EP3559501A1 - Drehschwingungsdämpfungsanordnung für den antriebsstrang eines fahrzeugs - Google Patents

Drehschwingungsdämpfungsanordnung für den antriebsstrang eines fahrzeugs

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EP3559501A1
EP3559501A1 EP17807792.1A EP17807792A EP3559501A1 EP 3559501 A1 EP3559501 A1 EP 3559501A1 EP 17807792 A EP17807792 A EP 17807792A EP 3559501 A1 EP3559501 A1 EP 3559501A1
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EP
European Patent Office
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torque
vibration damping
torsional vibration
transmission path
arrangement
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP17807792.1A
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English (en)
French (fr)
Inventor
Uwe Grossgebauer
Cora Carlson
Mathias Kopp
Daniel Lorenz
Tobias DIECKHOFF
Michael Traut
Steffen Einenkel
Matthias Reisch
Markus Wandrey
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ZF Friedrichshafen AG
Original Assignee
ZF Friedrichshafen AG
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Publication date
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Publication of EP3559501A1 publication Critical patent/EP3559501A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F16F15/16—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using a fluid or pasty material
    • F16F15/162—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using a fluid or pasty material with forced fluid circulation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • 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
    • F16F15/133—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 using springs as elastic members, e.g. metallic springs
    • F16F15/134—Wound springs

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 10 201 1 007 1 18 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 by means of the compressibility of a spring arrangement with respect to this rotatable intermediate element.
  • a vibration damper that is to say with a primary element and by means of the compressibility of a spring arrangement with respect to this rotatable intermediate element.
  • the vibration components conducted via the other torque transmission path experience no or possibly a different phase shift, the vibration components contained in the merged torque components and then phase-shifted with respect to each other can be destructively superimposed on one another, so that in an ideal case the total torque introduced into the output region has essentially no vibration components contained static torque is.
  • the coupling arrangement is designed as a planetary gear.
  • a torsional vibration damping arrangement for a drive train of a vehicle, comprising an input region to be driven for rotation about an axis of rotation (A) and an output region, wherein between the input region and the output region parallel to one another a first torque transmission path for transmitting a first torque component and a second torque transfer path for transmitting a second torque portion 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 producing a phase shift of rotational irregularities conducted over the first torque transmission path with respect to rotational nonuniformities directed through the second torque transmission path, the phase shifter assembly a vibration system with a primary element and a comprises a coupling arrangement for combining the first torque component transmitted via the first torque transmission path and the second torque component transmitted via the second torque transmission path and for forwarding the combined torque to the output section the coupling arrangement comprises a first input element connected to the first torque transmission path, a second input element connected to the second torque transmission path
  • the fluid transmission comprises at least one housing element, a first cylinder and a second cylinder, both of which are arranged in the housing element and connected to each other by means of a connection opening, and a pair of pistons, comprising a first piston and a second piston, in the respective cylinders of the Housing element by means of an active medium to each other in opposite directions.
  • one of the two pistons is connected to the output of the phase shifter arrangement and thus represents the first input element of the coupling arrangement, whereas the other of the two pistons is connected to the direct torque transmission path, which thus represents the second input element of the coupling arrangement.
  • the housing element represents the output element of the coupling arrangement and is advantageously connected to the output area, for example to a starting clutch or a transmission.
  • the torque branches to the first and the second torque transmission path.
  • the phase shifter arrangement is provided, whereas the second torque transmission path runs directly, ie rigidly from the input side.
  • the torque transmission from the input region to the output region of the second piston which is connected to the direct, ie rigid torque transmission path, displaced in the second cylinder of the housing member and exerts a force on its piston surface on the active medium.
  • the active medium exerts a counter-directed force on the surface of the first piston, the one to the second piston performs counter-rotating movement and the vibration system, which consists mainly of springs, biases. If a force equilibrium has been established between the two piston surfaces, a resultant force and thus a resulting torque acting on the output element acts on the output element by means of the housing element, more precisely by means of the cylinder rear walls. Consequently, a static moment is transmitted from the input area to the output area.
  • the dynamic component contained in the static torque, the torsional vibrations are ideally extinguished by swinging the active medium against the vibration system, the spring-mass system, and not transmitted to the output range.
  • a transmission ratio of the coupling arrangement can be adjusted.
  • This type of ratio change is compared to the known in the prior art embodiments, in which the coupling arrangement is designed as a planetary gear or a lever mechanism, implement cost and quickly, since only the effective piston area must be changed.
  • the cylinders may also be advantageous if the cylinders have a curved or straight course in the housing element.
  • an incompressible medium such as a hydraulic fluid, an oil or any other known and suitable liquid or a viscous medium can be used.
