WO2014026810A1

WO2014026810A1 - Drehzahladaptive torsionsschwingungsdämpferanordnung

Info

Publication number: WO2014026810A1
Application number: PCT/EP2013/064754
Authority: WO
Inventors: Martin RIDDER; Alexander Manger; Daniel Lorenz; Tobias HÖCHE; Thomas Weigand
Original assignee: Zf Friedrichshafen Ag
Priority date: 2012-08-13
Filing date: 2013-07-12
Publication date: 2014-02-20
Also published as: DE102012214360A1

Abstract

Eine Torsionsschwingungsdämpferanordnung zum Übertragen einer Rotation von einem Antrieb zu einem Abtrieb umfasst ein mit dem Antrieb koppelbares Antriebsbauelement (60) und ein Abtriebsbauelement (42), das relativ zu dem Antriebsbauelement (60) um eine Rotationsachse (64) drehbar gelagert ist, wobei zwischen dem Antriebsbauelement (60) und dem Abtriebsbauelement (42) eine Federanordnung (62a-d), derart angeordnet ist, dass eine Drehung des Antriebsbauelements (60) gegenüber dem Abtriebsbauelement (42) gegen die Wirkung der Federanordnung (62a-d) erfolgt. Die Federanordnung (62a-d) umfasst zumindest eine Feder (62c), die derart gelagert ist, dass ein radialer Abstand zwischen der Rotationsachse (64) und der einen Feder (62c) in einer auf der Rotationsachse (64) senkrecht stehenden radialen Richtung (64) in Abhängigkeit von einer Rotationsgeschwindigkeit der einen Feder (62c) veränderbar ist.

Description

Drehzahladaptive Torsionsschwinqunqsdämpferanordnunq

Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung befassen sich mit Torsions- schwingungsdämpferanordnungen, insbesondere mit Torsionsschwingungsdämpferan- ordnungen, deren Dämpfungseigenschaften von einer mittels der Torsionsschwin- gungsdämpferanordnungen übertragenen Drehzahl abhängig sind.

In Antriebssträngen, insbesondere von mit Brennkraftmaschinen betriebenen Fahrzeugen, kommt es häufig zu Drehungleichförmigkeiten in Form von Schwankungen des von der Kurbelwelle abgegebenen Drehmoments bzw. der abgegebenen Drehzahl. Dies ist unter anderem darin begründet, dass in Brennkraftmaschinen nur in diskreten Zeitabständen eine Energieeinleitung, beispielsweise durch Zünden eines Benzin-Luft- Gemisches, erfolgt, die in einer Rotationsbewegung resultiert. Durch den zeitdiskreten Energieeintrag unterliegt sowohl das von der Kurbelwelle abgegebene Drehmoment als auch die Drehzahl der Kurbelwelle Schwankungen bzw. Schwingungen um einen mittleren Wert. Diese Schwankungen sollen nachfolgend allgemein als Drehungleichförmigkeiten verstanden werden, welche zu Torsionsschwingungen im Antriebsstrang führen können, also zu Oszillationen der Drehzahl, die einer Rotation mit konstanter Drehzahl überlagert sind.

Derartige Drehungleichförmigkeiten können im Fahrbetrieb spürbar sein, und sollen weitestgehend eliminiert bzw. gedämpft werden. Zu deren Dämpfung sind eine Reihe von Technologien bekannt. Beispielsweise kann durch den Einsatz von Kraft- bzw. Energiespeichern ein Teil der bei einer Drehungleichförmigkeit auftretenden Energie zwischengespeichert werden, um diese darauffolgend in den Antriebsstrang derart abzugeben, dass ein geglätteter Drehzahl- bzw. Drehmomentverlauf erreicht wird. Beispiele für solche Systeme sind unter anderem Zweimassenschwungräder (ZMS).

