pfers kann dadurch erzielt werden, daß die Tellerfeder, welche das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers, das Ausgangsteil des Vordämpfers und das Flanschteil zueinander verspannt, zur Erzeugung einer Reibungsdämpfung unmittelbar am Flanschteil unter der Wirkung ihrer federnden Anpreßkraft anliegt, wodurch sich eine Stahl/Stahlreibung ergeben kann. Für manche Einsatzfälle kann es jedoch auf von Vorteil sein, wenn axial zwischen dem Flanschteil und der anderen Teller­ feder, welche die Reibungshysterese für den Hauptdämpfer erzeugt, eine Zwischenlage, z. B. in Form eines Ringes aus Reib- bzw. Gleitmaterial vorgesehen ist, an der sich die andere Tellerfeder unmittelbar abstützt. Dieser Zwischenring kann gegenüber dieser anderen Tellerfeder radial festgelegt werden, z. B. indem am Zwischenring axiale Vorsprünge vorgesehen werden, die mit entsprechenden Gegenkonturen der anderen Tellerfeder zusammenwirken. Hierfür kann der Zwischenring radial innen oder radial außen wenigstens einen radialen Vorsprung aufweisen, über den er am radial inneren oder radial äußeren Rand des ringförmigen Grundkörpers der anderen Tellerfeder radial festgelegt ist. Durch die Anordnung einer Zwischenlage aus Reib- oder Gleitwerkstoff zwischen der anderen Tellerfeder und dem Flanschteil kann insbesondere der im Kontaktbereich zwischen den Abstützzungen dieser Tellerfeder und dem diese abstützenden Bauteil auftretende Verschleiß erheblich verringert werden.

Weiterhin kann es von Vorteil sein, wenn die Tellerfeder, welche das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers und das Nabenteil axial zueinander verspannt, sich zumindest annähernd im Bereich des Außenprofils des Nabenteiles an letzterem axial abstützt. Dabei kann zur Erzielung der gewünschten Reibung für den Verdrehwinkelbereich des Vordämpfers axial zwischen dem Außenprofil und der entspre­ chenden Tellerfeder ein Ring aus Reib- bzw. Gleitmaterial vorgesehen werden, wobei diese Tellerfeder sich dann unmittelbar an diesem Ring abstützen kann.

Für die Funktion und die Lebensdauer des Torsionsschwin­ gungsdämpfers kann es von Vorteil sein, wenn wenigstens eine der Tellerfedern sich an der ihr benachbarten Seitenscheibe unter Zwischenlegung eines Verschleißschutzes, wie eines Kunststoffringes abstützt. Insbesondere ist es zweckmäßig, wenn eine derartige Zwischenlage für die Tellerfeder vorgesehen wird, welche die Reibungshysterese für den Hauptdämpfer erzeugt, da diese eine verhältnismäßig hohe axiale Verspannkraft besitzt. Ein vorteilhafter Aufbau des Torsionsschwingungsdämpfers kann dadurch erzielt werden, daß beide Tellerfedern sich an der ihnen benachbarten Seiten­ scheibe unter Zwischenlegung eines gemeinsamen Kunststoff­ ringes abstützen. Zweckmäßig kann es sein, wenn die Zwischen­ lage bzw. der Kunststoffring Ausschnitte besitzt, durch welche die Drehsicherungsarme wenigstens einer der Teller­ federn sich axial hindurcherstrecken können. Um einen äußerst geringen Verschleiß im Bereich der Kontaktzone zwischen den Abstützarmen einer Tellerfeder und der Zwischenlage zu erzielen, kann die Zwischenlage wenigstens eine Anformung besitzen, welche eine Kontur bildet, die eine ballig oder kegelstumpfartig ausgebildete Fläche definiert, an der die Abstützarme mit einer ihrer Seiten zumindest annähernd tangential zur Anlage kommen. Dadurch ist gewährleistet, daß bei einer Relativbewegung zwischen der Tellerfeder und der Zwischenlage die Kanten im Bereich der Spitzen der Abstütz­ arme an der Zwischenlage nicht schaben können.

Weiterhin kann es für den Aufbau des Torsionsschwingungsdämp­ fers von Vorteil sein, wenn der Tellerfedergrundkörper der einen Tellerfeder einen kleineren Innendurchmesser und/oder Außendurchmesser aufweist als der anderen Tellerfeder.

Die gegenüber den beiden Tellerfedern auf der anderen Seite des Flanschteils des Hauptdämpfers vorgesehene Seitenscheibe, welche dem Vordämpfer benachbart ist, kann zur Verbesserung der Funktion des Torsionsschwingungsdämpfers über einen Lagerring aus Reib- bzw. Gleitmaterial auf dem Nabenkörper geführt bzw. gehaltert werden. Für die Funktion und die Lebensdauer des Torsionsschwingungsdämpfers kann es dabei besonders vorteilhaft sein, wenn der Lagerring eine drehfeste Verbindung mit der vordämpferseitigen Seitenscheibe besitzt und eine in Achsrichtung zum Außenprofil des Nabenteiles hin sich erweiternde Kontur, wie kegelstumpfartige bzw. konusar­ tige Kontur, aufweist, die durch die eine der Tellerfedern gegen eine am Nabenteil angeformte Gegenkontur gedrängt bzw. gezogen wird. Die Gegenkontur kann dabei derart ausgestaltet sein, daß sie sich in Achsrichtung zum Außenprofil des Nabenteiles hin ebenfalls kegelstumpfartig bzw. konusartig erweitert und an die Kontur des Lagerringes angepaßt ist. Der Lagerring und das die Gegenkontur tragende Nabenteil können dabei in bezug aufeinander derart ausgebildet sein, daß der Lagerring entgegen der Verspannkraft der einen Tellerfeder gegenüber dem Nabenteil radial begrenzt verlagerbar ist. Durch die vorbeschriebene Ausgestaltung der Lagerung zwischen dem Eingangsteil des Hauptdämpfers und dem Nabenteil kann der Verschleiß in dieser Lagerung bzw. an dem Lagerring erheblich reduziert und die Funktion des Torsionsschwingungsdämpfers verbessert werden, weil die während des Betriebes auftreten­ den radialen Kräfte, die den Lagerring gegen das Nabenteil drücken, durch die vorerwähnte radiale Verlagermöglichkeit abgefangen bzw. abgebaut bzw. ausgeglichen werden können. Solche Radialkräfte werden insbesondere bei Kraftfahrzeugen durch den oft vorhandenen Achsversatz zwischen der Motorab­ triebswelle, welche das Schwungrad mit der die Reibbeläge der Kupplungsscheibe einspannenden Kupplung trägt, und der Getriebeeingangswelle, auf der die Nabe der Kupplungsscheibe in radialer Richtung fest aufgenommen ist, verursacht. Dies ist darauf zurückzuführen, daß während des Betriebes, insbesondere beim Schließen der Kupplung, die Belagträger- und Gegenscheibe aufweisende Baugruppe versucht, sich auf die Achse der Motorabtriebswelle einzuzentrieren, dies jedoch aufgrund der üblicherweise verwendeten starren Lagerung auf dem Nabenteil nicht kann, wodurch in dieser Lagerung ein erhöhter Verschleiß auftritt. Dieser Verschleiß bewirkt, daß die Belagträger- und Gegenscheibe aufweisende Baugruppe bei ausgerückter Kupplung nicht mehr konzentrisch zum Nabenteil gehalten wird und somit bei ausgerückter Kupplung sich Unwucht einstellen kann.

Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung der Lagerung zwischen Eingangsteil des Hauptdämpfers und Nabenteil kann ein möglicher Achsversatz zwischen der das Nabenteil tragenden Welle, wie z. B. Getriebeeingangswelle, und der Welle, mit welcher die Reibbeläge tragende Belagträger­ scheibe bzw. Mitnehmerscheibe mittels einer Kupplung drehfest verbunden wird, wie z. B. die Kurbelwelle einer Brennkraftma­ schine, ausgeglichen werden. Dieser Ausgleich des Achsver­ satzes zwischen Kurbelwelle und Getriebewelle findet statt, indem beim Einkuppeln die das Eingangsteil des Hauptdämpfers und das Nabenteil verspannende Tellerfeder entsprechend dem Achsversatz in axialer Richtung federnd nachgibt, so daß sich der Lagerring gegenüber dem Nabenteil radial verlagern kann. Bei ausgekuppelter Kupplung, das heißt, wenn der Torsionsschwingungsdämpfer bzw. die Kupplungsscheibe lediglich mit der Getriebeeingangswelle drehfest verbunden ist, kann sich die das Eingangsteil des Hauptdämpfers aufweisende Baugruppe relativ zum Nabenteil wieder ein­ zentrieren, indem die Kontur und Gegenkontur der Lagerung durch die entsprechende Tellerfeder wieder axial zueinander verspannt werden.

Für die Funktion des Torsionsschwingungsdämpfers kann es weiterhin von Vorteil sein, wenn die an eine mittlere Ausnehmung des Lagerringes angrenzenden Bereiche desselben eine kreisringartige bzw. zylinderartige Mantelfläche begrenzen, wobei diese zylinderartige Mantelfläche eine am Nabenteil vorgesehene äußere kreisringartige bzw. zylinderar­ tige Mantelfläche mit radialem Spiel umgreifen kann. Besonders vorteilhaft kann es dabei sein, wenn die vom Lagerring begrenzte innere Mantelfläche eine um 0,4 bis 2,5 mm größeren Durchmesser aufweist als die von dieser umgebene äußere Mantelfläche des Nabenteils. Durch das Zusammenwirken der beiden vorerwähnten Mantelflächen kann verhindert werden, daß bei zeitweise auftretenden höheren Radialkräften zwischen der das Eingangsteil des Hauptdämpfers aufweisenden Baugruppe und dem Nabenteil eine zu große Radialverlagerung auftritt. Solche Radialkräfte können insbesondere während des Ein- und/oder des Auskuppelvorganges der mit dem Torsionsschwin­ gungsdämpfer bzw. der Kupplungsscheibe zusammenwirkenden Reibungskupplung auftreten und zwar infolge eines während diesen Betätigungsvorgängen auftretenden unsymmetrischen Eingriffs über den Umfang der Reibbeläge, welche zwischen der Druckplatte der Kupplung und einer Gegendruckplatte, wie einem Schwungrad, eingespannt werden.

Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn die äußere Man­ telfläche des Nabenteils durch einen axial sich erstreckenden ringartigen Bereich, der einen axialen Fortsatz am Nabenteil definieren kann, gebildet ist, wobei dieser ringartige Bereich sich axial an eine Innenverzahnung des Nabenteils anschließen kann, also selbst innen keine Verzahnung aufweist.

Ein besonders vorteilhafter Aufbau des Torsionsschwin­ gungsdämpfers kann dadurch erzielt werden, daß das Ein­ gangsteil des Vordämpfers durch ein mit dem Flanschteil des Hauptdämpfers drehfestes ringartiges Kunststoffteil gebildet ist, welches in Umfangsrichtung gelegte Aufnahmtaschen aufweist zur Aufnahme der zumindest annähernd in tangentialer Richtung angeordneten Kraftspeicher des Vordämpfers, weiterhin das Ausgangsteil des Vordämpfers durch ein ringartiges Bauteil gebildet ist, welches axial zwischen dem Flanschteil des Hauptdämpfers und dem Eingangsteil des Vordämpfers aufgenommen ist, und weiterhin zwischen dem Flanschteil und dem ringartigen Bauteil eine Zwischenlage aus Kunststoff vorgesehen ist. Weiterhin kann das Ausgangsteil des Vordämpfers ein Innenprofil aufweisen, das in das Außenprofil des Nabenteils eingreift zur praktisch spiel­ freien Drehsicherung des Ausgangsteiles des Vordämpfers gegenüber dem Nabenteil.