  • a gear ratio of the fluid transmission may be determined by a ratio of the piston areas of the first and second pistons.
  • Fig. 1 shows the basic principle of a torsional vibration damping arrangement with two parallel torque transmission paths as prior art.
  • Fig. 2 shows the basic principle of a torsional vibration damping arrangement with a planetary gear as a coupling arrangement as prior art
  • Fig. 3 shows a vibration damping arrangement in a linear model with a lever coupling arrangement as prior art
  • FIG. 9 shows a vibration damping arrangement according to the invention in a linear model with a fluid transmission as a coupling arrangement
  • FIG. 10 shows a sectional view of a torsional vibration damping arrangement according to the invention with a fluid transmission as
  • Fig. 1 a torsional vibration damping arrangement of Fig. 10 as a plan view in the region of the coupling arrangement.
  • 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 61.
  • the torque absorbed by the drive unit 61 branches into a first torque transmission path 47 and a second torque transmission path 48.
  • the rotary joints guided via the two torque transmission paths 47, 48 are displaced. momentum parts times and Ma2 again merged into an output torque mouse and then to an output area 55, which may for example be performed as here by a gear 63, forwarded.
  • a vibration system In the first torque transmission path 47, a vibration system, generally designated 56, is integrated.
  • the vibration system 56 is effective as a phase shifter assembly 44 and includes a example to be connected to the drive unit primary element 1, and a torque transmitting secondary element 2.
  • the primary element 1 against a damper element assembly 4 to the intermediate mass 5 is relatively rotatable.
  • the vibration system 56 is formed in the manner of a torsional vibration damper with a, as shown here, or a plurality of spring sets 4.
  • a resonant frequency of the vibration system 56 is placed in a desired range to a favorable phase shift of torsional vibrations in the first torque transmission path 47 to the To achieve torsional vibrations in the second torque transmission path 48.
  • the first torque transmission path 47 is operated supercritically.
  • the oscillation amplitude in the phase-shifted torque transmission path 47 after the spring set 4 decreases.
  • the coupling arrangement 51 of the torsional vibration damping arrangement 10 combines the two torque components Mal and Ma 2 again. This is done by the fact that the two torque components Mal and Ma2 and thus the torsional vibration components are superimposed in the form that in an optimal case at a 180 ° phase shift of the two torsional vibration components and the same amplitude of the two torsional vibration components in the two torque transmission paths 47, 48 after the overlay in the coupling arrangement 51 a torque mouse without torsional vibration components is forwarded to the output area 55.
  • a spring characteristic and an inertia of the intermediate mass 5 are to be chosen so that the amplitude ratios of both torque paths 47; 48 are the same and thus cancel the vibration components each other.
  • the ratio also determines how much torque is passed through the phase-shifted torque transfer path 47 and thus via the spring assembly 4, and how much torque passes through the direct torque transfer path 48.
  • FIG. 2 shows a standard diagram of the connection of a torsional vibration damping arrangement 10 with two torque transmission paths.
  • the coupling arrangement 51 is designed as a planetary gear 6.
  • a planetary carrier 8 of the planetary gear 6 is connected in a rotationally fixed manner to the primary element 1.
  • the phase-shifted torque path 47 is connected by means of a drive ring gear 9 with the primary element 1.
  • the drive ring gear 9 meshes with a planetary gear 13, which is rotatably mounted on the planet carrier 8 and thus represents the intermediate mass 5.
  • With the planetary gear 13 is another output side planetary gear 11 rotatably connected.
  • the output-side planetary gear 11 in turn meshes with a driven ring gear 12, wherein the Abtiebshohlrad 12 forms the secondary element 2 and the output member 40 of the coupling assembly 51 represents.
  • stand ratios greater than 1, 0 to 1, 5 are the most meaningful, since thus a good decoupling result can be achieved.
  • the planet carrier 8 is here in the direct torque transmission path 48.
  • FIG. 3 shows a vibration damping arrangement in a linear model with a lever coupling arrangement as prior art.
  • the reference symbols which are also used in a rotational vibration reduction are used here for the explanation, since the function of the elements is comparable.
  • a torque M in the rotational vibration reduction a force F is transmitted in the linear vibration reduction. This is intended to explain the different translations of the coupling arrangement 51 as a function of the location of the connection of the output element 40.
  • the phase-shifted transmission path 47 which transmits a first force component and the direct transmission path 48, which transmits a second force share, via a coupling element 17 by means of coupling joints 29 hinged and thus transmit a total force Fges from the input area 50 to the output area.