Zweimassenschwungräder bestehen im Prinzip aus einem mit dem Antrieb koppelbaren Antriebsbauelement bzw. einer Primärschwungmasse und einem Abtriebsbauelement bzw. einer Sekundärschwungmasse, das relativ zu dem Antriebsbauelement um eine Rotationsachse drehbar gelagert ist. Zwischen dem Antriebsbauelement und dem Abtriebsbauelement ist eine Federanordnung derart angeordnet, dass eine Drehung des Antriebsbauelements gegenüber dem Abtriebsbauelement gegen die Wirkung der Federanordnung erfolgt und Torsionsschwingungen gedämpft werden können.

Durch die Aufteilung in die Primärschwungmasse auf der Motorseite und die Sekundärschwungmasse auf der Getriebeseite wird das Massenträgheitsmoment der drehenden Getriebeteile erhöht. Durch eine gezielte Abstimmung der Federanordnung, die beide Schwungmassen miteinander verbindet, kann die Resonanzfrequenz des ZMS deutlich unter die Leerlaufdrehzahl des Motors bzw. der bei dieser Drehzahl angeregten Torsionsschwingungen verlagert werden. Dadurch kann eine Drehschwingungsentkopplung des Motors vom Antriebsstrang stattfinden. Das ZMS wird dann im sog. überkritischen Zustand betrieben und wirkt als mechanischer Tiefpassfilter, die Drehun- gleichförmigkeiten des Motors werden durch das ZMS gedämpft bzw. sehr abgeschwächt übertragen.

Um die Entkopplungseigenschaften eines ZMS in einem breiten Betriebsbereich des Motorkennfelds nutzen zu können, werden unter Anderem Federn mit mehrstufigen Federsteifigkeiten eingesetzt, z. B. durch den Einsatz von zwei konzentrisch ineinander angeordneten Einzelfedern. Aufgrund der kontinuierlichen Anstrengungen, die Energieeffizienz von Fahrzeugen zu verbessern, werden häufig Antriebsstränge konzipiert, die von Motoren mit niedriger Drehzahl oder verkleinertem Hubraum bzw. niedrigerer Zylin- derzahi („Downspeeding" und„Downsizing") angetrieben werden. Der immer weiter in den Fokus rückende niedrige Drehzahlbereich führt zu steigenden Anregungen von Drehungleichförmigkeiten. Zusätzlich werden neue Quellen von Drehungleichförmigkei- ten geschaffen, beispielsweise durch Motoren mit Zylinderabschaltung, Start-/Stopp- Systemen und/oder Fahrzeuge mit unterschiedlichen Hybridisierungsstufen. Dies wiederum erfordert Torsionsschwingungsdämpferanordnungen, die in ihrer Leistungsfähigkeit bzw. der Fähigkeit, Drehungleichförmigkeiten zu dämpfen, noch über denjenigen der heutigen Systeme liegen, die also eine verbesserte Dämpfung von Torsionsschwingungen ermöglichen.

Bislang werden zu diesem Zweck, beispielsweise die in der Europäischen Patentanmeldung EP 1 584 838 A1 vorgeschlagenen Systeme verwendet, die eine zusätzliche Drehzahlabhängigkeit der Steifigkeit der Feder dadurch erreichen, dass bei einem Tor- sionsschwingungsdämpfer mit einer aus mehreren Federelementen bestehenden Fe- dereinrichtung zur federelastischen Kopplung eines antriebsseitigen Primärelements mit einem abtriebsseitigen Sekundärelement zur Beabstandung benachbarter Federelemente Gleitschuhe und Trennelemente vorgesehen sind, wobei die Trennelemente so angeordnet sind, dass sich mindestens eine Gruppe von Trennelementen ergibt, bei welcher die vektorielle Summe der an den Trennelementen dieser Gruppe angreifenden Zentrifugalkräfte den Nullvektor ergibt, und diese Trennelemente starr miteinander verbunden sind. Die Gleitschuhe gleiten entlang einer zylindrischen Laufbahn und erhöhen durch die auftretende Reibung die Steifigkeit der federelastischen Kopplung. Die Reibung erhöht sich mit der Drehzahl, sodass die Steifigkeit der federelastischen Kopplung drehzahlabhängig steigt. Selbiges kann ab einer bestimmten Grenzdrehzahl, ab der an den Trennelementen angeordnete Gleitflächen in Anlage zu der Laufbahn geraten, zusätzlich durch die Trennelemente erreicht werden. Dieses Vorgehen ist insoweit problematisch, dass die Gleitschuhe einer permanenten Reibung ausgesetzt sind und damit einem hohen Verschleiß unterliegen, der eine gewünschte zeitliche Konstanz der schwingungsdämpfenden Eigenschaften des Torsionsschwingungsdämpfers verringert und letztlich auch zu einer geringeren Lebensdauer des Systems führen kann.

