EP3180544A1 - Drehschwingungsdämpfungsanordnung für den antriebsstrang eines fahrzeugs - Google Patents

Drehschwingungsdämpfungsanordnung für den antriebsstrang eines fahrzeugs

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Publication number
EP3180544A1
EP3180544A1 EP15738609.5A EP15738609A EP3180544A1 EP 3180544 A1 EP3180544 A1 EP 3180544A1 EP 15738609 A EP15738609 A EP 15738609A EP 3180544 A1 EP3180544 A1 EP 3180544A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
torsional vibration
output
torque transmission
transmission path
arrangement
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP15738609.5A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Tobias HÖCHE
Daniel Lorenz
Ingrid Hoffelner
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
ZF Friedrichshafen AG
Original Assignee
ZF Friedrichshafen AG
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Filing date
Publication date
Application filed by ZF Friedrichshafen AG filed Critical ZF Friedrichshafen AG
Publication of EP3180544A1 publication Critical patent/EP3180544A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/1204—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon with a kinematic mechanism or gear system
    • F16F15/1206—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon with a kinematic mechanism or gear system with a planetary gear system
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
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    • F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/121—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon using springs as elastic members, e.g. metallic springs
    • F16F15/123—Wound springs
    • F16F15/12353—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H57/00—General details of gearing
    • F16H57/08—General details of gearing of gearings with members having orbital motion
    • F16H57/082—Planet carriers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H45/00—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches
    • F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F16H2045/0221—Combinations 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
    • F16H2045/0268—Combinations 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 which
  • a powertrain of a vehicle comprising an input section to be driven for rotation about an axis of rotation and an output section, wherein between the input section and the output section are provided a first torque transmission path and a second torque transmission path in parallel thereto and a coupling arrangement for superimposing the torques transmitted through the torque transmission paths
  • Torque transmission path is provided a phase shifter arrangement for generating a phase shift of rotational irregularities guided over the first torque transmission path with respect to rotational irregularities guided over the second torque transmission path.
  • a generic torsional vibration damping arrangement is known from the German patent application DE 10 2011 007 118 A1, which divides the torque introduced into an input area, for example, by a crankshaft of a drive unit, into a torque component transmitted via a first torque transmission path and a torque component routed via a second torque transmission path.
  • this torque distribution not only a static torque is divided, but also the vibrations contained in the torque to be transmitted or rotational irregularities, for example, generated by the periodic ignitions in a drive unit, are proportionally divided between the two torque transmission paths.
  • a coupling arrangement which is designed as a planetary gear with a planetary gear, a drive element and an output element
  • 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 is provided which is constructed in the manner of a vibration damper, ie with a primary side and a compressibility of a spring arrangement 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 Schwingyngsanteiie guided over the other torque transmission path experience no or possibly another phase shift, the vibration components contained in the merged torque components and with respect to each other then phase-destructively superimposed, so that ideally introduced in the output range total torque a substantially no vibration components contained static torque is.
  • the object of the present invention to develop a torsional vibration damping arrangement, which has an even better vibration damping behavior and compact builds.
  • a torsional vibration damping arrangement for the drive train of a motor vehicle, comprising an input region to be driven for rotation about a rotation axis (A) and an output region, wherein the input region comprises a primary mass and the output region comprises a secondary mass and one with the output region related coupling arrangement, wherein the coupling arrangement comprises a first input element, a second input element and an output element, and a torque transmission path for transmitting a total torque which is between the input and the output range, wherein the torque transmission path from the input portion to the coupling assembly in a first torque transmission path, for transmitting a first torque component, and in a parallel second torque transmission path, for transmitting a second torque component is divided, wherein the first and the second torque transmission path and in order to reunite the first and second torque components on the coupling assembly to an output torque, and a phase shifter assembly in the first torque transmission path comprising a first stiffness vibration system, the first stiffness comprising a spring assembly, and wherein an input
  • the arrangement of the second rigidity which can advantageously consist of a spring arrangement, such as, for example, a nested or non-nested coil spring arrangement, as well as arc spring arrangement in the region of the planetary gear is particularly advantageous in terms of an optimal space utilization, as seen in the circumferential direction between the Planet wheels free space is available. This free space depends on the number of planet gears used.
  • a second stiffness By using a second stiffness, the maximum achievable spring work can be increased. Since the space between the planet gears is limited, it is advantageous to increase the stiffness of the second stiffness between the planetary gears and to make the first stiffness softer.
  • the torque path and thus also the Ü transmission path of torsional vibrations, which arise primarily from the drive unit, such as a reciprocating engine, run as follows.
  • the phase shifter assembly consisting of at least the first and second stiffness. Since the second rigidity is at least partially axially overlapping to the planetary gear and thereby at least partially arranged radially overlapping between the planetary gears, a possible angle of rotation of the second stiffness is limited. For this reason, the first stiffness is advantageously softer to perform.
  • the torque path in the first torque transmission path also passes first via the second stiffness and then via the first stiffness to the first input element, advantageously a Antriebshohlrad
  • the coupling arrangement advantageously the planetary gear
  • the transmitted torque component is rigid and thus directly passed the second input element of the coupling arrangement.
  • the torque components and thus also the respective torsional vibration components are destructively superimposed, so that an output torsional vibration at the output element of the coupling arrangement with respect to the input torsional vibration is minimized, even completely extinguished in the optimum fold.
  • the coupling arrangement comprises a planetary gear with a Planetenradmon, zen mounted on the planet carrier and a Planetenradbolzen rotatably mounted Planetenradelement, wherein the Planetenradelement is connected to the input area by means of the first input element and by means of the second input element and wherein the planetary gear by means of the output element is connected to the output area.
  • the first torque component and also the first torsional vibration component are conducted via the first torque transmission path to the planetary gear element of the coupling arrangement by means of the first input element, whereas the second input element transmits the second torque component and the second torsional vibration component by means of the second torque transmission path leads rigidly to the Pianetenradeiement.
  • the first and the second torque component, and the first and the second torsional vibration component are reunited or better expressed, superimposed and delivered as output torque and as output torsional vibration to the output element.
  • the output element in an advantageous embodiment, for example, receive a friction clutch
  • the first input element is connected in its direction of action on one side with the phase shifter assembly and on the other side with the Pianetenradeiement.
  • the second input part is connected in its direction of action on one side with the input area and on the other side with the Pianetenradeiement.
  • 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 comprise a vibration element with a primary mass and an intermediate element rotatable about the axis of rotation A against 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.
  • a further advantageous embodiment provides that the second rigidity on the other hand is supported relative to the intermediate element.
  • the intermediate element may advantageously be rotatably connected to the drive ring gear.
  • a mass of the intermediate element additionally serves to tune the phase shift. Also, for example, be attached to the intermediate mass an additional mass, a mass pendulum or a centrifugal force-dependent absorber.
  • the phase shifter assembly comprises an additional stiffness, which is arranged at least partially axially overlapping to the first stiffness.
  • the additional stiffness also consist of a spring element, such as a coil spring or a bow spring.
  • a further advantageous embodiment provides that the first and second stiffness of the phase shifter arrangement are connected in series.
  • the series connection as already mentioned, a greater spring work and a larger angle of rotation between the primary mass and the secondary mass can be achieved, which can have an advantageous effect on the vibration damping behavior.
  • first, second and additional stiffness of the phase shifter arrangement are connected in series. As already mentioned, this causes a greater spring work and a larger angle of rotation between the primary mass and the secondary mass, which can have an advantageous effect on the vibration damping behavior. In this case, more than three stiffnesses can be used, which are also all advantageously connected in series.
  • a further advantageous embodiment provides that the second torque transmission path between the input region and the second input element of the coupling arrangement comprises an additional stiffness. This can advantageously influence the tuning of the torsional vibration damping arrangement.
  • the rigidity is designed as a screw n réellefeder, the one-piece or preferably also in several parts radially nested and executed almost frictionless
  • the torque transmission path between the output part of the coupling arrangement and the output region comprises at least a first output stiffness.
  • a plurality of rigidities which are advantageously designed as a helical compression spring, which are nested in one piece or preferably in a multipartite radial manner and are designed to be virtually friction-free.
  • a second output stiffness may be arranged in series with the first output stiffness in the torque transmission path between the output part of the coupling arrangement and the output area. As already mentioned above, this serves to further reduce possible output torsional vibrations.
  • the planet carrier comprises a support member and a support member which are at least partially axially spaced apart and rotatably connected to each other and form by the at least partially axial spacing a gap in which the Pianetenradelement is rotatably mounted on the support member and the support member
  • the Pianetenradelement can be a stepped or ungraded planetary gear, which can also be performed segmented. Due to the mounting of the planetary gear on the one hand on the carrier element and on the other hand on the support element, the planetary gear can be advantageously stored against tilting.
  • the carrier element and the support element are connected to each other in a radially inner region continuously so that no viscous medium can penetrate.
  • connection can be made advantageously by means of a welded connection.
  • the carrier element and the support element are also connected to one another, preferably by means of a welded connection.
  • the radially outward in the region of the bearing point of the planetary gear section cutouts to drive the planetary gear element by means of a drive ring gear and a driven ring gear.
  • a further advantageous embodiment provides that the carrier element and the support element are sheet-metal forming elements.
  • Sheet metal parts offer the advantage that they are inexpensive and fast to manufacture. Further, for example, welded sheet metal parts form a high stability, which is advantageous for the function of the entire torsional vibration damping arrangement.
  • the first torque transmission path and / or the second torque transmission path and / or the torque transmission path between the réellesteii the coupling assembly and the output range comprises an additional mass.
  • the additional mass can serve to further reduce the torsional vibration.
  • the positioning of the additional mass is primarily dependent on the space and the quality of the torsional vibration reduction to be achieved.
  • a further advantageous embodiment provides that the torsional vibration damping arrangement is enclosed by a housing element and that a viscous medium is located within the housing element.
  • Fig. 1 is a torsional vibration damping arrangement with three rigidities, wherein a
  • Stiffness is arranged in the region of the planet carrier, as a schematic diagram.
  • Fig. 3 is a torsional vibration damping arrangement as described in Figure 1, but with a different cross-section
  • Fig. 4 is a torsional vibration damping arrangement as described in Figure 3, but in a front view
  • FIG. 5 shows a torsional vibration damping arrangement as described in FIG. 1, but with two rigidities, wherein a rigidity is arranged in the region of the planet carrier, as a schematic diagram.
  • FIG. 6 shows a torsional vibration damping arrangement as described in FIG. 1, but instead of a stepped planetary gear element with a simple planetary element.
  • FIG. 7 shows a torsional vibration damping arrangement as described in FIG. 2, but in cross section according to the region of the planetary gear element.