  • the output element 40 of the coupling arrangement 51 which also represents the output of the merged force Faus from the coupling arrangement 51, is also articulated, advantageously by means of a hinge connection 28, connected to the coupling element 17.
  • the translation of the lever coupling mechanism can be divided into the following 5 options, which are shown individually in Figures 4 to 8.
  • the gear ratio means:
  • the gear ratio means:
  • 0 ⁇ i ⁇ 1 means a connection of the output element 40 on the coupling element 17 outside the coupling joints 29 of the direct and indirect transmission path on the side of the phase-shifted transmission path 47.
  • i> 1 means a connection of the output element 40 on the coupling element 17 between the coupling joints 29 of the direct and the phase-shifted transmission path 48; 47. This is the advantageous design range for a known torsional vibration damping arrangement with two torque transmission paths.
  • i ⁇ 0 means a connection of the output element 40 on the coupling element 17 outside of the coupling joints 29 of the direct and the phase-shifted transmission path on the side of the direct transmission path 48.
  • the articulated connection of the output member 40 is located in a node.
  • FIG. 9 shows a vibration damping arrangement according to the invention in a linear model with a fluid transmission 60 as a coupling arrangement 51 in which a total force Fges via a first transmission path 47 with a first force component and a second transmission path 48 with a second force component Fa2 by means of the fluid transmission as an output force Faus is transmitted to an output element of the fluid transmission 60.
  • the wiring scheme is similar to that of a lever linkage.
  • the coupling of the phase-shifted and the direct transmission path 47; However, 48 takes place here not via a lever or a planetary gear, as known from the prior art, but by an active medium 70, such as a hydraulic fluid 71, as an incompressible medium.
  • the control is effected via a first piston 65, which is connected to the phase-shifted transmission path 47 and which is displaceable in a first cylinder 67 of a housing member 64 and a second piston 66 which is connected to the direct transmission path 48 and in a second cylinder 68 of the housing member 64 is slidable.
  • the first cylinder is connected to the second cylinder via a connection opening 36.
  • the active medium 70 designed here as hydraulic fluid 71, establishes an operative connection between the two pistons 65 and 66.
  • the housing member 64 is fixedly connected to the output member 40.
  • a translation is represented by the ratio of the piston areas AK2 from the direct transmission path 48 to the piston area AK1 from the phase-shifted transmission path 47,
  • FIG. 10 shows, with FIG. 11, a structural design of a torsional vibration damping arrangement 10 with two torque transmission paths and a fluid transmission 60 as a coupling arrangement 51.
  • the fluid transmission 60 comprises a hydraulic unit of a first and a second piston 65; 66 in a first and a second cylinder 67; 68 are displaced and executed here by way of example in a curved form.
  • the spring set 4 By the force acting on the piston surface AK1 of the first piston, the spring set 4 is compressed.
  • the two pistons 65; 66 are shifted in opposite directions until a force equilibrium or moment equilibrium sets in.
  • the torque Mges is transmitted via the active medium 70 via a cylinder rear wall 69 to the output element 40 as a mouse.
  • a dynamic vibration component is ideally extinguished by a swinging of the active medium 70, here the hydraulic fluid 71 against the spring-mass system in the phase-shifted torque transmission path 47 and not on the secondary element 2, here the output member 40.
  • the piston seals 75; 76 on the first and second pistons 65; 66 of the phase-shifted and the direct torque transmission path 47; 48 seal the cylinder interior 80 with the active medium 70 from the environment.

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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 die Koppelanordnung (51) als ein Fluidgetriebe (60) ausgebildet ist.

Description

Drehschwingungsdämpfungsanordnunq für den Antriebsstrana 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 10 201 1 007 1 18 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 Zwischenelement, 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. Dabei ist die Koppelanordnung als ein Planetengetriebe ausgeführt.
Auch aus der DE 10 201 1 086 982 A1 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanord- nung wie gerade beschrieben bekannt, jedoch ist hier die Koppelanordnung als ein Hebelgetriebe ausgeführt.
