EP3371481A1 - Drehschwingungsdämpfungsanordnung für den antriebsstrang eines fahrzeugs - Google Patents

Drehschwingungsdämpfungsanordnung für den antriebsstrang eines fahrzeugs

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Publication number
EP3371481A1
EP3371481A1 EP16781325.2A EP16781325A EP3371481A1 EP 3371481 A1 EP3371481 A1 EP 3371481A1 EP 16781325 A EP16781325 A EP 16781325A EP 3371481 A1 EP3371481 A1 EP 3371481A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
arrangement
torsional vibration
torque transmission
transmission path
torque
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP16781325.2A
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English (en)
French (fr)
Inventor
Tobias DIECKHOFF
Matthias Fischer
Reinhard Feldhaus
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
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by ZF Friedrichshafen AG filed Critical ZF Friedrichshafen AG
Publication of EP3371481A1 publication Critical patent/EP3371481A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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Classifications

    • 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
    • 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
    • F16F15/131—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 the rotating system comprising two or more gyratory masses
    • F16F15/13157—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 the rotating system comprising two or more gyratory masses with a kinematic mechanism or gear system, e.g. planetary
    • 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
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/14—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers
    • F16F15/1407—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers the rotation being limited with respect to the driving means
    • F16F15/1464—Masses connected to driveline by a kinematic mechanism or gear system
    • F16F15/1478—Masses connected to driveline by a kinematic mechanism or gear system with a planetary gear system

Definitions

  • the present invention relates to a torsional vibration damping arrangement for the drive train of a vehicle, comprising an input range to be driven for rotation about an axis of rotation and an output range, wherein between the input range and the output range a first torque transmission path and parallel thereto a second torque transmission path and a coupling arrangement for superposition of the torque transmission paths are provided, wherein in the first torque transmission path, a phase shifter arrangement for generating a phase shift of guided over the first torque transmission path rotational irregularities with respect to the second torque transmission path guided rotational irregularities is provided.
  • German Patent Application DE 10 2011 007 118 A1 discloses a torsional vibration damping arrangement which divides the torque introduced into an input region, for example, by a crankshaft of an internal combustion engine, into a torque component transmitted via a first torque transmission path and a torque component conducted 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 periodically occurring ignitions in an internal combustion engine, are proportionally divided between the two torque transmission paths.
  • the coupling arrangement brings the two torque transmission paths together again and introduces the combined total torque into the output region, for example a friction clutch or the like.
  • a phase shifter arrangement is provided, which is constructed in the manner of a vibration damper, that is to say with a primary element and a compressibility of a spring arrangement with respect to this rotatable secondary element.
  • a vibration damper that is to say with a primary element and a compressibility of a spring arrangement with respect to this rotatable secondary element.
  • the vibration components routed via the other torque transmission path experience no or possibly a different phase shift, the vibration components contained in the merged torque components and then phase-shifted with respect to each other can be destructively superimposed on each other, so that in an ideal case the total torque introduced into the output region has essentially no vibration components contained static torque is.
  • a torsional vibration damping arrangement for a drive train of a vehicle, comprising an input region to be driven for rotation about a rotation axis and an output region, a first torque transmission path for transmission of a first torque component and a second torque transmission path parallel between the input region and the output region Torque transmission path for transmitting a second torque component of a total torque to be transmitted between the input portion and the output portion, a phase shifter assembly at least in the first torque transmission path, for generating a phase shift of rotational irregularities conducted via the first torque transmission path with respect to rotational irregularities conducted via the second torque transmission path, wherein the phase shifter assembly is a vibration system with a primary element and a ge gene comprises the restoring action of a damper element arrangement with respect to the primary element about the axis of rotation (A) rotatable secondary element, as well as a
  • the torsional vibration change arrangement in the first and / or in the second torque transmission path the effect of a torsional vibration decoupling with two torque transmission paths, also called torsional vibration damping arrangement called with a power split, be improved in operating conditions in which the torsional vibrations, or also called alternating moments, at the first and second input member of the Coupling arrangement have an inappropriate amplitude ratio and or a mismatch 180 ° phase shift to each other.
  • Amplitudes of the torsional vibrations in both torque transmission paths are changed by the torsional vibration change arrangement such that they advantageously reduce after the superposition in the coupling arrangement, ideally even cancel out altogether.
  • a torsional vibration energy can be introduced into the one or both torque transmission paths by the torsional vibration change arrangement in order to obtain a desired amplitude.
  • the phase shift can advantageously be influenced by the torsional vibration change arrangement.
  • the torsional vibration changing arrangement acts as an additional phase shifter arrangement.
  • the torsional vibration changing arrangement acts as an active influencing device. This means that the existing parameters of amplitude and phase shift in the two torque transmission paths are determined by a sensor.
  • the amplitude and / or the phase shift is influenced to an optimum value by an active intervention of a control electronics by the torsional vibration changing arrangement in order to determine after the Merging the two torque transmission paths to obtain a torque with preferably no torsional vibrations.
  • the torsional vibration change arrangement comprises an energy store.
  • the energy storage is primarily advantageous to dissipate the excess energy in the vibrations and store in the energy storage. If energy is to be re-introduced into the oscillation, the energy required for this can be taken from the energy store.
  • the energy store may be embodied, for example, as an electrical, as a mechanical, as a pneumatic or as a hydraulic energy store. Since the charging of the energy storage and the removal of energy from the energy storage are not lossless, it may be advantageous if the energy storage of an external power source, such as an alternator, which is driven by the internal combustion engine, is additionally supplied with energy.
  • a further advantageous embodiment provides that the torsional vibration change arrangement is embodied as an amplitude change arrangement and / or as a phase shift change arrangement. This is particularly advantageous if, before a merger of the two torque transmission paths in the coupling arrangement, the oscillations to be superposed in the two torque transmission paths have a different amplitude and / or a non-advantageous phase shift for the superposition of the two torsional vibrations in the coupling arrangement.
  • the torsional vibrations energy added or energy, for example, in the energy storage be dissipated.
  • the torsional vibration at least a sensor, a control unit and an actuator comprises.
  • the ratio of the amplitudes of the torsional vibrations or also called alternating torques, as well as their phase relationship to each other in the two torque paths of the torsional vibration damping arrangement with power split For this purpose, it is advantageous if a direct measurement is carried out with appropriate sensors.
  • the acquired data is transmitted to a control unit and processed using setpoint data, and or also using other data, such as accelerator pedal position, speed, crankshaft angle and other data that are advantageous for the calculation of an output signal in the control unit.
  • the output signal is sent to an actuator, which performs the necessary measures for an advantageous vibration reduction.
  • the following measures can advantageously be taken.
  • the alternating torques in the two torque transmission paths of the power split coincide sufficiently advantageously in phase and according to a ratio of the coupling arrangement sufficiently advantageous in amplitude, so no active oscillation change is necessary.
  • a big advantage of the active vibration influence in combination with the Power split is that via the active element, the actuator, the vibrations can be influenced differently. This is particularly advantageous because of a passive decoupling system with power split, different orders of vibration excitation at different speeds are optimally decoupled. About the active influence of the
  • Amplitudes and phases of the various orders are adapted so that they are equally well decoupled for an existing translation of the coupling arrangement.
  • a further advantageous embodiment provides that the actuator is operated hydraulically and or pneumatically.
  • the actuator can actively change or influence the vibration in the respective torque transmission path.
  • the actuator is designed so that it can perform a change in amplitude and or a phase shift of the vibrations in the respective torque transmission path.
  • a hydraulic and / or a pneumatic energy in the actuator can be converted into a mechanical energy, which can actively change or influence the oscillation with regard to the amplitude and or the phase.
  • a further advantageous embodiment provides that the actuator is operated electromechanically and / or electromagnetically.
  • the actuator can actively activate the
  • the actuator is designed so that it can perform a change in amplitude and or a phase shift of the vibrations in the respective torque transmission path.
  • an electromechanically and / or electromagnetically energy in the actuator is converted into a mechanical energy, which can actively change or influence the oscillation with regard to the amplitude and or the phase.
  • the energy storage is filled via the actuator with energy from a torsional vibration in the first and or in the second torque transmission path.
  • the actuator is used as a generator, which converts the energy in the torsional vibrations as an energy storable in the energy store.
  • it is advantageous to inject the excess energy into the rotating system. To store vibrations in the energy store.
  • the coupling arrangement is designed as a planetary gear.
  • various embodiments may be used. It may be advantageous if the first input element of the planetary gear as a ring gear, the second input element of the planetary gear as a sun gear and the output element are designed as a ring gear. But there are also other circuit variants possible, which are already known from the prior art.
  • a further advantageous embodiment provides that the coupling arrangement is designed as a lever coupling mechanism.
  • circuit variants are known from the prior art to connect the first and the second input element, and the output element by means of a lever member together.
  • the coupling arrangement is designed as a magnetic coupling gear.
  • the operation of the magnetic coupling gear which can also be referred to as a magnetic gear, the function of a known planetary gear is comparable.
  • the magnetic coupling gear consists of an outer rotor, which is covered on its inside with permanent magnets, which alternately have a magnetic north and south polarity. Radially inside the outer rotor, an inner rotor is arranged, which is also occupied by permanent magnets with an alternating polarity.
  • a modulator ring Radially between the two rotors or magnet assemblies is a modulator ring, which alternately has a ferromagnetic segments and a non-magnetic segments.
  • the ferromagnetic elements of the modulator ring are embedded in a closed support structure.
  • the attachment of the permanent magnets to the rotors is known and will not be discussed here.
  • Magnetic fields are generated by the magnet arrangements on the outer rotor and on the inner rotor.
  • the number of magnets in the two arrangements is to be tuned so that the magnetic fields without the modulator ring do not influence each other. Due to the number and arrangement of ferromag However, the magnetic fields are modulated in such a way that a magnetic coupling between the inner rotor and the outer rotor takes place.
  • the gear can be operated lubricant-free, the gear members do not touch and thus wear-free, and noise-free, except for the bearing noise, work and the magnetic gear is overload safe, since it is exceeded a maximum moment only slips without taking damage.
  • the gear ratio is independent of the radii of the gear members. Also, the direction of rotation of the modulator ring can be freely adjusted with respect to the rotors, so that a larger number of circuit variants in the drive train with two torque transmission paths is possible.
  • the coupling arrangement is designed as an electromagnetic coupling mechanism.
  • the magnetic fields, which, as just described, are generated by permanent magnets in the magnetic transmission can also be generated by electrical coils.
  • the torsional vibration change arrangement is integrated in the coupling arrangement.
  • the components of the coupling arrangement for the torsional vibration change arrangement can be used, which is advantageous for the space and is advantageous because fewer components are necessary.
  • an outer rotor of an electromagnetic coupling gear can also be used as an actuator for torsional vibration changes. This can likewise apply, for example, to the inner rotor of an electromagnetic coupling mechanism.
  • FIG. 1 is a schematic representation of a torsional vibration damping arrangement with a distribution of the torque transmission path in two torque transmission paths and a torsional vibration change arrangement.
  • Fig. 2 shows a vibration behavior on the primary and secondary sides
  • Fig. 3 shows a vibration behavior with a change in amplitude
  • Fig. 5 is a torsional vibration damping arrangement with two torque transmission paths as a linear model
  • FIG. 6 shows a torsional vibration damping arrangement with two torque transmission paths as a linear model and a hydraulic pneumatic torsional vibration change arrangement in the first torque transmission path.
  • FIG. 7 shows a torsional vibration damping arrangement with two torque transmission paths as a linear model and an electromechanical rotational vibration change arrangement in the first torque transmission path.
  • Fig. 8 shows a torsional vibration damping arrangement with two torque transmission paths as a linear model and a linear electromotive torsional vibration change arrangement in the first torque transmission path.