  • Fig. 8 is a Abdichtblech for a torsional vibration damping arrangement as a weight-optimized design.
  • the torsional vibration damping arrangement 10 can be arranged in a drive train of a vehicle between, for example, a drive unit 80, which forms an input area 50 here, and the following part of the drive train, so for example, a gear unit 85, which here forms an output area 55, are arranged.
  • This input region 50 can be connected, for example, to a crankshaft of an internal combustion engine, both not shown here, rotatably connected.
  • the torque path from the input region 50 to the output region 55 runs in the following manner.
  • an input torsional vibration EDSw which is mainly from the drive unit 80, for example, from a reciprocating engine, not shown here, comes in a first torsional vibration component DSwA1, which is passed through the first torque transmission path 47 and in a second torsional vibration! DSwA2, which runs via the second commutation transmission path 48, is divided.
  • the first torque transmission path 47 comprises a phase shifter assembly 43, which here consists of three rigidities, more precisely a first rigidity 21, a second rigidity 22 and an additional rigidity 23.
  • the three stiffnesses are mainly formed by coil springs.
  • the second rigidity 22 is positioned in the region of the coupling arrangement 41. This can advantageously be done since the coupling arrangement 41 advantageously comprises three planetary elements 45, which are distributed symmetrically circumferentially. Within a spacing which forms between two adjacent planetary elements, the rigidity, here the second rigidity 22, can be positioned in a space-saving manner. In this case, the second rigidity 22 is arranged partially radially and partially axially overlapping with the coupling arrangement 41.
  • the torque curve of the first torque component Mal and thus also the course of the first torsional vibration component DSwA1 in the first torque transmission path 47 extends from the input region 50 via an input element 35, which may also be designed as a cover plate 42, to the second stiffness 22.
  • the first torque component is times with the first torsional vibration component DSwA1 by means of an output element 37, which is also designed as a hub disk 38.
  • the hub disc 76 also serves as a driving element 77 for the first rigidity 21.
  • the second torque component Ma2 with the second torsional vibration component DSwA2 is led from the input region 50 directly to the planet carrier 9, which here represents the second input member 54, the coupling assembly 41. Consequently, the first and second torque components on the coupling assembly 41 are times; Ma2, as well as the first now phase-shifted torsional vibration component DSwA1 and the second torsional vibration component DSwA2 are again combined to a total output torque Maus and to an output torsional vibration ADSw, or rather, the torsional vibration components 1 and 2 are destructively superimposed on the coupling assembly.
  • FIGs 2 and 3 show a torsional vibration damping arrangement 10 as in Figure 1, described as a schematic structure, but as a structural implementation in cross section. It should be explained for better clarity on Figure 2 of the structure and of Figure 3, the torque curve and the torsional vibration curve.
  • the torque curve M ges and thus also the distribution of the input torsional vibrations EDSw from the input region 50 to the output region 55 run as shown in FIG. Subsequently, this torque transmission path, which also forms the transmission path for the input torsional vibration EDSw, will be explained in more detail below. wrote. Previously, but should on the structure of the torsional vibration damping arrangement
  • the input region 50 of the torsional vibration damping arrangement 10 is formed here by a crank shaft 16 of the drive assembly 80, for example a reciprocating piston engine, not shown here.
  • a primary mass 1 is rotatably connected by means of a screw 14.
  • the primary mass 1 is connected radially outside with a cover plate 3 and a sealing plate 5 rotatably.
  • the support member 11 of Pianetenradleys 9 by means of a rivet fastening 17, as in Figure 3 see, rotatably connected to the primary mass 1. But it can also be a different attachment method such as a screw can be selected.
  • the support member 11 and the support member 12 of the Pianetenradongs 9 are radially inside circumferentially rotatably and impermeable for a viscous medium connected to each other by a weld 15. You can also choose another equivalent connection here.
  • the opening portion 29 formed by the axial spacing of the support member 11 and the support member 12 receives the spring assembly 8 of the second rigidity 22, wherein the spring assembly 8 in one piece or as shown here preferably radially nested in several parts and almost frictionless on the circumference between the Planetenradelementen 45; 45a;
  • the coupling arrangement 41 in an advantageous embodiment comprises three planetary gear elements 45, 45a, 45b, which are circumferentially distributed symmetrically, better seen in Figure 4.
  • the rigidity in this case the second rigidity 22, can be positioned in a space-saving manner.
  • the second rigidity 22 is arranged partially radially and partially axially overlapping with respect to the coupling arrangement 41.
  • the additional rigidity 23 is connected downstream of the second rigidity 22 and is connected to one another by a drive control element 40 which forms an input element 39 for the additional rigidity 23.
  • the Anêtetement 40 is mounted radially and axially by means of a radial bearing 27 and a thrust bearing 28 on the support member 11.
  • This additional rigidity 23 is here still a first stiffness 21 downstream, which is axially overlapping and space-saving axially staggered to the additional stiffness 23.
  • the first rigidity 21 is connected to the additional rigidity 23 by means of a drive control element 77.
  • the first rigidity 21, as well as the additional rigidity 23 and the second rigidity 22 are here designed as spring arrangements 8, 12 and 4, which are here nested in several parts and radially nested.
  • the spring arrangement 4 of the first rigidity 21 by means of a spring plate 6 and a sliding shoe 7, seen in Figure 3, friction-minimizing on a housing element 20, which is here formed from the primary mass and also receives a starter ring gear 90 stored.
  • the first stiffness 21 is rotatably connected to a drive Hohlradong 62 which in turn is rotatably connected to a drive ring gear 63.
  • the planet gear carrier 9 which is rotatably connected by means of a screw connection 14 with a crankshaft 16 of a drive unit 80, the second input element 32 of the coupling arrangement 41.
  • An output ring gear 88 forms the output element 33rd the coupling arrangement and is by means of an abbot riebshohl radträge rs 89 rotatably connected to the output area 55.
  • the output region 55 are connected to a switchable coupling element, which in turn is connected to a subsequent gear unit 85.
  • a sealing element 51 and between the output hollow wheel carrier 89 and the support ring 12 of the tarpaulin are provided between the cover plate 42 and the secondary mass 2 of the output area 55 - Tenradleys 9 a sealing element 64 installed, which are preferably designed as a radial shaft seal ring.
  • the output hollow gear carrier 89 is mounted by means of a bearing element 74 on an extension region of the support ring 12 of the planet carrier 9.
  • a radially inner region of the extension region of the support ring 12 can in turn also receive a bearing, not shown here, which can be used as a kind of pilot bearing for a transmission input shaft.
  • the path of the total torque Mges and thus also the input torsional vibration EDSw from the input region 50 to the output region 55 runs in the following way,
  • the total torque Mges and the input torsional vibration EDSw introduced into the torsional damping assembly 10 from the input section 50 are divided into the first torque component times and the second torque component Ma2 by dividing the first torque component times via the first torque transmission path 47 and the second torque component Ma2 is forwarded via the second torque transmission path 48 on.
  • the input torsional vibration EDSw which is mainly from the drive unit 80, for example, from the reciprocating engine, not shown, comes, in the first torsional vibration component DSwA1, which is passed through the first torque transmission path 47 and in the second torsional vibration DSwA2, the second via Torque transmission path 48 is passed, split.
  • the first torque transmission path 47 comprises the phase shifter assembly 43, which here consists of three rigidities, more precisely a first rigidity 21, a second rigidity 22 and an additional rigidity 23.
  • the three stiffnesses 21; 22; 23 mainly formed from coil springs, which are here preferably designed in several parts radially nested one another.
  • the second rigidity 22, as already explained is positioned in the area of the coupling arrangement 41 to save space.
  • the first torque component Ma1 and thus also the first torsional vibration component DSwA1 in the first torque transmission path 47 extends from the crankshaft 16 via an input element 35, which is formed here by the planet carrier 9, more precisely by the carrier element 11 and the support element 12.
  • the carrier element 11 and the support element also form a control element 36 for the spring arrangement 8 of the second rigidity 22.
  • the first torque component Mal and the first torsional vibration component DSwA1 reach the spring arrangement 8 by means of an output element 37, which is embodied here as a hub disk 38 , to a rotatably connected input member 39 of the additional stiffness 23.
  • the hub disc 38 and the input member 39 is rotatably connected to each other at its radially outer region by means of a rivet 19.
  • the input element 39 forms a drive element 40 for the spring arrangement 13 of the additional stiffness 23.
  • the drive element 40 is radially and axially by means of a radial bearing 27, designed here as a plain bearing, and a thrust bearing 28, here also designed as a plain bearing on the carrier element 11 of the Planetenradträ- 9 stored.
  • the first torque component Mal and the first torsional vibration component DSwA1 are forwarded by means of a hub disc 76 to the spring arrangement 4 of the first rigidity 21.
  • the hub disc 76 serves here as a drive element 77 for the spring arrangement 4 of the first rigidity.
  • the spring arrangement 4 is advantageously mounted radially and with minimal friction by means of a spring plate 6 and a sliding shoe 7 on a peripheral edge region 58 of the primary mass 1.
  • the first stiffness 21 to the additional stiffness 23 axially overlapping and radially staggered space-saving.
  • the output element 78 which is non-rotatably connected to a drive hollow wheel carrier 62 to a drive ring gear 63 connected non-rotatably to the drive hollow wheel carrier 62.
  • the drive ring gear meshes with the planetary gear carrier.
  • the second torque component Ma2 with the second torsional vibration component DSwA2 is led by the crankshaft 16 directly to the pinion gear carrier 9 of the coupling arrangement 41 connected therewith in a rotationally fixed manner.
  • the second torque component Ma2 and the second torsional vibration component DSwA2 are superposed on the coupling arrangement 41 with the phase-shifted first rotary instantaneous part Mal and also the phase-shifted first rotational oscillatory component DSwA1 in such a way that there is a destructive interference in the coupling arrangement with respect to the torsional vibration components DswA1 and DSwA2 ,
  • the coupling arrangement is designed so that the first D re hschwing ungsante il DSwA1 is superimposed for the output element 33 oppositely directed second torsional vibration component DSwA2.
  • the aim of the destructive superimposition is that the output torque Maus, which also contains the output torsional oscillations ADSw, is guided by the coupling arrangement 41 by means of an output ring gear 88 and an output ring gear carrier 89 connected therewith in a rotationally fixed manner to the output region 55, here formed by the gear unit 85. which are minimized in comparison to the input torsional vibrations EDSw, in an optimal case are even completely extinguished.
  • the torque components times; Ma2 add up again to an output torque mouse.
  • FIG. 3 shows a torsional vibration damping arrangement 10 as described in FIG. 1, but with a different cross section.