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 Drehschwingungsdämp- fungsanordnung für einen Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend einen zur Drehung um eine Drehachse (A) anzutreibenden Eingangsbereich und einen Ausgangsbereich, wobei zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich 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 sind, 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 einem gegen die Rückstellwirkung einer Dämpferelementanordnung bezüglich des Primärelements um die Drehachse (A) drehbaren Zwischenmasse umfasst, 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 Eingangselement, verbunden mit dem zweiten Drehmomentübertragungsweg und ein Ausgangselement, verbunden mit dem Ausgangsbereich umfasst, wobei die Koppelanordnung als ein Fluidgetriebe ausgeführt ist. Dabei umfasst das Fluidgetriebe zumindest ein Gehäuseelement, einen ersten Zylinder und einen zweiten Zylinder, die beide in dem Gehäuseelement angeordnet sind und mittels einer Verbindungsöffnung miteinander verbunden sind , sowie ein Kolbenpaar, umfassend einen ersten Kolben und einen zweiten Kolben, die in den jeweiligen Zylindern des Gehäuseelements mittels eines Wirkmediums zueinander gegenläufig verschiebbar sind. Dabei ist einer von den beiden Kolben mit dem Ausgang der Phasenschieberanordnung verbunden und stellt somit das erste Eingangselement der Koppelanordnung dar, wohingegen der andere der beiden Kolben mit dem direkten Drehmomentübertragungsweg verbunden ist, der somit das zweite Eingangselement der Koppelanordnung darstellt. Das Gehäuseelement stellt das Ausgangselement der Koppelanordnung dar und ist vorteilhaft mit dem Ausgangsbereich, beispielsweise mit einer Anfahrkupplung oder einem Getriebe, verbunden. Wird nun von dem Eingangsbereich ein Drehmoment mit Drehschwingungen eingeleitet, so zweigt sich das Drehmoment auf den ersten und den zweiten Drehmomentübertragungsweg auf. Im ersten Drehmomentübertragungsweg ist die Phasenschieberanordnung vorgesehen, wohingegen der zweite Drehmomentübertragungsweg direkt, also starr von der Eingangsseite her verläuft. Bei der Drehmomentübertragung von dem Eingangsbereich zu dem Ausgangsbereich wird der zweite Kolben, der mit dem direkten, also steifen Drehmomentübertragungsweg verbunden ist, in dem zweiten Zylinder des Gehäuseelements verschoben und übt über seine Kolbenfläche auf das Wirkmedium eine Kraft aus. Da der zweite Zylinder mittels der Verbindungsöffnung mit dem ersten Zylinder verbunden ist, übt das Wirkmedium eine gegen gerichtete Kraft auf die Fläche des ersten Kolbens aus, der eine zu dem zweiten Kolben entgegenlaufende Bewegung ausführt und das Schwingungssystem, das vorwiegend aus Federn besteht, vorspannt. Wenn sich zwischen den beiden Kolbenflächen ein Kraftgleichgewicht eingestellt hat, wirkt auf das Ausgangselement mittels des Gehäuseelements, genauer mittels der Zylinderrückwände, eine resultierende Kraft und damit ein resultierendes Drehmoment an dem Ausgangselement. Folglich wird ein statisches Moment von dem Eingangsbereich zu dem Ausgangsbereich übertragen. Der im statischen Drehmoment enthaltene dynamische Anteil, die Drehschwingungen, werden im Idealfall durch ein Schwingen des Wirkmediums gegen das Schwingungssystem, dem Feder-Masse-System, ausgelöscht und nicht auf den Ausgangsbereich übertragen.
Durch ein Verhältnis der Kolbenflächen des ersten und des zweiten Zylinders kann ein Übersetzungsverhältnis der Koppelanordnung eingestellt werden. Diese Art der Übersetzungsänderung ist im Vergleich zu den im Stand der Technik bekannten Ausführungsformen, bei denen die Koppelanordnung als ein Planetengetriebe oder ein Hebelgetriebe ausgeführt ist, kostengünstig und schnell umzusetzen, da lediglich die wirksame Kolbenfläche geändert werden muss.
Auch kann es vorteilhaft sein, wenn die Zylinder in dem Gehäuseelement einen gebogen oder geraden Verlauf aufweisen.
Weiter kann als Wirkmedium ein inkompressibles Medium, wie beispielsweise eine Hydraulikflüssigkeit, ein Öl oder jede andere bekannte und geeignete Flüssigkeit o- der auch ein viskoses Medium verwendet werden.
Auch kann es vorteilhaft sein, wenn mehrere Fluidgetriebe in Umfangsrichtung um die Drehachse A gleichmäßig oder ungleichmäßig verteilt sind.
Auch kann ein Übersetzungsverhältnis des Fluidgetriebes durch ein Verhältnis der Kolbenflächen des ersten und des zweiten Kolbens bestimmt werden.
Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Figuren detailliert beschrieben. Es zeigt: Fig. 1 das Grundprinzip einer Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit zwei parallelen Drehmomentübertragungswegen als Stand der Technik.