  • 9 shows a torsional vibration damping arrangement with two torque transmission paths as a linear model and a linear electromotive torsional vibration change arrangement in the second torque transmission path.
  • FIG. 10 shows a torsional vibration damping arrangement with two torque transmission paths as a linear model and a linear electromotive torsional vibration change arrangement in the first torque transmission path and in the second torque transmission path
  • Fig. 11 integrates a torsional vibration changing arrangement in an electromagnetic coupling gear.
  • Fig. 13 integrates a torsional vibration changing arrangement in an electromagnetic coupling gear.
  • FIG. 14 is a cross section of FIG. 13
  • Fig. 15 integrated two torsional vibration changing arrangements in an electromagnetic coupling mechanism.
  • FIG. 16 is a cross-sectional view of FIG. 15.
  • 17-19 is a schematic representation of a torsional vibration damping arrangement with a magnetic coupling mechanism and a torsional vibration changing arrangement
  • 20 is a schematic representation of a torsional vibration damping arrangement with a planetary coupling gear and a torsional vibration change arrangement
  • 21 is a schematic representation of a torsional vibration damping arrangement with a lever coupling gear and a torsional vibration change arrangement
  • FIG. 22 is a schematic representation of a torsional vibration damping arrangement with a magnetic coupling mechanism and a torsional vibration change arrangement and an active control unit.
  • the torsional vibration damping assembly 10 may be disposed in a driveline, such as a vehicle, between a prime mover and the subsequent portion of the powertrain, such as a transmission, a friction clutch, a hydrodynamic torque converter, or the like.
  • the torsional vibration damping arrangement 10 shown diagrammatically in FIG. 1 comprises an entrance area, generally designated 50.
  • This input area 50 can be connected, for example, by screwing to a crankshaft, not shown, of a drive unit 60.
  • the torque absorbed by the drive unit 60 branches into a first torque transmission path 47 and a second torque transmission path 48.
  • the torque components Mal and Ma2 routed via the two torque transmission paths 47, 48 are again combined to form an output torque mouse and then forwarded to an output region 55, which may be preferably implemented by a transmission 65.
  • a vibration system In the first torque transmission path 47, a vibration system, generally designated 56, is integrated.
  • the oscillation system 56 is effective as a phase shifter assembly 44 and comprises a primary element 1 to be connected, for example, to the drive unit, and a secondary element 2 forwarding the torque.
  • the primary element 1 is relatively rotatable against a damper element arrangement 4 relative to the secondary element 2.
  • the vibration system 56 is formed in the manner of a torsional vibration damper with one or more spring sets 4, as shown here.
  • the masses of the primary element 1 and the secondary element 2 as well as the stiffnesses of the spring sets 4 or 4
  • the coupling arrangement 51 of the torsional vibration damping arrangement 10 merges the two torque components Mal and Ma 2 again.
  • FIG. 2 illustrates clearly where it is advantageous to make an active torsional vibration influencing.
  • the torsional vibration components in the area of the primary element 1, ie in front of the phase shifter arrangement 44, ie on the primary side, are higher than in the region of the secondary element 2, ie after the phase shifter arrangement 44, that is to say on the secondary side.
  • FIG. 2 shows in an idealized manner how on the primary side and on the secondary side the torque oscillates sinusoidally about an average value.
  • the active vibration reduction means that the deviations from the mean are compensated in both directions by a corresponding counter-torque.
  • FIG. 3 shows an amount of energy necessary for effecting an amplitude change, for example in the first torque transmission path 47. It corresponds to the area between an actual course 1 1 and a desired course 12. Although theoretically the areas are equalized above and below the mean value, so that with a loss-free storage and a conversion of the energy surplus of a half-oscillation, the energy shortage of the following half-oscillation could be compensated without additional energy expenditure. In practice, however, it makes sense, due to the existing efficiency of less than one, to keep the amount of energy to be transferred between the system and the memory as small as possible.
  • FIGS. 5 to 10 show translational models of a torsional vibration damping arrangement 10 with power or torque branching.
  • the figures 6 to 10 contain different reactions for an active oscillation change.
  • FIG. 5 shows a basic model of the power split torsional vibration damping arrangement 10 as a linear model without an active vibration variation.
  • a vibrating primary element 1 is in a first torque over tragungsweg 47 with a damper element assembly 4 and a secondary element 2, which together constitute a phase shifter assembly 44 connected.
  • the output of the phase shifter assembly 44 forms a first input element 20 of a coupling arrangement 51.
  • a second torque transmission path 48 connects the primary element 1 directly to a second input element 30 of the coupling arrangement 51.
  • FIG. 6 shows a torsional vibration damping arrangement 10, as shown in FIG. 5, but with an active torsional vibration changing arrangement 70 in the first torque transmission path 47, the active torsional vibration changing arrangement 70 being arranged here between the phase shifter arrangement 44 and the coupling arrangement 51.
  • the torsional vibration change arrangement 70 is designed with an actuator 99, which can be operated hydraulically or pneumatically.
  • FIG. 7 shows a torsional vibration damping arrangement 10, as shown in FIG. 6, but with an actuator 99 of the torsional vibration altering arrangement 70, which can be operated electromechanically, for example with an electric motor and a transmission element.
  • FIG. 8 shows a torsional vibration damping arrangement 10, as shown in FIGS. 6 to 7, but with an actuator 99 of the torsional vibration changing arrangement 70, which is designed as an electromagnetic linear motor.
  • FIG. 9 shows a torsional vibration damping arrangement 10, in which a torsional vibration change arrangement 80, likewise embodied here as an actuator 100 with an electromagnetic linear motor, is arranged in the second torque transmission path 48.
  • a torsional vibration damping arrangement 10 is shown, in which in both torque transmission paths 47; 48, a torsional vibration changing arrangement 70; 80 is arranged.
  • the embodiments of Figures 6 to 9 can be combined with each other to an advantageous
  • the following figures show an implementation of the linear model of a torsional vibration damping arrangement 10 with an active torsional vibration changing arrangement 70; 80, as described in Figures 6 to 10, in a rotary system.
  • Figures 1 1 and 12 show an electromagnetic coupling mechanism 62, in which a torsional vibration changing arrangement 70, here an electric actuator 99 in the form of an electric motor 105, is integrated.
  • a torsional vibration changing arrangement 70 here an electric actuator 99 in the form of an electric motor 105
  • the electromagnetic coupling gear 62 can be used comparable to a known planetary gear.
  • the outer rotor 21 is radially inward with permanent magnets 22; 23 designed. Further radially inside there is an inner rotor 31, which at its radially outer region with permanent magnets 32; 33 is configured. Between the outer rotor 21 and the inner rotor 31, a modulator ring 41 is arranged, which via ferromagnetic and non-magnetic segments 42; 43 in the circumferential direction.
  • the embodiment is to be understood as an example, in particular as far as the dimensions and the number of different magnet pairs and the segments in the modulator ring 41 are concerned.
  • the ferromagnetic elements 42 of the modulator ring 41 would also be preferred. be embedded in a closed support structure, instead of as shown here to add the various segments only in the circumferential direction to each other.
  • this is known from the prior art. The same applies to the attachment of the permanent magnets 22, 23, 32; 33 on the rotors.
  • each magnetic fields are generated.
  • the number of magnets in the two arrangements is adjusted so that the magnetic fields without the modulator ring 41 do not influence each other.
  • the magnetic fields are modulated such that a magnetic coupling between the inner rotor 31 and the outer rotor 21 takes place.
  • the mathematical-physical relationships for determining the necessary number of magnet pairs on the inner and outer rotor 31; 21, and the ferromagnetic elements 42 of the modulator ring 41 have long been state of the art and will not be explained in detail here.
  • the magnetic coupling 61 acts in its basic function similar to that of a known planetary gear, which is known from the prior art for the torsional vibration damping arrangements with two torque transmission paths. Thus, it is also possible to use it as a coupling arrangement 51 for the torsional vibration damping arrangement 10 with two torque transmission paths.
  • the magnetic coupling gear 61 can be operated lubricant-free, since the gear members 21; 31; 41 do not touch.
  • the magnetic coupling 61 works wear-free and virtually noiseless, apart from the noise from a storage of the gear members 21; 31; 41 caused.
  • the magnetic coupling 61 is also overload-proof, since it only slips when a maximum torque is exceeded, comparable to a Stepper motor without damage.
  • the gear ratios can be adjusted very flexibly and independently of the radii of the gear members 21; 31; 41, as well as by the independently adjustable from the translation direction of rotation of the modulator ring 41, a larger number of Verschaltungstinen the torsional vibration damping arrangement 10 is made possible with two torque transmission paths.
  • the electric motor 105 is formed from a stator 24, which has a certain number of stator windings 25 which generate electric fields.
  • a rotor 26 of the electric motor 105 is here by an arrangement of permanent magnets 27; 28 is formed, which are arranged radially outward on the outer rotor 21.
  • Figures 13 and 14 show a simplified structure in contrast to the structure described in Figures 11 and 12. Therein, in FIGS. 13 and 14, the outer rotor 21 with its permanent magnets 22; 23, as shown in Figures 11 and 12, omitted. The required magnetic field is replaced by an electromagnetic field of the stator winding 25 of the stator 24. If a constant current is applied to the stator winding 25, the function is equivalent as described in Figures 11 and 12.
  • FIGs 15 and 16 show a magnetic coupling 61, as already described in Figures 1 1 and 12, but with an additional electric machine 106 which acts on the inner rotor 31. It is also the electric machine is coaxial and integrated in the same axial space, such as the electric machine 105, which acts on the outer rotor. This is particularly compact construction.
  • the electric machine 106 for the inner rotor 31 is structurally similar to the structure of the electric motor 105 for the outer rotor. Radially inside the inner rotor 31 there is another stator 107 with stator windings 108. Together with the inner rotor 31, on its inner side additionally an arrangement of permanent magnets 34; 35 carries, the second electric machine 106 is formed. As a result, a torsional vibration change in the form of energy supply or energy output can also take place in the second torque transmission path 48.
  • FIG. 17 shows a circuit variant of a torsional vibration damping arrangement 10 with an active vibration change arrangement 70 on the outer rotor 21, which is integrated in a magnetic coupling gear 61.
  • the active oscillation change adds or removes energy to or from the drive train, or better, the torque to be transmitted.
  • the supply or removal of energy can be carried out for example in the form of an electrical energy, which in turn is then converted into a mechanical work.
  • Various arrangements of an active oscillation change can in principle be distinguished as to whether the system which converts the energy conversion is arranged within the power flow of the drive, or the forces associated with the conversion relative to a reference system, here the vehicle is supported.
  • FIG. 17 shows a schematic structure of a motor vehicle drive train with a Torsional vibration damping arrangement 10 with power split.
  • the coupling arrangement 51 of the torsional vibration damping arrangement 10 is designed as a magnetic coupling gear 61, and has an integrated electric motor 105 which acts on the outer rotor 21.
  • the stator 24 is connected to the output of the phase shifter assembly 44, so that the magnetic coupling gear 61 with the electric motor 105 is located directly in the first torque transmission path 47.
  • This circuit arrangement is particularly advantageous since the mass of the stator 24 has a favorable effect on a supercritical operation of the phase shifter and consequently on a favorable phase shift of ideal 180 ° of vibration components in the first Drehmomentübertragunsg- 47 in relation to the torsional vibrations in the second torque transmission path 48.
  • a total torque Mges which, for example, comes from a drive unit 60, as in this case, is conducted to a transmission 65
  • the torque transmission path at the input region 50 branches into two torque transmission paths 47; 48 on.
  • the phase shifter assembly 44 is arranged, which causes the phase shift of the torsional vibration components in the first torque transmission path 47 to the torsional vibration components in the second torque transmission path 48.