Die Anordnung der bereits erwähnten Zwischenlage zwischen den Abstützbereichen, wie Abstützarmen einer Tellerfeder und dem mit dieser drehfesten Bauteil, an dem sich die Tellerfeder abstützt, ist nicht nur sinnvoll in Verbindung mit Tor­ sionsschwingungsdämpfern der eingangs genannten Art, welche einen voneinander getrennten Haupt- und Vordämpfer aufweisen, sondern kann in vorteilhafter Weise auch bei einem Tor­ sionsschwingungsdämpfer, wie insbesondere Kupplungsscheibe, eingesetzt werden, der ein Eingangs- und ein Ausgangsteil aufweist, zwischen denen in Umfangsrichtung wirksame Kraftspeicher, sowie wenigstens eine Reibungsdämpfungsvorkeh­ rung angeordnet ist, wobei die Reibungsdämpfungsvorkehrung wenigstens eine Tellerfeder besitzt, die zwischen zwei relativ zueinander verdrehbaren scheibenartigen Bauteilen des Torsionsschwingungsdämpfers axial verspannt ist und mit einem dieser Bauteile drehfest ist und mit dem anderen in Reibein­ griff steht, wobei diese Tellerfeder einen ringartigen, federnden Grundkörper besitzen kann mit radial davon abstehenden Armen zur Abstützung an dem mit ihr drehfesten Bauteil. Die zwischen dem mit der Tellerfeder drehfesten Bauteil und den Abstützarmen vorgesehene Zwischenlage kann vorteilhafterweise aus Kunststoff, wie Polyamid oder PTFE bestehen. Auch bei einem derartigen Aufbau kann die Zwischen­ lage eine Anformung besitzen, welche eine Kontur bildet, die eine ballig ausgebildete bzw. verlaufende Fläche definiert, an der die Abstützarme mit einer ihrer Seiten zumindest annähernd tangential zur axialen Abstützung zur Auflage kommen. Für manche Einsatzfälle kann es ausreichend sein, wenn die Abstützfläche für die Abstützarme lediglich kegelstumpfartig ausgebildet ist. Die Anlagefläche für die Abstützarme bildende Anformung kann in einfacher Weise durch einen ringartigen, axial hervorstehenden Wulst gebildet sein, der an der Zwischenlage angeformt ist. Dieser Wulst kann im Querschnitt keilartig bzw. rampenartig ausgebildet sein, und zumindest eine teilweise gekrümmte Fläche definie­ ren an der die Abstützarme zur Anlage kommen. Weiterhin ist es möglich, den Wulst im Querschnitt halbkreisförmig auszubilden.

Anhand der Fig. 1 bis 6 sei die Erfindung näher erläutert.

Dabei zeigt:

Fig. 1 eine Kupplungsscheibe im Schnitt,

Fig. 2 den mittleren Bereich des Schnittes gemäß Fig. 1 im vergrößerten Maßstab,

Fig. 3 eine Teilansicht in Blickrichtung gemäß Pfeil III der Fig. 1,

Fig. 4 im vergrößerten Maßstab das Eingangsteil und das Ausgangsteil des Vordämpfers der Kupplungsscheibe gemäß den Fig. 1 bis 3 in Ansicht gemäß Pfeil III der Fig. 1,

Fig. 5 eine Einzelheit einer anderen Ausführungsvariante, wobei diese Einzelheit von der Darstellung her der Fig. 2 entspricht,

Fig. 6 eine Einzelheit einer weiteren Ausführungsvariante, welche ansichtsmäßig der unteren Hälfte der Einzelheit gemäß Fig. 5 entspricht.

Die in den Fig. 1 bis 3 dargestellte Kupplungsscheibe 1 besitzt einen Vordämpfer 2 und einen Hauptdämpfer 3. Das Eingangsteil der Kupplungsscheibe 1, welches gleichzeitig das Eingangsteil des Hauptdämpfers 3 darstellt, ist durch eine Reibbeläge 4 tragende Mitnehmerscheibe 5 sowie eine mit dieser über Abstandsbolzen 6 drehfest verbundene Gegenscheibe 7 gebildet. Das Ausgangsteil des Hauptdämpfers 3 ist durch einen Flansch 8 gebildet, der eine Innenverzahnung 9 aufweist, welche in eine Außenverzahnung 10 eines das Ausgangsteil der Kupplungsscheibe 1 bildenden Nabenkörpers 11 eingreift. Zwischen der Außenverzahnung 10 des Nabenkörpers 11 und der Innenverzahnung 9 des Flansches 8 ist in Um­ fangsrichtung ein Zahnflankenspiel vorhanden, welches dem Wirkbereich des Vordämpfers 2 entspricht. Zur Aufnahme auf eine Getriebeeingangswelle weist der Nabenkörper 11 weiterhin eine Innenverzahnung 12 auf.

Der Hauptdämpfer 3 besitzt Federn 13, welche in fenster­ förmigen Ausnehmungen 14, 15 der Mitnehmer- und Gegenscheibe 5, 7 einerseits, sowie in fensterförmigen Ausschnitten 16 des Flansches 8 andererseits, vorgesehen sind. Zwischen den drehfest miteinander verbundenen Scheiben 5 und 7 und dem Flansch 8 ist eine Relativverdrehung entgegen der Wirkung der Federn 13 möglich. Diese Verdrehung wird durch Anschlag der Abstandsbolzen 6, welche die beiden Scheiben 5 und 7 miteinander verbinden, an den Endkonturen der Ausschnitte 17 des Flansches 8, durch welche sie axial hindurchragen, begrenzt.

Der Vordämpfer 2 ist axial zwischen dem Flansch 8 und der Mitnehmerscheibe 5 angeordnet. Das Eingangsteil des Vor­ dämpfers 2 ist durch ein mit dem Flansch 8 drehfest verbun­ denes Kunststoffteil 18 gebildet, welches zweckmäßigerweise faserverstärkt ist. Das Ausgangsteil 19 des Vordämpfers 2 ist durch ein Blechformteil gebildet, das mit dem Nabenkörper 11 drehfest verbunden ist. Zwischen dem Kunststoffteil 18 und dem Blechformteil 19 ist eine begrenzte Relativverdrehung entsprechend dem zwischen der Außenverzahnung 10 des Nabenkörpers 11 und der Innenverzahnung 9 des Flansches 8 vorhandenen Zahnflankenspiels möglich, und zwar entgegen der Wirkung von zwischen diesen wirksamen Kraftspeichern in Form von Schraubendruckfedern 20.