  • the sliding shoe 7 is particularly well visible in FIG. 3, which supports the spring arrangement 4 of the first rigidity 21 radially outward on the edge region 58 of the housing element 20, which is formed from the primary mass 1. This is particularly advantageous when centrifugally force the spring assembly 4 is pressed radially outward and thereby the friction would increase, which could adversely affect a damping behavior of the spring assembly.
  • the sliding shoe is mounted in the axial direction on the one hand by the primary mass 1 and on the other by the cover plate 3. Further, it is shown here that the Stromeiement 11 of the planet carrier 9 by means of a rivet fastening 17 with the primary mass 1 is rotatably connected.
  • FIG. 4 shows a torsional vibration damping arrangement 10 as described in FIG. 3, but in a front view.
  • the spring arrangement 8 of the second rigidity 22 saves space in the intermediate 30 positioned between the Planetenradelementen 45. Since the planetary gear 61 includes three planetary gear elements 45, three interstices 30 are formed within which the three spring assemblies 8 of the second rigidity 22 can be uniformly verba with a pitch angle of 120 °.
  • FIG. 5 shows a torsional vibration damping arrangement 10 as described in FIGS. 1 and 2, but with two rigidities, with a rigidity being arranged in the region of the planet wheel carrier, as a schematic diagram.
  • the primary rattle with the cover plate 3 is rotationally connected to the input area 50. Together with the planet carrier 9, these components produce a primary side of the torsional vibration damping arrangement 10.
  • the second stiffness 22 is connected to the planet carrier 9, whose one-piece or preferably multiply radially nested arrangement is arranged on the circumference between the planetary gear elements 45 almost friction-free.
  • the spring assembly 8 of the second rigidity 22 is here mittete a hub disc 38 connected to the spring assembly 4 of the first rigidity, which in turn may also be executed in one piece or preferably in several parts radially nested.
  • the spring assembly 4 is further connected by means of a rotatably connected Antriebshohlradmons 62 with a drive ring gear 63, which meshes with the here tiered planetary gear 45.
  • An output ring gear 88, which meshes with the stepped Planetenradele- ment 45 is connected via a Austriebshohlradong 89 with the output portion 55.
  • the torque transmission path Mges, as well as the transmission of the input torsional vibration EDSw from the input area 50 to the output area 55, are as already described in FIGS. 2 and 3, but here only two stiffnesses 21 and 22 are present.
  • FIG. 6 shows a torsional vibration damping arrangement 10, likewise as described in FIG. 1, with three rigidities 21, 23, 22, however, the output area 55 is connected in a rotationally fixed manner to the planetary gear carrier 9 of the planetary gear 61, and that of FIG second torque transmission path 48 is connected to the planetary gear by means of a sun gear 91.
  • a path of the total torque Mges and the input torsional vibration EDSw coming from the input area 50 to the output area 55 proceeds as follows.
  • the total torque Mges and the input torsional vibration EDSw are divided into the first and second torque transmission paths 47, 48.
  • the second torque transmission path is directly connected to the coupling arrangement 41 by means of the sun gear 91, which is in contact with the planetary gear element 45, and thus directs the second torque component Ma2 and the second torsional vibration component DSwA2 directly to the coupling arrangement.
  • the first torque component Mal and the first torsional vibration component DSwA1 are conducted via the first torque transmission path 47 to the coupling arrangement 41 by means of the drive ring gear carrier 62 and the drive ring gear 63 connected therewith in a rotationally fixed manner.
  • the first stiffness 21 is driven.
  • the additional stiffness 23 and then subsequently the second rigidity 22 are actuated, which is likewise arranged axially overlapping with the planetary gear element 45.
  • a plurality of rigidities such as here three rigidities 21, 23, 22, a maximum angle of rotation of the primary mass 1 to the planet carrier 9 can be increased.
  • FIG. 7 shows a torsional vibration damping arrangement 10 as described in FIG. 2, but in cross section in the region of a planetary gear pin 65.
  • FIG. 8 shows a sealing plate 5 for a torsional vibration damping arrangement 10, as already described in FIG. 2, as a weight-optimized design.
  • the sealing plate 5 is normally made to have a uniform wall thickness at a constant density.
  • the relief regions 97 in the radially inner region of the sealing plate 5, this can be optimized in terms of weight without experiencing any great losses in a mass moment of inertia of the sealing plate 5.
  • the relief areas 97 must always be made tight to prevent leakage of lubricant from the torsional vibration damping arrangement. In a preferred embodiment, these are evenly distributed over the circumference, so that the most possible imbalance of Abdichtbleches 5 is prevented.
  • FIG. 9 shows a torsional vibration damping arrangement 10 points at which possible additional stiffnesses can be built in order to optimize the decoupling quality of torsional vibrations.
  • one or more additional stiffnesses 24 can also be installed in the second torque transmission path 48.
  • one or more additional rigidities, such as output rigidities 25, 26, can be installed in the region of the output part 49 of the coupling arrangement 41. It may also be advantageous to attach additional masses 71, 72, 73 to the torque transmission paths 47, 48 in order to increase the decoupling quality improve.
  • additional masses 41 can advantageously be provided in the first torque transmission path 47, in the second torque transmission path 48 and on the output part 49 of the coupling arrangements 41.
  • These additional masses 71, 72, 73 may advantageously be designed as simple mass elements, mass pendulums, Tiigermassen or similar known inertial masses.
  • the points described in FIG. 9 are to be regarded as examples. Additional mass and additional stiffnesses can be combined as required.

Abstract

Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10), für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend einen zur Drehung um eine Drehachse (A) anzutreibenden Eingangsbereich (50) mit einer Primärmasse (1) und einen Ausgangsbereich (55), wobei zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich ein erster Drehmomentübertragungsweg (47) und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg (48) sowie eine Koppelanordnung (41), umfassend ein Planetengetriebe (61) mit einem Planetenradelement (45), zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege geleiteten Drehmomente vorgesehen sind, wobei im ersten Drehmomentübertragungsweg eine Phasenschieberanordnung (43) mit einer ersten Steifigkeit (21) zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichformigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichformigkeiten vorgesehen ist, wobei die Phasenschieberanordnung eine zweite Steifigkeit (22) umfasst, die sich einerseits gegenüber der Primärmasse abstützt und zumindest teilweise axial und radial überlappend zu dem Planetenradelement angeordnet ist.

Description

Drehschwingungsdämpfungsanordnung für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung, für den
Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend einen zur Drehung um eine Drehachse 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 Drehungleichformigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichformigkeiten vorgesehen ist.
Aus der deutschen Patentanmeldung DE 10 2011 007 118 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. Drehungleichformigkeiten, beispielsweise generiert durch die periodisch auftretenden Zündungen in einem Antriebsaggregat, werden anteilig auf die beiden Drehmomentübertragungswege aufgeteilt. In einer Koppelanordnung, die als Planetengetriebe mit einem Planetenrad, einem Antriebselement und einem Abtriebselement ausgeführt ist, 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 vorgesehen, weiche 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 Schwingyngsanteiie 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 Drehschwingung sdämpfungsanordnung zu entwickeln, die ein noch besseres Schwingungsdämpfungsverhalten aufweist und dazu kompakt baut.
Diese Aufgabe wird durch eine gattungsgemäße Drehschwingung sdämpfungsanordnung, welche zusätzlich das kennzeichnende Merkmal des Anspruches 1 um- fasst, gelöst.
Gemäß der Erfindung wird diese Aufgabe gelöst durch eine Drehschwingungsdämp- fungsanordnung für den Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend einen zur Drehung um eine Drehachse (A) anzutreibenden Eingangsbereich und einen Ausgangsbereich, wobei der Eingangsbereich eine Primärmasse und der Ausgangsbereich eine Sekundärmasse umfasst und eine mit dem Ausgangsbereich in Verbindung stehende Koppelanordnung, wobei die Koppelanordnung ein erstes Eingangselement, ein zweites Eingangselement und ein Ausgangselement umfasst, und einen Drehmomentübertragungsweg zur Übertragung eines Gesamtdrehmoments, der zwischen dem Ein- gangsbereich und dem Ausgangsbereich verläuft, wobei der Drehmomentübertragungsweg von dem Eingangsbereich bis zu der Koppelanordnung in einen ersten Drehmomentübertragungsweg, zur Übertragung eines ersten Drehmomentanteils, und in einen parallelen zweiten Drehmomentübertragungsweg, zur Übertragung eines zweites Drehmomentanteils, aufgeteilt wird, wobei der erste und der zweite Drehmomentübertragungsweg und damit der erste und der zweite Drehmomentanteil an der Koppelanordnung wieder zu einem Ausgangsdrehmoment zusammengeführt wird, und eine Phasenschieberanordnung im ersten Drehmomentübertragungsweg, umfassend ein Schwingungssystem mit einer ersten Steifigkeit, wobei die erste Steifigkeit eine Federanordnung umfasst, und wobei eine vom Eingangsbereich kommende Eingangsdrehschwingung durch das Weiterleiten über den ersten und über den zweiten Drehmomentübertragungsweg in einen ersten Drehschwingungsanteil und in einen zweiten Drehschwingungsanteil aufgeteilt wird und wobei bei einem Betrieb des Schwingungssystems in einem Drehzahlbereich oberhalb wenigstens einer Grenzdrehzahl, bei der das Schwingungssystem in einem Resonanzbereich betrieben wird, der erste Drehschwingungsanteil mit dem zweiten Drehschwingungsanteil an der Koppelanordnung so überlagert wird, dass sich der erste Drehschwingungsanteil und der zweite Drehschwingungsanteil destruktiv überlagern und dadurch am Ausgangselement der Koppelanordnung eine gegenüber der Eingangsdrehschwingung minimierte Ausgangsdrehschwingung vorhanden ist, wobei die Phasenschieberanordnung eine zweite Steifigkeit umfasst, die sich einerseits gegenüber der Primärmasse abstützt und zumindest teilweise axial und radial überlappend zu dem Planetenradelement angeordnet ist.
