EP2951461A1 - Drehschwingungsdämpfungsanordnung für den antriebsstrang eines fahrzeugs - Google Patents

Drehschwingungsdämpfungsanordnung für den antriebsstrang eines fahrzeugs

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Publication number
EP2951461A1
EP2951461A1 EP14700345.3A EP14700345A EP2951461A1 EP 2951461 A1 EP2951461 A1 EP 2951461A1 EP 14700345 A EP14700345 A EP 14700345A EP 2951461 A1 EP2951461 A1 EP 2951461A1
Authority
EP
European Patent Office
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gear
vibration damping
torsional vibration
torque
damping arrangement
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP14700345.3A
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English (en)
French (fr)
Inventor
Tobias DIECKHOFF
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ZF Friedrichshafen AG
Original Assignee
ZF Friedrichshafen AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by ZF Friedrichshafen AG filed Critical ZF Friedrichshafen AG
Publication of EP2951461A1 publication Critical patent/EP2951461A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F16H2045/0268Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type with damping means the damper comprising a gearing

Definitions

  • the present invention relates to a torsional vibration damping arrangement, for the drive train of a vehicle comprising an input to be driven for rotation about a rotation axis A input area and an output area, wherein between the input area and the output area a first torque transmission path and parallel thereto a second torque transmission path and a coupling arrangement for superimposing the the torque transmission paths are provided with guided torques, wherein in the first torque transmission path a phase shifter arrangement is provided for generating a phase shift of rotational irregularities guided over the first torque transmission path with respect to rotational irregularities conducted via the second torque transmission path.
  • a coupling arrangement which may be designed as a planetary gear with a planet carrier
  • the torque components transmitted via the two torque transmission paths are brought together again and then introduced as a total torque in the output range, for example a friction clutch or the like.
  • a phase shifter arrangement with an input element and an output element is provided, which is constructed in the manner of a vibration damper, ie with a primary side and a compressible spring assembly with respect to this rotatable secondary side.
  • the vibration components emitted by the vibration system are phase-shifted by 180 ° with respect to the vibration components picked up by the vibration system. Since the vibration components conducted via the other torque transmission path experience no or possibly a different phase shift, the vibration components contained in the merged torque components and then phase-shifted with respect to each other can be destructively superimposed on one another, so that in an ideal case the total torque introduced into the output region has essentially no vibration components contained static torque is.
  • the object of the present invention to develop a torsional vibration damping arrangement so that it has a still further improved vibration damping behavior and a low axial construction space.
  • a torsional vibration damping arrangement for a drive train of a vehicle, comprising an input area to be driven for rotation about a rotation axis A and an output area, a first one between the input area and the output area Torque transmission path and parallel thereto a second torque transmission path, and provided with the output region in communication coupling means for superimposing the torque paths via the torque transmission paths are provided and wherein in the first torque transmission path a phase shifter assembly for generating a phase shift over the first torque transmission path guided rotational irregularities with respect to the second Torque transmission path guided rotational irregularities is provided.
  • the output region comprises a planet carrier on which a planet gear is rotatably mounted and wherein the planet carrier is rotatably connected to the output region.
  • the spring arrangement of the phase shifter arrangement may consist of at least one spring set, which advantageously comprises a helical spring.
  • these can be arranged both in parallel and in serial mode of action.
  • the torque which can come from an output of a drive unit, for example a crankshaft, can be divided and forwarded as follows by means of the torsional vibration damping arrangement.
  • a first torque is applied in the first torque transmission path of the spring assembly via the primary mass.
  • the first torque passes through an output element to, with the output member rotatably connected drive ring gear, which meshes with the planet gear.
  • the planet gear is rotatably mounted on a planet carrier, wherein the planet carrier is rotatably connected to the output region.
  • the second torque transmission path the second torque passes to a drive sun gear which is non-rotatably connected to the input area.
  • the drive sunwheel meshes with the planetary gear. Consequently, the first and second torques reunite at the planetary gear.
  • the planetary gear is destructively superimposed on the first, phase-shifted torque and the second, non-phase-shifted torque in such a form that the torsional vibrations which can come from the drive unit of an internal combustion engine pass through the overlay are compensated and a torque without torsional vibrations is transmitted to the planet carrier.
  • the rotational vibration in the torque which is present in the input region of the torsional vibration damping arrangement, by a distribution of torque in a first and a second torque and thus in two torque transmission paths, by the phase shift means of the phase shifter assembly in the first torque transmission path, by a non-phase-shifted forwarding of the torque balanced in the second torque transmission path and by the destructive superposition of the first and second torque in the coupling arrangement and it comes in the ideal case, a torque without torsional vibrations to the output area and thus, for example, a friction clutch, a converter or to a similar component.
  • the coupling arrangement comprises a first and a second input part, in which guided via the first and second torque transmission torques are introduced, and an overlay unit, in which the introduced torques are merged again and an output part, the merged torque, for example continues to a friction clutch.
  • the first input part is in its effective direction on the one hand with the phase shifter arrangement and on the other side with the superposition unit. prevented.
  • the second input part is connected in its effective direction on one side to the input area and on the other side to the superimposition unit.
  • the superposition unit in turn is connected in its direction of action on one side with both the first and the second input part and on the other side with the output part.
  • the output part forms the output region and can receive a friction clutch in an advantageous embodiment.
  • the phase shifter arrangement comprises a vibration system with a primary mass and a secondary mass which can rotate about the axis of rotation A in relation to the action of a spring arrangement.
  • a vibration system can thus be constructed in the manner of a known vibration damper, in which the resonant frequency of the vibration system can be defined defined and thus can be determined in particular by influencing the primary-side mass and the secondary-side mass or the stiffness of the spring arrangement which frequency a transition to the supercritical state occurs.
  • the planetary gear comprises a drive sun gear and a drive ring gear, the drive sun gear rotatably connected to the primary mass and the drive ring gear rotatably connected to an intermediate element and wherein the drive sun gear and the drive ring gear mesh with the planetary gear.
  • the intermediate element is rotatably connected to the output element of the phase shifter assembly.
  • the planetary gear may comprise at least a first and a second toothing diameter, wherein the toothing diameters are arranged axially staggered and wherein the drive ring gear with the first gear diameter and the drive sun gear with the second gear diameter meshes.
  • a construction can be considered spatial, in which the drive ring gear and the drive sun gear, for space reasons, can not lie on an axial plane. This may for example be the case when the phase shifter assembly is located in the radially inner region of the axial plane on which the Antriebshohlrad is positioned.
  • the first and the second gear diameter are designed differently.
  • the transmission ratios between the first torque transmission path and the second torque transmission path can be made more variable, which can be advantageous to the design of the entire torsional vibration damping arrangement and thereby can provide a space advantage.
  • the planetary gear comprises at least a first and a second toothed segment, wherein the first and the second toothed segment overlap at least partially axially.
  • the first and the second toothed segment comprise a different toothing diameter.
  • the drive ring gear with a different tooth diameter of the Planet wheel comb, as the drive sun gear.
  • the angle of rotation of the planetary gear sufficiently low, so that the teeth of the planetary gear can mesh with a counter-toothing even at a maximum angle of rotation of the planetary gear.
  • the drive ring gear may mesh with a different gear diameter of the planet gear than the drive sun gear, although both gear diameters are positioned on the same axial plane and have the same center axis B.
  • the drive ring gear meshes with the first gear segment of the planetary gear and the drive sun gear with the second gear segment of the planet gear.
  • the at least two toothed segments are at least partially axially overlapping on the planetary gear.
  • the planetary gear comprises at least a first and a second toothed segment, wherein the first and the second toothed segment are arranged axially staggered. Due to the installation space, it may be that the at least two toothed segments of the planetary gear can not be arranged in an axial plane. Due to the axial staggering of the tooth diameter, an additional construction can be created space.
  • the first and the second toothed segment comprise a different toothing diameter.
  • additional space can be obtained. If, for example, the first gear diameter is only 90 Angular degrees radially outward and the second gear diameter designed only with 90 degrees radially inward, and is the angle of rotation of the planetary gear in each direction 45 degrees, so can in the respective area in which the teeth are not present, a space of 180 degrees about the central axis B for other components, for example, for the components of the phase shifter assembly obtained.
  • the drive ring gear mesh with the first gear diameter and the drive sun gear with the second gear diameter.
  • the at least two different gear diameters are axially staggered on the planet gear.
  • the intermediate element comprises an additional mass.
  • the positioning of the additional mass on the intermediate element can be particularly advantageous for the decoupling quality.
  • the additional mass must be adapted to the overall system.
  • the phase shifter assembly and the coupling arrangement is at least partially received in a wet space which is at least partially filled with a fluid.
  • the wet space at least partially comprises an inner region of the torsional vibration damping arrangement.