Fig. 2 das Grundprinzip einer Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit einem Planetengetriebe als Koppelanordnung als Stand der Technik
Fig. 3 eine Schwingungsdämpfungsanordnung in einem linearen Modell mit einer Hebelkoppelanordnung als Stand der Technik
Fig. 4 - 8 verschiedene Übersetzungen wie in Fig. 3 dargestellt als Stand der
Technik
Fig. 9 eine erfindungsgemäße Schwingungsdämpfungsanordnung in einem linearen Modell mit einem Fluidgetriebe als Koppelanordnung
Fig. 10 eine Schnittansicht einer erfindungsgemäßen Drehschwingungsdämp- fungsanordnung mit einem Fluidgetriebe als
Fig. 1 1 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung aus Fig. 10 als Draufsicht im Bereich der Koppelanordnung.
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 61 angebunden werden. Im Eingangsbereich 50 zweigt sich das von dem Antriebsaggregat 61 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 Dreh- momentanteile Mal und Ma2 wieder zu einem Ausgangsdrehmoment Maus zusammengeführt und dann zu einem Ausgangsbereich 55, der beispielsweise wie hier durch ein Getriebe 63 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 der Zwischenmasse 5 relativ verdrehbar.
Aus der vorangehenden Beschreibung wird erkennbar, dass das Schwingungssystem 56 nach Art eines Torsionsschwingungsdämpfers mit einem, wie hier dargestellt, oder mehreren Federsätzen 4 ausgebildet ist. Durch eine Auswahl der Massen des Primärelements 1 und der Zwischenmasse 5, 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 den Drehschwingungen in dem zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 zu erreichen. Um dies zu erreichen, wird der erste Drehmomentübertragungsweg 47 überkritisch betrieben. Gleichzeitig verringert sich auch die Schwingungsamplitude im phasenverschobenen Drehmomentübertragungsweg 47 nach dem Federsatz 4. Im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 soll die Phasenlage der Drehschwingungen möglichst beibehalten werden. Um dies zu erreichen wird dieser Weg möglichst steif und mit geringer Massenträgheit ausgeführt. Die Koppelanordnung 51 der Drehschwin- gungsdämpfungsanordnung 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. Dabei ist eine Übersetzung der Koppelanordnung, eine Federkennlinie und eine Trägheit der Zwischenmasse 5 sind so zu wählen, dass die Amplitudenverhältnisse beider Drehmomentwege 47; 48 gleich sind und sich somit die Schwinganteile gegenseitig auslöschen. Durch die Übersetzung wird auch bestimmt, wie viel Moment über den phasenverschobenen Drehmomentübertragungsweg 47 und somit über den Federsatz 4 geleitet wird, und wie viel Drehmoment über den direkten Drehmomentübertragungsweg 48 verläuft.
In der Figur 2 ist ein Standardschema der Verschaltung einer Drehschwingungs- dämpfungsanordnung 10 mi zwei Drehmomentübertragungswegen gezeigt. Hierbei ist die Koppelanordnung 51 als ein Planetengetriebe 6 ausgeführt. Dabei ist ein Pla- netenradträger 8 des Planetengetriebes 6 drehfest mit dem Primärelement 1 verbunden. Der phasenverschobene Drehmomentweg 47 ist mittels eines Antriebshohlrades 9 mit dem Primärelement 1 verbunden. Das Antriebshohlrad 9 kämmt mit einem Planetenrad 13, das verdrehbar auf dem Planetenradträger 8 gelagert ist und stellt somit die Zwischenmasse 5 dar. Mit dem Planetenrad 13 ist ein weiteres abtriebssei- tiges Planetrenrad 11 drehfest verbunden. Das abtriebsseitige Planetenrad 11 kämmt wiederrum mit einem Abtriebshohlrad 12, wobei das Abtiebshohlrad 12 das Sekundärelement 2 bildet und das Ausgangselement 40 der Koppelanordnung 51 darstellt. Bei dieser Schaltungsvariante sind Standübersetzungen von größer 1 ,0 bis 1 ,5 am sinnvollsten, da somit ein gutes Entkopplungsergebnis erreicht werden kann. Der Planetenradträger 8 befindet sich hierbei im direkten Drehmomentübertragungsweg 48.