  • the two torque transmission paths 47; 48 and thus also the two torsional vibration components, which in the torque components times; Ma2 are included, again merged to a mouse output torque.
  • the outer rotor 21 is connected to the first torque transmission path 47, the second torque transmission path 48 to the inner rotor 31 and the output portion 55 to the modulator ring 41.
  • the two torsional vibration components must have an equal amplitude and a phase shift of 180 °. If this is not the case, it can be carried out on the torsional vibration changing arrangement, here by an electric motor 105, in the first torque transmission path 47, a change in amplitude and or a change in the phase shift, in the form that an optimal superposition of the two torques times and Ma2 with the torsional vibrations contained therein takes place and at the output region 55 a torque mouse rests without torsional vibrations.
  • the electric motor 105 can be replaced by a short-term rotation energy supply and / or by a short-term rotation giework change the amplitude and or the phase shift of the torsional vibration components in the first Drehmomentübertragunsgweg 47.
  • FIG. 18 likewise shows a torsional vibration damping arrangement 10 with power split, as well as a magnetic coupling 61 as a coupling arrangement 51, as already described in FIG. 17.
  • a magnetic coupling 61 as a coupling arrangement 51
  • FIG. 17 here is the simplified embodiment of the magnetic coupling 61 of Figures 13 and 14 installed.
  • the advantages here are a higher dynamics of the entire torsional vibration damping arrangement 10 due to a lower mass inertia, than to the embodiment in FIG. 17.
  • this embodiment is advantageous since a smaller number of parts is present due to the omission of the outer rotor.
  • FIG. 19 shows a torsional vibration damping arrangement 10 based on the principle of FIG. 17.
  • the stator in FIG. 19 is firmly connected to the environment, that is to say to the vehicle 5.
  • the outer rotor 21 is here connected to the first Wheelmomentübertragunsgweg 47, more specifically to the secondary element 2, here the output of the phase shifter assembly 44.
  • This embodiment is particularly advantageous because the torque transmission path from the input region 50 to the output region 55 in a de-energized state of the stator winding 25 is possible.
  • the current-carrying components, such as here the stator 24 with its stator winding 25 are fixed to the vehicle and thus eliminates a power supply by, for example, slip rings.
  • FIG. 20 shows a torsional vibration damping arrangement 10 having a torsional vibration changing arrangement 70 and a planetary gear 45 as a coupling arrangement 51.
  • FIG. 20 shows a torsional vibration damping arrangement 10 with power split.
  • the coupling assembly 51 or referred to as a superposition gear, is designed here as a planetary gear 45, which here consists of a ring gear 53, which is connected to the outer rotor 21st is connected, and the first torque transmission path 47 connects to the coupling assembly 51, a sun gear 54 which connects the second torque transmission path 48 with the coupling assembly 51, and a planet wheel 62 rotatably mounted on a planetary gear carrier 59.
  • the planet carrier 59 forms the output of the linkage 51 and feeds the output torque mouse to the output region 55 and further to, for example, a gearbox 65.
  • This structure of a planetary gearbox in conjunction with a power split torsional vibration damping arrangement 10 is known from earlier applications. Also possible is the use of another known circuit variant for the planetary gear 45, such as a variant with an input ring gear and an output ring gear, which are connected to each other via a Jardinnplaneten-.
  • the decisive feature is that in one of the two torque transmission paths 47; 48, in particular on the secondary element 2 of the phase shifter assembly 44 and before the coupling arrangement 51, an active oscillation change takes place.
  • the vibration change is generated by an electric motor 105 which acts on the outer rotor 21 and supplies or absorbs torsional vibration energy as needed.
  • FIG. 21 shows a torsional vibration damping arrangement 10 with power split, as already described in FIG. 20, but here the coupling arrangement 51 is designed as a lever coupling gear 85.
  • This variant is also to be understood only as an example.
  • the outer rotor 21 in the first torque transmission path 47, is designed as a first input element 20 of the lever coupling transmission 85 via a rotary push joint 86.
  • the second input member 30 is formed by a pivot 87. A connection of the two joints takes place with a coupling lever 87.
  • the output element 40 of the lever coupling mechanism 85 is formed via a rotary push joint 89, which is connected to the output region 55 and the output torque mouse for example, a transmission 65 passes.
  • the torsional vibration change takes place here in the first torque transmission path 47 by means of the electric motor 105, as already described above. It is also possible, not shown here, that in the second torque transmission path 48, a torsional vibration change takes place with another electric motor.
  • FIG. 22 shows a torsional vibration damping arrangement 10 having a magnetic coupling 61 and a torsional vibration changing arrangement 70 in the form of an electric motor 105, of the basic principle already described in FIG. 17, as well as further components, such as a sensor 90, an energy storage 92, a further sensor 93 further sensor 94, a control unit 95, and power electronics 17 for active control of the torsional vibration change.
  • a sensor 90 an energy storage 92
  • a further sensor 93 further sensor 94
  • control unit 95 for active control of the torsional vibration change.
  • FIG. 22 shows by way of example the necessary components 90; 92, 93; 94; 95; 92, 17 based on the torsional vibration change with the electric motor 105.
  • active principles for active vibration reduction or the combination with other superposition gears or circuit combinations is analogous.
  • the stator winding 25 of the electric machine 105 is connected to the power electronics 17 in FIG. This converts a direct current from an energy store 92 into a required shape, for example a specific current, a specific frequency, a specific phase per winding, in electric motor operation. This can also be done vice versa in the generator mode of the electric machine 105 for a buffering of the electrical energy.
  • the control unit 95 is present for the control of the control of the electric machine 105.
  • additional vibration sensors can provide information.
  • FIG. 23 shows a torsional vibration damping arrangement 10 as already described in FIG. 22, but with a further torsional vibration change arrangement 80 with a second electric motor 106 in the second torque transmission path 48.
  • a further power electronics 18 is necessary in order to advantageously control the electric motor.
  • the stator 107 is supported here on a transmission input shaft 66, via which a necessary power supply for the electric motor 106 takes place. But it is also possible, not shown here, that a support to the vehicle takes place.
  • the further mode of operation results from the mode of operation already described in FIGS. 19 and 22.

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Abstract

Eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfasst einen zur Drehung um eine Drehachse (A) anzutreibenden Eingangsbereich (50) und einen Ausgangsbereich (55), wobei zwischen dem Eingangsbereich (50) und dem Ausgangsbereich (55) ein erster Drehmomentübertragungsweg (47) und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg (48) sowie eine Koppelanordnung (51) vorgesehen sind, wobei im ersten Drehmomentübertragungsweg (47) eine Phasenschieberanordnung (44) vorgesehen ist, wobei im ersten Drehmomentübertragungsweg (47) zwischen der Phasenschieberanordnung (44) und der Koppelanordnung (51) eine Drehschwingungsänderungsanordnung (70) und oder im zweiten Drehmomentübertragungsweg (48) vor der Koppelanordnung (51) eine Drehschwingungsänderungsanordnung (80) angeordnet ist.

Description

Drehschwinqunqsdämpfunqsanordnunq für den Antriebsstranq 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 Drehungleich- förmigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist.
Aus der deutschen Patentanmeldung DE 10 2011 007 118 A1 ist eine Drehschwin- gungsdämpfungsanordnung bekannt, welche das in einen Eingangsbereich beispielsweise durch eine Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine eingeleitete Drehmoment in einen über einen ersten Drehmomentübertragungsweg übertragenen Drehmomentanteil und einen über einen zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehmomentanteil aufteilt. Bei dieser Drehmomentenaufteilung wird nicht nur ein statisches Drehmoment aufgeteilt, sondern auch die im zu übertragenen Drehmoment enthaltenen Schwingungen bzw. Drehungleichförmigkeiten, beispielsweise generiert durch die periodisch auftretenden Zündungen in einer Brennkraftmaschine, werden anteilig auf die beiden Drehmomentübertragungswege aufgeteilt. Die Koppelanordnung führt hier die beiden Drehmomentübertragungswege wieder zusammen und leitet das zusammengeführte Gesamtdrehmoment in den Ausgangsbereich, beispielsweise eine Reibungskupplung oder dergleichen, ein.
In zumindest einem der Drehmomentübertragungswege ist eine Phasenschieberanordnung vorgesehen, welche nach Art eines Schwingungsdämpfers, also mit einem Primärelement und einem durch die Kompressibilität einer Federanordnung bezüglich diesem drehbaren Sekundärelement, aufgebaut ist. Insbesondere dann, wenn dieses Schwingungssystem in einen überkritischen Zustand übergeht, also mit Schwingungen angeregt wird, die über der Resonanzfrequenz des Schwingungssys- tems liegen, tritt eine Phasenverschiebung von bis zu 180° auf. Dies bedeutet, dass bei maximaler Phasenverschiebung die vom Schwingungssystem abgegebenen Schwingungsanteile bezüglich der vom Schwingungssystem aufgenommenen Schwingungsanteile um 180° phasenverschoben sind. Da die über den anderen Drehmomentübertragungsweg geleiteten Schwingungsanteile keine oder ggf. eine andere Phasenverschiebung erfahren, können die in den zusammengeführten Drehmomentanteilen 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.
Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Drehschwingungsdämpfungsan- ordnung vorzusehen, welche bei einfachem Aufbau ein verbessertes Schwingungs- dämpfungsverhalten aufweist. Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe gelöst durch eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung für einen Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend einen zur Drehung um eine Drehachse (A) anzutreibenden Eingangsbereich und einen Ausgangsbereich, wobei zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich zueinander parallel ein erster Drehmomentübertragungsweg zur Übertragung eines ersten Drehmomentanteils und ein zweiter Drehmomentübertragungsweg zur Übertragung eines zweiten Drehmomentanteils eines zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich zu übertragenden Gesamtdrehmomentes vorgesehen ist, eine Phasenschieberanordnung wenigstens im ersten Drehmomentübertragungsweg, zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten, wobei die Phasenschieberanordnung ein Schwingungssystem mit einem Primärelement und einer gegen die Rückstellwirkung einer Dämpferelementanordnung bezüglich des Primärelements um die Drehachse (A) drehbaren Sekundärelement umfasst, sowie eine Koppelanordnung zur Zusammenführung des über den ersten Drehmomentübertragungsweg übertragenen ersten Drehmomentanteils und des über den zweiten Drehmomentübertragungsweg übertragenen zweiten Drehmomentanteils und zur Weiterleitung des zusammengeführten Drehmoments an den Ausgangsbereich, wobei die Koppelanordnung ein erstes Eingangselement, verbunden mit dem ersten Drehmomentübertragungsweg, ein zweites Eingangsele- ment, verbunden mit dem zweiten Drehmomentübertragungsweg und ein Ausgangselement, verbunden mit dem Ausgangsbereich umfasst, wobei im ersten Drehmomentübertragungsweg zwischen der Phasenschieberanordnung und der Koppelanordnung eine Drehschwingungsänderungsanordnung und oder im zweiten Drehmomentübertragungsweg vor der Koppelanordnung eine Drehschwingungsän- derungsanordnung angeordnet ist.
Durch die Drehschwingungsänderungsanordnung im ersten und oder im zweiten Drehmomentübertragungsweg kann die Wirkung einer Drehschwingungsentkopplung mit zwei Drehmomentübertragungswegen, auch Drehschwingungsdämpfungs- anordnung mit einer Leistungsverzweigung genannt, in Betriebszuständen verbessert werden, in denen die Drehschwingungen, oder auch Wechselmomente genannt, am ersten und am zweiten Eingangsglied der Koppelanordnung ein nicht passendes Amplitudenverhältnis und oder eine nicht passende 180° Phasenverschiebung zueinander haben. Dies bedeutet zum einen, dass vor der Koppelanordnung die
Amplituden der Drehschwingungen in beiden Drehmomentübertragungswegen so durch die Drehschwingungsänderungsanordnung verändert werden, dass sich diese nach der Überlagerung in der Koppelanordnung vorteilhaft reduzieren, im Idealfall sogar völlig auslöschen. Hierzu kann durch die Drehschwingungsänderungsanord- nung eine Drehschwingungsenergie in einen oder in beiden Drehmomentübertragungswegen eingebracht werden um eine gewünschte Amplitude zu erhalten.