Die Anordnung der zweiten Steifigkeit, die vorteilhaft aus einer Federanordnung, wie beispielsweise aus einer geschachtelten oder nicht geschachtelten Schraubenfederano- rdnung, wie auch Bogenfederanordnung bestehen kann, im Bereich des Planetengetriebes ist besonders vorteilhaft in Bezug auf eine optimale Bauraumausnutzung, da in Umfangsrichtung gesehen zwischen den Planetenrädern freier Bauraum vorhanden ist. Dieser freie Bauraum richtet sich je nach Anzahl der verwendeten Planetenräder. Durch die Verwendung einer zweiten Steifigkeit kann die maximal erreichbare Federarbeit vergrößert werden. Da der Bauraum zwischen den Planetenrädern begrenzt ist, ist es vorteilhaft, die Steifigkeit der zweiten Steifigkeit zwischen den Planetenrädern größer zu wählen und die erste Steifigkeit weicher auszuführen. Der Drehmomentweg und damit auch der Ü bertrag ungsweg von Drehschwingungen, die vornehmlich von dem Antriebsaggregat, wie beispielsweise ein Hubkolbenmotor, entstehen, verlaufen wie folgt. Von dem Eingangsbereich kommend wird ein Gesamtdrehmoment auf den ersten und den zweiten Drehmomentübertragungsweg aufgeteilt. Im ersten Drehmomentübertragungsweg befindet sich die Phasenschieberanordnung, die zumindest aus der ersten und aus der zweiten Steifigkeit besteht. Da die zweite Steifigkeit zumindest teilweise axial überlappend zu dem Planetengetriebe und dabei auch zumindest teilweise radial überlappend zwischen den Planetenrädern angeordnet ist, ist ein möglicher Verdrehwinkel der zweiten Steifigkeit begrenzt. Aus diesem Grund ist die erste Steifigkeit vorteilhaft weicher auszuführen. In Folge dessen verläuft der Drehmomentweg im ersten Drehmomentübertragungsweg auch zuerst über die zweite Steifigkeit und danach über die erste Steifigkeit an das erste Eingangselement, vorteilhaft ein Antriebshohlrad, der Koppelanordnung, hier vorteilhaft das Planetengetriebe, Im zweiten Drehmomentübertragungsweg wird der übertragene Drehmomentanteil starr und damit direkt an das zweite Eingangselement der Koppelanordnung geleitet. An der Koppelanordnung werden die Drehmomentanteile und damit auch die jeweiligen Drehschwingungsanteile destruktiv überlagert, so dass eine Ausgangsdrehschwingung an dem Ausgangselement der Koppelanordnung gegenüber der Eingangsdrehschwingung minimiert, im optimalen Falte sogar völlig ausgelöscht wird.
Vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen der Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben.
In einer vorteilhaften Ausführung umfasst die Koppelanordnung ein Planetengetriebe mit einem Planetenradträger, einem am Planetenradträger befestigten Planetenradbol- zen und ein am Planetenradbolzen drehbar gelagertes Planetenradelement, wobei das Planetenradelement mit dem Eingangsbereich mittels des ersten Eingangselements und mittels des zweiten Eingangselements verbunden ist und wobei das Planetenradelement mittels des Ausgangselements mit dem Ausgangsbereich verbunden ist.
Dabei wird der erste Drehmomentanteil und auch der erste Drehschwingungsanteil über den ersten Drehmomentübertragungsweg mittels des ersten Eingangselements an das Planetenradelement der Koppelanordnung geleitet, wohingegen des zweite Eingangselement den zweiten Drehmomentanteil und den zweiten Drehschwingungsanteil mittels des zweiten Drehmomentübertragungsweges starr an das Pianetenradeiement leitet. Am Pianetenradeiement werden der erste und der zweite Drehmomentanteil, sowie der erste und der zweite Drehschwingungsanteil wieder zusammengeführt oder besser ausgedrückt, überlagert und als Ausgangsdrehmoment und als Ausgangsdrehschwingung an das Ausgangselement abgegeben. Dabei kann das Ausgangselement in einer vorteilhaften Ausgestaltung beispielsweise eine Reibkupplung aufnehmen
Das erste Eingangselement ist in seiner Wirkrichtung auf der einen Seite mit der Phasenschieberanordnung und auf der anderen Seite mit dem Pianetenradeiement verbunden. Das zweite Eingangsteil ist in seiner Wirkrichtung auf der einen Seite mit dem Eingangsbereich und auf der anderen Seite mit dem Pianetenradeiement 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 Schwi ng u ngssyste m mit einer Primärmasse und einer gegen die Wirkung einer Federanordnung bezüglich der Primärmasse um die Drehachse A drehbares Zwischenelement 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.
Eine weitere vorteilhafte Ausführungsform sieht vor, dass die zweite Steifigkeit sich andererseits gegenüber dem Zwischenelement abstützt. Dabei kann das Zwischenelement vorteilhaft drehfest mit dem Antriebshohlrad verbunden sein. Eine Masse des Zwischenelements dient dabei zusätzlich dazu, die Phasenverschiebung abzustimmen. Auch kann beispielsweise an der Zwischenmasse eine Zusatzmasse, ein Massependel oder ein fliehkraftabhängiger Tilger befestigt sein.
In einer weiteren günstigen Ausgestaltung umfasst die Phasenschieberanordnung eine Zusatzsteifigkeit, die zumindest teilweise axial überlappend zu der ersten Steifigkeit angeordnet ist. Dabei kann die Zusatzsteifigkeit auch aus einem Federelement, wie beispielsweise aus einer Schraubenfeder oder einer Bogenfeder bestehen. Durch eine Verwendung der dritten Steifigkeit, die vorteilhaft in Reihe zu der ersten und der zweiten Steifigkeit geschaltet ist, kann eine größere Federarbeit und ein größerer Verdrehwinkel zwischen der Primärmasse und der Sekundärmasse erreicht werden, was sich vorteilhaft auf das Schwingungsdämpfungsverhalten auswirken kann.
Eine weitere vorteilhafte Ausführungsform sieht vor, dass die erste und zweite Steifigkeit der Phasenschieberanordnung in Reihe geschaltet sind. Durch die Reihenschaltung kann, wie bereits erwähnt, eine größere Federarbeit und ein größerer Verdrehwinkel zwischen der Primärmasse und der Sekundärmasse erreicht werden, was sich vorteilhaft auf das Schwingungsdämpfungsverhalten auswirken kann.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform sind die erste, zweite und Zusatzsteifigkeit der Phasenschieberanordnung in Reihe geschaltet. Wie bereits erwähnt bewirkt dies eine größere Federarbeit und einen größeren Verdrehwinkel zwischen der Primärmasse und der Sekundärmasse, was sich vorteilhaft auf das Schwingungsdämpfungsverhalten auswirken kann. Dabei können auch mehr als drei Steifigkeiten Verwendung finden, die ebenfalls alle vorteilhaft in Reihe geschaltet sind.
Eine weitere günstige Ausgestaltung sieht vor, dass der zweite Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Eingangsbereich und dem zweiten Eingangselement der Koppelanordnung eine Zusatzsteifigkeit umfasst. Dies kann die Abstimmung der Dreh- schwingungsdämpfungsanordnung vorteilhaft beeinflussen. In einer vorteilhaften Ausführungsform ist die Steifigkeit als eine Schraube ndruckfeder ausgeführt, die einteilig oder auch bevorzugt mehrteilig radial ineinander geschachtelt und nahezu reibungsfrei ausgeführt ist
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform umfasst der Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Ausgangsteil der Koppelanordnung und dem Ausgangsbereich zumindest eine erste Ausgangssteifigkeit. Dies ist besonders vorteilhaft für den Fall, dass nach dem Koppelgetriebe noch Ausgangsdrehschwingungen vorhanden sind, um diese weiter zu reduzieren. Hierzu können auch mehrerer Steifigkeiten, die vorteilhaft als eine Schraubendruckfeder ausgeführt sind, die einteilig oder auch bevorzugt mehrteilig radial ineinander geschachtelt und nahezu reibungsfrei ausgeführt sind, verwendet werden.
Auch kann in einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform eine zweite Ausgangssteifigkeit in Reihe zu der ersten Ausgangssteifigkeit in dem Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Ausgangsteil der Koppelanordnung und dem Ausgangsbereich angeordnet sein. Wie bereits vorangehend erwähnt, dient dies dazu, um eventuell vorhandene Ausgangsdrehschwingungen weiter zu reduzieren.
In einer weiteren günstige Ausführungsform umfasst der Planetenradträger ein Trägerelement und ein Stützelement, die zumindest teilweise voneinander axial beabstandet und drehfest miteinander verbunden sind und die durch die zumindest teilweise axiale Beabstandung einen Zwischenraum bilden, in dem das Pianetenradelement verdrehbar an dem Trägerelement und dem Stützelement gelagert ist Dabei kann das Pianetenradelement ein gestuftes oder ein ungestuftes Planetenrad sein, das auch segmentiert ausgeführt sein kann. Durch die Lagerung des Planetenradelements einerseits an dem Trägerelement und andererseits an dem Stützelement kann das Planetenrad vorteilhaft gegen ein Verkippen gelagert werden. In einer günstigen Ausführungsform sind das Trägerelement und das Stützelement in einem radial inneren Bereich durchgehend miteinander so verbunden, dass kein viskoses Medium durchdringen kann. Die Verbindung kann dabei vorteilhaft mittels einer Schweißverbindung erfolgen. In einem radial äußeren Bereich ist das Trägerelement und das Stützelement ebenfalls, vorzugsweise mittels einer Schweißverbindung, miteinander verbunden. Jedoch befin- den sich radial außen im Bereich der Lagerstelle des Planetenradelements abschnittsweise Aussparungen um mittels eines Antriebshohlrades und eines Abtriebshohlrades das Planetenradelement anzusteuern.
Eine weitere vorteilhafte Ausführungsform sieht vor, dass das Trägerelement und das Stützelement Blechformelemente sind. Blechformteile bieten den Vorteil, dass diese kostengünstig und schnell herzustellen sind. Weiter bilden beispielsweise verschweißte Blechformteile eine hohe Stabilität, was vorteilhaft für die Funktion der gesamten Dreh- schwingungsdämpfungsanordnung ist.
In einer weiteren günstigen Ausgestaltungsform umfasst der erste Drehmomentübertragungsweg und /oder der zweite Drehmomentübertragungsweg und / oder der Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Ausgangsteii der Koppelanordnung und dem Ausgangsbereich eine Zusatzmasse. Auch hier kann die Zusatzmasse dazu dienen, die Drehschwingung noch weiter zu reduzieren. Dabei kann die Zusatzmasse an verschiedenen Stellen der Drehschwingungsdämpfungsanordnung, wie bereits erwähnt, befestigt werden, um eine bestmögliche Drehschwingungsreduzierung zu erreichen. Die Positionierung der Zusatzmasse ist vornehmlich abhängig vom Bauraum und von der Güte der zu erzielenden Drehschwingungsreduzierung.