Wie aus den Fig. 2 und 4 zu ersehen ist, besitzt das Kunststoffteil 18 eine ringartige Gestalt mit axial entgegen­ gerichteten Seitenflächen 21, 22. Auf der dem Kunststoffteil 18 bzw. dem Vordämpfer 2 abgewandten Seite des Flansches 8 sind zwei Tellerfedern 23, 23a vorgesehen. Die Tellerfeder 23 ist axial zwischen der Gegenscheibe 7 und dem Flansch 8 eingespannt und bewirkt, daß der Flansch 8 in Richtung der Belagträgerscheibe 5 beaufschlagt wird, wodurch das Kunst­ stoffteil 18 axial zwischen der Belagträgerscheibe 5 und dem Nabenflansch 8 eingespannt wird. Radial innen weist die Tellerfeder 23 eine Abrundung 24 auf, über die sie am Flansch 8 anliegt. Am äußeren Umfang der Tellerfeder 23 sind einzelne Arme 25 vorgesehen, welche zur Drehsicherung der Tellerfeder 23 gegenüber der Gegenscheibe 7 in Ausschnitte 26 dieser Gegenscheibe 7 eingreifen. Von dem ringförmigen Grundkörper 27 der Tellerfeder 23 erstrecken sich weitere radiale Arme 28, die sich unter der Vorspannung des Grundkör­ pers 27 an der Gegenscheibe 7 abstützen. Die Abstützarme 28 sind kürzer als die Arme 25 zur Drehsicherung und - in Umfangsrichtung betrachtet - zwischen letzteren angeordnet.

Die Tellerfeder 23a ist zwischen dem Nabenkörper 11 und der Gegenscheibe 7 axial verspannt und gegenüber dieser Gegen­ scheibe 7 in ähnlicher Weise wie die Tellerfeder 23 mittels Arme 25a, die sich von ihrem Grundkörper 27a radial nach außen hin erstrecken und ebenfalls in die Ausschnitte 26 eingreifen, gegen Verdrehung gesichert. Zwischen den Armen 25a zur Drehsicherung besitzt die Tellerfeder 23a Abstützarme 28a, welche unter der Vorspannung des Tellerfedergrundkörpers 27a an der Gegenscheibe 7 anliegen. Die Abstützarme 28a sind, in radialer Richtung betrachtet, kürzer als die Arme 25a zur Drehsicherung. Der Grundkörper 27a der Tellerfeder 23a stützt sich unter Zwischenlegung eines Reib- bzw. Gleitringes 39 an einer seitlich von der Außenverzahnung 10 des Nabenkör­ pers 11 vorgesehenen axialen Stirnfläche 41 ab. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel erstreckt sich der Bereich der Stirnfläche 41, an dem der Reibring 39 anliegt, auch über einen Teilabschnitt der Höhe der Außenverzahnung 10. Durch die Verspannung der Tellerfeder 23a wird die Gegenscheibe 7 axial in Richtung von der Außenverzahnung 10 weg beauf­ schlagt, wodurch der die Mitnehmerscheibe 5 auf dem Nabenkör­ per 11 lagernde Reib- bzw. Gleitring 38 axial gegen einen Abstützbereich 37 des Nabenkörpers 11 gedrängt wird. Der Abstützbereich 37 bildet eine sich im Durchmesser bzw. im Umfang in Achsrichtung von der Außenverzahnung 10 weg verjüngende Kontur bzw. Fläche 37, welche wie aus Fig. 2 zu entnehmen ist, konusartig bzw. kegelstumpfartig ausgebildet ist. Der axial zwischen der Mitnehmerscheibe 5 und der Außenverzahnung 10 angeordnete Gleit- bzw. Reibring 38 stützt sich an der Kontur 37 über eine ihm angeformte Kontur 40 ab, welche an die Kontur 37 angepaßt ist, also ebenfalls kegelstumpfartig bzw. konusartig ausgebildet ist. Durch das Zusammenwirken der durch die Tellerfeder 23a axial verspann­ ten kegelstumpfförmigen Flächen 37 und 40 werden die Mitnehmerscheibe 5 und die Gegenscheibe 7 sowie die mit diesen verbundenen Teile gegenüber dem Nabenkörper 11 bzw. der Rotationsachse der Kupplungsscheibe 1 in radialer Richtung positioniert und die Teile, die eine Rotations­ symmetrie aufweisen oder die rotationssymmetrisch über den Umfang der Kupplungsscheibe angeordnet sind, koaxial zum Nabenkörper 11 gehalten. Um zu verhindern, daß zwischen dem Lagerring 38 und der Mitnehmerscheibe 5 infolge einer relativen Verdrehung ein radiales Spiel durch Verschleiß auftreten kann, ist der Lagerring 38 drehfest mit der Mitnehmerscheibe 5 verbunden. Diese drehfeste Verbindung erfolgt über einzelne, über den Umfang des Ringes 38 verteilte radiale Vorsprünge 42, die in entsprechend angepaßte Ausschnitte 43 am Innenumfang der Mitnehmerscheibe 5 eingreifen. Wie aus der oberen Hälfte der Fig. 2 zu entnehmen ist, ist der Lagerring 38, in Umfangsrichtung betrachtet, zwischen den radialen Vorsprüngen 42 im Quer­ schnitt L-artig ausgebildet. Um zumindest bei ausgerückter Reibungskupplung, also bei nicht axial beaufschlagten Reibbelägen 4 eine Einzentrierung der die Mitnehmerscheibe 5 enthaltenden Baugruppe relativ zum Nabenkörper 11 zu ermöglichen, ist zwischen der inneren Mantelfläche 44 des Lagerringes 38 und der äußeren Mantelfläche 45 des sich axial an die Innenverzahnung 12 des Nabenkörpers 11 anschließenden zylindrischen Ansatzes 46 ein radiales Spiel 47 vorgesehen. Weiterhin ist ein radiales Spiel 48 zwischen der Innenkontur des Grundkörpers 27a der Tellerfeder 23a und der radial gegenüberliegenden Außenkontur des Nabenkörpers 11 vor­ gesehen, welches zumindest gleich groß, vorzugsweise größer ist als das vorerwähnte Spiel 47.