Ebenso verhält es sich mit der zusätzlichen Phasenverschiebung durch die Dreh- schwingungsänderungsanordnung. Liegt vor der Koppelanordnung noch nicht eine optimale Phasenverschiebung von 180° der beiden Drehschwingungen in den zwei Drehmomentübertragungswegen zueinander vor der Koppelanordnung an, so kann durch die Drehschwingungsänderungsanordnung die Phasenverschiebung vorteilhaft beeinflusst werden. Hierzu wirkt die Drehschwingungsänderungsanordnung wie eine zusätzliche Phasenschieberanordnung. In beiden Fällen, also für den Fall der Amplitudenveränderung oder der Phasenverschiebung wirkt die Drehschwingungs- änderungsanordnung als eine aktive Beeinflussungseinrichtung. Dies bedeutet, dass durch eine Sensorik die vorhandenen Parameter von Amplitude und Phasenverschiebung in den beiden Drehmomentübertragungswegen ermittelt werden. Nach einem Abgleich mit Sollparametern, wird durch einen aktiven Eingriff einer Steuerungselektronik durch die Drehschwingungsänderungsanordnung die Amplitude und oder die Phasenverschiebung auf einen optimalen Wert beeinflusst, um nach der Zusammenführung der zwei Drehmomentübertragungswege ein Drehmoment mit vorzugsweise keinen Drehschwingungen zu erhalten.
In einer weiteren günstigen Ausführungsform umfasst die Drehschwingungsände- rungsanordnung einen Energiespeicher. Wie bereits vorangehend erwähnt ist der Energiespeicher vornehmlich dazu vorteilhaft, die in den Schwingungen überschüssige Energie abzuführen und in den Energiespeicher zu speichern. Soll wieder Energie in die Schwingung eingebracht werden, so kann die dafür notwendige Energie aus dem Energiespeicher entnommen werden. Dabei kann der Energiespeicher beispielsweise als ein elektrischer, als ein mechanischer, als ein pneumatischer oder auch als ein hydraulischer Energiespeicher ausgeführt sein. Da das Aufladen des Energiespeichers und die Entnahme von Energie aus dem Energiespeicher nicht verlustfrei verlaufen, kann es vorteilhaft sein, wenn der Energiespeicher von einer externen Energiequelle, beispielsweise eine Lichtmaschine, die durch die Brennkraftmaschine angetrieben wird, zusätzlich mit Energie versorgt wird.
Eine weitere günstige Ausgestaltungsform sieht vor, dass die Drehschwingungsän- derungsanordnung als eine Amplitudenänderungsanordnung und oder als eine Phasenschieberänderungsanordnung ausgeführt ist. Dies ist besonders vorteilhaft, wenn vor einer Zusammenführung der beiden Drehmomentübertragungswege in der Koppelanordnung die zu überlagernden Schwingungen in den beiden Drehmomentübertragungswegen eine unterschiedliche Amplitude und oder eine nicht vorteilhafte Phasenverschiebung für die Überlagerung der beiden Drehschwingungen in der Koppelanordnung aufweisen. Um eine möglichst vorteilhafte destruktive Überlagerung der beiden Drehschwingungen in der Koppelanordnung zu erhalten ist es notwendig, die Amplituden der Drehschwingungen in den beiden Drehmomentübertragungswegen in einem definierten Verhältnis zueinander vorliegen zu haben und um eine möglichst vorteilhafte destruktive Überlagerung der beiden Drehschwingungen in der Koppelanordnung zu erhalten ist es weiter notwendig, dass die Phasenverschiebung der Drehschwingungen in den beiden Drehmomentübertragungswegen zueinander 180° aufweist. Hierzu kann den Drehschwingungen Energie hinzugefügt oder Energie, beispielsweise in den Energiespeicher, abgeführt werden.
Eine weitere günstige Ausführungsform sieht vor, dass die Drehschwingungsände- rungsanordnung zumindest einen Sensor, ein Steuergerät und einen Aktuator um- fasst. Für eine Regelung einer aktiven Schwingungsänderung ist es notwendig, das Verhältnis der Amplituden der Drehschwingungen oder auch Wechselmomente genannt, sowie deren Phasenlage zueinander in den beiden Drehmomentpfaden der Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit Leistungsverzweigung zu kennen. Hierzu ist es vorteilhaft, wenn eine direkte Messung mit entsprechenden Sensoren erfolgt. Die erfassten Daten werden an ein Steuergerät übermittelt und unter einer Verwendung von Solldaten, und oder auch unter der Verwendung von weiteren Daten, beispielsweise Gaspedalstellung, Drehzahl, Kurbelwellenwinkel und weiteren Daten, die vorteilhaft für die Berechnung eines Ausgangssignal sind, im Steuergerät verarbeitet. Das Ausgangssignal wird an einen Aktuator gesendet, der die erforderlichen Maßnahmen für eine vorteilhafte Schwingungsreduzierung ausführt. Je nachdem, welche Zustände durch das Steuergerät festgestellt werden, können vorteilhaft folgende Maßnahmen ergriffen werden. Für den Fall, dass die Wechselmomente in den beiden Drehmomentübertragungswegen der Leistungsverzweigung hinreichend vorteilhaft in der Phase und entsprechend einer Übersetzung der Koppelanordnung hinreichend vorteilhaft in der Amplitude übereinstimmen, so ist keine aktive Schwingungsänderung notwendig.
Für den Fall, dass das Wechselmoment an dem Eingangselement der Koppelanordnung, an dem die aktive Schwingungsänderung vorgenommen werden kann, zu groß ist für eine ideale vollständige Auslöschung in der Koppelanordnung, so kann in den Halbwellen der Schwingung des Wechselmomentes, in denen ein Energieüber- schuss besteht, diese Energie über eine elektrische Maschine in einem Generatorbetrieb abgeführt und im einem Energiespeicher zwischengespeichert werden. In den Halbwellen der Schwingung mit Energiedefizit, wird über die elektrische Maschine mechanische Energie in den Rotor, d.h. den jeweiligen Zweig der Leistungsverzweigung eingebracht, die als elektrische Energie aus dem Energiespeicher entnommen wurde.
Für den Fall, dass das Wechselmoment an dem Eingangselement der Koppelanordnung, an dem die aktive Schwingungsbeeinflussung angreift soll, zu klein ist für eine ideale vollständige Auslöschung in der Koppelanordnung, so kann in den Halbwellen der Schwingung des Wechselmoments Energie eingebracht werden, um die notwendige Schwingungsamplitude in beide Richtungen zu erreichen.
Ein großer Vorteil der aktiven Schwingungsbeeinflussung in der Kombination mit der Leistungsverzweigung ist, dass über das aktive Element, dem Aktuator, die Schwingungen unterschiedlich beeinflusst werden können. Dies ist insbesondere deshalb von Vorteil, da von einem passiven Entkopplungssystem mit Leistungsverzweigung, unterschiedliche Ordnungen der Schwingungsanregung bei unterschiedlichen Drehzahlen optimal entkoppelt werden. Über die aktive Beeinflussung können die
Amplituden und Phasen der verschiedenen Ordnungen so angepasst werden, dass sie für eine vorhandene Übersetzung der Koppelanordnung gleich gut entkoppelt werden.
Eine weitere vorteilhafte Ausgestaltung sieht vor, dass der Aktuator hydraulisch und oder pneumatisch betrieben wird. Der Aktuator kann aktiv die Schwingung in dem jeweiligen Drehmomentübertragungsweg ändern oder beeinflussen. Hierzu ist der Aktuator so ausgeführt, dass er eine Amplitudenänderung und oder eine Phasenverschiebung der Schwingungen in dem jeweiligen Drehmomentübertragungsweg ausführen kann. Hierzu kann eine hydraulische und oder eine pneumatische Energie in dem Aktuator in eine mechanische Energie umgewandelt, die aktiv die Schwingung hinsichtlich der Amplitude und oder der Phase ändern oder beeinflussen kann.
Eine weitere vorteilhafte Ausgestaltung sieht vor, dass der Aktuator elektromecha- nisch und oder elektromagnetisch betrieben wird. Der Aktuator kann aktiv die
Schwingung in dem jeweiligen Drehmomentübertragungsweg ändern oder beeinflussen. Hierzu ist der Aktuator so ausgeführt, dass er eine Amplitudenänderung und oder eine Phasenverschiebung der Schwingungen in dem jeweiligen Drehmomentübertragungsweg ausführen kann. Hierzu wird eine elektromechanisch und oder eine elektromagnetisch Energie in dem Aktuator in eine mechanische Energie umgewandelt, die aktiv die Schwingung hinsichtlich der Amplitude und oder der Phase ändern oder beeinflussen kann.
Weiter kann es vorteilhaft sein, wenn der Energiespeicher über den Aktuator mit Energie aus einer Drehschwingung im ersten und oder im zweiten Drehmomentübertragungsweg aufgefüllt wird. Hierzu wird der Aktuator als ein Generator verwendet, der die Energie in den Drehschwingungen als eine in dem Energiespeicher speicherbare Energie umwandelt. Um möglichst wenig zusätzliche externe Energie in das System einzuführen, ist es vorteilhaft, die überschüssige Energie in den Dreh- Schwingungen in den Energiespeicher zu speichern.
In einer weiteren günstigen Ausführungsform ist die Koppelanordnung als ein Planetengetriebe ausgebildet. Hierbei können verschiedene Ausführungsformen verwendet werden. Dabei kann es vorteilhaft sein, wenn das erste Eingangselement des Planetengetriebes als ein Hohlrad, das zweite Eingangselement des Planetengetriebes als ein Sonnenrad und das Ausgangselement als ein Hohlrad ausgeführt sind. Es sind aber auch andere Schaltungsvarianten möglich, die aus dem Stand der Technik bereits bekannt sind.
Eine weitere vorteilhafte Ausführungsform sieht vor, dass die Koppelanordnung als ein Hebelkoppelgetriebe ausgebildet ist. Auch hier sind aus dem Stand der Technik Schaltungsvarianten bekannt, um das erste und das zweite Eingangselement, sowie das Ausgangselement mittels eines Hebelelements miteinander zu verbinden.
In einer weiteren günstigen Ausführungsform ist die Koppelanordnung als ein Magnetkoppelgetriebe ausgebildet. Dabei ist die Funktionsweise des Magnetkoppelgetriebes, das auch als ein Magnetgetriebe bezeichnet werden kann, der Funktion eines bekannten Planetengetriebes vergleichbar. Das Magnetkoppelgetriebe besteht aus einem Außenrotor, der auf seiner Innenseite mit Permanentmagneten besetzt ist, welche abwechselnd eine magnetische Nord- und Süd-Polarität aufweisen. Radial innenerhalb des Außenrotors ist ein Innenrotor angeordnet, der ebenfalls mit Permanentmagneten mit einer wechselnder Polarität besetzt ist.
Radial zwischen den beiden Rotoren bzw. Magnetanordnungen befindet sich ein Modulatorring, welcher abwechselnd ein ferromagnetisches Segmente und ein nichtmagnetische Segmente aufweist.
In einer praktischen Umsetzung ist es vor allem aus Festigkeitsgründen vor-teilhaft, dass die ferromagnetischen Elemente des Modulatorrings in einer geschlossenen Stützkonstruktion eingebettet sind. Auch die Befestigung der Permanentmagnete an den Rotoren ist bekannt und soll hier nicht weiter ausgeführt werden.