Eine weitere vorteilhafte Ausführungsvariante sieht vor, dass die Drehschwingungs- dämpfungsanordnung von einem Gehäuseelement umschlossen wird und dass sich innerhalb des Gehäuseelements ein viskoses Medium befindet. Durch die Anordnung der Drehschwingungsdämpfungsanordnung in einem Nassraum, der mit einem viskosen Medium wie Öl oder Fett befüllt ist, kann eine in der Drehschwingungsdämpfungs- anordnung entstehende Reibung reduziert und damit eine Lebensdauer der Bauteile erhöht werden. Auch ist es vorteilhaft, da die Bauteile mit dem viskosen Medium gekühlt werden können.
im Folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand der beiliegenden Figuren erläutert. Es zeigt in: Fig. 1 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit drei Steifigkeiten, wobei eine
Steifigkeit im Bereich des Planetenradträgers angeordnet ist, als Prinzipskizze.
Fig. 2 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung wie in Figur 1 beschrieben, jedoch als konstruktive Umsetzung im Querschnitt,
Fig. 3 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung wie in Figur 1 beschrieben, jedoch mit einem anderen Querschnitt
Fig. 4 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung wie in Figur 3 beschrieben, jedoch in einer Frontansicht
Fig. 5 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung wie in Figur 1 beschrieben, Jedoch mit zwei Steifigkeiten, wobei eine Steifigkeit im Bereich des Planetenradträgers angeordnet ist, als Prinzipskizze.
Fig. 6 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung wie in Figur 1 beschrieben, jedoch statt einem gestuften Planetenradelement mit einem einfachen Planeten radele- ment.
Fig. 7 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung wie in Figur 2 beschrieben, jedoch im Querschnitt nach dem Bereich des Planetenradelements.
Fig. 8 ein Abdichtblech für eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung als gewichtsoptimierte Ausführung.
Fig. 9 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit möglichen zusätzlichen Steifigkeiten.
In Figur 1 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 mit einer Phasenschieberanordnung 43 und einer Koppelanordnung 41 , die auch als eine Überlagerungseinheit 52 bezeichnet werden kann, welche nach dem Prinzip der Leistungs- bzw. Drehmomentenauf zweigung arbeitet, als Prinzipskizze dargestellt. Die Drehschwingungs- dämpfungsanordnung 10 kann in einem Antriebsstrang eines Fahrzeugs zwischen, beispielsweise einem Antriebsaggregat 80, das hier einen Eingangsbereich 50 bildet und dem folgenden Teil des Antriebsstrangs, also beispielsweise ein Getriebeaggregat 85, das hier einen Ausgangsbereich 55 bildet, angeordnet werden. Dieser Eingangsbereich 50 kann beispielsweise an eine Kurbelwelle einer Verbrennungskraftmaschine, beide hier nicht dargestellt, drehfest angebunden sein. Der Drehmomentweg vom Eingangsbereich 50 zum Ausgangsbereich 55 verläuft dabei in folgender Weise. Ein Drehmoment, das von dem Eingangsbereich 50 kommend in die Drehschwingungsdämpfungs- anordnung 10 eingeleitet wird, das auch als Gesamtdrehmoment Mges bezeichnet werden kann, wird in einen ersten Drehmomentanteil Mal und in einen zweiten Drehmo- mentanteii Ma2 aufgeteilt, indem der erste Drehmomentanteil Mal über einen ersten Drehmomentübertragungsweg 47 und der zweite Drehmomentanteil Ma2 über einen zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 weiter geleitet wird. Dementsprechend wird auch eine Eingangsdrehschwingung EDSw, die vornehmlich von dem Antriebsaggregat 80, beispielsweise von einem Hubkolbenmotor, hier nicht dargestellt, kommt, in einen ersten Drehschwingungsanteil DSwA1 , der über den ersten Drehmomentübertragungsweg 47 geleitet wird und in einen zweiten Drehschwingungsantei! DSwA2, der über den zweiten D re h mome ntübertragu ngsweg 48 verläuft, aufgeteilt. Der erste Drehmomentübertragungsweg 47 umfasst eine Phasenschieberanordnung 43, die hier aus drei Steifigkeiten, genauer aus einer ersten Steifigkeit 21 , einer zweiten Steifigkeit 22 und aus einer Zusatzsteifigkeit 23 besteht. Dabei werden die drei Steifigkeiten vornehmlich aus Schraubenfedern gebildet. In dieser erfindungsgemäßen Ausführungsform ist die zweite Steifigkeit 22 im Bereich der Koppelanordnung 41 positioniert. Dies kann vorteilhaft daher erfolgen, da die Koppelanordnung 41 in vorteilhafter Ausführung drei Planetenra- delementen 45 umfasst, die umfangsmäßtg symmetrisch verteilt sind. Innerhalb eines sich dadurch bildenden Zwischenraumes zwischen zwei benachbarten Planeten ra- delementen kann die Steifigkeit, hier die zweite Steifigkeit 22, platzsparend positioniert werden. Dabei ist die zweite Steifigkeit 22 teilweise radial und teilweise axial überlappend zu der Koppelanordnung 41 angeordnet. Der Drehmomentverlauf des ersten Drehmomentanteils Mal und damit auch der Verlauf des ersten Drehschwingungsanteils DSwA1 im ersten Drehmomentübertragungsweg 47 verläuft dabei von dem Eingangsbereich 50 kommend über ein Eingangselement 35, das auch als ein Abdeckblech 42 ausgeführt sein kann, zu der zweiten Steifigkeit 22. Von der zweiten Steifigkeit 22 wird der erste Drehmomentanteil Mal mit dem ersten Drehschwingungsanteil DSwA1 mittels eines Ausgangselements 37, das auch als eine Nabenscheibe 38 aus- geführt sein kann, an ein damit drehfest verbundenes Eingangsefement 39, das auch als ein Abdeckblech 42 ausgeführt sein kann weiter an die Zusatzsteifigkeit 23 geleitet, Von der Zusatzsteifigkeit 23 gelangt der erste Drehmomentanteil Mal und der erste Drehschwingungsanteil DSwA1 mittels eines Ausgangselements 75, das hier als eine Nabenscheibe 76 ausgeführt ist, an die erste Steifigkeit 21. Dabei dient die Nabenscheibe 76 auch als Ansteuerelement 77 für die erste Steifigkeit 21. Mittels eines Ausgangselements und einem Ausgangselement 34 der ersten Steifigkeit 21 zu einem ersten Eingangsteil 53 der Koppelanordnung 41 , Dabei ist das erste Eingangsteil 53 der Koppelanordnung 41 mit dem Ausgangselement 34 der ersten Steifigkeit 21 drehfest verbunden.
Im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 wird der zweite Drehmomentanteil Ma2 mit dem zweiten Drehschwingungsanteil DSwA2 von dem Eingangsbereich 50 direkt an den Planetenradträger 9, der hier das zweite Eingangsteil 54 darstellt, der Koppelanordnung 41 geleitet Folglich wird an der Koppelanordnung 41 der erste und der zweite Drehmomentanteil Mal ; Ma2, sowie der erste jetzt phasenverschobene Drehschwingungsanteil DSwA1 und der zweite Drehschwingungsanteil DSwA2 wieder zu einem Ausgangsgesamtdrehmoment Maus und zu einer Ausgangsdrehschwingung ADSw zusammen geführt, oder besser gesagt, die Drehschwingungsanteiie 1 und 2 werden an der Koppelanordnung destruktiv überlagert. Dabei ist es das Ziel der destruktiven Überlagerung, dass die Ausgangsdrehschwingung ADSw im Vergleich zu der Eingangsdrehschwingungen EDSw minimiert wird, in einem optimalen Fall sogar völlig ausgelöscht wird, so dass am Ausgangsbereich 55 eine Drehschwingung nicht mehr vorhanden ist.
Die Figur 2 und 3 zeigen eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 wie in Figur 1 , als schematischen Aufbau beschrieben, jedoch als konstruktive Umsetzung im Querschnitt. Dabei soll zu besseren Übersichtlichkeit an Figur 2 der Aufbau und an Figur 3 der Drehmomentverlauf und der Drehschwingungsverlauf erläutert werden. Der Drehmomentverlauf Mges und damit auch der Vertauf der Eingangsdrehschwingungen EDSw vom Eingangsbereich 50 zum Ausgangsbereich 55 verlaufen dabei wie unter Figur 1 dargestellt. Nachfolgend wird dieser Drehmomentübertragungsweg, der dabei auch den Übertragungsweg für die Eingangsdrehschwingung EDSw bildet näher be- schrieben. Zuvor soll aber auf den Aufbau der Drehschwingungsdämpfungsanordnung
10 eingegangen werden.
Dabei wird der Eingangsbereich 50 der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 hier von einer Kurbelweile 16 des Antriebsaggregates 80, beispielsweise ein Hubkolbenmotor, hier nicht dargestellt, gebildet. An der Kurbelwelle 16 ist mittels einer Schraubverbindung 14 eine Primärmasse 1 drehfest verbunden. Die Primärmasse 1 ist dabei radial außerhalb mit einem Deckblech 3 und einem Abdichtblech 5 drehfest verbunden. Diese Bauteile 1 ; 3; und 5 ergeben zusammen mit dem Planetenradträger 9, der hier ein Trägerelement 11 und ein Stützelement 12 umfasst, die axial zueinander beabstandet sind, eine Primärseite der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10. Dabei ist das Trägerelement 11 des Pianetenradträgers 9 mittels einer Nietbefestigung 17, wie in Figur 3 zu sehen, mit der Primärmasse 1 drehfest verbunden. Es kann aber auch eine andere Befestigungsmethode wie beispielsweise eine Verschraubung gewählt werden. Das Trägerelement 11 und das Stützelement 12 des Pianetenradträgers 9 sind radial innen umlaufend drehfest und undurchlässig für ein viskoses Medium miteinander durch eine Schweißnaht 15 verbunden. Es kann hier aber auch eine andere gleichwertige Verbindung gewählt werden. Der durch die axiale Beabstandung des Trägerelements 11 und des Stützelement 12 gebildete Öffnungsbereich 29 nimmt die Federanordnung 8 der zweiten Steifigkeit 22 auf, wobei die Federanordnung 8 einteilig oder wie hier gezeigt bevorzugt mehrteilig radial ineinander geschachtelt und nahezu reibungsfrei am Umfang zwischen den Planetenradelementen 45; 45a; 45b in einem Federfenstern 18, besser zu sehen in Figur 4, angeordnet ist Dies kann vorteilhaft daher erfolgen, da die Koppelanordnung 41 in vorteilhafter Ausführung drei Planetenradelementen 45, 45a, 45b umfasst, die umfangsmäßig symmetrisch verteilt sind, besser zu sehen in Figur 4. Innerhalb eines sich dadurch bildenden Zwischenraumes 30 zwischen zwei benachbarten Planetenradelementen 45 kann die Steifigkeit, hier die zweite Steifigkeit 22, platzsparend positioniert werden. Dabei ist die zweite Steifigkeit 22 teilweise radial und teilweise axial überlappend zu der Koppelanordnung 41 angeordnet Die Zusatzsteifigkeit 23 ist der zweiten Steifigkeit 22 nachgeschalten und ist durch ein AnSteuerelement 40, das ein Eingangselement 39 für die Zusatzsteifigkeit 23 bildet miteinander verbunden. Dabei ist das Ansteueretement 40 radial und axial mittels eines Radiallagers 27 und eines Axiallagers 28 an dem Trägerelement 11 gelagert. Dieser Zusatzsteifigkeit 23 ist hier noch eine erste Steifigkeit 21 nachgelagert, die sich platzsparend axial überlappend und radial gestaffelt zu der Zusatzsteifigkeit 23 befindet. Dabei ist die erste Steifigkeit 21 mit der Zusatzsteifigkeit 23 mitteis eines AnSteuerelements 77 verbunden. Die erste Steifigkeit 21 , wie auch die Zusatzsteifigkeit 23 und die zweite Steifigkeit 22 sind hier als Federanordnungen 8, 12 und 4, die hier mehrteilig und radial ineinander geschachtelt sind, ausgeführt. Dabei ist hier die Federanordnung 4 der ersten Steifigkeit 21 mittels eines Federtellers 6 und eines Gleitschuhes 7, in Figur 3 zu sehen, reibungsminimie- rend an einem Gehäuseelement 20, das hier aus der Primärmasse gebildet ist und auch einen Starterzahnkranz 90 aufnimmt, gelagert. Weiter ist die erste Steifigkeit 21 mit einem Antriebshohlradträger 62 drehfest verbunden, der wiederum drehfest mit einem Antriebshohlrad 63 verbunden ist. Das Antriebshohlrad 63 bildet hier ein erstes Eingangselement 31 der Koppelanordnung 41. Dabei bildet der Planetenradträger 9, der drehfest mittels einer Schraubverbindung 14 mit einer Kurbelwelle 16 eines Antriebsaggregates 80 verbunden ist, das zweite Eingangselement 32 der Koppelanordnung 41. Ein Abtriebshohlrad 88 bildet das Ausgangselement 33 der Koppelanordnung und ist mittels eines Abt riebshohl radträge rs 89 drehfest mit dem Ausgangsbereich 55 verbunden. Dabei kann beispielsweise, hier nicht dargestellt, der Ausgangsbereich 55 mit einem schaltbaren Kupplungselement verbunden werden, das wiederum mit einem nachfolgenden Getriebeaggregat 85 verbunden ist.