  • the outer boundary of the wet space can be done by at least one housing portion forming element, such as the primary mass and a transmission-side cover plate.
  • the sealing is preferably carried out by means of sealing elements in the radially inner region around the axis of rotation A in order to achieve a reduction in friction at the sealing elements by a smaller friction diameter at the sealing elements.
  • the positioning of the sealing elements can preferably be selected so that a screwing of the torsional vibration damping arrangement, for example, the crankshaft of the drive unit, by a passage opening can be made radially inside the sealing elements by means of at least one crankshaft screw.
  • the wet space can be at least partially filled for a minimization of wear and friction, preferably with a lubricant such as oil or grease.
  • Fig. 1 is a torsional vibration damping arrangement with a planetary gear as a coupling arrangement, wherein the output area forms the planet carrier.
  • Fig. 2 is a torsional vibration damping arrangement as in Fig. 1, but with an axially stepped planetary gear.
  • Fig. 3 is a torsional vibration damping arrangement as in Fig. 2, but with two different gear diameters, which are each formed as a toothed segments.
  • Fig. 4 is a torsional vibration damping arrangement as in Fig. 3, but with a planetary gear, which comprises two toothed segments on the same axial plane.
  • Fig. 5 is a planetary gear with two different gear diameter in plan view.
  • Fig. 6 is a planetary gear similar to Fig. 5, but with partially axially offset gear segments.
  • Fig. 7 shows a torsional vibration damping arrangement as described in Fig. 4, as an application in connection with a hydrodynamic torque converter.
  • Fig. 7a shows a torque curve with closed converter clutch.
  • FIG. 7b shows a torque curve with open converter clutch.
  • FIG. 1 shows a schematic torsional vibration damping arrangement 10 which is rotatable about the axis of rotation A and operates according to the principle of a power or torque branching.
  • the torsional vibration damping arrangement 10 can be arranged in a drive train of a vehicle between a drive unit 60 and the following part of the drive train, thus for example a starting element 65, such as a friction clutch, a hydrodynamic torque converter or the like.
  • the torsional vibration damping arrangement 10 comprises an input area, generally designated 50.
  • the torque absorbed by the drive unit 60 branches into a first torque transmission path 47 and a second torque transmission path 48.
  • a coupling arrangement indicated generally by the reference numeral 41 here formed by a planetary gear 61 with a planetary gear 46
  • the torque components guided via the two torque transmission paths 47, 48 are formed by means of a first input part 53, here by a drive ring gear 13, and a second input part 54, formed here by a drive sun gear 12, introduced into the coupling arrangement 41 and brought together there again.
  • the planet 46 meshes on the one hand with the drive sun gear 12 and on the other hand with the drive ring gear 13.
  • the planetary gear 46 is rotatably mounted on a planet carrier 8.
  • the planet carrier 8 forms an output part 49 on which a friction clutch or another starting element, not shown here, can be attached.
  • a vibration system In the first torque transmission path 47, a vibration system, generally designated by reference numeral 56, is integrated.
  • the vibration system 56 is effective as a phase shifter assembly 43 and includes a primary mass 1 to be connected, for example, to the power plant 60, and a spring assembly 4 connected to the primary mass 1.
  • An output member 30 of the spring assembly 4 is further connected to an intermediate element 5, which in turn is rotatably connected to the drive ring gear 13.
  • a torque curve in the first torque transmission path 47 can extend from the drive unit 60 via the primary mass 1 into the spring arrangement 4. From the spring arrangement 4, the first torque is guided via the output element 30 and the intermediate element 5 to the drive ring gear 13. In this case, the output element 30, the intermediate element 5 and the drive ring gear 13 rotatably connected to each other. The drive ring gear 13 meshes with the planet 46 of the coupling assembly 41st
  • the second torque is passed from the drive unit 60 in a rotatably connected thereto drive Sunwheel 12.
  • the drive sun gear 12 meshes with the planetary gear 46 and thereby guides the second torque to the planetary gear 46 of the coupling assembly 41.
  • an additional mass 15 can be fastened to the intermediate element 5 in a torque-proof manner.
  • This embodiment of the torsional vibration damping assembly 10 is particularly suitable for installation in vehicles with transverse front engine, since the available axial construction space is often less than longitudinally mounted engines.
  • the application is not limited to this, but can also be carried out in any other vehicle space.
  • a torsional vibration damping arrangement 10 is as shown in Figure 1, but the planetary gear 46 has two different toothing diameters 80a and 80b, which are arranged axially staggered but have the same center axis B.
  • the drive ring gear 13 meshes with the smaller gear diameter 80a.
  • the toothing 80b With an axial spacing from the toothing 80a, the toothing 80b is positioned.
  • the gear diameter 80a and 80b are arranged so that they touch each other axially.
  • the drive sun gear 12 meshes with the larger gear diameter 80b.
  • the drive ring gear 13 can mesh with a different gear diameter of the planetary gear 46, as the drive sun gear 12. This can be particularly advantageous be, because by this arrangement, the required ratios can be displayed radially compact.
  • a torsional vibration damping arrangement 10 is as shown in Figure 2, but the different toothing diameters 80c and 80d are each performed at less than 360 degrees and may be referred to as gear segments 81c and 81d.
  • the central axis B of the gear segment 81 c and 81 d is the same.
  • the toothed segment 81 c is designed with 180 degrees and the toothed segment 81 d also with 180 degrees.
  • the angular degrees of the gear segments 81 c and 81 d may differ from these values. Different degrees of angle in the toothed segments 81 c and 81 d are possible.
  • a torsional vibration damping arrangement 10 as shown in Figure 3, but with two toothed segments 81 e and 81 f, which lie here on an axial plane. Not shown here, but also possible, is only a partial axial overlap of the toothed segments 81 e and 81 f. In this case, the sum of the angular degrees of the toothed segment 81 e and 81 f may comprise a maximum of 360 degrees. Decisive for the degrees of rotation of the toothed segments 81 e and 81 f used here is also the angle of rotation of the planetary gear 46 and the guarantee that the drive ring gear 13 and the drive sun gear 12 mesh even with the maximum angle of rotation of the planetary gear 46 with the planet 46. Thereby, that the different gear segments 81 e and 81 f lie on an axial plane, an axially compact construction can be achieved spatial, although an additional translation between the Antriebssonnenrad 12 and the planetary gear 46 acts.
  • FIG. 5 shows a possible embodiment of a planetary gear 46 with two different toothed segments 81 e and 81 f in plan view.
  • the central axis B of the toothed segment 81 e and 81 f is the same.
  • the respective toothed segment 81 e and 81 f is executed with 180 degrees.
  • the toothed segments 81 e and 81 f can be performed with different degrees, such as the toothed segment 81 e with 150 degrees and the toothed segment 81 e with 210 degrees.
  • the sum of the angular degrees of the toothed segments can also be less than 360 degrees, but a maximum of 360 degrees.
  • FIG. 6 shows a planetary gear 46 with two different gear segments 81 g and 81 h in section and in plan view. Both gear segments 81 g and 81 h have the same center axis B. In this case, the gear segment 81 g is shown with approximately 90 degrees and the gear segment 81 h with approximately 100 degrees. In this case, both tooth segments 81 g and 81 h partially overlap axially. It is easy to see how much mass can be saved by using toothed segments.
  • FIG. 7 a torsional vibration damping arrangement of the principle as described in FIG. 4 is shown as an application in connection with a hydrodynamic torque converter 90.
  • This consists predominantly of the torque converter 90 with a converter clutch 62 and the torsional vibration damping arrangement 10.
  • the torsional vibration damping arrangement 10 here also primarily comprises a first and a second torque transmission path 47 and 48, a phase shifter assembly 43 and a coupling arrangement 41.
  • FIG. 7 a shows a torque curve for a closed converter clutch 62
  • FIG. 7 b shows a torque curve for an open converter clutch 62.
  • FIGS. 7a and 7b can be seen with reference to the descriptions in FIG.
  • a total torque Mg which may come from a drive unit 60, such as an internal combustion engine, passes via a crankshaft 19 to a converter housing 95. Further, the total torque Mg via a converter clutch drive 63rd directed into the converter clutch 62. Due to the closed converter clutch 62, the total torque Mg via a converter clutch output 64 in the torsional vibration damping assembly 10, here to a guide plate 59 which is rotatably connected to the converter clutch output 64, passed. From the guide plate 59, the total torque Mg is divided into a first torque Mg1 and a second torque Mg2. The first torque Mg1 passes from the guide plate 59 to an inner spring set 58.
  • the first torque Mg1 is led via a hub disc 16 to an outer spring set 57.
  • the first torque Mg1 passes via a stop element 20 and an intermediate element 5, which is designed here as a drive Hohlradvic 1 1 and rotatably connected to the stop element 20, to a Antriebshohlrad 13 which is rotatably connected to the Antriebshohlradong 1 1.