Durch die Magnetanordnungen an dem Außenrotor und an dem Innenrotor werden jeweils magnetische Felder erzeugt. Die Anzahl der Magnete in den beiden Anordnungen ist dabei so abzustimmen, dass sich die Magnetfelder ohne den Modulatorring nicht gegenseitig beeinflussen. Durch die Anzahl und Anordnung der ferromag- netischen Segmente des Modulatorrings werden die Magnetfelder jedoch derart moduliert, dass eine magnetische Kopplung zwischen dem Innenrotor und dem Außenrotor stattfindet.
Die mathematisch-physikalischen Zusammenhänge zur Bestimmung der notwendigen Anzahl von Magnetpaaren am dem Innenrotor und an dem Außenrotor, sowie der ferromagnetischen Elemente des Modulatorrings sind im Stand der Technik bekannt und sollen hier nicht näher erläutert werden. Es sei jedoch darauf hingewiesen, dass durch eine entsprechende Auslegung eine große Bandbreite an Übersetzungen zwischen den drei Getriebeelementen möglich ist, und dass diese nur durch die Verhältnisse der Anzahl an Magnetpaaren und an Modulatorsegmenten bestimmt wird und dass zu jeder Anzahl an Polpaaren der beiden Rotoren zwei unterschiedliche Zahlen an Modulatorsegmenten möglich sind, mit denen jeweils eine andere Dreh-richtung des Modulatorrings in Bezug auf einen der anderen Rotor erreicht wird. Ein solches Getriebe wirkt in seiner Grundfunktion ähnlich einem Planetengetriebe. Somit ist auch der Einsatz als eine Koppelanordnung für die Drehschwingungsreduzierung mit zwei Drehmomentübertragungswegen möglich.
Bei der Verwendung des Magnetgetriebes als Koppelanordnung kann es besonders vorteilhaft sein, da das Getriebe schmiermittelfrei betrieben werden kann, sich die Getriebeglieder nicht berühren und folglich verschleißfrei, sowie geräuschfrei, bis auf die Lagergeräusche, arbeiten und das Magnetgetriebe überlastsicher ist, da es bei einem Überschreiten eines maximalen Moments lediglich durchrutscht ohne Schaden zu nehmen.
Weiter kann bei einem Magnetgetriebe ein Übersetzungsverhältnisse zwischen den einzelnen Rotoren sehr flexibel eingestellt werden. Dabei ist das Übersetzungsverhältnis unabhängig von den Radien der Getriebeglieder. Auch kann die Drehrichtung des Modulatorrings in Bezug auf die Rotoren frei eingestellt werden, so dass auch eine größere Anzahl an Schaltungsvarianten im Antriebstrang mit zwei Drehmomentübertragungswegen möglich ist.
Weiter kann es vorteilhaft sein, dass die Koppelanordnung als ein elektromagnetisches Koppelgetriebe ausgebildet ist. Dabei können die magnetischen Felder, die, wie gerade beschrieben, durch Permanentmagnete im Magnetgetriebe erzeugt werden, auch durch elektrische Spulen erzeugt werden. In einer weiteren günstigen Ausgestaltung ist die Drehschwingungsänderungsanord- nung in die Koppelanordnung integriert ist. Hier können zumindest teilweise die Bauteile der Koppelanordnung für die Drehschwingungsänderungsanordnung verwendet werden, was sich vorteilhaft für den Bauraum darstellt und vorteilhaft ist, weil weniger Bauteile notwendig sind. Beispielsweise kann ein Außenrotor eines elektromagnetischen Koppelgetriebes auch als Aktuator für Drehschwingungsänderungen genutzt werden. Dies kann ebenfalls beispielsweise für den Innenrotor eines elektromagnetischen Koppelgetriebes gelten.
Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Figuren detailliert beschrieben. Es zeigt:
Fig. 1 eine schematische Darstellung einer Drehschwingungsdämpfungsanord- nung mit einer Aufteilung des Drehmomentübertragungsweges in zwei Drehmomentübertragungswege und einer Drehschwingungsänderungs- anordnung.
Fig. 2 ein Schwingungsverhalten auf Primär und Sekundärseite
Fig. 3 ein Schwingungsverhalten mit einer Amplitudenänderung
Fig. 4 ein Schwingungsverhalten mit einer Amplitudenänderung und einer Phasenverschiebung
Fig. 5 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit zwei Drehmomentübertragungswegen als Linearmodell
Fig. 6 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit zwei Drehmomentübertragungswegen als Linearmodell und einer hydraulisch pneumatischen Drehschwingungsänderungsanordnung im ersten Drehmomentübertragungsweg.
Fig. 7 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit zwei Drehmomentübertragungswegen als Linearmodell und einer elektromechanischen Dreh- schwingungsänderungsanordnung im ersten Drehmomentübertragungsweg.
Fig. 8 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit zwei Drehmomentübertragungswegen als Linearmodell und einer linear elektromotorischen Drehschwingungsänderungsanordnung im ersten Drehmomentübertragungsweg. Fig. 9 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit zwei Drehmomentübertragungswegen als Linearmodell und einer linear elektromotorischen Drehschwingungsänderungsanordnung im zweiten Drehmomentübertragungsweg.
Fig. 10 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit zwei Drehmomentübertragungswegen als Linearmodell und einer linear elektromotorischen Drehschwingungsänderungsanordnung im ersten Drehmomentübertragungsweg und im zweiten Drehmomentübertragungsweg
Fig. 11 eine Drehschwingungsänderungsanordnung in einem elektromagnetischen Koppelgetriebe integriert.
Fig. 12 einen Querschnitt von Fig. 11
Fig. 13 eine Drehschwingungsänderungsanordnung in einem elektromagnetischen Koppelgetriebe integriert.
Fig. 14 einen Querschnitt von Fig. 13
Fig. 15 zwei Drehschwingungsänderungsanordnungen in ein elektromagnetisches Koppelgetriebe integriert.
Fig. 16 einen Querschnitt von Fig. 15
Fig. 17-19 eine schematische Darstellung einer Drehschwingungsdämpfungsan- ordnung mit einem Magnetkoppelgetriebe und einer Drehschwingungs- änderungsanordnung
Fig. 20 eine schematische Darstellung einer Drehschwingungsdämpfungsanord- nung mit einem Planetenkoppelgetriebe und einer Drehschwingungsän- derungsanordnung
Fig. 21 eine schematische Darstellung einer Drehschwingungsdämpfungsanord- nung mit einem Hebelkoppelgetriebe und einer Drehschwingungsände- rungsanordnung
Fig. 22 eine schematische Darstellung einer Drehschwingungsdämpfungsanord- nung mit einem Magnetkoppelgetriebe und einer Drehschwingungsände- rungsanordnung und einer aktiven Regeleinheit.
Fig. 23 eine schematische Darstellung einer Drehschwingungsdämpfungsanord- nung mit einem Magnetkoppelgetriebe und einer Drehschwingungsände- rungsanordnung und einer aktiven Regeleinheit. Mit Bezug auf die Figur 1 wird nachfolgend eine erste Ausgestaltungsform einer allgemein mit 10 bezeichneten Drehschwingungsdämpfungsanordnung beschrieben, welche nach dem Prinzip der Leistungs- bzw. Drehmomentenaufzweigung arbeitet. Die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 kann in einem Antriebsstrang, beispielsweise eines Fahrzeugs zwischen einem Antriebsaggregat und dem folgenden Teil des Antriebsstrangs, beispielsweise ein Getriebe, eine Reibungskupplung, einem hydrodynamischen Drehmomentwandler oder dergleichen, angeordnet werden.
Die in der Figur 1 schematisch dargestellte Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 umfasst einen allgemein mit 50 bezeichneten Eingangsbereich. Dieser Eingangsbereich 50 kann beispielsweise durch Verschraubung an eine Kurbelwelle, nicht dargestellt, eines Antriebsaggregates 60 angebunden werden. Im Eingangsbereich 50 zweigt sich das von dem Antriebsaggregat 60 aufgenommene Drehmoment in einen ersten Drehmomentübertragungsweg 47 und einen zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 auf. Im Bereich einer allgemein mit 51 bezeichneten Koppelanordnung werden die über die beiden Drehmomentübertragungswege 47, 48 geleiteten Drehmomentanteile Mal und Ma2 wieder zu einem Ausgangsdrehmoment Maus zusammengeführt und dann zu einem Ausgangsbereich 55, der vorzugsweise durch ein Getriebe 65 ausgeführt sein kann, weitergeleitet.
In dem ersten Drehmomentübertragungsweg 47 ist ein allgemein mit 56 bezeichnetes Schwingungssystem integriert. Das Schwingungssystem 56 ist als Phasenschieberanordnung 44 wirksam und umfasst eine beispielsweise an das Antriebsaggregat anzubindendes Primärelement 1 sowie eine das Drehmoment weiterleitende Sekundärelement 2. Dabei ist das Primärelement 1 gegen eine Dämpferelementanordnung 4 zu dem Sekundärelement 2 relativ verdrehbar.
Aus der vorangehenden Beschreibung wird erkennbar, dass das Schwingungssystem 56 nach Art eines Torsionsschwingungsdämpfers mit einem oder mehreren Federsätzen 4, wie hier dargestellt, ausgebildet ist. Durch eine Auswahl der Massen des Primärelements 1 und des Sekundärelements 2 sowie auch der Steifigkeiten des oder der Federsätze 4 wird es möglich, eine Resonanzfrequenz des Schwingungssystems 56 in einen gewünschten Bereich zu legen, um eine günstige Phasenverschiebung von Drehschwingungen im ersten Drehmomentübertragungsweg 47 zu dem zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 zu erreichen. Die Koppelanordnung 51 der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 führt die beiden Drehmomentanteile Mal und Ma2 wieder zusammen. Dies erfolgt dadurch, dass die beiden Drehmomentanteile Mal und Ma2 und damit auch die Drehschwingungsanteile überlagert werden in der Form, dass in einem optimalen Fall bei einer 180 ° Phasenverschiebung der beiden Drehschwingungsanteile und bei gleicher Amplitude der beiden Drehschwingungsanteile in den beiden Drehmomentübertragungswegen 47, 48 nach der Überlagerung in der Koppelanordnung 51 ein Drehmoment Maus ohne Drehschwingungsanteile an den Ausgangsbereich 55 weitergeleitet wird. Für den Fall, dass die Amplituden und oder die Phasenverschiebung nicht vorteilhaft vor der Koppelanordnung 51 anliegen, kann durch eine Drehschwingungsänderungsanordnung 70; 80 die Amplitude und oder die Phasenverschiebung der Drehschwingungen in den beiden Drehmomentübertragungswegen 47; 48 vorteilhaft aktiv verändert werden, um eine optimale Überlagerung in der Koppelanordnung zu erhalten. Dies ist besonders bei Koppelanordnungen 51 vorteilhaft, die ein festes Übersetzungsverhältnis haben. Durch die Drehschwingungsänderungsanordnungen 70; 80 können dadurch die Drehschwingungen in den beiden Drehmomentübertragungswegen so in der Amplitude und der Phasenverschiebung verändert werden, dass sich die Drehschwingungen bei der vorgegebenen Übersetzung in der Koppelanordnung 51 vorteilhaft destruktiv überlagern, in einem optimalen Fall völlig auslöschen.
Die Figur 2 verdeutlicht anschaulich, wo es vorteilhaft ist, eine aktive Drehschwingungsbeeinflussung vorzunehmen. Die Drehschwingungsanteile im Bereich des Primärelements 1 , also vor der Phasenschieberanordnung 44, also auf der Primärseite, sind höher als im Bereich des Sekundärelements 2, also nach der Phasenschieberanordnung 44, also auf der Sekundärseite. In der Figur 2 ist idealisiert dargestellt, wie auf der Primärseite und auf der Sekundärseite das Drehmoment um einen Mittelwert herum sinusförmig schwingt. Die aktive Schwingungsreduzierung bedeutet hier also, dass die Abweichungen vom Mittelwert in beide Richtungen durch ein entsprechendes Gegenmoment ausgeglichen werden.