Die Figur 3 zeigt eine Schwingungsdämpfungsanordnung in einem linearen Modell mit einer Hebelkoppelanordnung als Stand der Technik. Zum besseren Verständnis werden hier für die Erläuterung die Bezugszeichen verwendet, die auch in einer rotatorischen Schwingungsreduzierung verwendet werden, da die Funktion der Elemente vergleichbar ist. Statt eines Drehmoments M in der rotatorischen Schwingungsreduzierung wird in der linearen Schwingungsreduzierung eine Kraft F übertragen. Hieran sollen die unterschiedlichen Übersetzungen der Koppelanordnung 51 in Abhängigkeit vom Ort der Anbindung des Ausgangselements 40 erläutert werden. Bei der Schwin- gungsdämpfungsanordnung mit zwei Übertragungswegen 47; 48 mit Hebelkoppelgetriebe sind der phasenverschobene Übertragungsweg 47 der einen ersten Kraftanteil überträgt und der direkte Übertragungsweg 48, der einen zweiten Kraftanteil überträgt, über ein Koppelelement 17 mittels Koppelgelenke 29 gelenkig verbunden und übertragen folglich eine Gesamtkraft Fges vom Eingangsbereich 50 an den Ausgangsbereich. Das Ausgangselement 40 der Koppelanordnung 51 , der auch den Abtrieb der zusammengeführten Kraft Faus von der Koppelanordnung 51 darstellt, ist ebenfalls gelenkig, vorteilhaft mittels einer Gelenkverbindung 28, mit dem Koppelelement 17 verbunden. Je nach einer Anbindungsposition des Ausgangselements 40 kann die Übersetzung des Hebelkoppelgetriebes in die folgenden 5 Möglichkeiten unterteilt werden, die in den Figuren 4 bis 8 einzeln dargestellt sind.
Hierbei ist noch die Definition der Übersetzung i zu konkretisieren.
Bei einem rotierendes System bedeutet das Übersetzungsverhältnis:
i = Drehmoment am Abtrieb / Drehmoment im Phasenschieberweg
Bei einem linearen System bedeutet das Übersetzungsverhältnis:
i = Kraft am Abtrieb / Kraft im Phasenschieberweg
Hierbei sollen die Winkeleinflüsse vernachlässigt werden. Die Betrachtung soll für kleine Winkel gelten.
Dabei gilt für die nachfolgenden Übersetzungsverhältnisse Folgendes.
0<i<1 bedeutet eine Anbindung des Ausgangselements 40 am Koppelelement 17 außerhalb der Koppelgelenke 29 des direkten und indirekten Übertragungsweges auf der Seite des phasenverschobenen Übertragungsweges 47. i=1 bedeutet eine Anbindung des Ausgangselements 40 am Koppelelement 17 direkt am Koppelgelenk 29 des phasenverschobenen Übertragungsweges 47. Es erfolgt keine Aufteilung der Kraft bzw. des Drehmoments. Die gesamte Kraft bzw. das gesamte Moment wird über den Federsatz geleitet und ist demnach vergleichbar bei dem rotatorischen System mit einem bekannten Zweimassenschwungrad. i>1 bedeutet eine Anbindung des Ausgangselements 40 am Koppelelement 17 zwischen den Koppelgelenken 29 des direkten und des phasenverschobenen Übertragungsweges 48; 47. Dies ist der vorteilhafte Auslegungsbereich für eine bekannte Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit zwei Drehmomentübertragungswegen. bedeutet eine Anbindung des Ausgangselements 40 am Koppelelement 17 direkt an dem Koppelgelenk 29 des direkten Übertragungsweges 48. Es erfolgt keine Aufteilung des Übertragungsweges vom Eingangsbereich 50 zum Ausgangsbereich 55. Die gesamte Kraft Fges bzw. das gesamte Drehmoment Mges wird über den direkten Übertragungsweg 48 geleitet. Der Federsatz 4 wird folglich überbrückt und damit ausgeschaltet. Alle Anregungen werden direkt durchgeleitet. i<0 bedeutet eine Anbindung des Ausgangselements 40 am Koppelelement 17 außerhalb der Koppelgelenke 29 des direkten und des phasenverschobenen Übertragungsweges auf der Seite des direkten Übertragungsweges 48.
Durch eine Verschiebung der gelenkigen Anbindung des Ausgangselements 40 entlang des Koppelelements 17 kann somit eine Übersetzung der Koppelanordnung 51 verändert werden.
Bei einer idealen Auslegung der Übersetzung befindet sich die gelenkige Anbindung des Ausgangselements 40 in einem Schwingungsknoten.