  • the drive ring gear 13 meshes with a gear segment 81 g of a planetary gear 46 and performs the first torque Mg1 to the planetary gear 46th
  • the second torque Mg2 passes via the guide plate 59 to a, connected to the guide plate 59 rotatably connected drive sun gear carrier 17.
  • a drive sun gear 12 is rotatably connected.
  • the drive sun gear carrier 17 and the drive sun gear 12 can also be manufactured as one component.
  • the second torque Mg ⁇ b> 2 continues to the drive sun gear 12.
  • the drive sun gear 12 meshes with a toothed segment 81 h of the planetary gear 46 and thus guides the second torque ment Mg2 to the planet 46.
  • the first torque Mg1 and the second torque Mg2 is brought together again at the planet 46.
  • a vibration component in the first torque Mg1 which is passed through the first torque transmission path 47 through the phase shifter assembly 43, by the phase shift ideally 180 degrees to the vibration component in the second torque Mg2, which is not passed through the phase shifter 43, phase-shifted. Consequently, ideally the planetary gear 46 would destructively overlap the first torque Mg1 with a 180 degree out-of-phase component and the second torque Mg2 such that the total torque Mg is applied to the planet carrier 8 without torsional vibration components.
  • the planet carrier 8 is rotatably connected to a driven flange 36, to which in turn the transmission input shaft, not shown, is rotatably connected and the total torque M, in the ideal case without vibration components, to a transmission, not shown here, passes on.
  • a turbine wheel 75 is rotatably connected via a carrier 71 which is rotatably connected to the intermediate element 5.
  • additional masses 76 can be provided which increase the mass moment of inertia of the intermediate element 5 and thus can have a positive effect on the phase shift.
  • the turbine wheel 75 here also forms a connection to a bearing 72.
  • an additional thrust bearing 73 is inserted between a thrust washer 77 and the output flange 36, so that in addition a rotatably connected to the turbine 75 bearing disc 78 between the bearing 22 axially to be led.
  • the use of the planetary gear 46 with two different, partially axially overlapping toothed segments 81 g and 81 h is possible because a rotation angle of the planetary gear 46 is sufficiently low. Characterized in that the toothed segment 81 h, which meshes with the Antriebssonnenrad 12, is greater than the toothed segment 81 g, which meshes with the Antriebshohlrad 13, the amount of stationary translation increases compared to a transmission with known planetary gears with the same outer dimensions.
  • the two toothed segments 81 g and 81 h of the planetary gear 46 may also be partially offset axially relative to one another as shown.
  • the total torque Mo is passed through the converter housing 95 and a connecting plate 67 and further to a pump 74.
  • the impeller 74 rotationally fixed, preferably by means of a welded ßfact, connected to the connecting plate 67.
  • the connecting plate 67 is in turn rotationally fixed, preferably by means of a welded ßtagen, connected to the converter housing 95.
  • the torque converter 90 thus applies the total torque Mo to the impeller 74.
  • a torque Mt is applied to the turbine wheel 75.
  • the two torque components Mt1 and Mt2 are reconnected to the planetary gear 46 again.
  • the converged torque Mt, the output flange 36, the rotationally fixed preferably by means of a welded ßthetic connected to the planet 8, forwarded.
  • the output flange 36 and the planet carrier 8 are designed as one component. From the output flange 36, the merged torque Mt to a transmission, not shown here or a similar component, are passed.

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Abstract

Eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfasst einen zur Drehung um eine Drehachse Aanzutreibenden Eingangsbereich (50) und einen Ausgangsbereich, (55) sowie einen ersten Drehmomentübertragungsweg (47) und parallel dazu einen zweiten Drehmomentübertragungsweg (48), die von dem Eingangsbereich ausgehen und eine, mit dem Ausgangsbereich in Verbindung stehende Koppelanordnung (41) zur Überlagerung der über die beiden Drehmomentübertragungswege geleiteten Drehmomente und eine Phasenschieberanordnung (43) für den ersten Drehmomentübertragungsweg zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichformigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichformigkeiten. Dabei umfasst der Ausgangsbereich einen Planetenradträger (8), an dem ein Planetenrad (46) drehbar gelagert is1 und wobei der Planetenradträger drehfest mit dem Ausgangsbereich verbunden ist.

Description

Drehschwinqunqsdämpfunqsanordnunq für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung, für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend einen zur Drehung um eine Drehachse A anzutreibenden Eingangsbereich und einen Ausgangsbereich, wobei zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich ein erster Drehmomentübertragungsweg und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg sowie eine Koppelanordnung zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege geleiteten Drehmomente vorgesehen sind, wobei im ersten Drehmomentübertragungsweg eine Phasenschieberanordnung zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist.
Aus der deutschen Patentanmeldung DE 10 201 1 007 1 18 A1 ist eine gattungsgemäße Drehschwingungsdämpfungsanordnung bekannt, welche das in einen Eingangsbereich beispielsweise durch eine Kurbelwelle eines Antriebsaggregates eingeleitete Drehmoment in einen über einen ersten Drehmomentübertragungsweg übertragenen Drehmomentenanteil und einen über einen zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehmomentenanteil aufteilt. Bei dieser Drehmomentenaufteilung wird nicht nur ein statisches Drehmoment aufgeteilt, sondern auch die im zu übertragenen Drehmoment enthaltenen Schwingungen bzw. Drehungleichförmigkeiten, beispielsweise generiert durch die periodisch auftretenden Zündungen in einem Antriebsaggregat, werden anteilig auf die beiden Drehmomentübertragungswege aufgeteilt. In einer Koppelanordnung, die als ein Planetengetriebe mit einem Planetenradträger ausgeführt sein kann, werden die über die beiden Drehmomentübertragungswege übertragenen Drehmomentenanteile wieder zusammengeführt und dann als ein Gesamtdrehmoment in den Ausgangsbereich, beispielsweise eine Reibkupplung oder dergleichen, eingeleitet. In zumindest einem der Drehmomentübertragungswege ist eine Phasenschieberanordnung mit einem Eingangselement und einem Ausgangselement vorgesehen, welche nach Art eines Schwingungsdämpfers, also mit einer Primärseite und einer durch die Kompressibilität einer Federanordnung bezüglich dieser verdrehbaren Sekundärseite, aufgebaut ist. Insbesondere dann, wenn dieses Schwingungssystem in einen überkritischen Zustand übergeht, also mit Schwingungen angeregt wird, die über der Resonanzfrequenz des Schwingungssystems liegen, tritt eine Phasenverschiebung von bis zu 180° auf. Dies bedeutet, dass bei maximaler Phasenverschiebung die vom Schwingungssystem abgegebenen Schwingungsanteile bezüglich der vom Schwingungssystem aufgenommenen Schwingungsanteile um 180 ° phasenverschoben sind. Da die über den anderen Drehmomentübertragungsweg geleiteten Schwingungsanteile keine oder ggf. eine andere Phasenverschiebung erfahren, können die in den zusammengeführten Drehmomentenanteilen enthaltenen und bezüglich einander dann phasenverschobenen Schwingungsanteile einander destruktiv überlagert werden, so dass im Idealfall das in den Ausgangsbereich eingeleitete Gesamtdrehmoment ein im Wesentlichen keine Schwingungsanteile enthaltenes statisches Drehmoment ist.
Ausgehend vom erläuterten Stand der Technik ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung so weiterzubilden, dass diese ein noch weiter verbessertes Schwingungsdämpfungsverhalten und einen geringen axialen Bau räum aufweist.
Diese Aufgabe wird durch eine gattungsgemäße Drehschwingungsdämpfungs- anordnung, welche zusätzlich das kennzeichnende Merkmal des Anspruches 1 um- fasst, gelöst.
Gemäß der Erfindung wird diese Aufgabe gelöst durch eine Drehschwingungsdämp- fungsanordnung für einen Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend einen zur Drehung um eine Drehachse A anzutreibenden Eingangsbereich und einen Ausgangsbereich, wobei zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich ein erster Drehmomentübertragungsweg und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg, sowie eine, mit dem Ausgangsbereich in Verbindung stehende Koppelanordnung zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege geleiteten Drehmomente vorgesehen sind und wobei im ersten Drehmomentübertragungsweg eine Phasenschieberanordnung zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist. Dabei umfasst der Ausgangsbereich einen Planetenradträger, an dem ein Planetenrad drehbar gelagert ist und wobei der Planetenradträger drehfest mit dem Ausgangsbereich verbunden ist.
Dabei kann die Federanordnung der Phasenschieberanordnung zumindest aus einem Federsatz , der vorteilhaft eine Schraubenfeder umfasst, bestehen. Bei der Verwendung von zumindest zwei Federsätzen können diese sowohl in paralleler als auch in serieller Wirkweise angeordnet sein.