Um einen Nassraum 69, der vorzugsweise mit einem viskosen Medium wie Öl oder Fett versehen ist, gegenüber einem Umgebungsbereich 70 abzudichten, sind zwischen dem Abdeckblech 42 und der Sekundärmasse 2 des Ausgangsbereiches 55 ein Dichtelement 51 und zwischen dem Abtriebshohlradträger 89 und dem Stützring 12 des Plane- tenradträgers 9 ein Dichtelement 64 verbaut, die vorzugsweise als Radialwellendicht- ring ausgeführt sind. In einem radial inneren Bereich um die Drehachse A ist der Abtriebshohlradträger 89 mittels eines Lagerelements 74 an einem Verlängerungsbereich des Stützringes 12 des Planetenradträgers 9 gelagert. Ein radial innerer Bereich des Verlängerungsbereichs des Stützringes 12 kann wiederum auch ein Lager aufnehmen, hier nicht gezeigt, das als eine Art Pilotlager für eine Getriebeeingangswelle verwendet werden kann. Der Weg des Gesamtdrehmoments Mges und damit auch der Eingangsdrehschwingung EDSw von dem Eingangsbereich 50 zu dem Ausgangsbereich 55 verläuft dabei in folgender Weise,
Das Gesamtdrehmoment Mges und die Eingangsdrehschwingung EDSw, die von dem Eingangsbereich 50 kommend in die Drehschwingungsdämpfung sanordnung 10 eingeleitet werden, werden in den ersten Drehmomentanteil Mal und in den zweiten Drehmomentanteil Ma2 aufgeteilt, indem der erste Drehmomentanteil Mal über den ersten Drehmomentübertragungsweg 47 und der zweite Drehmomentanteil Ma2 über den zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 weiter geleitet wird. Dementsprechend wird auch die Eingangsdrehschwingung EDSw, die vornehmlich von dem Antriebsaggregat 80, beispielsweise von dem Hubkolbenmotor, hier nicht dargestellt, kommt, in den ersten Drehschwingungsanteil DSwA1 , der über den ersten Drehmomentübertragungsweg 47 geleitet wird und in den zweiten Drehschwingungsanteil DSwA2, der über den zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 geleitet wird, aufgeteilt. Der erste Drehmomentübertragungsweg 47 umfasst die Phasenschieberanordnung 43, die hier aus drei Steifigkeiten, genauer aus einer ersten Steifigkeit 21 , einer zweiten Steifigkeit 22 und aus einer Zusatzsteifigkeit 23 besteht. Dabei werden die drei Steifigkeiten 21 ; 22; 23 vornehmlich aus Schraubenfedern gebildet, die hier bevorzugt mehrteilig radial ineinander geschachtelt ausgeführt sind. In dieser erfindungsgemäßen Ausführungsform ist die zweite Steifigkeit 22, wie bereits erläutert, im Bereich der Koppelanordnung 41 platzsparend positioniert. Der erste Drehmomentanteils Ma1 und damit auch der erste Drehschwingungsanteil DSwA1 im ersten Drehmomentübertragungsweg 47 verläuft dabei von der Kurbelwelle 16 kommend über ein Eingangselement 35, das hier durch den Planetenradträger 9, genauer durch das Trägerelement 11 und das Stützelement 12 gebildet wird. Das Trägerelement 11 und das Stützelement bilden dabei auch ein An- steuerelement 36 für die Federanordnung 8 der zweiten Steifigkeit 22. Von der Federanordnung 8 gelangen der erste Drehmomentanteil Mal und der erste Drehschwingungsanteil DSwA1 mittels eines Ausgangselements 37, das hier als eine Nabenscheibe 38 ausgeführt ist, an ein damit drehfest verbundenes Eingangselement 39 der Zusatzsteifigkeit 23. Dabei ist die Nabenscheibe 38 und das Eingangselement 39 an ihrem radial äußeren Bereich mittels einer Nietverbindung 19 drehfest miteinander verbunden. Das Eingangselement 39 bildet dabei ein Ansteueretement 40 für die Federanordnung 13 der Zusatzsteif igkeit 23. Dabei ist das Ansteuerelement 40 radial und axial mittels eines Radiallagers 27, hier als ein Gleitlager ausgeführt, und eines Axiallagers 28, hier ebenfalls als ein Gleitlager ausgeführt an dem Trägerelement 11 des Planetenradträ- gers 9 gelagert. Von der Federanordnung 13 wird der erste Drehmomentanteil Mal und der erste Drehschwingungsanteil DSwA1 mittels einer Nabenscheibe 76 an die Federanordnung 4 der ersten Steifigkeit 21 weiter geleitet. Dabei dient die Nabenscheibe 76 hier als ein Ansteuerelement 77 für die Federanordnung 4 der ersten Steifigkeit. Weiter ist die Federanordnung 4 vorteilhaft mittels eines Federtellers 6 und eines Gleitschuhes 7 an einem umlaufenden Randbereich 58 der Primärmasse 1 radial und reibungsmini- miert gelagert. Eine axiale Lagerung oder besser eine axiale Sicherung erfolgt zum einen durch das Deckblech 3 und zum anderen durch eine Seitenfläche 60 der Primärmasse 1. Dabei ist hier vorteilhaft die erste Steifigkeit 21 zu der Zusatzsteifigkeit 23 axial überlappend und radial gestaffelt platzsparend angeordnet. Von der Federanordnung 4 der ersten Steifigkeit 21 gelangt der erste Drehmomentanteil Mal und der erste Drehschwingungsanteil DSwA1 mittels des Ausgangselements 78, das drehfest mit einem Antriebshohlradträger 62 verbunden ist an ein mit dem Antriebshohlradträger 62 drehfest verbundenes Antriebshohlrad 63. Das Antriebshohlrad kämmt dabei mit dem Plane- tenradetement 45 und führt folglich den erste Drehmomentanteii Mal und den erste Drehschwingungsanteil DSwA1 auf Grund der drei Steifigkeiten 21 ; 22; 23 phasenverschoben gegenüber dem zweiten Drehmomentanteil MA2 und dem zweiten Drehschwingungsanteil DSwA2 an die Koppefanordnung 41.
Im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 wird der zweite Drehmomentanteil Ma2 mit dem zweiten Drehschwingungsanteil DSwA2 von der Kurbelwelle 16 direkt an den damit drehfest verbundenen Pianetenradträger 9 der Koppeianordnung 41 geleitet.
Folglich wird an der Koppelanordnung 41 der zweite Drehmomentanteil Ma2 und der zweite Drehschwingungsanteil DSwA2 mit dem phasenverschobenen ersten Dreh momentanteil Mal und dem ebenfalls phasenverschobenen ersten Drehschwingungsanteil DSwA1 so überlagert, dass es zu einer hinsichtlich der Drehschwingungsanteile DswA1 und DSwA2 zu einer destruktiven Überlagerung in der Koppelanordnung kommt. Dies ist dann der Fall, wenn das Schwi n g ungssyste m 56 der Phasenschieberanordnung 43 oberhalb einer Grenzdrehzahl betrieben wird, bei der sich das Schwingungssystem in einem Resonanzbetrieb befindet, der auch als ein überkritischer Betriebsbereich be- zeichnet werden kann, und die Koppelanordnung 41 so ausgestaltet ist, dass durch die
Überlagerung des ersten Drehschwingungsanteils DSwA1 mit dem zweiten Dreh- schwingungsanteii DSwA2 eine Ausgangsdrehschwingung ADSw mit gegenüber der Eingangsdrehschwingung EDSw minimierten Schwingungsanteilen resultiert,
Dazu ist die Koppelanordnung so ausgelegt, dass der erste D re hschwing ungsante il DSwA1 mit für das Ausgangselement 33 entgegen gerichteten zweiten Drehschwingungsanteil DSwA2 überlagert wird.
Dabei ist es das Ziel der destruktiven Überlagerung, dass das von der Koppelanordnung 41 mittels eines Abtriebshohlrades 88 und eines damit drehfest verbundenen Ab- triebshohlradträgers 89 zu dem Ausgangsbereich 55, hier durch das Getriebeaggregat 85 gebildet, geleitete Ausgangsdrehmoment Maus das auch die Ausgangsdrehschwingungen ADSw enthält, die im Vergleich zu den Eingangsdrehschwingungen EDSw minimiert sind, in einem optimalen Fall sogar völlig ausgelöscht sind. Die Drehmomentanteile Mal ; Ma2 addieren sich wieder zu einem Ausgangsdrehmoment Maus.