Die Figur 3 zeigt eine Energiemenge, die dazu notwendig ist, um eine Amplitudenänderung, beispielsweise im ersten Drehmomentübertragungsweg 47 zu bewirken. Sie entspricht der Fläche zwischen einem Ist- Verlauf 1 1 und einem Soll-Verlauf 12. Zwar gleichen sich theoretisch die Flächen oberhalb und unterhalb des Mittelwertes aus, so dass sich bei einer verlustfreier Speicherung und einer Wandlung des Energieüberschusses einer Halbschwingung, der Energiemangel der darauf folgenden Halbschwingung ohne zusätzlichen Energieaufwand ausgleichen ließe. In der Praxis ist es aber, aufgrund des vorhandenen Wirkungsgrades kleiner eins, sinnvoll, die zwischen System und Speicher zu transferierende Energiemenge möglichst gering zu halten.
Gegenüber einer rein aktiven Schwingungsreduzierung auf der Primärseite hat somit eine aktive Schwingungsreduzierung auf der Sekundärseite eines Zweimassenschwungrads bereits den Vorteil, dass die zu eliminierenden Schwingungen passiv vorgefiltert sind und deshalb deutlich weniger Leistung notwendig ist, wodurch auch geringere Verluste entstehen und die Schwingungsdämpfungsanordnung kleiner dimensioniert werden kann. Wird nun durch eine Energieabgabe und eine Energiezugabe in die Drehschwingung 1 1 in dem ersten Drehmomentübertragungsweg 47 die Amplitude so angepasst, dass ein veränderter erster Drehmomentanteil Mal v vorliegt, so kann dieser phasenverschoben zu der Drehschwingung Ma2 im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 in der Koppelanordnung 51 zu einem Drehmoment ohne Drehschwingungen Maus zusammengeführt werden.
In der Figur 4 wird schematisch gezeigt, wenn zusätzlich eine Phasenverschiebung durch eine Drehschwingungsänderungsanordnung im ersten Drehmomentanteil Mal im ersten Drehmomentübertragungsweg 47 erfolgt. Durch eine optimale Phasenverschiebung von 180° kann durch eine Überlagerung der beiden Drehmomentanteile Ma1 p und Ma2 in der Koppelanordnung 51 ein Ausgangsdrehmoment Maus ohne Drehschwingungen erzeugt werden.
Die Figuren 5 bis 10 zeigen translatorische Modelle einer Drehschwingungsdämp- fungsanordnung 10 mit Leistungs-, bzw. Drehmomentaufzweigung. Dabei enthalten die Figuren 6 bis 10 verschiedene Umsetzungen für eine aktive Schwingungsänderung.
Die Figur 5 zeigt ein Basismodell der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 mit Leistungsverzweigung als ein Linearmodell ohne eine aktive Schwingungsänderung. Ein schwingungsbehaftetes Primärelement 1 ist in einem ersten Drehmomentüber- tragungsweg 47 mit einer Dämpferelementanordnung 4 und einem Sekundärelement 2, welche zusammen einen Phasenschieberanordnung 44 darstellen, verbunden. Der Ausgang der Phasenschieberanordnung 44 bildet ein erstes Eingangselement 20 einer Koppelanordnung 51. Ein zweiter Drehmomentübertragungsweg 48 verbindet das Primärelement 1 direkt mit einem zweiten Eingangselement 30 der Koppelanordnung 51. Durch die Koppelanordnung 51 werden die zueinander phasenverschobenen Schwingungen in den beiden Drehmomentübertragungswegen 47; 48 wieder zusammengeführt und so im Idealfall destruktiv überlagert, dass an einem Ausgangsbereich 55 im Idealfall keine Schwingungen mehr vorhanden sind.
Die Figur 6 zeigt eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10, wie in Figur 5 gezeigt, jedoch mit einer aktiven Drehschwingungsänderungsanordnung 70 im ersten Drehmomentübertragungsweg 47, wobei die aktive Drehschwingungsänderungsan- ordnung 70 hier zwischen der Phasenschieberanordnung 44 und der Koppelanordnung 51 angeordnet ist. Dabei ist die Drehschwingungsänderungsanordnung 70 mit einem Aktuator 99 ausgeführt, der hydraulisch oder pneumatisch betrieben werden kann.
Die Figur 7 zeigt eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10, wie in Figur 6 gezeigt, jedoch mit einem Aktuator 99 der Drehschwingungsänderungsanordnung 70, der elektromechanisch, beispielweise mit einem Elektromotor und einem Getriebeelement, betrieben werden kann.
Die Figur 8 zeigt eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10, wie in den Figuren 6 bis 7 gezeigt, jedoch mit einem Aktuator 99 der Drehschwingungsänderungsan- ordnung 70, der als elektromagnetischer Linearmotor ausgebildet ist.
In der Figur 9 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 gezeigt, bei der eine Drehschwingungsänderungsanordnung 80, hier ebenfalls mit einem elektromagnetischen Linearmotor als Aktuator 100 ausgeführt, im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 angeordnet ist. Dabei können die bereits erwähnten Ausführungsvarianten des Aktuators 99, die im ersten Drehmomentübertragungsweg 47 beschrieben wurden, auch im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 angewendet werden. In der Figur 10 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 gezeigt, in der in beiden Drehmomentübertragungswegen 47; 48 eine Drehschwingungsänderungs- anordnung 70; 80 angeordnet ist. Auch hier können die genannten Ausführungsformen der Figuren 6 bis 9 miteinander kombiniert werden um eine vorteilhafte
Amplitudenänderung und oder eine vorteilhafte Phasenverschiebung der Drehschwingungen in den beiden Drehmomentübertragungswegen zu erhalten, um diese vorteilhaft in der Koppelanordnung 51 destruktiv zu überlagern.
Die folgenden Figuren zeigen eine Umsetzung des linearen Modells einer Dreh- schwingungsdämpfungsanordnung 10 mit einer aktiven Drehschwingungsände- rungsanordnung 70; 80, wie in den Figuren 6 bis 10 beschrieben, in ein rotatorisches System.
Die Figuren 1 1 und 12 zeigen ein elektromagnetisches Koppelgetriebe 62, in das eine Drehschwingungsänderungsanordnung 70, hier ein elektrischer Aktuator 99 in Form eines Elektromotors 105, integriert ist. Dies ist besonders vorteilhaft, da hier die Komponenten des elektromagnetischen Koppelgetriebes 62 gleichzeitig auch als eine Drehschwingungsänderungsanordnung 70 genutzt werden können. Dabei kann das elektromagnetische Koppelgetriebe 62 vergleichbar mit einem bekannten Planetengetriebe verwendet werden. Hierzu ist beispielsweise der Außenrotor 21 über das erste Eingangselement 20 mit dem ersten Drehmomentübertragungsweg 47, wie in Figur 1 zu sehen, verbunden und der Innenrotor 31 ist über das zweite Eingangselement 30 mit dem zweiten Drehmomentübertragungsweg 48, wie in Figur 1 zu sehen, verbunden und der Modulatorring 41 ist über das Ausgangselement 40 mit dem Ausgangsbereich 55 wie in Figur 1 zu sehen, verbunden. Der Außenrotor 21 ist radial innen mit Permanentmagneten 22; 23 ausgestaltet. Weiter radial innen befindet sich ein Innenrotor 31 , der an seinem radial äußeren Bereich auch mit Permanentmagneten 32; 33 ausgestaltet ist. Zwischen dem Außenrotor 21 und dem Innenrotor 31 ist ein Modulatorring 41 angeordnet, der über ferromagnetische und nichtmagnetische Segmente 42; 43 im Wechsel in Umfangsrichtung verfügt.
Dabei ist die Ausführung beispielhaft zu verstehen, insbesondere was die Dimensionen als auch die Anzahl der verschiedenen Magnetpaare und die Segmente im Modulatorring 41 anbelangt. In einer praktischen Umsetzung würden aus Festigkeitsgründen die ferromagnetischen Elemente 42 des Modulatorrings 41 auch vorzugs- weise in einer geschlossenen Stützkonstruktion eingebettet sein, statt wie hier gezeigt die verschiedenen Segmente lediglich in Umfangsrichtung aneinander zu fügen. Dies ist aber aus dem Stand der Technik bekannt. Gleiches gilt auch für die Befestigung der Permanentmagnete 22, 23, 32; 33 an den Rotoren.
Durch die Magnetanordnungen 22; 23 und 32; 33 werden jeweils magnetische Felder erzeugt. Die Anzahl der Magnete in den beiden Anordnungen ist so abgestimmt, dass sich die Magnetfelder ohne den Modulatorring 41 nicht gegenseitig beeinflussen. Durch die Anzahl und Anordnung der ferromagnetischen Segmente 42 des Modulatorrings 41 werden die Magnetfelder jedoch derart moduliert, dass eine magnetische Kopplung zwischen dem Innenrotor 31 und dem Außenrotor 21 stattfindet. Die mathematisch-physikalischen Zusammenhänge zur Bestimmung der notwendigen Anzahl von Magnetpaaren am inneren und äußeren Rotor 31 ; 21 , sowie der ferromagnetischen Elemente 42 des Modulatorrings 41 sind seit langem Stand der Technik und sollen hier nicht näher erläutert werden. Es sei jedoch darauf hingewiesen, dass durch entsprechende Auslegung eine große Bandbreite an Übersetzungen zwischen den drei Getriebegliedern 21 , 31 ; 41 möglich ist, und dass diese nur durch die Verhältnisse der Anzahl an Magnetpaaren und Modulatorsegmenten bestimmt wird, sowie, dass zu jeder Anzahl an Polpaaren der beiden Rotoren 21 ; 31 zwei unterschiedliche Zahlen an Modulatorsegmenten 42; 43 möglich sind, mit denen jeweils eine andere Drehrichtung des Modulatorrings 41 in Bezug auf einen der anderen Rotoren 21 ; 31 erreicht wird.
Das Magnetkoppelgetriebe 61 wirkt in seiner Grundfunktion ähnlich der eines bekannten Planetengetriebes, das bisher aus dem Stand der Technik für die Dreh- schwingungsdämpfungsanordnungen mit zwei Drehmomentübertragungswegen bekannt ist. Somit ist auch der Einsatz als eine Koppelanordnung 51 für die Dreh- schwingungsdämpfungsanordnung 10 mit zwei Drehmomentübertragungswegen möglich.
Für die Verwendung des Magnetkoppelgetriebes 61 ergeben sich verschiedene Vorteile. Zum einen kann das Magnetkoppelgetriebe 61 schmiermittelfrei betrieben werden, da sich die Getriebeglieder 21 ; 31 ; 41 nicht berühren. Zudem funktioniert das Magnetkoppelgetriebe 61 verschleißfrei und nahezu geräuschfrei, abgesehen von den Geräuschen die von einer Lagerung der Getriebeglieder 21 ; 31 ; 41 hervorgerufen werden. Auch ist das Magnetkoppelgetriebe 61 überlastsicher, da es beim Überschreiten eines maximalen Moments lediglich durchrutscht, vergleichbar mit einem Schrittmotor, ohne Schaden zu nehmen.
Dadurch, dass bei Magnetgetrieben, wie hier das Magnetkoppelgetriebe 61 , die Übersetzungsverhältnisse sehr flexibel eingestellt werden können und unabhängig von den Radien der Getriebeglieder 21 ; 31 ; 41 sind, sowie durch die von der Übersetzung unabhängig einstellbare Drehrichtung des Modulatorrings 41 , wird auch eine größere Anzahl an Verschaltungsvarianten der Drehschwingungsdämpfungsanord- nung 10 mit zwei Drehmomentübertragungswegen ermöglicht.