Das Drehmoment, das von einem Ausgang eines Antriebsaggregates, beispielsweise einer Kurbelwelle kommen kann, kann wie folgt mittels der Drehschwingungsdämp- fungsanordnung aufgeteilt und weitergeleitet werden.
Bei einem Drehmomentverlauf in axialer Richtung um die Drehachse A von dem Eingangsbereich zu dem Ausgangsbereich wird im ersten Drehmomentübertragungsweg der Federsatz über die Primärmasse mit einem ersten Drehmoment beaufschlagt. Von dem Federsatz gelangt das erste Drehmoment über ein Ausgangselement an ein, mit dem Ausgangselement drehfest verbundenes Antriebshohlrad, welches mit dem Planetenrad kämmt. Dabei ist das Planetenrad drehbar auf einem Planetenradträger gelagert, wobei der Planetenradträger drehfest mit dem Ausgangsbereich verbunden ist. In dem zweiten Drehmomentübertragungsweg gelangt das zweite Drehmoment an ein Antriebssonnenrad, das drehfest mit dem Eingangsbereich verbunden ist. Das Antriebssonnenrad kämmt mit dem Planetenrad. Folglich vereinen sich an dem Planetenrad das erste und das zweite Drehmoment wieder. Da im ersten Drehmomentübertragungsweg das erste Drehmoment mittels der Phasenschieberanordnung eine Phasenverschiebung erfährt, werden am Planetenrad im Idealfall das erste, phasenverschobene Drehmoment und das zweite, nicht phasenverschobene Drehmoment in der Form destruktiv überlagert, dass die Drehschwingungen, die vom Antriebsaggregat einer Verbrennungsmaschine kommen können, durch die Überlagerung ausgeglichen werden und ein Drehmoment ohne Drehschwingungen an den Planetenradträger weiter geführt wird. Damit wird die Drehschwingung im Drehmoment, die im Eingangsbereich der Drehschwingungsdämpfungsanordnung vorhanden ist, durch eine Aufteilung des Drehmoments in ein erstens und ein zweites Drehmoment und damit in zwei Drehmomentübertragungswege, durch die Phasenverschiebung mittels der Phasenschieberanordnung im ersten Drehmomentübertragungsweg, durch eine nicht phasenverschobene Weiterleitung des Drehmomentes im zweiten Drehmomentübertragungsweg und durch die destruktive Überlagerung des ersten und des zweiten Drehmomentes in der Koppelanordnung ausgeglichen und es gelangt im Idealfall ein Drehmoment ohne Drehschwingungen an den Ausgangsbereich und damit an beispielsweise eine Reibkupplung, einen Wandler oder an ein ähnliches Bauteil.
Vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen der Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben.
In einer vorteilhaften Ausführung umfasst die Koppelanordnung ein erstes und ein zweites Eingangsteil, in die über den ersten und den zweiten Drehmomentübertragungsweg geführte Drehmomente eingeleitet werden, sowie eine Überlagerungseinheit, in der die eingeleiteten Drehmomente wieder zusammengeführt werden und ein Ausgangsteil, das das zusammengeführte Drehmoment zum Beispiel an eine Reibkupplung weiterführt. Das erste Eingangsteil ist in seiner Wirkrichtung auf der einen Seite mit der Phasenschieberanordnung und auf der anderen Seite mit der Überlagerungseinheit ver- bunden. Das zweite Eingangsteil ist in seiner Wirkrichtung auf der einen Seite mit dem Eingangsbereich und auf der anderen Seite mit der Überlagerungseinheit verbunden. Die Überlagerungseinheit wiederum ist in ihrer Wirkrichtung auf der einen Seite sowohl mit dem ersten als auch mit dem zweiten Eingangsteil und auf der anderen Seite mit dem Ausgangsteil verbunden. Das Ausgangsteil bildet den Ausgangsbereich und kann in einer vorteilhaften Ausgestaltung eine Reibkupplung aufnehmen.
Um in einfacher Art und Weise die Phasenverschiebung in einem der Drehmomentübertragungswege erlangen zu können, wird vorgeschlagen, dass die Phasenschieberanordnung ein Schwingungssystem mit einer Primärmasse und einer gegen die Wirkung einer Federanordnung bezüglich der Primärmasse um die Drehachse A drehbaren Sekundärmasse umfasst. Ein derartiges Schwingungssystem kann also nach Art eines an sich bekannten Schwingungsdämpfers aufgebaut sein, bei dem insbesondere durch Beeinflussung der primärseitigen Masse und der sekundärseitigen Masse bzw. auch der Steifigkeit der Federanordnung die Resonanzfrequenz des Schwingungssystems definiert eingestellt werden kann und damit auch festgelegt werden kann, bei welcher Frequenz ein Übergang in den überkritischen Zustand auftritt.
In einer weiteren günstigen Ausführungsform umfasst das Planetengetriebe ein Antriebssonnenrad und ein Antriebshohlrad, wobei das Antriebssonnenrad drehfest mit der Primärmasse und das Antriebshohlrad drehfest mit einem Zwischenelement verbunden ist und wobei das Antriebssonnenrad und das Antriebshohlrad mit dem Planetenrad kämmen. Dabei ist das Zwischenelement drehfest mit dem Ausgangselement der Phasenschieberanordnung verbunden. Durch diese Ausführungsform kann die Koppelanordnung axial kompakt ausgeführt werden, da das Antriebssonnenrad und das Antriebshohlrad axial überdeckend angeordnet werden können.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform kann das Planetenrad zumindest einen ersten und einen zweiten Verzahnungsdurchmesser umfassen, wobei die Verzahnungsdurchmesser axial gestaffelt angeordnet sind und wobei das Antriebshohlrad mit dem ersten Verzahnungsdurchmesser und das Antriebssonnenrad mit dem zweiten Verzahnungsdurchmesser kämmt. Mit dieser Ausführungsform kann ein Bau räum berücksichtigt werden, bei dem das Antriebshohlrad und das Antriebssonnenrad, aus Bauraumgründen nicht auf einer axialen Ebene liegen können. Dies kann beispielsweise dann der Fall sein, wenn die Phasenschieberanordnung im radial inneren Bereich der axialen Ebene liegt, auf der das Antriebshohlrad positioniert ist.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform zu der vorangegangenen Ausführungsform sind der erste und der zweite Verzahnungsdurchmesser unterschiedlich ausgeführt. Durch diese Ausführungsform können die Übersetzungsverhältnisse zwischen dem ersten Drehmomentübertragungsweg und dem zweiten Drehmomentübertragungsweg variabler gestaltet werden, was sich vorteilhaft auf die Auslegung der gesamten Drehschwingungsdämpfungsanordnung auswirken kann und dabei einen Bauraumvorteil bieten kann.
Eine weitere günstige Ausführungsform sieht vor, dass das Planetenrad zumindest ein erstes und ein zweites Verzahnungssegment umfasst, wobei das erste und das zweite Verzahnungssegment sich zumindest teilweise axial überdecken. Dadurch, dass die Verzahnungen nicht über 360 Winkelgrade ausgeführt sind, sondern nur als Segmente, also als Teilbereiche ausgebildet sind, kann im Bereich der Verzahnung die Masse reduziert werden, was sich positiv auf eine Entkopplungsgüte und damit positiv auf die Phasenverschiebung der Drehschwingungen auswirken kann. Dies setzt voraus, dass der Verdrehwinkel des Planetenrades hinreichend gering ist, so dass die Verzahnungen des Planetenrades auch bei einem maximalen Verdrehwinkel des Planetenrades noch mit einer Gegenverzahnung kämmen kann.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform zu der vorangegangenen Ausführungsform umfassen das erste und das zweite Verzahnungssegment einen unterschiedlichen Verzahnungsdurchmesser. Durch diese Ausführungsform kann beispielsweise auf einer axialen Ebene das Antriebshohlrad mit einem anderen Verzahnungsdurchmesser des Planetenrades kämmen, als das Antriebssonnenrad. Dies ist allerdings nur möglich, wenn der Verdrehwinkel des Planetenrades hinreichend gering, so dass die Verzahnungen des Planetenrades auch bei einem maximalen Verdrehwinkel des Planetenrades noch mit einer Gegenverzahnung kämmen kann. Je nach dem benötigten Übersetzungsverhältnis kann somit das Antriebshohlrad mit einem anderen Verzahnungsdurchmesser des Planetenrades kämmen, als das Antriebssonnenrad, obwohl beide Verzahnungsdurchmesser auf der gleichen axialen Ebene positioniert sind und dieselbe Mittelachse B besitzen. Dies ermöglicht eine platzsparende Bauweise in axialer und radialer Richtung. Weiter treten durch die unterschiedlichen Verzahnungsdurchmesser, die in einer axialen Ebene liegen, keine Kippmomente um die Mittelachse B des Planetenrades auf. Dies entlastet die Lagerung des Planetenrades und die Verzahnung des Planetenrades.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform zu der vorangehend erwähnten Ausführung kämmt das Antriebshohlrad mit dem ersten Verzahnungssegment des Planetenrades und das Antriebssonnenrad mit dem zweiten Verzahnungssegment des Planetenrades. Dabei befinden sich, wie bereits erwähnt, die zumindest zwei Verzahnungssegmente zumindest teilweise axial überlappend auf dem Planetenrad.