Für die meisten Anwendungsfälle wird es zweckmäßig sein, wenn das Spiel 47 in der Größenordnung zwischen 0,4 und 0,9 mm liegt, das bedeutet also, daß zwischen einem inneren Durchmesser des Lagerringes 38 und einem äußeren Durchmesser des zylindrischen Ansatzes 46 eine Differenz zwischen 0,8 und 1,9 mm vorhanden ist. Durch das Zusammenwirken der beiden Mantelflächen 44 und 45 kann verhindert werden, daß bei zeitweise auftretenden höheren Radialkräften zwischen der die Mitnehmerscheibe 5 aufweisenden Baugruppe und dem Nabenkörper 11 eine zu große Radialverlagerung auftritt. Solche Radial­ kräfte können insbesondere beim Ein- und/oder beim Auskuppeln der mit der Kupplungsscheibe 1 in bekannter Weise zusammen­ wirkenden Reibungskupplung auftreten. Das Kunststoffteil 18 ist mit dem das Ausgangsteil des Hauptdämpfers 3 bildenden Flansch 8 über formschlüssige Steckverbindungen drehfest verbunden. Hierfür weist das Kunststoffteil 18 auf seiner dem Flansch 8 zugewandten Seite 22 axiale zapfenartige Ansätze 18a auf, welche sich in Ausschnitte 8a des Flansches 8 hineinerstrecken. Diese zapfenartigen Ansätze 18a dienen gleichzeitig zur Zentrierung des Kunststoffteiles gegenüber dem Flansch 8.

Das Eingangsteil des Vordämpfers 2 bildende Kunststoffteil 18 besitzt Aufnahmetaschen 29, in denen die Federn 20 des Vordämpfers aufgenommen sind. Wie aus Fig. 4 zu entnehmen ist, sind bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel zwei Paar Aufnahmetaschen 29 vorgesehen, die - in tangentialer bzw. Umfangsrichtung betrachtet - eine unterschiedliche Länge aufweisen. Die Aufnahmetaschen 29 sind diametral gegenüber­ liegend angeordnet. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind lediglich in den Aufnahmetaschen 29 mit größerer Länge Federn 20 vorgesehen. Es können jedoch auch in die kürzeren Aufnahmetaschen Federn eingebracht werden, wodurch ein zweistufiger Vordämpfer entsteht.

Die in Umfangsrichtung bzw. tangential sich erstreckenden Aufnahmetaschen 29 umhüllen bzw. umgreifen bzw. umschließen die Federn 20 in Umfangsrichtung über einen Winkel, der im dargestellten Ausführungsbeispiel größer ist als 180 Grad. Die Aufnahmetaschen 29 erstrecken sich, ausgehend von ihrer dem Flansch 8 zugewandten Seite, axial in das Kunststoffteil 18. Die Tiefe der Aufnahmetaschen 29 ist dabei derart ausgelegt, daß die Federn 20 zumindest annähernd vollkommen in dem Kunststoffteil 18 aufgenommen sind. Weiterhin ist der Boden der Aufnahmetaschen 29 geschlossen, das heißt, es ist keine Ausnehmung bzw. Öffnung zwischen den Aufnahmetaschen 29 und der an der Belagträgerscheibe 5 anliegenden Seite 21 des Kunststoffteiles 18 vorhanden. Die in Umfangsrichtung betrachteten Enden der Aufnahmetaschen bilden Anlagebereiche 30, 31 (Fig. 4), an denen sich die Federn 20 mit ihren Enden abstützen können.

Das Kunststoffteil 18 besitzt weiterhin Schlitze 35, die sich in Umfangsrichtung kreisbogenartig erstrecken und mit den Aufnahmetaschen 29 in Verbindung stehen. Die Schlitze 35 erstrecken sich axial von der gleichen Seite 22 wie die Aufnahmetaschen 29 in das Kunststoffteil 18 hinein. Die Tiefe der Schlitze 35 ist dabei derart bemessen, daß diese sich quer zur Achse der Kraftspeicher 20 erstrecken und tiefer sind als der Durchmesser der Kraftspeicher 20.

Das Ausgangsteil des Vordämpfers 2 bildende Blechformteil 19, welches axial zwischen dem Kunststoffteil 18 und dem Flansch 8 angeordnet ist, besitzt einen radial sich er­ streckenden ringartigen Bereich 19a, der den Nabenkörper 11 umgibt. Am radial äußeren Umfang dieses ringartigen Bereiches 19a sind axial abgebogene Arme 36 vorgesehen, die einstückig mit dem Blechteil 19 sind. Die axialen Arme 36 erstrecken sich in die Schlitze 35 des Kunststoffteils 18 und sind über den Umfang derart verteilt, daß sie zumindest bei einer Relativverdrehung zwischen dem Kunststoffteil 18 und dem Blechformteil 19 mit den Enden der Kraftspeicher 20 zusammen­ wirken können, so daß diese Kraftspeicher komprimiert werden. Um eine einwandfreie Beaufschlagung der Kraftspeicher 20 sicherzustellen, erstrecken sich die axialen Arme 36 über den gesamten Durchmesser der Kraftspeicher 20. Am radial inneren Umfang des ringartigen Bereiches 19a des Blechformteiles 19 sind radial nach innen gerichtete Zähne 19b angeformt, welche in die Außenverzahnung 10 des Nabenkörpers 11 eingreifen. Durch diesen Eingriff wird das Blechformteil 19 gegenüber dem Nabenkörper 11 gegen Verdrehung gesichert, besitzt jedoch weiterhin gegenüber diesem Nabenkörper 11 eine axiale Verlagermöglichkeit. Zwischen dem Bereich 19a und dem Flansch 8 ist eine Kunststoffscheibe 49 angeordnet, welche eine metallische Berührung zwischen Flansch 8 und Teil 19 vermeidet. Um zu verhindern, daß bei der Relativverdrehung des Flansches 8 und somit auch des mit diesem drehfesten Kunststoffteils 18 gegenüber dem mit dem Nabenkörper 11 drehfesten Ausgangsteil 19 des Vordämpfers 2 eine zu große Reibung auftritt, ist das Kunststoffteil 18 derart ausgebil­ det, daß der ringartige Bereich 19a des Ausgangsteiles 19 und die Kunststoffscheibe 49 zwischen dem Kunststoffteil 18 und dem Flansch 8 zumindest ein geringes axiales Spiel 37 besitzen. Weiterhin ist das Kunststoffteil 18 derart ausgebildet, daß es das Blechformteil bzw. das Ausgangsteil 19 radial außen vollkommen übergreift, so daß der Vordämpfer 2 nach außen hin abgekapselt ist.