Die Figur 3 zeigt eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 wie in Figur 1 beschrieben, jedoch mit einem anderen Querschnitt. Wie bereits in Figur 2 erwähnt, ist hier in Figur 3 besonders gut der Gleitschuh 7 zu sehen, der die Federanordnung 4 der ersten Steifigkeit 21 radial außen an dem Randbereich 58 des Gehäuseelements 20, das aus der Primärmasse 1 gebildet ist lagert. Dies ist besonders vorteilhaft, wenn fliehkraftbedingt die Federanordnung 4 radial nach außen gedrückt wird und dadurch die Reibung sich erhöhen würde, was sich nachteilig auf ein Dämpfungsverhalten der Federanordnung auswirken könnte. Dabei ist der Gleitschuh in axialer Richtung zum einen durch die Primärmasse 1 und zum anderen durch das Deckblech 3 gelagert. Weiter wird hier gezeigt, dass das Trägereiement 11 des Planetenradträgers 9 mittels einer Nietbefestigung 17 mit der Primärmasse 1 drehfest verbunden ist.
Die Figur 4 zeigt eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 wie in Figur 3 beschrieben, jedoch in einer Frontansicht. Dabei ist die in der Figur 1 bereits beschriebene Anordnung der zweiten Steifigkeit 22 innerhalb des Planetengetriebes 61 gut zu erkennen. Die Federanordnung 8 der zweiten Steifigkeit 22 ist platzsparend in den Zwischen- räumen 30 zwischen den Planetenradelementen 45 positioniert. Da hier das Planetengetriebe 61 drei Planetenradelemente 45 umfasst, werden auch drei Zwischenräume 30 gebildet, innerhalb derer die drei Federanordnungen 8 der zweiten Steifigkeit 22 gleichmäßig mit einem Teilungswinkel von 120°verba ut werden können. Mittels Federfenster 18, die am Planetenradträger 9 angebracht sind und durch die die Federanordnungen 8 sich zumindest teilweise axial mit dem Planetenradträger 9 überlappen können kann eine nochmals geringere axiale Baubreite erzielt werden.
Die Figur 5 zeigt eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 wie in Figur 1 und 2 beschrieben, jedoch mit zwei Steifigkeiten, wobei eine Steifigkeit im Bereich des Plane- tenradträgers angeordnet ist, als Prinzipskizze.
Dabei ist die Primärmassel mit dem Deckblech 3 verdrehfest mit dem Eingangsbereich 50 verbunden. Diese Komponenten ergeben zusammen mit dem Planetenradträger 9 eine Primärseite der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10. An den Planetenradträger 9 ist die zweite Steifigkeit 22 angebunden, dessen einteilig oder bevorzugt mehrteilig radial ineinander geschachtelt und nahezu reibungsfrei ausgeführte Federanordnung 8 am Umfang zwischen den Planetenradelementen 45 angeordnet ist. Die Federanordnung 8 der zweiten Steifigkeit 22 ist hier mittete einer Nabenscheibe 38 mit der Federanordnung 4 der ersten Steifigkeit verbunden, die wiederum ebenfalls einteilig oder bevorzugt mehrteilig radial ineinander geschachtelt ausgeführten sein kann. Die Federanordnung 4 ist weiter mittels eines drehfest verbundenen Antriebshohlradträgers 62 mit einem Antriebshohlrad 63 verbunden, das mit dem hier gestuften Planetenra- delement 45 kämmt. Ein Abtriebshohlrad 88, das mit dem gestuften Planetenradele- ment 45 kämmt, ist über einen Abtriebshohlradträger 89 mit dem Ausgangsbereich 55 verbunden. Der Drehmomentübertragungsweg Mges, sowie die Übertragung der Eingangsdrehschwingung EDSw von dem Eingangsbereich 50 zu dem Ausgangsbereich 55 verläuft dabei wie unter Figur 2 und 3 bereits beschrieben, jedoch sind hier nur zwei Steifigkeiten 21 und 22 vorhanden.
Die Figur 6 zeigt eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 ebenfalls wie in Figur 1 beschrieben, mit drei Steifigkeiten 21 , 23, 22 jedoch ist der Ausgangsbereich 55 mit dem Planetenradträger 9 des Planetengetriebes 61 drehfest verbunden und der der zweite Drehmomentübertragungsweg 48 ist mit dem Planetengetriebe mittels eines Sonnenrades 91 verbunden. Dabei verläuft hier ein Weg des Gesamtdrehmomentes Mges und der Eingangsdrehschwingung EDSw vom Eingangsbereich 50 kommend zum Ausgangsbereich 55 wie folgt. Das Gesamtdrehmoment Mges und die Eingangsdrehschwingung EDSw werden auf den ersten und den zweiten Drehmomentübertragungsweg 47, 48 aufgeteilt. Dabei ist der zweite Drehmomentübertragungsweg direkt mittels des Sonnenrades 91 , das mit dem Pianetenradelement 45 kemmt, mit der Koppelanordnung 41 verbunden und leitet somit den zweiten Drehmomentanteil Ma2 und den zweiten Drehschwingungsanteil DSwA2 direkt an die Koppelanordnung. Der erste Drehmomentanteil Mal und der erste Drehschwingungsanteil DSwA1 werden über den ersten Drehmomentübertragungsweg 47 an die Koppelanordnung 41 mittels des An- triebshohlradträgers 62 und des damit drehfest verbundenen Antriebshohlrades 63 geleitet. Dabei befinden sich im ersten Drehmomentübertragungsweg die drei Steifigkeiten 21 , 23 und 22. Hier ist anzumerken, dass in dieser Ausführungsvariante vom Eingangsbereich 50 gesehen, zuerst mittels der damit drehfest verbundenen Primärmasse 1 die erste Steifigkeit 21 angesteuert wird. Von der ersten Steifigkeit 21 wird die Zusatzstei- figkeit 23 und dann nachfolgend die zweite Steifigkeit 22 angesteuert, die ebenfalls axial überlappend zu dem Pianetenradelement 45 angeordnet ist. Durch die Verwendung von mehreren Steifigkeiten, wie hier drei Steifigkeiten 21 , 23, 22, kann ein maximaler Verdrehwinkel der Primärmasse 1 zu dem Planetenradträger 9 erhöht werden.
Es ist notwendig den im Planetenradträger 9 angeordnete Federanordnung 8 im Mo- mentenfluss von der Primärmasse 1 her gesehen als letzten anzusteuern, da der relative Verdrehwinkel der Komponenten im Planetenradträger 9 durch die Anordnung der Planetenradelemente 45 begrenzt ist und der Planetenradträger 9 in diesem Fall die Sekundärmasse 2 darstellt. Deswegen muss auch wenigstens eine wesentlich weicher ausgeführte Federanordnung 21 oder 23, der deutlich mehr Verdrehwinkel darstellen kann, vorgeschaltet werden. Durch die Bauform des Koppelgetriebes 41 mit Antriebshohl rad 63 und Sonnenrad 91 kann diese axial schmäler ausgeführt werden als die Ausführungsvarianten mit zwei Hohlrädern. Zur Reduktion radialen Bauraums können die Planetenradelemente 45 mit verschiedenen Wirkradien 95, 96 ausgehend von der Planetenachse B für den jeweiligen Kontakt Antriebshohlrad 63 und Sonnenrad 91 versehen werden. Die Figur 7 zeigt eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 wie in Figur 2 beschrieben, jedoch im Querschnitt im Bereich eines Planetenradbolzens 65. Hierbei ist vorteilhaft die Ausgestaltung des Planetenradträgers 9, umfassend das Trägerelement 11 und das Stützelement 12 zu sehen, die durch die axiale Beabstandung zueinander einen Zwischenraum 59 bilden, in dem das Planetenradelement 45 aufgenommen werden kann. Durch die Verwendung des Stützringes 12 kann der Planetenradbolzen 65 beidseitig, einerseits am Trägerelement 11 und andererseits am Stütz ring 12, gelagert werden, was sich positiv auf eine Gesamtsterfigkeit des Planetenradträgers 9 auswirkt und sich damit auch positiv auf eine Entkopplungsgüte der gesamten Drehschwin- gungsdämpfungsanordnung 10 auswirkt.
Die Figur 8 zeigt ein Abdichtblech 5 für eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 wie in Figur 2 bereits beschrieben, als gewichtsoptimierte Ausführung. Das Abdichtblech 5 wird normalerweise so hergestellt, dass es eine gleichmäßige Wanddicke bei einer konstanten Dichte aufweist. Durch die dargestellten Erleichterungsbereiche 97 im radial inneren Bereich des Abdichtblechs 5 kann dieses gewichtsoptimiert werden ohne große Einbußen einem Massenträgheitsmoment des Abdichtbleches 5 zu erfahren. Die Erleichterungsbereiche 97 müssen stets dicht ausgeführt werden um ein Austreten von Schmierstoff aus der Drehschwingungsdämpfungsanordnung zu verhindern. In bevorzugter Ausgestaltung sind diese gleichmäßig über den Umfang verteilt, damit möglichste eine Unwucht des Abdichtbleches 5 verhindert wird.
Die Figur 9 zeigt eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 Stellen, an denen mögliche zusätzliche Steifigkeiten verbaut werden können, um die Entkopplungsgüte von Drehschwingungen zu optimieren. Dabei kann neben den bereits bekannten Steifigkeiten 21 , 22, 23, die im ersten Drehmomentübertragungsweg 47 verbaut sein können, auch im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 eine oder mehrere Zusatzstei- figkeiten 24 verbaut werden. Auch im Bereich des Ausgangsteils 49 der Koppelanordnung 41 können eine oder mehrere Zusatzsteifigkeiten, wie hier Ausgangssteifigkeiten 25, 26 verbaut werden. Es kann ebenfalls vorteilhaft sein an die Drehmomentübertragungswege 47, 48 Zusatzmassen 71 , 72, 73 anzubringen, um die Entkopplungsgüte zu verbessern. Dabei können vorteilhaft im ersten Drehmomentübertragungsweg 47, im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 und am Ausgangsteil 49 der Koppelanordnungen 41 Zusatzmassen angebracht werden. Diese Zusatzmassen 71 , 72, 73 können vorteilhaft als einfache Masseelemente, Massependel, Tiigermassen oder ähnlich bekannte Trägheitsmassen ausgebildet sein. Die in Figur 9 beschriebenen Stellen sind beispielhaft anzusehen. Es können Zusatzmasseo und Zusatzsteifigkeiten beliebig miteinander kombiniert werden.