Weiter entspricht hier der dargestellte Elektromotor 105 einer permanenterregten Synchronmaschine. Prinzipiell sind jedoch auch andere Ausführungen, wie beispielsweise ein bürstenlose DC-Motoren, Schrittmotoren und andere bekannte Ausführungen möglich.
Der Elektromotor 105 wird dabei aus einem Stator 24, welcher eine bestimmte Anzahl von Statorwicklungen 25 aufweist, die elektrische Felder erzeugen, gebildet. Ein Rotor 26 des Elektromotors 105 wird hier durch eine Anordnung von Permanentmagneten 27; 28 gebildet, welche radial außen auf dem Außenrotor 21 angeordnet sind. Durch den Elektromotor 105 ist es nun möglich, den Außenrotor 21 in Bezug auf den Stator 24 zu verdrehen. Dadurch wird zwar die Übersetzung des Getriebes an sich nicht verändert, jedoch wird den Drehbewegungen der Getriebeglieder 21 ; 31 ; 41 ; die Rotation des Außenrotor 21 gegenüber dem Stator 24 überlagert. Auf diese Weise können auch Drehschwingungen in den Außenrotor 21 eingeleitet werden - oder im Generatorbetrieb des Elektromotors 105 - Schwingungsanteile mit Energieüberschuss in elektrischen Strom umgewandelt werden.
Die Darstellung ist lediglich symbolisch zu verstehen, insbesondere was die Abmessungen und Anzahl der verschiedenen Magnetpaare 22; 23; 32; 33, Modulatorsegmente 42; 43, und Statorwicklungen 25 anbelangt. Eine Auslegung dieser Komponenten erfolgt nach dem Stand der Technik, der hier nicht näher beschrieben wird. Die Figuren 13 und 14 zeigen einen vereinfachten Aufbau im Gegensatz zu dem in den Figuren 11 und 12 beschriebenen Aufbau. Darin wird in Figur 13 und 14 auf den Außenrotor 21 mit seinen Permanentmagneten 22; 23, wie in den Figuren 11 und 12 gezeigt, verzichtet. Das benötigte Magnetfeld wird durch ein elektromagnetisches Feld der Statorwicklung 25 des Stators 24 ersetzt. Wird ein konstanter Strom an die Statorwicklung 25 angelegt, so ist die Funktion äquivalent wie unter Figur 11 und 12 beschrieben.
Jedoch ist es durch entsprechende Beschaltung der Statorwicklungen auch möglich, ein elektromagnetisches Drehfeld zu erzeugen, welches die Funktion eines rotierenden Außenrotors 21 , wie in der Figur 1 1 und 12 beschrieben, nachahmt. Vorteile dieser Anordnung sind ein geringerer Bauteilbedarf im Gegensatz zu der Ausführungsform in der Figur 1 1 und 12, sowie ein geringeres Massenträgheitsmoment der gesamten Koppelanordnung 61 , welches eine höhere Dynamik erlaubt.
Auch hier ist die Darstellung der Bauteilelemente beispielhaft zu verstehen.
Die Figuren 15 und 16 zeigen ein Magnetkoppelgetriebe 61 , wie bereits in den Figuren 1 1 und 12 beschrieben, jedoch mit einer zusätzlichen Elektromaschine 106, die auf den Innenrotor 31 wirkt. Dabei ist auch ist auch die Elektromaschine koaxial und im gleichen axialen Bauraum integriert, wie die Elektromaschine 105, die auf den Außenrotor wirkt. Dies ist besonders bau raumsparend. Die Elektromaschine 106 für den Innenrotor 31 ist dabei vom Aufbau her dem Aufbau der Elektromaschine 105 für den Außenrotor vergleichbar. Radial innerhalb des Innenrotors 31 befindet sich ein weiterer Stator 107 mit Statorwicklungen 108. Zusammen mit dem Innenrotor 31 , der auf seiner Innenseite zusätzlich eine Anordnung von Permanentmagneten 34; 35 trägt, wird die zweite Elektromaschine 106 gebildet. Hierdurch kann auch in dem zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 eine Drehschwingungsänderung in Form von Energiezufuhr oder Energieabgabe erfolgen.
Die Figur 17 zeigt eine Schaltungsvariante einer Drehschwingungsdämpfungsanord- nung 10 mit einer aktiven Schwingungsänderungsanordnung 70 am Außenrotor 21 , die in einem Magnetkoppelgetriebe 61 integriert ist.
Generell kann gesagt werden, dass durch die aktive Schwingungsänderung dem Antriebstrang oder besser dem zu übertragenen Drehmoment Energie hinzugefügt oder diesem entzogen wird. Die Zufuhr oder die Abfuhr von Energie kann beispielsweise in Form von einer elektrischer Energie erfolgen, die dann wiederum in eine mechanische Arbeit gewandelt wird. Verschiedene Anordnungen einer aktiven Schwingungsänderung können prinzipiell dahingehend unterschieden werden, ob das System, welches die Energiewandlung umsetzt, innerhalb des Kraftflusses des Antriebs angeordnet ist, oder die mit der Wandlung verbundenen Kräfte gegenüber einem Bezugsystem, hier dem Fahrzeug abstützt.
Die Figur 17 zeigt einen schematischen Aufbau eines KFZ Antriebstrangs mit einer Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 mit Leistungsverzweigung. Wie schon in der Figurenbeschreibung 1 1 und 12 erwähnt, ist die Koppelanordnung 51 der Dreh- schwingungsdämpfungsanordnung 10 als ein Magnetkoppelgetriebe 61 ausgeführt, und verfügt über einen integrierten Elektromotor 105, der auf den Außenrotor 21 wirkt. Der Stator 24 ist mit dem Ausgang der Phasenschieberanordnung 44 verbunden, so dass sich das Magnetkoppelgetriebe 61 mit dem Elektromotor 105 direkt im ersten Drehmomentübertragungsweg 47 befindet. Diese Schaltungsanordnung ist besonders vorteilhaft, da die Masse des Stators 24 sich günstig auf einen überkritischen Betrieb des Phasenschiebers und folglich auf eine günstige Phasenverschiebung von ideal 180° von Schwingunganteilen im ersten Drehmomentübertragunsg- weg 47 im Verhältnis zu den Drehschwingungen im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 auswirkt.
Wird nun ein Gesamtdrehmoment Mges, das beispielsweise wie hier von einem Antriebsaggregat 60 kommt, zu einem Getriebe 65 geleitet, so zweigt sich der Dreh- momentübertragunsgweg an dem Eingangsbereich 50 in zwei Drehmomentübertragungswege 47; 48 auf. Im ersten Drehmomentübertragungsweg 47 ist die Phasenschieberanordnung 44 angeordnet, die die Phasenverschiebung der Drehschwingungsanteile im ersten Drehmomentübertragungsweg 47 zu den Drehschwingungs- anzteilen im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 bewirkt. An dem Magnetkoppelgetriebe 61 werden die zwei Drehmomentübertragungswege 47; 48 und damit auch die beiden Drehschwingungsanteile, die in den Drehmomentanteilen Mal ; Ma2 enthalten sind, wieder zu einem Ausgangsdrehmoment Maus zusammengeführt. Dabei ist der Außenrotor 21 mit dem ersten Drehmomentübertragungsweg 47, der zweite Drehmomentübertragungsweg 48 mit dem Innenrotor 31 und der Ausgangsbereich 55 mit dem Modulatorring 41 verbunden. Um eine ideale Schwingungsüberlagerung zu erhalten müssen die beiden Drehschwingungsanteile eine gleiche Amplitude und eine Phasenverschiebung von 180° aufweisen. Ist dies nicht der Fall, so kann über die Drehschwingungsänderungsanordnung, hier durch einen Elektromotor 105 ausgeführt, im erste Drehmomentübertragungsweg 47 eine Änderung der Amplitude und oder eine Änderung der Phasenverschiebung erfolgen, in der Form, dass eine optimale Überlagerung der beiden Drehmomente Mal und Ma2 mit den darin enthaltenen Drehschwingungen erfolgt und am Ausgangsbereich 55 ein Drehmoment Maus ohne Drehschwingungen anliegt. Dabei kann der Elektromotor 105 durch eine kurzfristige Drehenergiezufuhr und oder durch eine kurzfristige Drehener- gieaufnahme die Amplitude und oder die Phasneverschiebung der Drehschwingungsanteile im ersten Drehmomentübertragunsgweg 47 ändern.
Die Figur 18 zeigt ebenfalls eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 mit Leistungsverzweigung, sowie ein Magnetkoppelgetriebe 61 als Koppelanordnung 51 , wie in der Figur 17 bereits beschrieben. Jedoch ist hier die vereinfachte Ausführungsform des Magnetkoppelgetriebes 61 aus der Figur 13 und 14 verbaut. Die Vorteile sind hier eine höhere Dynamik der gesamten Drehschwingungsdämpfungsanord- nung 10 auf Grund einer geringeren Massenträgheit, als zu der Ausführung in der Figur 17. Weiter ist diese Ausführungsform vorteilhaft, da durch den Entfall des Außenrotors eine geringere Teilezahl vorhanden ist.
Die Figur 19 zeigt eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 die auf dem Grundprinzip aus dem von der Figur 17 beruht. Jedoch ist der Stator in der Figur 19 fest mit dem Umfeld, das heißt mit dem Fahrzeug 5 verbunden. Der Außenrotor 21 ist hier mit dem ersten Drehmomentübertragunsgweg 47 verbunden, genauer gesagt mit dem Sekundärelement 2, hier dem Ausgang der Phasenschieberanordnung 44. Diese Ausführung ist besonders vorteilhaft, da der Drehmomentübertragungsweg von dem Eingangsbereich 50 zu dem Ausgangsbereich 55 auch in einem stromlosen Zustand der Statorwicklung 25 möglich ist. Ein weiterer Vorteil ist, dass die stromführenden Bauteile, wie hier der Stator 24 mit seiner Statorwicklung 25 ortsfest zum Fahrzeug sind und somit eine Stromversorgung durch beispielsweise Schleifringe entfällt.
Die Figur 20 zeigt eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 mit einer Dreh- schwingungsänderungsanordnung 70 und einem Planetengetriebe 45 als eine Koppelanordnung 51 .
Eine aktive Schwingungsänderung in Kombination mit der Drehschwingungsdämp- fungsanordnung 10 mit Leistungsverzweigung ist mit unterschiedlichen Ausführungsformen von Koppelanordnungen 51 möglich. Die in den vorangegangenen Figuren dargestellten Magnetgetriebe bilden nur eine Möglichkeit. Figur 20 zeigt eine Dreh- schwingungsdämpfungsanordnung 10 mit Leistungsverzweigung. Die Koppelanordnung 51 , oder auch als ein Überlagerungsgetriebe bezeichnet, ist hier als Planetengetriebe 45 ausgeführt, das hier aus einem Hohlrad 53, das mit dem Außenrotor 21 verbunden ist, und den ersten Drehmomentübertragungsweg 47 mit der Koppelanordnung 51 verbindet, einem Sonnenrad 54, das den zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 mit der Koppelanordnung 51 verbindet, sowie einem auf einem Plane- tenradträger 59 drehbar gelagerten Planetenrad 62 besteht. Dabei bildet der Plane- tenradträger 59 den Ausgangs des Koppelgetriebes 51 und führt das Ausgangsdrehmoment Maus zudem Ausgangsbereich 55 und weiter an beispielsweise ein Getriebe 65. Dieser Aufbau eines Planetengetriebes in Verbindung mit einer Dreh- schwingungsdämpfungsanordnung 10 mit Leistungsverzweigung ist aus früheren Anmeldungen bekannt. Ebenso möglich ist der Einsatz einer anderen bekannten Schaltungsvariante für das Planetengetriebe 45, wie beispielsweise eine Variante mit einem Eingangshohlrad und einem Ausgangshohlrad, die über ein Stufenplaneten- rad miteinander verbunden sind. Das entscheidende Merkmal jedoch ist, dass in einem der beiden Drehmomentübertragungswege 47; 48, insbesondere auf dem Sekundärelement 2 der Phasenschieberanordnung 44 und vor der Koppelanordnung 51 eine aktive Schwingungsänderung stattfindet. Hier wird die Schwingungsänderung durch einen Elektromotor 105 erzeugt, der auf den Außenrotor 21 wirkt und je nach Bedarf Drehschwingungsenergie zuführt oder aufnimmt.