Eine weitere günstige Ausführungsform sieht vor, dass das Planetenrad zumindest ein erstes und ein zweites Verzahnungssegment umfasst, wobei das erste und das zweite Verzahnungssegment axial gestaffelt angeordnet sind. Auf Grund des Bauraumes kann es sein, dass die zumindest zwei Verzahnungssegmente des Planetenrades nicht in einer axialen Ebene angeordnet werden können. Durch die axiale Staffelung der Verzahnungsdurchmesser kann ein zusätzlicher Bau räum geschaffen werden.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform zu der vorangehend erwähnten Ausführung umfassen das erste und das zweite Verzahnungssegment einen unterschiedlich Verzahnungsdurchmesser. Durch diese Ausführungsform kann zusätzlicher Bauraum gewonnen werden. Wird beispielsweise der erste Verzahnungsdurchmesser nur mit 90 Winkelgraden radial außen und der zweite Verzahnungsdurchmesser nur mit 90 Winkelgrade radial innen ausgeführt, und ist der Verdrehwinkel des Planetenrades in jede Richtung 45 Winkelgrade, so kann in dem jeweiligen Bereich, in dem die Verzahnung nicht vorhanden ist, ein Bauraum von 180 Winkelgraden um die Mittelachse B für andere Bauteile , beispielsweise für die Bauteile der Phasenschieberanordnung, gewonnen werden.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform zu der vorangehend erwähnten Ausführung kämmen das Antriebshohlrad mit dem ersten Verzahnungsdurchmesser und das Antriebssonnenrad mit dem zweiten Verzahnungsdurchmesser. Dabei befinden sich, wie bereits erwähnt, die zumindest zwei unterschiedlichen Verzahnungsdurchmesser axial gestaffelt auf dem Planetenrad.
In einer weiteren günstigen Ausführungsform zu den vorgehend beschriebenen Ausführungsformen umfasst das Zwischenelement eine Zusatzmasse. Die Positionierung der Zusatzmasse an dem Zwischenelement kann besonders vorteilhaft für die Entkopplungsgüte sein. Dabei ist die Zusatzmasse auf das Gesamtsystem abzustimmen.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform zu den vorgehend beschriebenen Ausführungsformen ist die Phasenschieberanordnung und die Koppelanordnung zumindest teilweise in einem Nassraum aufgenommen, der zumindest teilweise mit einem Fluid befüllt ist. Dabei umfasst der Nassraum zumindest teilweise einen Innenbereich der Drehschwingungsdämpfungsanordnung. Die äußere Begrenzung des Nassraumes kann durch zumindest ein Gehäuseabschnitt bildendes Element, wie beispielsweise die Primärmasse und ein getriebeseitiges Deckblech erfolgen. Die Abdichtung erfolgt bevorzugt mittels Dichtelementen im radial inneren Bereich um die Drehachse A, um eine Reibungsreduzierung an den Dichtelementen durch einen geringeren Reibdurchmesser an den Dichtelementen zu erreichen. Die Positionierung der Dichtelemente kann bevorzugt so gewählt werden, dass eine Verschraubung der Drehschwingungs- dämpfungsanordnung an beispielsweise die Kurbelwelle des Antriebsaggregates, durch eine Durchgriffsöffnung radial innerhalb der Dichtelemente mittels zumindest einer Kurbelwellenschraube erfolgen kann. Dies stellt einen Vorteil hinsichtlich der Montage der Drehschwingungsdämpfungsanordnung an das Antriebsaggregat dar. Der Nassraum kann zu einer Verschleiß- und Reibungsminimierung bevorzugt mit einem Schmiermittel wie Öl oder Fett zumindest teilweise befüllt werden.
Im Folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand der beiliegenden Figuren erläutert. Es zeigt in:
Fig. 1 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit einem Planetengetriebe als eine Koppelanordnung, wobei der Ausgangsbereich den Planetenradträger bildet.
Fig. 2 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung wie in Fig. 1 , jedoch mit einem axial gestuften Planetenrad.
Fig. 3 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung wie in Fig. 2, jedoch mit zwei unterschiedliche Verzahnungsdurchmessern, die jeweils als Verzahnungssegmente ausgebildet sind.
Fig. 4 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung wie in Fig. 3, jedoch mit einem Planetenrad, welches zwei Verzahnungssegmente auf derselben axialen Ebene umfasst.
Fig. 5 ein Planetenrad mit zwei unterschiedlichen Verzahnungsdurchmesser in der Draufsicht.
Fig. 6 ein Planetenrad ähnlich wie unter Fig. 5, jedoch mit teilweise axial versetzten Verzahnungssegmenten.
Fig. 7 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung wie in Fig. 4 beschrieben, als eine Anwendung in Verbindung mit einem hydrodynamischen Drehmomentwandler.
Fig. 7a einen Drehmomentverlauf bei geschlossener Wandlerkupplung.
Fig. 7b einen Drehmomentverlauf bei geöffneter Wandlerkupplung. In Fig. 1 ist eine schematische, um die Drehachse A drehbare Drehschwingungsdämp- fungsanordnung 10 dargestellt, welche nach dem Prinzip einer Leistungs- bzw. Dreh- momentenaufzweigung arbeitet. Die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 kann in einem Antriebsstrang eines Fahrzeugs zwischen einem Antriebsaggregat 60 und dem folgenden Teil des Antriebsstrangs, also beispielsweise ein Anfahrelement 65, wie eine Reibungskupplung, ein hydrodynamischer Drehmomentwandler oder dergleichen, angeordnet werden.
Die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 umfasst einen allgemein mit 50 bezeichneten Eingangsbereich. Im Eingangsbereich 50 zweigt sich das von dem Antriebsaggregat 60 aufgenommene Drehmoment in einen ersten Drehmomentübertragungsweg 47 und einen zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 auf. Im Bereich einer allgemein mit der Bezugsziffer 41 bezeichneten Koppelanordnung, hier gebildet durch ein Planetengetriebe 61 mit einem Planetenrad 46, werden die über die beiden Drehmomentübertragungswege 47, 48 geleiteten Drehmomentenanteile mittels eines ersten Eingangsteils 53, hier durch ein Antriebshohlrad 13 gebildet, und eines zweiten Eingangsteils 54, hier durch ein Antriebssonnenrad 12 gebildet, in die Koppelanordnung 41 eingeleitet und dort wieder zusammengeführt. Das Planetenrad 46 kämmt einerseits mit dem Antriebssonnenrad 12 und andererseits mit dem Antriebshohlrad 13. Dabei ist das Planetenrad 46 auf einem Planetenradträger 8 drehbar gelagert. Der Planetenradträger 8 bildet dabei ein Ausgangsteil 49 an dem eine Reibkupplung oder ein anderes Anfahrelement, hier nicht dargestellt, angebracht sein können.
In dem ersten Drehmomentübertragungsweg 47 ist ein allgemein mit der Bezugsziffer 56 bezeichnetes Schwingungssystem integriert. Das Schwingungssystem 56 ist als eine Phasenschieberanordnung 43 wirksam und umfasst eine, beispielsweise an das Antriebsaggregat 60, anzubindende Primärmasse 1 , sowie eine, mit der Primärmasse 1 verbundene Federanordnung 4. Ein Ausgangselement 30 der Federanordnung 4 ist weiter mit einem Zwischenelement 5 verbunden, welches wiederum dreh fest mit dem Antriebshohlrad 13 verbunden ist.
Ein Drehmomentverlauf im ersten Drehmomentübertragungsweg 47 kann von dem Antriebsaggregat 60 kommend über die Primärmasse 1 in die Federanordnung 4 verlaufen. Von der Federanordnung 4 wird das erste Drehmoment über das Ausgangselement 30 und das Zwischenelement 5 zu dem Antriebshohlrad 13 geführt. Dabei sind das Ausgangselement 30, das Zwischenelement 5 und das Antriebshohlrad 13 drehfest miteinander verbunden. Das Antriebshohlrad 13 kämmt dabei mit dem Planetenrad 46 der Koppelanordnung 41 .
Im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 wird das zweite Drehmoment von dem Antriebsaggregat 60 in ein damit drehfest verbundenes Antriebssonnenrad 12 geleitet. Das Antriebssonnenrad 12 kämmt mit dem Planetenrad 46 und führt dadurch das zweite Drehmoment zu dem Planetenrad 46 der Koppelanordnung 41 .