Die Figur 9 zeigt eine erfindungsgemäße Schwingungsdämpfungsanordnung in einem linearen Modell mit einem Fluidgetriebe 60 als Koppelanordnung 51 bei der eine Gesamtkraft Fges über einen ersten Übertragungsweg 47 mit einem ersten Kraftanteil und über einen zweiten Übertragungsweg 48 mit einem zweiten Kraftanteil Fa2 mittels des Fluidgetriebes als eine Ausgangskraft Faus an ein Ausgangselement des Fluidgetriebes 60 übertragen wird. Das Verschaltungsschema ähnelt dem eines Hebelkoppelgetriebes. Die Kopplung des phasenverschobenen und des direkten Übertragungsweges 47; 48 erfolgt hierbei allerdings nicht über einen Hebel oder ein Planetenrad, wie aus dem Stand der Technik bekannt, sondern durch ein Wirkmedium 70, wie beispielsweise eine Hydraulikflüssigkeit 71 , als ein inkompressibles Medium. Die Ansteuerung erfolgt über einen ersten Kolben 65, der mit dem phasenverschobenen Übertragungsweg 47 verbunden ist und der in einem ersten Zylinder 67 eines Gehäuseelements 64 verschiebbar ist und über einen zweiten Kolben 66, der mit dem direkten Übertragungsweg 48 verbunden ist und der in einem zweiten Zylinder 68 des Gehäuseelements 64 verschiebbar ist. Dabei ist der erste Zylinder mit dem zweiten Zylinder über eine Verbindungsöffnung 36 miteinander verbunden. Das Wirkmedium 70, hier als Hydraulikflüssigkeit 71 ausgeführt, stellt zwischen den beiden Kolben 65 und 66 eine Wirkverbindung her. Das Gehäuseelement 64 ist dabei mit dem Ausgangselement 40 fest verbunden.
Eine Übersetzung wird durch das Verhältnis der Kolbenflächen AK2 vom direkten Übertragungsweg 48 zu der Kolbenfläche AK1 vom phasenverschobenen Übertragungsweg 47, dargestellt,
i = 1 + (AK2_direkt / AK1 _phasenverschoben) oder
i = 1 + |(Kolbenweg_direkt / Kolbenweg _phasenverschoben)|
Hierbei können durch eine Anpassung der Kolbenflächen nur Übersetzungen i, gemäß obiger Definition, im Bereich >=1 erreicht werden. Das grundlegende Prinzip ist eine hydraulische Kraftübersetzung. Die Anordnung der Kolben 65; 66 muss so erfolgen, dass eine gegenläufige Bewegung des direkten 48 und des phasenverschobenen Übertragungsweges 47 erfolgt. Hintergrund ist die Komprimierung des Federsatzes 4 durch den statischen Kraftanteil, im linearen Modell oder durch den Momentenanteil im rotatorischen Modell, und den gegenphasigen Schwinganteil des Ausgangssignals des Federsatzes 4 bezogen auf den gleichphasigen Schwinganteil des direkten Übertragungsweges 48.
Die Figur 10 zeigt mit der Figur 1 1 einen konstruktiven Entwurf einer Drehschwin- gungsdämpfungsanordnung 10 mit zwei Drehmomentübertragungswegen und einem Fluidgetriebe 60 als Koppelanordnung 51. Dabei umfasst das Fluidgetriebe 60 eine hydraulische Einheit von einem ersten und einen zweiten Kolben 65; 66 die in einem ersten und einem zweiten Zylinder 67; 68 verschiebbar sind und hier beispielhaft in gebogener Form ausgeführt.
Beim Anlegen eines Drehmomentes Mges verschiebt sich der in Bewegungsrichtung steif an das Primärelement 1 angebundene zweite Kolben 66 des direkten Drehmomentübertragungsweges 48 in dem zweiten Zylinder 68 und wirkt über die Kolbenfläche AK2 mittels des Wirkmediums 70, hier die Hydraulikflüssigkeit 71 , auf die Kolbenfläche AK1 des ersten Kolbens 65, der mittels eines Federsatzes 4 mit dem Primärelement 1 verbunden ist, eine Kraft aus. Aufgrund der Trägheit des Ausgangselements 40, das einerseits mit dem Gehäuseelement 64 verbunden ist und andererseits den Ausgangs der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 darstellt und beispielsweise mit einem Getriebe oder einer Anfahrkupplung, beide hier nicht dargestellt, verbunden sein kann, verharrt das Ausgangselement 40 in dem jeweiligen Zustand und wird nicht beschleunigt. Durch die Kraft, die auf die Kolbenfläche AK1 des ersten Kolbens wirkt, wird der Federsatz 4 komprimiert. Die zwei Kolben 65; 66 werden so lange gegenläufig verschoben, bis sich ein Kraftgleichgewicht bzw. Momentengleichgewicht einstellt. Spätestens jetzt wird das Drehmoment Mges über das Wirkmedium 70 über eine Zylinderrückwand 69 auf das Ausgangselement 40 als Maus übertragen. Ein dynamischer Schwingungsanteil wird im Idealfall durch ein Schwingen des Wirkmediums 70, hier die Hydraulikflüssigkeit 71 gegen das Feder- Masse-System im phasenverschobenen Drehmomentübertragungsweg 47 ausgelöscht und nicht auf das Sekundärelement 2, hier das Ausgangselement 40 übertragen. Die Kolbendichtungen 75; 76 am ersten und zweiten Kolben 65; 66 des phasenverschobenen und des direkten Drehmomentübertragungsweges 47; 48 dichten den Zylinderinnenraum 80 mit dem Wirkmedium 70 gegenüber der Umgebung ab.