Es ist somit wünschenswert, Lösungen zur Verfügung zu stellen, die eine langzeitstabi- lere Rotationsabhängigkeit der Steifigkeit einer Federeinrichtung eines Torsionsschwingungsdämpfers ermöglichen.

Einige Ausführungsbeispiele der Erfindungen ermöglichen dies dadurch, dass bei einer Torsionsschwingungsdämpferanordnung zum Übertragen einer Rotation von einem Antrieb zu einem Abtrieb, die ein mit dem Antrieb koppelbares Antriebsbauelement und ein mit dem Abtrieb koppelbares und relativ zu dem Antriebsbauelement um eine Rotationsachse drehbar gelagertes Abtriebsbauelement aufweist, eine zwischen dem Antriebsbauelement und dem Abtriebsbauelement angeordnete Federanordnung zumindest eine Feder umfasst, die derart gelagert ist, dass ein radialer Abstand zwischen der Rotationsachse und der einen Feder in einer auf der Rotationsachse senkrecht stehenden radialen Richtung in Abhängigkeit von einer Rotationsgeschwindigkeit der Feder veränderbar ist. Wenn eine Drehung des Antriebsbauelements gegenüber dem Abtriebsbauelement gegen die Wirkung der Federanordnung erfolgt, bewirkt die Veränderung des radialen Abstands der gesamten Feder von der Rotationsachse eine Verände- rung der Steifigkeit des schwingungsfähigen System und somit eine von der Rotationsgeschwindigkeit abhängige Charakteristik der Federanordnung, die dazu verwendet werden kann, die Dämpfungseigenschaften nicht nur abhängig vom Drehmoment sondern zusätzlich auch abhängig von der Rotationsgeschwindigkeit den Bedürfnissen entsprechend optimal auszulegen. Dies kann zu Systemen führen, die Torsionsschwingungen über einen breiteren Drehzahlbereich effizient dämpfen können, wobei die Drehzahlabhängigkeit des Systems ohne die Verwendung von einem Verschleiß unterworfenen Komponenten erreicht werden, wie dies beispielsweise bei Systemen der Fall ist, bei denen eine Drehzahlabhängigkeit über Reibung erzielt wird. Das heißt, die Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung sind äußerst langlebig.

Gemäß einigen Ausführungsbeispielen vergrößert sich der radiale Abstand mit zunehmender Rotationsgeschwindigkeit. Federn, die radial weiter außen angelenkt werden, haben bereits bei ansonsten identischer Vorspannung eine erhöhte Steifigkeit des schwingungsfähigen Systems bzw. der Federanordnung zur Folge, was bei erhöhten Drehzahlen eine gewünschte effiziente Übertragung des Drehmoments mittels eines steifen Systems bewirken kann, ohne die bei niedrigen Drehzahlen wünschenswerte weiche Abstimmung zu beeinträchtigen.