Folglich gelangen über die zwei Drehemomentübertragungswege 47 und 48 das erste und das zweite Drehmoment an das Planetenrad 46 und werden dort wieder zusammen geführt. Das zusammengeführte Drehmoment wird demnach über das Planetenrad 46 in den Planetenradträger 8 und damit zu dem Ausgangsbereich 55 geleitet, an dem das Anfahrelement 65, beispielsweise, hier nicht dargestellt, eine Anfahrkupplung oder ein ähnliches Anfahrelement angebracht sein kann.
Dadurch, dass das Antriebshohlrad 13 und das Antriebssonnenrad 12 auf einer axialen Ebene, radial nacheinander positioniert sind entsteht durch das Einleiten des ersten und des zweiten Drehmomentes an das Planetenrad 46 kein zusätzliches Kippmoment auf das Planetenrad 46. Dies ist vorteilhaft für die Lebensdauer der Verzahnung und kann dazu führen, dass die Verzahnung einfacher und damit günstiger in der Herstellung ausgeführt sein kann. Weiter ist diese Anordnung von Antriebshohlrad 13 und Antriebs- sonnenrad 12 auf einer axialen Ebene vorteilhaft für einen kompakten axialen Bauraum. Der zur Verfügung stehende Bau räum wird durch die Verwendung des Antriebssonnenrades 12 radial innen, des Antriebshohlrades 13 radial außen und des Planetenrades 46 zwischen dem Antriebssonnenrad 12 und dem Antriebshohlrad 13 vorteilhaft genutzt. Durch die hier gezeigte Ausführungsform mit dem Planetenradträger 8 als Ausgangsteil 49 kann eine geringe Massenträgheit des Ausgangsteiles 49 erreicht werden. Gleichzeitig kann die Massenträgheit an dem Zwischenelement 5 beibehalten, was als vorteilhaft zu sehen ist.
Für den Fall, dass die Massenträgheit des Zwischenelementes 5 zur Erreichung der Entkopplungsgüte nicht ausreicht, kann eine Zusatzmasse 15 an das Zwischenelement 5 drehfest befestigt werden.
Diese Ausführungsform der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 eignet sich besonders für den Einbau in Fahrzeugen mit querliegendem Frontmotor, da der zu Verfügung stehende axiale Bau räum oftmals geringer ist, als bei längs eingebauten Motoren. Die Anwendung ist aber nicht darauf beschränkt, sondern kann auch in jeden anderen Fahrzeugbauraum ausgeführt werden.
In Figur 2 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 wie in Figur 1 dargestellt, jedoch besitzt das Planetenrad 46 zwei unterschiedliche Verzahnungsdurchmesser 80a und 80b, die axial gestaffelt angeordnet sind aber dieselbe Mittelachse B besitzen. Dabei kämmt das Antriebshohlrad 13 mit dem kleineren Verzahnungsdurchmesser 80a. Mit einer axialen Beabstandung von der Verzahnung 80a ist die Verzahnung 80b positioniert. Hier nicht gezeigt, aber auch möglich ist, dass die Verzahnungsdurchmesser 80a und 80b so angeordnet sind, dass sie sich axial berühren. Das Antriebssonnenrad 12 kämmt mit dem größeren Verzahnungsdurchmesser 80b. Durch diese Ausführungsform kann das Antriebshohlrad 13 mit einem anderen Verzahnungsdurchmesser des Planetenrades 46 kämmen, als das Antriebssonnenrad 12. Dies kann besonders vorteilhaft sein, da durch diese Anordnung die benötigten Übersetzungsverhältnisse radial kompakter dargestellt werden können.
In Figur 3 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 wie in Figur 2 dargestellt, jedoch sind die unterschiedlichen Verzahnungsdurchmesser 80c und 80d mit jeweils weniger als 360 Winkelgraden ausgeführt und können als Verzahnungssegmente 81 c und 81 d bezeichnet werden. Dabei ist die Mittelachse B von dem Verzahnungssegment 81 c und 81 d gleich. In der gezeigten Ausführung ist das Verzahnungssegment 81 c mit 180 Winkelgraden und das Verzahnungssegment 81 d auch mit 180 Winkelgraden ausgeführt. Die Winkelgrade von den Verzahnungssegmenten 81 c und 81 d können aber von diesen Werten abweichen. Auch unterschiedliche Winkelgrade bei den Verzahnungssegmenten 81 c und 81 d sind möglich. Als entscheidendes Kriterium mit wie vielen Winkelgraden die Verzahnungssegmenten 81 c und 81 d auszuführen sind kann ein maximaler Verdrehwinkel des Planetenrades 46 maßgebend sein. Es muss bei dem maximalen Verdrehwinkel des Planetenrades 46 das Kämmen des Antriebshohlrades und des Antriebssonnenrades mit dem Planetenrad erfolgen können. Durch eine Reduzierung der Winkelgrade der ausgeführten Verzahnungssegmente 81 c und 81 d kann auch Masse eingespart werden. Ferner kann dadurch in dem Bereich, in dem die Verzahnung nicht ausgeführt ist ein zusätzlicher Bauraum gewonnen werden. Weiter kann eine Fertigung von Verzahnungen mit weniger als 360 ausgeführten Winkelgraden kostengünstiger sein und damit als vorteilhaft angesehen werden.
In Figur 4 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 wie in Figur 3 dargestellt, jedoch mit zwei Verzahnungssegmenten 81 e und 81 f, die hier auf einer axialen Ebene liegen. Hier nicht dargestellt, aber auch möglich, ist eine nur teilweise axiale Überdeckung der Verzahnungssegmente 81 e und 81 f. Dabei kann die Summe der Winkelgrade des Verzahnungssegmentes 81 e und 81 f maximal 360 Winkelgrade umfassen. Ausschlaggebend für die verwendeten Winkelgrade der Verzahnungssegmente 81 e und 81 f ist auch hier der Verdrehwinkel des Planetenrades 46 und die Gewährleistung, dass das Antriebshohlrad 13 und das Antriebssonnenrad 12 auch bei dem maximalen Verdrehwinkel des Planetenrades 46 noch mit dem Planetenrad 46 kämmen. Dadurch, dass die unterschiedlichen Verzahnungssegmente 81 e und 81 f auf einer axialen Ebene liegen kann ein axial kompakter Bau räum erreicht werden, obwohl eine zusätzliche Übersetzung zwischen dem Antriebssonnenrad 12 und dem Planetenrad 46 wirkt.
In Figur 5 ist eine mögliche Ausführung eines Planetenrades 46 mit zwei unterschiedlichen Verzahnungssegmenten 81 e und 81 f in der Draufsicht gezeigt. Dabei ist die Mittelachse B des Verzahnungssegmentes 81 e und 81 f dieselbe. In der hier gezeigten Ausführung ist das jeweilige Verzahnungssegment 81 e und 81 f mit 180 Winkelgraden ausgeführt. Hier nicht abgebildet, können aber auch die Verzahnungssegmenten 81 e und 81 f mit unterschiedlichen Winkelgraden ausgeführt werden, wie beispielsweise das Verzahnungssegment 81 e mit 150 Winkelgraden und das Verzahnungssegment 81 e mit 210 Winkelgraden. Die Summe der Winkelgrade von den Verzahnungssegmenten kann dabei auch weniger als 360 Winkelgrade betragen, aber maximal zusammen 360 Winkelgrade.
In Figur 6 ist ein Planetenrad 46 mit zwei unterschiedlichen Verzahnungssegmenten 81 g und 81 h im Schnitt und in der Draufsicht zu sehen. Beide Verzahnungssegmenten 81 g und 81 h haben dieselbe Mittelachse B. Dabei ist das Verzahnungssegment 81 g mit ca. 90 Winkelgraden und das Verzahnungssegment 81 h mit ca. 100 Winkelgraden dargestellt. Dabei überlappen sich beide Verzahnungssegmente 81 g und 81 h teilweise axial. Hier ist gut zu sehen, wie viel Masse bei der Verwendung von Verzahnungssegmenten eingespart werden kann.
In Figur 7 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung vom Prinzip wie in Fig. 4 beschrieben, als Anwendung in Verbindung mit einem hydrodynamischen Drehmomentwandler 90 dargestellt. Diese besteht vorwiegend aus dem Drehmomentwandler 90 mit einer Wandlerkupplung 62 und der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10. Die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 umfasst dabei vornehmlich auch hier einen ersten und einen zweiten Drehmomentübertragungsweg 47 und 48, eine Phasenschieberanordnung 43 und eine Koppelanordnung 41 . Zur einer besseren Verdeutlichung ist in der Figur 7a ein Drehmomentverlauf bei einer geschlossenen Wandlerkupplung 62 und in Figur 7b ein Drehmomentverlauf bei einer geöffneten Wandlerkupplung 62 dargestellt. Die Figuren 7a und 7b sind in Bezug auf die Beschreibungen in Figur 7 zu sehen.