Bezuaszeichen
Primärelement
Sekundärelement
Dämpferelementanordnung
Federsatz
Zwischenmasse
Planetengetriebe
Planetenradträger
Antriebshohlrad
Drehschwingungsdämpfungsanordnung abtriebsseitiges Planetenrad
Abtriebshohlrad
Planetenrad
Koppelelement
erstes Eingangselement
Gelenkverbindung
Koppelgelenk
zweites Eingangselement
Verbindungsöffnung
Ausgangselement
Phasenschieberanordnung
erster Drehmomentübertragungsweg zweiter Drehmomentübertragungsweg
Eingangsbereich
Koppelanordnung
Ausgangsbereich
Schwi ng u ngssystem
Fluidgetriebe
Antriebsaggregat
Kolbenpaar
Getriebe
Gehäuseelement 65 erster Kolben
66 zweiter Kolben
67 erster Zylinder
68 zweiter Zylinder
69 Zylinderrückwand
70 Wirkmedium
71 Hydraulikflüssigkeit
75 Kolbendichtung
76 Kolbendichtung
80 Zylinderinnenraum
A Drehachse
AK1 Kolbenfläche erster Zylinder AK2 Kolbenfläche zweiter Zylinder d1 Durchmesser erster Kolben d2 Durchmesser zweiter Kolben Mges Gesamtdrehmoment
Mal Drehmomentanteil 1
Mal Drehmomentanteil 2
Maus Ausgangsdrehmoment Fges Gesamtkraft
Fa1 Kraftanteil 1
Fa2 Kraftanteil 2
Faus Ausgangskraft

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 (3) bezüglich des Primärelements (1 ) um die Drehachse (A) drehbaren Zwischen masse (5) 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 (55), 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 die Koppelanordnung (51 ) als ein Fluidgetriebe (60) ausgeführt ist.
2. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Fluidgetriebe (60) zumindest ein Kolbenpaar (62), ein Gehäuseelement (64) und ein Wirkmedium (70) umfasst.
3. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Kolbenpaar (62) einen ersten Kolben (65) und einen zweiten Kolben (66) umfasst, wobei das Gehäuseelement (64) einen ersten Zylinder (67) und einen zweiten Zylinder (68) umfasst, wobei der erste Zylinder (67) und der zweite Zylinder (68) mittels einer Verbindungsöffnung (36) miteinander verbunden sind.
4. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Kolben (65) in dem ersten Zylinder (67) und der zweite Kolben (66) in dem zweiten Zylinder (68) verschiebbar angeordnet ist, wobei die beiden Kolben (65; 66) mittels des Wirkmediums (70) in Wirkverbindung stehen.
5. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass einer der beiden Kolben (65; 66) mit dem ersten Eingangselement (20) der Koppelanordnung (51 ) verbunden ist und dass der andere der beiden Kolben (66; 65) mit dem zweiten Eingangselement (30) der Koppelanordnung (51 ) verbunden ist und wobei das Gehäuseelement (64) mit dem Ausgangselement (40) verbunden ist.
6. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 3 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass bei einer relativen Positionsänderung von einem der beiden Kolben (65; 66) zu dem Gehäuseelement (64) der andere der beiden Kolben (66, 65) seine Position gegenläufig verändert.
7. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 2 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass ein Durchmesser d1 des ersten Kolbens (65) größer oder gleich oder kleiner als ein Durchmesser d2 des zweiten Kolbens (66) ist.
8. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 3 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass der erste und der zweite Zylinder (67; 68) einen gekrümmten Verlauf oder einen geraden Verlauf aufweisen.
9. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 3 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass einer der beiden Zylinder (67; 68) einen gekrümmten Verlauf und der andere der beiden Zylinder (68; 67) einen geraden Verlauf aufweist.
10. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 2 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Wirkmedium (70) ein inkompressibles Medium ist.
1 1 . Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass das inkompressible Medium ein Fluid ist.
12. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass in Umfangsrichtung um die Drehachse (A) zwei oder mehrere Fluidgetriebe (60) gleichmäßig oder ungleichmäßig verteilt sind.
13. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 3 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass ein Übersetzungsverhältnis der Koppelanordnung (51 ) durch ein Verhältnis der Kolbenflächen (AK1 ; AK2) des ersten und des zweiten Kolbens (65; 66) bestimmt wird.
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