Ausgehend von der neutralen Stellung der Kupplungsscheibe 1 wirken bei einer Relativverdrehung der das Eingangsteil der Kupplungsscheibe 1 bildenden Scheiben 5 und 7 gegenüber dem Nabenkörper 11 zunächst die Kraftspeicher 20 des Vordämpfers 2 sowie die beiden Reib- bzw. Gleitringe 38, 39. Sobald das Zahnflankenspiel zwischen der Außenverzahnung 10 des Nabenkörpers 11 und der Innenverzahnung 9 des Flansches 8 überwunden ist, wird der Vordämpfer 2 überbrückt, so daß bei Fortsetzung einer Relativverdrehung zwischen den beiden Scheiben 5, 7 und dem Nabenkörper 11 lediglich die Kraft­ speicher 13 des Hauptdämpfers 3 wirksam sind. Zusätzlich zu den Kraftspeichern 13 ist über den Verdrehbereich des Hauptdämpfers 3 eine Reibungsdämpfung wirksam, welche sowohl durch die beiden Reib- bzw. Gleitringe 38, 39 als auch und überwiegend durch Reibung der Tellerfeder 23 am Flansch 8 sowie durch Reibung des Kunststoffteiles 18 an der Belagträ­ gerscheibe 5 erzeugt wird.

Die in Fig. 5 dargestellte Einzelheit unterscheidet sich gegenüber der in Fig. 2 dargestellten dadurch, daß zwischen der Gegenscheibe 107 und den beiden Tellerfedern 123, 123a eine durch einen Kunststoffring 150 gebildete Zwischenlage angeordnet ist, an der die Abstützarme 128, 128a mit Vorspannung anliegen. Die Drehsicherungsarme 125, 125a der beiden Tellerfeder 123, 123a greifen in Ausschnitte 126 der Gegenscheibe 107. Im Erstreckungsbereich der Drehsicherungs­ arme 125, 125a bzw. der Ausschnitte 126 besitzt der Kunst­ stoffring 150 ebenfalls Ausschnitte 151, durch welche sich die Drehsicherungsarme 125a axial hindurcherstrecken. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel erstrecken sich die Drehsicherungsarme 125 nicht durch diese Ausschnitte 151. Falls diese Drehsicherungsarme 125 jedoch einen steileren Aufstellwinkel bekommen, können diese ebenfalls in die Ausschnitte 151 eingreifen.

Die Zwischenlage 150 besitzt radial außen eine im wesent­ lichen kreisringförmige Anformung 152, die im Querschnitt betrachtet, keilartig ausgebildet ist und eine ballig ausgebildete Fläche 153 definiert, an der die Abstützarme 128 der Tellerfeder 123 mit ihrer der Gegenscheibe 107 zugewand­ ten Seite 154 zur Anlage kommen und zwar derart, daß die Abstützzungen 128 die ballige Fläche 153 tangieren. Dadurch wird gewährleistet, daß bei einer Konizitätsveränderung oder bei einer radialen Verlagerung der Tellerfeder 123 die Abstützzungen 128 sich über ihre Fläche 154 auf der balligen Fläche 153 abwälzen bzw. radial verschieben können, wodurch ein erhöhter Verschleiß an den Abstützzungen 128 und an der Gegenscheibe 107 vermieden werden kann. Die mögliche Konizitätsveränderung der Tellerfedern 123, 123a bzw. deren radiale Verlagerung gegenüber benachbarten Bauteilen ist darauf zurückzuführen, daß zwischen der die Gegenscheibe 107 aufweisenden Baugruppe und dem Nabenkörper 111 während des Betriebes zeitweise höhere Radialkräfte auftreten können, die eine Verlagerung der beiden konusartigen Flächen 137 des Nabenkörpers 111 und 140 des Zentrierringes 138 bewirken. Dieser Vorgang wurde in Verbindung mit der Ausführungsform gemäß den Fig. 1 bis 4 bereits näher erläutert.

Die Anordnung einer Zwischenlage 150 ist nicht nur vorteil­ haft bei einem Aufbau der Kupplungsscheibe gemäß den Fig. 1 bis 5, sondern kann auch bei Kupplungsscheiben Anwendung finden, die keinen separaten Vordämpfer aufweisen und bei denen der Flansch 8 mit dem Nabenkörper 11 bzw. der Abtriebs­ verzahnung 12 einteilig ist. Insbesondere bei Tellerfedern, die zur Erzeugung der Reibungshysterese für den Hauptdämpfer bzw. für höhere Federstufen ausgelegt sind und dementspre­ chend eine verhältnismäßig hohe Axialkraft aufbringen müssen, bringt die Anordnung einer Zwischenlage 150 eine erhebliche Verschleißreduzierung an den Abstützzungen der Tellerfeder sowie an dem axialen Abstützbauteil, wie der Gegenscheibe 107.