Bezügszeichen 1 Primärmasse
2 Sekundärmasse
3 Deckblech
4 Federanordnung
5 Abdichtblech
6 Federteller
7 Gleitschuh
8 Federanordnung
9 Planetenradträger
10 Drehschwingungsdämpfungsanordnung 1 1 Trägereiement
12 Stützelement
13 Federanordnung
14 Schraubverbindung
15 Schweißnaht
16 Kurbelwelle
17 Nietbefestigung
18 Federfenster
19 Nietverbindung
20 Gehäuseelement
21 erste Steifigkeit
22 zweite Steifigkeit
23 Zusatzsteifigkeit
24 Zusatzsteifigkeit
25 erste Ausgangssteifigkeit
26 zweite Ausgangssteifigkeit
27 Radiallager
28 Axiallager
29 Öffnungsbereich
30 Zwischenraum erstes Eingangselement
zweites Eingangselement
Ausgangselement
Ausgangselement
Eingangselement
Ansteuerelement
Ausgangselement
Nabenscheibe
Eingangselement
Ansteuerelement
Koppelanordnung
Abdeckblech
Phasenschieberanordnung
Planetenradelement
Drehmomentübertragungsweg erster Drehmomentübertragungsweg zweiter Drehmomentübertragungsweg Ausgangsteil
Eingangsbereich
Dichtelement
Übellagerungseinheit
erstes Eingangsteii
zweites Eingangsteil
Ausgangsbereich
Schwingungssystem
Zwischenelement
Randbereich
Zwischenraum
Seitenfläche
Planetengetriebe
Antriebshohlradträger
Antriebshohlrad
Dichtelement 65 Planetenradbolzen
69 Nassraum
70 Umgebungsbereich
71 Zusatzmasse
72 Zusatzmasse
73 Zusatzmasse
74 Lagerelement
75 Ausgangselement
76 Nabenscheibe
77 Ansteuerelement
78 Ausgangseiement
80 Antriebsaggregat
85 Getriebeaggregat
88 Abtriebshohlrad
89 Abtriebshoh i radträge r
90 Starterzahnkranz
91 Sonnenrad
95 Wirkradius
96 Wirkradius
A Drehachse
B Planetenradachse
Mges Gesamtdrehmoment Mal Drehmomentanteil 1
Ma2 Drehmomentanteil 2
Maus Ausgangsdrehmoment EDSw Eingangsdrehschwingung DSwA1 Drehschwingungsanteil 1 DSwA2 Drehschwingungsanteil 2 ADSw Ausgangsdrehschwingung

Claims

Patentansprüche
1. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) für den Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend
- einen zur Drehung um eine Drehachse (A) anzutreibenden Eingangsbereich (50) und einen Ausgangsbereich (55), wobei der Eingangsbereich (50) eine Primärmasse (1) und der Ausgangsbereich (55) eine Sekundärmasse (2) umfasst und
- eine mit dem Ausgangsbereich (55) in Verbindung stehende Koppelanordnung (41 ), wobei die Koppelanordnung (41) ein erstes Eingangselement (31 ), ein zweites Eingangselement (32) und ein Ausgangselement (33) umfasst, und
- einen Drehmomentübertragungsweg (46) zur Übertragung eines Gesamtdrehmoments (Mges), der zwischen dem Eingangsbereich (50) und dem Ausgangsbereich (55) veriäuft, wobei der Drehmomentübertragungsweg (46) von dem Eingangsbereich (50) bis zu der Koppelanordnung (41) in einen ersten Drehmomentübertragungsweg (47), zur Übertragung eines ersten Drehmomentanteils (Mal ), und in einen parallelen zweiten Drehmomentübertragungsweg (48), zur Übertragung eines zweites Drehmomentanteils (Ma2), aufgeteilt wird, wobei der erste und der zweite Drehmomentübertragungsweg (47; 48) und damit der erste und der zweite Drehmomentanteii (Mal ; Ma2) an der Koppelanordnung (41 ) wieder zu einem Ausgangsdrehmoment (Maus) zusammengeführt wird, und
-eine Phasenschieberanordnung (43) im ersten Drehmomentübertragungsweg (47), umfassend ein Schwingungssystem (56) mit einer erste Steifigkeit (21 ), wobei die erste Steifigkeit (21) eine Federanordnung (4) umfasst, und wobei
- eine vom Eingangsbereich (50) kommende Eingangsdrehschwingung (EDSw) durch das Weiterleiten über den ersten und über den zweiten Drehmomentübertragungsweg (47; 48) in einen ersten Drehschwingungsanteil (DSwA1) und in einen zweiten Drehschwingungsanteil (DSwA2) aufgeteilt wird
- und wobei bei einem Betrieb des Schwingungssystems (56) in einem Drehzahlbereich oberhalb wenigstens einer Grenzdrehzahl, bei der das Schwingungssystem (56) in einem Resonanzbereich betrieben wird, der erste Drehschwingungsanteil (DSwA1 ) mit dem zweiten Drehschwingungsanteil (DSwA2) an der Koppelanordnung (41 ) so überlagert wird, dass sich der erste Drehschwingungsanteil (DSwA1 ) und der zweite Drehschwingungsanteil (DSwA2) destruktiv überlagern und dadurch am Ausgangselement (33) der Koppelanordnung (41 ) eine gegenüber der Eingangsdrehschwingung (EDSw) minimierte Ausgangsdrehschwingung (ADSw) vorhanden ist,
dadurch gekennzeichnet, dass die Phasenschieberanordnung (43) eine zweite Steifigkeit (22) umfasst, die sich einerseits gegenüber der Primärmasse (1) abstützt und zumindest teilweise axial und radial überlappend zu der Koppelanordnung (41) angeordnet ist.
2. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Koppelanordnung (41) ein Planetengetriebe (61) mit einem Planeten- radträger (9), einem am Planetenradträger (9) befestigten Planetenradbolzen (65) und ein am Planetenradbolzen (65) drehbar gelagertes Planetenradelement (45) umfasst, wobei das Planetenradelement (45) mit dem Eingangsbereich (50) mittels des ersten Eingangselements (31) und mittels des zweiten Eingangselements (32) verbunden ist und wobei das Planetenradelement (45) mittels des Ausgangselements (33) mit dem Ausgangsbereich (55) verbunden ist.
3. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Phasenschieberanordnung (43) ein Schwingungssystem (56) mit der Primärmasse (1) und ein, gegen die Wirkung zumindest der Federanordnung (4) bezüglich der Primärmasse (1) um die Drehachse (A) drehbares Zwischenelement (57) umfasst.
4. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Steifigkeit (22) sich andererseits gegenüber dem Zwischenelement (57) abstützt.
5. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Phasenschieberanordnung (43) eine Zusatzsteifig- keit (23) umfasst, die zumindest teilweise axial überlappend zu der ersten Steifigkeit (21 ) angeordnet.
6. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die erste und zweite Steifigkeit (21 , 22) der Phasenschieberanordnung (43) in Reihe geschaltet sind,
7. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die erste, die zweite und die Zusatzsteifigkeit (21 , 22, 23) der Phasenschieberanordnung (43) in Reihe geschaltet sind.
8. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Drehmomentübertragungsweg (48) zwischen dem Eingangsbereich (50) und dem zweiten Eingangselement (32) der Koppelanordnung (41) eine Zusatzsteifigkeit (24) umfasst.
9. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass in der Drehmomentübertragungsweg (46) zwischen dem Ausgangsteil (49) der Koppelanordnung (41) und dem Ausgangsbereich (55) zumindest eine erste Ausgangssteifigkeit (25) umfasst.
10. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass eine zweite Ausgangssteifigkeit (26) in Reihe zu der ersten Ausgangssteifigkeit (25) in dem Drehmomentübertragungsweg (46) zwischen dem Ausgangsteil (49) der Koppelanordnung (41) und dem Ausgangsbereich (55) angeordnet ist.
11. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Planetenradträger (9) ein Trägereiement (11) und ein Stützelement (12) umfasst, die zumindest teilweise voneinander axial beabstandet und drehfest miteinander verbunden sind und die durch die zumindest teilweise axiale Beabstandung einen Zwischenraum (59) bilden, in dem das Planetenradelement 45 verdrehbar an dem Trägerelement (11) und dem Stützelement (12) gelagert ist.
12. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 11 , dadurch gekennzeichnet, dass das Trägerelement (11) und das Stützelement (12) Blechformelemente sind.
13. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Drehmomentübertragungsweg (47) und /oder der zweite Drehmomentübertragungsweg (48) und / oder der Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Ausgangsteil (49) der Koppelanordnung (41 ) und dem
Ausgangsbereich (55) eine Zusatzmasse (71 ; 72; 73) umfasst.
14. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) von einem Gehäuseelement (20) umschlossen wird und dass sich innerhalb des Gehäuseelements (20) zumindest teilweise ein viskosen Medium befindet.
EP15738609.5A 2014-08-13 2015-07-13 Drehschwingungsdämpfungsanordnung für den antriebsstrang eines fahrzeugs Withdrawn EP3180544A1 (de)

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* Cited by examiner, † Cited by third party
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DE102018110016A1 (de) * 2018-04-26 2019-10-31 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Hybridmodul, Verfahren zur Montage des Hybridmoduls und Antriebsanordnung

Family Cites Families (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6231472B1 (en) * 1998-08-27 2001-05-15 Mannesmann Sachs Ag Torsional vibration damper in a lockup clutch with planetary gear set
DE19904857A1 (de) * 1999-02-05 2000-08-10 Mannesmann Sachs Ag Hydrodynamischer Drehmomentwandler
US8939860B2 (en) 2010-05-25 2015-01-27 Zf Friedrichshafen Ag Hydrodynamic coupling device, in particular a torque converter
DE102011075244A1 (de) * 2010-05-25 2011-12-01 Zf Friedrichshafen Ag Hydrodynamische Kopplungseinrichtung, insbesondere Drehmomentwandler
DE102011075241A1 (de) * 2010-05-25 2011-12-01 Zf Friedrichshafen Ag Nasslaufende Kupplungsanordnung
DE102012214571A1 (de) * 2012-08-16 2014-02-20 Zf Friedrichshafen Ag Drehschwingungsdämpfungsanordnung für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs
DE102012218729A1 (de) * 2012-10-15 2014-04-17 Zf Friedrichshafen Ag Drehschwingungsdämpfungsanordnung für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs
DE102013214353A1 (de) * 2013-07-23 2015-01-29 Zf Friedrichshafen Ag Anfahrelement für ein Kraftfahrzeug
WO2015018413A1 (de) * 2013-08-05 2015-02-12 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Drehschwingungsdämpfer

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* Cited by examiner, † Cited by third party
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