Bei einer geschlossenen Wandlerkupplung 62 mit dem Drehmomentverlauf, gezeigt in Figur 7a, gelangt ein Gesamtdrehmoment Mg, das von einem Antriebsaggregat 60, beispielsweise einem Verbrennungsmotor, kommen kann, über eine Kurbelwelle 19 an ein Wandlergehäuse 95. Weiter wird das Gesamtdrehmoment Mg über einen Wandlerkupplungsantrieb 63 in die Wandlerkupplung 62 geleitet. Auf Grund der geschlossenen Wandlerkupplung 62 wird das Gesamtdrehmoment Mg über einen Wandlerkupplungsabtrieb 64 in die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10, hier an ein Führungsblech 59, das drehfest mit dem Wandlerkupplungsabtrieb 64 verbunden ist, geleitet. Von dem Führungsblech 59 wird das Gesamtdrehmoment Mg in ein erste Drehmoment Mg1 und ein zweites Drehmoment Mg2 aufgeteilt. Das erste Drehmoment Mg1 gelangt von dem Führungsblech 59 an einen Innenfedersatz 58. Von dem Innenfedersatz 58 wird das erste Drehmoment Mg1 über eine Nabenscheibe 16 an einen Außenfedersatz 57 geleitet. Von dem Außenfedersatz gelangt das erste Drehmoment Mg1 über ein Anschlagelement 20 und ein Zwischenelement 5, das hier als ein Antriebshohlradträger 1 1 ausgeführt ist und drehfest mit dem Anschlagelement 20 verbunden ist, an ein Antriebshohlrad 13, das drehfest mit dem Antriebshohlradträger 1 1 verbunden ist. Dabei kämmt das Antriebshohlrad 13 mit einem Verzahnungssegment 81 g eines Planetenrades 46 und führt das erste Drehmoment Mg1 an das Planetenrad 46.
Das zweite Drehmoment Mg2 gelangt über das Führungsblech 59 an einen, mit dem Führungsblech 59 drehfest verbundenen Antriebssonnenradträger 17. An dem An- triebssonnenradträger 17 ist ein Antriebssonnenrad 12 drehfest verbunden. Der Antriebssonnenradträger 17 und das Antriebssonnenrad 12 können dabei aber auch als ein Bauteil gefertigt werden. Folglich wird das zweite Drehmoment Mg2 an das Antriebssonnenrad 12 weitergeführt. Dabei kämmt das Antriebssonnenrad 12 mit einem Verzahnungssegment 81 h des Planetenrades 46 und führt somit das zweite Drehmo- ment Mg2 an das Planetenrad 46. Somit wird an dem Planetenrad 46 das erste Drehmoment Mg1 und das zweite Drehmoment Mg2 wieder zusammen geführt. Dabei wird ein Schwingungsanteil im ersten Drehmoment Mg1 , das über den ersten Drehmomentübertragungsweg 47 durch die Phasenschieberanordnung 43 geleitet wird, durch die Phasenverschiebung im Idealfall um 180 Grad zu dem Schwingungsanteil im zweiten Drehmoment Mg2, das nicht über die Phasenschieberanordnung 43 geleitet wird, phasenverschoben. Folglich würde sich im Idealfall am Planetenrad 46 das erste Drehmoment Mg1 , mit einem um 180 Grad phasenverschobenen Schwingungsanteil, und das zweite Drehmoment Mg2 destruktiv überlagern, so dass am Planetenradträger 8 das Gesamtdrehmoment Mg ohne Drehschwingungsanteile anliegt. Der Planetenradträger 8 ist dabei drehfest mit einem Abtriebsflansch 36 verbunden, an dem wiederum die Getriebeeingangswelle, hier nicht dargestellt, drehfest verbunden ist und das Gesamtdrehmoment M, im Idealfall ohne Schwingungsanteile, an ein Getriebe, hier nicht dargestellt, weiter leitet. Um ein Massenträgheitsmoment des Zwischenelementes 5 zu erhöhen, was sich positiv auf die Phasenverschiebung auswirken kann, ist über einen Träger 71 , der drehfest mit dem Zwischenelement 5 verbunden ist, ein Turbinenrad 75 drehfest verbunden. Zusätzlich können noch Zusatzmassen 76 vorgesehen werden, die das Massenträgheitsmoment des Zwischenelementes 5 erhöhen und sich damit positiv auf die Phasenverschiebung auswirken können. Das Turbinenrad 75 bildet hier zudem auch eine Verbindung zu einer Lagerstelle 72. In der vorliegenden Darstellung wird zwischen einer Druckscheibe 77 und dem Abtriebsflansch 36 ein zusätzliches Axiallager 73 eingesetzt, so dass zusätzlich eine mit dem Turbinenrad 75 drehfest verbundene Lagerscheibe 78 zwischen der Lagerstelle 22 axial geführt wird. Somit wird nicht nur eine axiale Lagerung eines Leitrades 66, das drehfest mit der Druckscheibe 77 verbunden ist, gewährleistet sondern auch zusätzlich eine Lagerung des Turbinenrades 75 und der daran befestigten Bauteile, sowohl gegenüber dem Abtriebsflansch 36, als auch gegenüber einem Freilauf 91 und dem Wandlergehäuse 95 erreicht. Eine Gleitlagerung oder eine anders ausgeführte Wälzlagerung wäre ebenfalls möglich. Die Lagerstelle 72 muss aber im Wesentlichen die Axialkräfte des Turbinenrades 75 im Wandlerbetrieb aufnehmen und die axiale Position des Antriebshohlradträgers 1 1 definieren. Eine radiale Lagerung der Koppelanordnung 41 erfolgt über die Verzahnungssegmente 81 g, 81 h des Planetenrades 46 („fliegende Lagerung"). Eine Möglichkeit, eine für die Funktion der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 erforderliche Standübersetzungen zwischen dem Antriebssonnenrad 12 und dem Antriebshohlrad 13 mit einem geringerem radialem Bauraumbedarf realisieren zu können, ist eine Verwendung des Planetenrades 46 mit zwei unterschiedlichen Verzahnungssegmenten 81 g und 81 h, wie hier gezeigt. Dabei bildet eine Mittelachse B die Mittelachse sowohl für die Verzahnungssegmenten 81 g und 81 h. Weiter überlappen sich die beiden Verzahnungssegmenten 81 g und 81 h teilweise axial, so dass die Verzahnungssegmenten 81 g und 81 h mit jeweils 180 Winkelgraden ausgeführt sind. Die Verwendung des Planetenrades 46 mit zwei unterschiedlichen, sich teilweise axial überlappenden Verzahnungssegmenten 81 g und 81 h ist möglich, da ein Verdrehwinkel des Planetenrades 46 hinreichend gering ist. Dadurch, dass das Verzahnungssegment 81 h, das mit dem Antriebssonnenrad 12 kämmt, größer ist als das Verzahnungssegment 81 g, das mit dem Antriebshohlrad 13 kämmt, vergrößert sich der Betrag der Standübersetzung im Vergleich zu einem Getriebe mit bekannten Planetenrädern bei gleichen Außenabmessungen. Für eine bessere Ausnutzung des axialen Bauraumes können die beiden Verzahnungssegmenten 81 g und 81 h des Planetenrades 46 zudem wie dargestellt teilweise axial zueinander versetzt sein.