Die in Fig. 6 dargestellte Einzelheit unterscheidet sich gegenüber der unteren Hälfte der Fig. 2 dadurch, daß der kreisringförmige Grundkörper 227 der Tellerfeder 223 sich am Flansch 208 unter Zwischenlegung eines Reibringes aus Kunststoff 250 abstützt. Der Reibring 250 besitzt einen kreisringförmigen axialen Vorsprung 251, der den Innenrand des Tellerfedergrundkörpers 227 axial übergreift, wodurch der Reibring 250 gegenüber der Tellerfeder 223 radial gehaltert ist. Anstatt eines durchgehenden ringförmigen axialen Ansatzes 251 könnten auch einzelne axiale Vorsprünge, wie Nocken, vorgesehen werden. Derartige einzelne Vorsprünge könnten anstatt am inneren Bereich des Reibringes 250 an dessem äußeren Bereich angeformt sein, wie dies strichliert gezeigt und mit 252 bezeichnet ist. Diese Vorsprünge 252 können dann in entsprechende Ausschnitte, z. B. in die zwischen zwei benachbarten Zungen vorhandenen Freiräume axial eingreifen, wodurch eine radiale Positionierung des Reib­ ringes 250 gegenüber der Tellerfeder 223 gewährleistet werden kann. Durch die axialen Ansätze 252 kann weiterhin eine Drehverbindung zwischen der Tellerfeder 223 und dem Reibring 250 hergestellt werden, so daß dann die eine Reibung erzeugende Relativverdrehung stets zwischen dem Reibring 250 und dem Flansch 208 auftritt. Eine weitere Möglichkeit, den Reibring 250 radial zu positionieren, besteht darin, zwischen diesem und dem Flansch 208 eine entsprechende Verbindung vorzusehen, z. B., indem der Reibring 250 mit entsprechend angeformten Vorsprüngen in Ausschnitte bzw. Ausnehmungen des Flansches 208 axial eingreift. Die Ausführungsform gemäß Fig. 6 hat den Vorteil, daß bei einer relativen radialen Verlagerung zwischen dem Nabenkörper 211 und der die Gegenscheibe 207 aufweisenden Baugruppe die Verlagerung stets zwischen dem Reibring 250 und der Tellerfeder 223 oder dem Flansch 208 stattfindet. Dies ist darauf zurückzuführen, daß gezielt zwischen dem Reibring 250 und der Tellerfeder 223 bzw. dem Flansch 208 ein kleinerer Reibungskoeffizient vorgesehen wird als zwischen der Gegenscheibe 207 und den Abstützzungen der Tellerfedern 223 zwischen denen ein Stahl/Stahlkontakt mit höherem Reibungskoeffizient vorhanden ist.

Claims (29)

1. Im Kraftübertragungsweg eines Kraftfahrzeuges vorzusehender Torsions­ schwingungsdämpfer mit einem Kraftspeicher geringerer Steifigkeit aufwei­ senden Vordämpfer und einem Kraftspeicher höherer Steifigkeit aufweisenden Hauptdämpfer, insbesondere für Kraftfahrzeugkupplungsscheiben, wobei die Kraftspeicher zwischen den jeweiligen Eingangs- und Ausgangsteilen des Vor- und Hauptdämpfers wirksam sind und das Ausgangsteil des Torsionsschwin­ gungsdämpfers ein Nabenteil ist, auf dem einerseits drehfest das Ausgangsteil des Vordämpfers sowie andererseits ein das Ausgangsteil des Hauptdämpfers bildender Flanschteil mit Innenprofil aufgenommen ist, wobei dieses Innenprofil mit Verdrehspiel in ein Außenprofil des Nabenteils eingreift und wobei weiter­ hin das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers durch zwei axial be­ abstandete und zwischen sich das Flanschteil des Hauptdämpfers aufneh­ mende Seitenscheiben gebildet ist, der Vordämpfer axial auf einer Seite des Flanschteils des Hauptdämpfers angeordnet ist und axial auf der anderen Seite des Flanschteiles und einer der Seitenscheiben zwei unter axialer Ver­ spannung gehaltene Tellerfedern vorgesehen sind, die eine formschlüssige Drehsicherung mit der Seitenscheibe besitzen, wobei eine der zwei Tellerfe­ dern das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers und das Nabenteil einerseits axial zueinander verspannt und die andere Tellerfeder das Ein­ gangsteil des Torsionschwingungsdämpfers, das Ausgangsteil des Vordämp­ fers und das Flanschteil andererseits.

2. Im Kraftübertragungsweg eines Kraftfahrzeuges vorzusehender Torsions­ schwingungsdämpfer mit einem Kraftspeicher geringerer Steifigkeit aufwei­ senden Vordämpfer und einem Kraftspeicher höherer Steifigkeit aufweisenden Hauptdämpfer, insbesondere für Kraftfahrzeugkupplungsscheiben, wobei die Kraftspeicher zwischen den jeweiligen Eingangs- und Ausgangsteilen des Vor- und Hauptdämpfers wirksam sind und das Ausgangsteil des Torsionsschwin­ gungsdämpfers ein Nabenteil ist, auf dem einerseits drehfest das Ausgangsteil des Vordämpfers sowie andererseits ein das Ausgangsteil des Hauptdämpfers bildender Flanschteil mit Innenprofil aufgenommen ist, wobei dieses Innenprofil mit Verdrehspiel in ein Außenprofil des Nabenteils eingreift und wobei weiter­ hin das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers durch zwei axial be­ abstandete und zwischen sich das Flanschteil des Hauptdämpfers aufneh­ mende Seitenscheiben gebildet ist, der Vordämpfer axial auf einer Seite des Flanschteils des Hauptdämpfers angeordnet ist und axial auf der anderen Seite des Flanschteiles und einer der Seitenscheiben zwei unter axialer Ver­ spannung gehaltene Tellerfedern vorgesehen sind, die eine formschlüssige Drehsicherung mit der Seitenscheibe besitzen und sich zumindest teilweise radial überdecken.

3. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß eine der zwei Tellerfedern das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämp­ fers und das Nabenteil einerseits axial zueinander verspannt und die andere Tellerfeder das Eingangsteil des Torsionschwingungsdämpfers, das Aus­ gangsteil des Vordämpfers und das Flanschteil andererseits.

4. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Tellerfedern im wesentlichen axial hinterein­ ander angeordnet sind.

5. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Tellerfedern sich zumindest teilweise radial überdecken.

6. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 oder 3 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß beide Tellerfedern mit radial nach außen ge­ richteten Armen zur Drehsicherung in Ausschnitte der Seitenscheibe eingrei­ fen.

7. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Arme beider Tellerfedern in die gleichen Ausschnitte eingreifen.

8. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Tellerfedern einen ringförmigen Grundkörper aufwei­ sen, der neben den radial nach außen verlaufenden Armen zur drehfesten Verbindung mit der Seitenscheibe weitere, in radialer Richtung nach außen verlaufende Arme besitzt zur federnden Abstützung an dieser Seitenscheibe.

9. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 oder 3 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die andere Tellerfeder zur Erzeugung einer Reibungsdämpfung unmittelbar am Flanschteil unter der Wirkung ihrer federn­ den Anpreßkraft anliegt.

10. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 oder 3 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß axial zwischen dem Flanschteil und der anderen Tellerfeder ein Ring aus Reib- bzw. Gleitmaterial vorgesehen ist und die ande­ re Tellerfeder sich unmittelbar an diesem Ring abstützt.

11. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Ring aus Reib- bzw. Gleitmaterial gegenüber der anderen Tellerfeder radial festgelegt ist.

12. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 10 oder 11, dadurch gekenn­ zeichnet, daß der Ring aus Reib- bzw. Gleitmaterial radial innen oder radial außen wenigstens einen axialen Vorsprung aufweist, über den der Ring am radial inneren oder äußeren Rand des ringförmigen Grundkörpers der anderen Tellerfeder radial festgelegt ist.

13. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 oder 3 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß die eine Tellerfeder sich zumindest annähernd im Bereich des Außenprofils des Nabenteiles an letzterem axial abgestützt.

14. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß axial zwischen dem Außenprofil und der einen Tellerfeder ein Ring aus Reib- bzw. Gleitmaterial vorgesehen ist und die eine Tellerfeder sich unmittel­ bar an diesem Ring abgestützt.

15. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens eine der Tellerfedern sich an der ihr be­ nachbarten Seitenscheibe unter Zwischenlegung eines Kunststoffringes ab­ stützt.

16. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß beide Tellerfedern sich an der ihnen benachbarten Seitenscheibe unter Zwischenlegung eines gemeinsamen Kunststoffringes ab­ stützen.

17. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 15 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß der Kunststoffring Ausschnitte besitzt, durch welche die Drehsicherungsarme wenigstens einer der Tellerfedern sich axial hindurch er­ strecken.

18. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 15 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß der Kunststoffring wenigstens eine Anformung besitzt, welche eine Kontur bildet, die eine ballig bzw. kegelartig ausgebildete Fläche definiert, an der die Abstützarme einer der Tellerfedern mit einer ihrer Seiten zumindest annähernd tangential zur Anlage kommen.

19. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 oder 3 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß der Tellerfedergrundkörper der einen Tellerfeder einen kleineren Innendurchmesser aufweist als der der anderen Tellerfeder.

20. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß die dem Vordämpfer benachbarte Seitenscheibe über einen Lagerring aus Reib- bzw. Gleitmaterial auf dem Nabenkörper gehaltert ist.

21. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, daß der Lagerring eine drehfeste Verbindung mit der vordämpferseitigen Sei­ tenscheibe besitzt und eine in Achsrichtung zum Außenprofil des Nabenteiles hin sich erweiternde Kontur, wie kegelstumpfartige bzw. konusartige Kontur aufweist, die durch die eine Tellerfedern gegen eine am Nabenteil angeformte Gegenkontur gedrängt wird.

22. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, daß die Gegenkontur in Achsrichtung zum Außenprofil des Nabenteiles hin sich ebenfalls kegelstumpfartig bzw. konusartig erweitert und an die Kontur des Lagerringes angepaßt ist.

23. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 21 oder 22, dadurch gekenn­ zeichnet, daß der Lagerring entgegen der Verspannkraft der einen Tellerfeder gegenüber dem Nabenteil radial begrenzt verlagerbar ist.

24. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 23, dadurch gekennzeichnet, daß die an eine mittlere Ausnehmung des Lagerringes angrenzenden Bereiche desselben eine kreisringartige bzw. zylinderartige Mantelfläche begrenzen.

25. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, daß das Nabenteil eine äußere kreisringartige bzw. zylinderartige Mantelflä­ che aufweist, welche von dem Lagerring mit radialem Spiel umgriffen ist.

26. Torsionsschwingungsdämpfer nach Anspruch 24 oder 25, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die vom Lagerring begrenzte innere Mantelfläche einen um 0,4 bis 2,5 mm größeren Durchmesser aufweist als die von dieser umgebene äu­ ßere Mantelfläche des Nabenteils.

27. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 25 oder 26, dadurch gekennzeichnet, daß die äußere Mantelfläche des Nabenteils durch einen axial sich erstreckenden ringartigen Bereich gebildet ist, welcher sich axial an eine Innenverzahnung des Nabenteiles anschließt.

28. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 27, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des Vordämpfers durch ein mit dem Flanschteil des Hauptdämpfers drehfestes, ringartiges Kunststoffteil gebildet ist, welches in Umfangsrichtung gelegte Aufnahmetaschen aufweist zur Auf­ nahme der zumindest annähernd in tangentialer Richtung angeordneten Kraftspeicher des Vordämpfers, weiterhin das Ausgangteil des Vordämpfers durch ein ringartiges Bauteil gebildet ist, welches axial zwischen dem Flanschteil des Hauptdämpfers und dem Eingangteil des Vordämpfers aufge­ nommen ist und weiterhin zwischen dem Flanschteil und dem ringartigen Bauteil eine Zwischenlage aus Kunststoff vorgesehen ist.

29. Torsionsschwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 27, dadurch gekennzeichnet, daß das Ausgangsteil des Vordämpfers ein Innenprofil auf­ weist, das in das Außenprofil des Nabenteiles eingreift zur praktisch spielfreien Drehsicherung des Ausgangsteils des Vordämpfers gegenüber dem Nabenteil.