Gemäß einigen Ausführungsbeispielen ist die zumindest eine Feder an beiden Enden der Feder in Federführungselementen gelagert, deren der Feder abgewandte Oberflächen sich jeweils an sich in der radialen Richtung erstreckenden Führungsflächen abstützen, deren relativer Abstand zueinander sich mit zunehmendem radialen Abstand von der Rotationsachse verringert. Bei steigender Drehzahl wirkt die vom Eigengewicht der Feder und der Federführungselemente abhängige steigende Fliehkraft nach außen auf die Feder und deren Federführungselemente. Durch die Führungsflächen mit sich verringerndem radialen Abstand kann ein von der Rotationsgeschwindigkeit abhängiger radialer Abstand der Feder von der Rotationsachse und damit eine ro- tationsgeschwindigkeitsabhängige Steifigkeit der Federanordnung erreicht werden, indem sich bei jeder Drehzahl ein Gleichgewicht zwischen der Fliehkraft und der Kraft zur zusätzlichen Kompression der Feder einstellt, das zusätzlich durch die Steifigkeit der Feder und den Winkel zwischen den Führungsflächen definiert wird. Bei einigen Ausführungsbeispielen von Torsionsschwingungsdämpferanordnun- gen sind die Führungsflächen eben und die Flächennormalen der Führungsflächen schließen miteinander einen Winkel von <30°, bevorzugt <20° ein, was eine Selbsthemmung der radialen Beweglichkeit der Feder verhindern und Gleichzeitig zu einer signifikanten Änderung der Steifigkeit des schwingungsfähigen Systems führen kann.

Gemäß einigen Ausführungsbeispielen werden die Führungsflächen an ihrem radial äußeren Ende jeweils durch eine sich in Richtung der gegenüberliegenden Führungsfläche erstreckenden Nase begrenzt, die einen Anschlag für das Federführungselement bildet. Durch die radiale Länge der Führungsflächen bzw. die Position der Nasen an den Führungsflächen kann die maximale Veränderung der Federsteifigkeit konstruktiv vorgegeben werden.

Gemäß einigen Ausführungsbeispielen erstrecken sich die Federführungselemente an der radial außen liegenden Seite der Feder um eine äußere Stützstrecke entlang der Feder, was ein unerwünschtes Durchbiegen der Feder unter dem Einfluss der Fliehkraft verhindern kann.

Gemäß einigen Ausführungsbeispielen erstrecken sich die Federführungselemente an der radial innen liegenden Seite der Feder um eine innere Stützstrecke entlang der Feder, was bei relativ zueinander geneigten Führungsflächen verhindern kann, dass sich die Federn nach radial innen durchbiegen, was die Federcharakteristik ungünstig beeinflussen oder im Extremfall sogar zum herausdrücken der Federn aus den Federführungselementen führen könnte.

Um eine einfache radiale Beweglichkeit der Federn zu gewährleisten, weisen bei einigen Ausführungsbeispielen die Federführungselemente an deren der Feder abgewandten Oberflächen ebene Gleitflächen auf, die an ebenen Führungsflächen anliegen. Gemäß einigen Ausführungsbeispielen bestehen zu demselben Zweck die Federführungselemente vollständig oder zumindest deren Gleitflächen aus einem Kunststoff.

Gemäß einigen Ausführungsbeispielen werden Federanordnungen verwendet, die sowohl drehzahladaptive Federn als auch nicht drehzahladaptive Federn umfassen, d.h. Federanordnungen, die ferner zumindest eine zweite Feder umfassen, die mit der ersten Feder in Serie zwischen dem Antriebsbauelement und dem Abtriebsbauelement geschaltet ist, wobei die zweite Feder derart gelagert ist, dass ein radialer Abstand zwischen der Rotationsachse und der zweiten Feder in der radialen Richtung in Abhängigkeit von der Rotationsgeschwindigkeit der zweiten Feder zumindest im Wesentlichen konstant bleibt. Dies ermöglicht kostengünstig mehrstufige Systeme zu konstruieren, die zusätzlich eine drehzahlabhängige Steifigkeit aufweisen.