Die Figur 21 zeigt eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 mit Leistungsverzweigung, wie bereits in der Figur 20 beschrieben, jedoch ist hier die Koppelanordnung 51 als ein Hebelkoppelgetriebe 85 ausgeführt. Diese Ausführungsvariante ist ebenfalls nur exemplarisch zu verstehen. Es sind auch hier aus dem Stand der Technik weitere Ausführungsvarianten und Schaltungsvarianten bekannt. In der hier gezeigten Ausführungsform ist in dem ersten Drehmomentübertragungsweg 47 der Außenrotor 21 über ein Drehschubgelenk 86 als erstes Eingangselement 20 des Hebelkoppelgetriebes 85 ausgeführt. Im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 wird das zweite Eingangselement 30 durch ein Drehgelenk 87gebildet. Eine Verbindung der beiden Gelenke erfolgt mit einem Koppelhebel 87. Das Ausgangselement 40 des Hebelkoppelgetriebes 85 wird über ein Drehschubgelenk 89 gebildet, das mit dem Ausgangsbereich 55 verbunden ist und das Ausgangsdrehmoment Maus an beispielsweise ein Getriebe 65 weiterleitet. Die Drehschwingungsänderung erfolgt auch hier im ersten Drehmomentübertragungsweg 47 mit Hilfe des Elektromotors 105, wie schon voranstehend beschrieben. Es ist auch möglich, hier nicht gezeigt, dass im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 eine Drehschwingungsänderung mit einem weiteren Elektromotor erfolgt.
Die Figur 22 zeigt eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 mit einem Magnetkoppelgetriebe 61 und einer Drehschwingungsänderungsanordnung 70 in Form eines Elektromotors 105, vom Grundprinzip wie in Figur 17 bereits beschrieben, sowie weitere Komponenten, wie hier ein Sensor 90, ein Energiespeicher 92, ein weiterer Sensor 93, ein weiterer Sensor 94, ein Steuergerät 95, und eine Leistungselektronik 17 für eine aktive Regelung der Drehschwingungsänderung. In den vorangegangenen Figurenbeschreibungen wurden verschiedene Ausführungen und Möglichkeiten zur Anordnung der mechanischen Komponenten einer Drehschwingungsän- derungsanordnung in einer Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit Leistungsverzweigung beschrieben.
Für die Funktion einer aktiven Schwingungsreduzierung sind jedoch auch weitere elektronische Komponenten zur Versorgung und zur Regelung der Drehschwin- gungsänderungsanordnung 70 notwendig.
Die Figur 22 zeigt dabei beispielhaft die notwendigen Komponenten 90; 92, 93; 94; 95; 92, 17 anhand der Drehschwingungsänderung mit dem Elektromotor 105. Für andere, bereits erwähnte Wirkprinzipien zur aktiven Schwingungsreduzierung oder die Kombination mit anderen Überlagerungsgetrieben oder Schaltungskombinationen gilt Analoges.
Um vorteilhaft die Schwingungsreduzierung mittels der aktiven Schwingungsänderung zu erzielen ist hier in Figur 22 die Statorwicklung 25 der Elektromaschine 105 mit der Leistungselektronik 17 verbunden. Diese wandelt einen Gleichstrom aus einem Energiespeicher 92 in eine benötigte Form, beispielsweise eine bestimmte Stromstärke, eine bestimmte Frequenz, eine bestimmte Phase je Wicklung, im Elektromotorbetrieb um. Dies kann auch umgekehrt im Generatorbetrieb der Elektromaschine 105 für ein Zwischenspeichern der elektrischen Energie erfolgen. Für die Regelung der Ansteuerung der Elektromaschine 105 ist das Steuergerät 95 vorhanden. Neben den Informationen, die üblicherweise im Fahrzeug bereits vorhandenen sind wie beispielsweise Sensoren für die Drehzahl und das Drehmoment, die Gaspedalstellung, können zusätzliche Schwingungssensoren Informationen liefern. Diese Sensoren können an den Positionen 90, 93 und 94 sinnvoll angeordnet sein und das Steuergerät 95 mit Informationen versorgen. Die Figur 23 zeigt eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 wie bereits in der Figur 22 beschrieben, jedoch mit einer weiteren Drehschwingungsänderungsanord- nung 80 mit einem zweiten Elektromotor 106 im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48. Hierfür ist eine weitere Leistungselektronik 18 notwendig, um den Elektromotor vorteilhaft anzusteuern. Dabei stützt sich der Stator 107 hier an einer Getriebeeingangswelle 66 ab, über die auch eine notwendige Stromversorgung für den Elektromotor 106 erfolgt. Es ist aber auch möglich, hier nicht gezeigt, dass eine AbStützung zum Fahrzeug hin erfolgt. Die weitere Funktionsweise ergibt sich aus der bereits in Figur 19 und 22 beschriebenen Funktionsweise.
Bezuaszeichen
Primärelement
Sekundärelement
Dämpferelementanordnung
Fahrzeug
Drehschwingungsdämpfungsanordnung Drehschwingung Ist-Verlauf
Drehschwingung Soll-Verlauf
Leistungselektronik
Leistungselektronik
erstes Eingangselement
Außenrotor
Permanentmagnet Nord
Permanentmagnet Süd
Stator
Statorwicklung
Rotor
Permanentmagnet Nord
Permanentmagnet Süd
zweites Eingangselement
Innenrotor
Permanentmagnet Nord
Permanentmagnet Süd
Permanentmagnet Nord
Permanentmagnet Süd
Ausgangselement
Modulatorring
ferromagnetisches Segment nichtmagnetisches Segment
Phasenschieberanordnung
Planetengetriebe erster Drehmomentübertragungsweg zweiter Drehmomentübertragungsweg Eingangsbereich
Koppelanordnung
Hohlrad
Sonnenrad
Ausgangsbereich
Schwingungssystem
Planetenradträger
Antriebsaggregat
Magnetkoppelgetriebe
elektromagnetisches Koppelgetriebe Getriebe
Getriebeeingangswelle
Drehschwingungsänderungsanordnung Amplitudenänderungsanordnung Phasenschieberänderungsanordnung Drehschwingungsänderungsanordnung Amplitudenänderungsanordnung Phasenschieberänderungsanordnung Hebelkoppelgetriebe
Drehschubgelenk
Drehgelenk
Koppelhebel
Drehschubgelenk
Sensor
Energiespeicher
Sensor
Sensor
Steuergerät
Aktuator
Aktuator
Elektromotor
Elektromotor 107 Stator
108 Statorwicklung
A Drehachse
Mges Gesamtdrehmoment
Mal Drehmomentanteil 1
Ma1v Drehmomentanteil 1 verändert
Ma1 p Drehmomentanteil 1 phasenverschoben
Ma2 Drehmomentanteil 2
Maus Ausgangsdrehmoment

Claims

Patentansprüche
1 . Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) für einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend einen zur Drehung um eine Drehachse (A) anzutreibenden Eingangsbereich (50) und einen Ausgangsbereich (55), wobei zwischen dem Eingangsbereich (50) und dem Ausgangsbereich (55) zueinander parallel ein erster Drehmomentübertragungsweg (47) zur Übertragung eines ersten Drehmomentanteils (Mal ) und ein zweiter Drehmomentübertragungsweg (48) zur Übertragung eines zweiten Drehmomentanteils (Ma2) eines zwischen dem Eingangsbereich (50) und dem Ausgangsbereich (55) zu übertragenden Gesamtdrehmomentes (Mges) vorgesehen sind,
- eine Phasenschieberanordnung (44) wenigstens im ersten Drehmomentübertragungsweg (47), zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg (47) geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg (48) geleiteten Drehungleichförmigkeiten, wobei die Phasenschieberanordnung (44) ein Schwingungssystem (56) mit einem Primärelement (1 ) und einem gegen die Rückstellwirkung einer Dämpferelementanordnung (4) bezüglich des Primärelements (1 ) um die Drehachse (A) drehbaren Sekundärelement (2) umfasst,
- eine Koppelanordnung (51 ) zur Zusammenführung des über den ersten Drehmomentübertragungsweg (47) übertragenen ersten Drehmomentanteils (Mal ) und des über den zweiten Drehmomentübertragungsweg (48) übertragenen zweiten Drehmomentanteils (Ma2) und zur Weiterleitung des zusammengeführten Drehmoments (Maus) an den Ausgangsbereich, wobei die Koppelanordnung (51 ) ein erstes Eingangselement (20), verbunden mit dem ersten Drehmomentübertragungsweg (47), ein zweites Eingangselement (30), verbunden mit dem zweiten Drehmomentübertragungsweg (48) und ein Ausgangselement (40), verbunden mit dem Ausgangsbereich (55) umfasst, dadurch gekennzeichnet, dass im ersten Drehmomentübertragungsweg (47) zwischen der Phasenschieberanordnung (44) und der Koppelanordnung (51 ) eine Drehschwingungsänderungsanordnung (70) und / oder im zweiten Drehmomentübertragungsweg (48) vor der Koppelanordnung (51 ) eine Drehschwingungsänderungsanordnung (80) angeordnet ist.
2. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Drehschwingungsänderungsanordnung (70; 80) einen Energiespeicher (92) umfasst.
3. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehschwingungsänderungsanordnung (70; 80) als eine Amplitudenänderungsanordnung (71 ; 81) und / oder als eine Phasenschieberänderungsanordnung (72; 82) ausgeführt ist.
4. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehschwingungsänderungsanordnung (70; 80) zumindest einen Sensor (90), ein Steuergerät (95) und einen Aktuator (99; 100) umfasst.
5. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 4, dadurch gekenn- zeichnet, dass der Aktuator (99, 100) hydraulisch und oder pneumatisch betrie- ben wird.
6. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 4, dadurch gekenn- zeichnet, dass der Aktuator (99, 100) elektromechanisch und / oder elektro- magnetisch betrieben wird.
7. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 2 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Energiespeicher (92) über den Aktuator (99; 100) zumindest teilweise mit Energie aus einer Drehschwingung im ersten und / oder im zweiten Drehmomentübertragungsweg (47; 48) aufgefüllt wird.
8. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Koppelanordnung (51) als ein Planetengetriebe (45) ausgebildet ist.
9. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Koppelanordnung (51) als ein Hebelkoppelgetriebe (85) ausgebildet ist.
10. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Koppelanordnung (51) als ein Magnetkoppelgetriebe (61 ) ausgebildet ist.
11. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Koppelanordnung (51) als ein elektromagnetisches Koppelgetriebe (62) ausgebildet ist.
12. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 11 , dadurch gekennzeichnet, dass die Drehschwingungsänderungsanordnung (70; 80) in die Koppelanordnung (51 ) integriert ist.
EP16781325.2A 2015-11-06 2016-10-05 Drehschwingungsdämpfungsanordnung für den antriebsstrang eines fahrzeugs Withdrawn EP3371481A1 (de)

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