Bei einer geöffneten Wandlerkupplung 62 mit dem Drehmomentverlauf, gezeigt in Figur 7b, wird das Gesamtdrehmoment Mo über das Wandlergehäuse 95 und ein Verbindungsblech 67 und weiter an ein Pumpenrad 74 geleitet. Dabei ist das Pumpenrad 74 drehfest, vorzugsweise mittels einer Schwei ßverbindung, mit dem Verbindungsblech 67 verbunden. Das Verbindungsblech 67 ist wiederum drehfest, vorzugsweise mittels einer Schwei ßverbindung, mit dem Wandlergehäuse 95 verbunden. An dem Drehmomentwandler 90 liegt somit das Gesamtdrehmoment Mo am Pumpenrad 74 an. In Abhängigkeit einer Auslegung des Drehmomentwandlers 90, sowie des anliegenden Gesamtdrehmomentes Mo und einer anliegenden Drehzahl am Pumpenrad 74, liegt ein Drehmoment Mt am Turbinenrad 75 an. Da das Turbinenrad 75 drehfest mit dem Antriebs- hohlradträger 1 1 verbunden ist, wird das Drehmoment Mt vom Turbinenrad 75 an den Antriebshohlradträger 1 1 weiter geleitet. Von dem Antriebshohlradträger 1 1 wird das Drehmoment Mt in zwei Drehmomentanteile Mt1 und Mt2 aufgeteilt. Der eine Drehmomentanteil Mt2 liegt an dem Antriebshohlrad 13 an, das drehfest mit dem Antriebshohl- radträger 1 1 verbunden ist. Der andere Drehmomentanteil Mt1 wird über den Antriebs- hohlradträger 1 1 und das Anschlagelement 20 an den Außenfedersatz 57 geleitet. Von dem Außenfedersatz 57 gelangt dieser Drehmomentanteil Mt1 über die Nabenscheibe 1 6 an den Innenfedersatz 58 und weiter von dem Innenfedersatz 58 über die Führungsbleche 59 an den Antriebssonnenradträger 17 und folglich an das Antriebssonnenrad 12. Da das Antriebssonnenrad 12 und das Antriebshohlrad 13 mit dem Planetenrad 46 kämmen, werden die zwei Drehmomentanteile Mt1 und Mt2 an dem Planetenrad 46 wieder zusammen geführt. Über den Planetenradträger 8, an dem das Planetenrad 46 drehbar gelagert ist, wird das zusammengeführte Drehmoment Mt, an den Abtriebsflansch 36, der drehfest, vorzugsweise mittels einer Schwei ßverbindung mit dem Planetenradträger 8 verbunden ist, weitergeleitet. Es ist auch möglich, den Abtriebsflansch 36 und den Planetenradträger 8 als ein Bauteil auszuführen. Von dem Abtriebsflansch 36 kann das zusammengeführt Drehmoment Mt an ein Getriebe, hier nicht dargestellt oder ein ähnliches Bauteil, geleitet werden.
Bezugszeichen
Primärmasse
Federanordnung
Zwischenelement
Planetenradträger
Drehschwingungsdämpfungsanordnung
Antriebshohlradträger
Antriebssonnenrad
Antriebshohlrad
Sekundärmasse
Zusatzmasse
Nabenscheibe
Antriebssonnenradträger
Kurbelwelle
Anschlagelement
Eingangselement
Ausgangselement
Abtriebsflansch
Koppelanordnung
Phasenschieberanordnung
Planetenrad
erster Drehmomentubertragungsweg zweiter Drehmomentübertragungsweg
Ausgangsteil
Eingangsbereich
Überlagerungseinheit
erstes Eingangsteil
zweites Eingangsteil
Ausgangsbereich
Schwingungssystem
Außenfedersatz Innenfedersatz
Führungsblech
Antriebsaggregat
Planetengetriebe
Wandlerkupplung
Wandlerkupplungsantrieb
Wandlerkupplungsabtrieb
Anfahrelement
Leitrad
Verbindungsblech
Träger
Lagerstelle
Axiallager
Pumpenrad
Turbinenrad
Zusatzmasse
Druckscheibe
Lagerscheibe
Nassraum
a Verzahnungsdurchmesser
b Verzahnungsdurchmesser
c Verzahnungsdurchmesser
d Verzahnungsdurchmesser
c Verzahnungssegment
d Verzahnungssegment
e Verzahnungssegment
f Verzahnungssegment
g Verzahnungssegment
h Verzahnungssegment
Drehmomentwandler
Freilauf
Wandlergehäuse
Gesamtdrehmoment Wandlerkupplung geschlossen Mg1 erstes Drehmoment Wandlerkupplung geschlossen
Mg2 zweites Drehmoment Wandlerkupplung geschlossen
Mo Gesamtdrehmoment Wandlerkupplung offen
Mt Drehmoment Turbinenrad Wandlerkupplung offen
Mt1 erstes Drehmoment Wandlerkupplung offen
Mt2 zweites Drehmoment Wandlerkupplung offen
A Drehachse
B Mittelachse

Claims

Patentansprüche
1 . Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 0) für den Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend
- einen zur Drehung um eine Drehachse (A) anzutreibenden Eingangsbereich (50) und einen Ausgangsbereich (55) und
- einen ersten Drehmomentübertragungsweg (47) und parallel dazu einen zweiten Drehmomentübertragungsweg (48), die beide von dem Eingangsbereich (50) ausgehen und
- eine, mit dem Ausgangsbereich (55) in Verbindung stehende Koppelanordnung (41 ) zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege (47; 48) geleiteten Drehmomente, wobei die Koppelanordnung (41 ) ein Planetengetriebe (61 ) mit einem Planetenradträger (8) umfasst und
- eine Phasenschieberanordnung (43) für den ersten Drehmomentübertragungsweg (47) zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg (47) geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich der, über den zweiten Drehmomentübertragungsweg (48) geleiteten Drehungleichförmigkeiten, wobei die Phasenschieberanordnung (43) ein Eingangselement (29) und ein Ausgangselement (30) umfasst, dadurch gekennzeichnet, dass der Ausgangsbereich (55) den Planetenradträger (8) umfasst, an dem ein Planetenrad (46) drehbar gelagert ist und wobei der Planetenradträger (8) dreh fest mit dem Ausgangsbereich (55) verbunden ist.
2. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 0) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Koppelanordnung (41 ) ein erstes Eingangsteil (53), ein zweites Eingangsteil (54), eine Überlagerungseinheit (52) und ein Ausgangsteil (49) umfasst, wobei das erste Eingangsteil (53) mit dem Ausgangselement (30) der Phasenschieberanordnung (43) und der Überlagerungseinheit (52) wirkverbunden ist und das zweite Eingangsteil (54) mit dem Eingangsbereich (50) und der Überlagerungseinheit (52) wirk- verbunden ist und die Überlagerungseinheit (52) sowohl mit dem ersten Eingangsteil (53), als auch mit dem zweiten Eingangsteil (54) und dem Ausgangsteil (49) wirkverbunden ist und wobei das Ausgangsteil (49) den Ausgangsbereich (55) bildet.
3. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Phasenschieberanordnung (43) ein Schwingungssystem (56) mit einer Primärmasse (1 ) und ein gegen die Wirkung einer Federanordnung (4) bezüglich der Primärmasse (1 ) um die Drehachse (A) drehbares Zwischenelement (5) um- fasst, wobei das Zwischenelement (5) das Ausgangselement (30) der Phasenschieberanordnung (43) bildet.
4. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Planetengetriebe (61 ) ein Antriebssonnenrad (12) und ein Antriebshohlrad (13) umfasst, wobei das Antriebssonnenrad (12) drehfest mit der Primärmasse (1 ) und das Antriebshohlrad (13) drehfest mit dem Zwischenelement (5) verbunden ist und wobei das Antriebssonnenrad (12) und das Antriebshohlrad (13) mit dem Planetenrad (46) kämmen.
5. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Planetenrad (46) zumindest einen ersten und einen zweiten Verzahnungsdurchmesser (80a, 80b) umfasst, wobei die Verzahnungsdurchmesser (80a, 80b) axial gestaffelt angeordnet sind und wobei das Antriebshohlrad (13) mit dem ersten Verzahnungsdurchmesser (80a) des Planetenrades (46) und das Antriebssonnenrad (12) mit dem zweiten Verzahnungsdurchmesser (80b) des Planetenrades (46) kämmen.
6. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass der erste und der zweite Verzahnungsdurchmesser (80a; 80b) unterschiedlich sind.
7. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Planetenrad (46) zumindest ein erstes und ein zweites Verzahnungssegment (81 c; 81 d) umfasst, wobei das erste und das zweite Verzahnungssegment (81 c; 81 d) sich zumindest teilweise axial überdecken
8. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass das erste und das zweite Verzahnungssegment (81 c; 81 d) einen unterschiedlichen Verzahnungsdurchmesser (80c; 80d) umfassen.
9. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Antriebshohlrad (13) mit dem ersten Verzahnungssegment (81 c) des Planetenrades (46) und das Antriebssonnenrad (12) mit dem zweiten Verzahnungssegment (81 d) des Planetenrades (46) kämmen.
10. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Planetenrad (46) zumindest ein erstes und ein zweites Verzahnungssegment (81 c, 81 d) umfasst, wobei das erste und das zweite Verzahnungssegment (81 c; 81 d) axial gestaffelt angeordnet sind.
1 1 . Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass das erste und das zweite Verzahnungssegment (81 c, 81 d) einen unterschiedlichen Verzahnungsdurchmesser (80c; 80d) umfassen.
12. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Antriebshohlrad (13) mit dem ersten Verzahnungsdurchmesser (80c) des Planetenrades (46) und das Antriebssonnenrad (12) mit dem zweiten Verzahnungsdurchmesser (80d) des Planetenrades (46) kämmen.
13. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass an einem Zwischenelement (5) eine Zusatz- masse(15) positioniert ist.
14. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Phasenschieberanordnung (43) und die Koppelanordnung (41 ) zumindest teilweise in einem Nassraum (79) aufgenommen werden, der zumindest teilweise mit einem Fluid befüllt ist.
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