Gemäß einem Ausführungsbeispiel wird eine Torsionsschwingungsdämpferano- rdnung als federndes System in einem Zweimassenschwungrad verwendet, um dessen Eigenschaften zu verbessern bzw. um dessen optimale Wirksamkeit auf ein breiteres Drehzahlband auszudehnen. Gemäß einem weiteren Ausführungsbeispiel wird eine Torsionsschwingungsdämpferanordnung als Teil einer Phasenschieberanordnung in einem leistungsverzweigenden Torsionsschwingungsdämpfersystem verwendet, um dessen optimale erzielbare Torsionsschwingungsdämpfung bzw. Drehschwingungsdämpfung über einen breiteren Drehzahlbereich zu erzielen.

Bevorzugte Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung werden nachfolgend, Bezug nehmend auf die beigefügten Figuren, näher erläutert. Es zeigen:

Fig. 1 einen Schnitt durch ein Ausführungsbeispiel einer Torsionsschwingungs- dämpferanordnung;

Fig. 2 eine vergrößerte perspektivische Ansicht einer radial beweglichen Feder des Ausführungsbeispiels von Figur 1 ;

Fig. 3 eine teilgeschnittene Ansicht der in Figur 2 gezeigten radial beweglichen

Feder;

Fig. 4 einen Schnitt durch ein weiteres Ausführungsbeispiel einer Torsions- schwingungsdämpferanordnung;

Fig. 5 eine vergrößerte perspektivische Ansicht einer radial beweglichen Feder des Ausführungsbeispiels von Figur 4; und Fig. 6 ein Beispiel für ein leistungsverzweigendes Torsionsschwingungsdämpfer- system, das eine Torsionsschwingungsdämpferanordnung als Phasenschiebervorrich- tung verwendet.

Die Anwendungen für Ausführungsbeispiele erfindungsgemäßer Torsions- schwingungsdämpferanordnungen sind vielfältig, beispielsweise können diese als Teil des schwingungsfähigen Systems in Zweimassenschwungrädern oder in leistungsverzweigenden Torsionsschwingungsdämpfersystemen verwendet werden. Während das Konzept des Zweimassenschwungrades schon länger bekannt ist, handelt es sich bei leistungsverzweigenden Torsionsschwingungsdämpfersystemen um eine jüngere Entwicklung. Um die Anwendbarkeit einer erfindungsgemäßen Torsionsschwingungs- dämpferanordnung auch in einem leistungsverzweigenden Torsionsschwingungs- dämpfersystemen zu illustrieren, wird daher vor einer detaillierteren Diskussion einiger Ausführungsbeispiele von Torsionsschwingungsdämpferanordnungen die Funktionsweise von leistungsverzweigenden Torsionsschwingungsdämpfersystemen anhand der Figur 6 erläutert.

Der in Fig. 6 gezeigte Halbschnitt durch ein Torsionsschwingungsdämpfersystem zeigt eine Anordnung, die prinzipiell dazu dient, eine Rotation von einer Antriebsseite 2 zu einer Abtriebsseite 4 zu übertragen. Zum Übertragen der Rotation und des von einem antriebsseitig angebundenen Antriebsaggregat erzeugten Drehmoments arbeitet das Torsionsschwingungsdämpfersystem nach dem Prinzip der„Leistungsverzweigung". Dieses weist einen ersten Drehmomentübertragungsweg 6 und einen zweiten Drehmomentübertragungsweg 8 auf, wobei über den ersten Drehmomentübertragungsweg 6 ein erster Drehmomentanteil übertragen wird und wobei ein zweiter Drehmomentanteil über den zweiten Drehmomentübertragungsweg 8 übertragen wird, wie nachfolgend noch näher erläutert werden wird.

Das über die unterschiedlichen Drehmomentübertragungswege übertragene Drehmoment wird in einer Koppelanordnung 10, die vorliegend durch eine einem Planetengetriebe nachempfundene Anordnung von miteinander verzahnten drehbaren Zahnrädern gebildet wird, überlagert, sodass abtriebsseitig an einem an die Koppelanordnung 10 angebundenen abtriebsseitigen Bauteil das gesamte übertragene Drehmoment abgegriffen werden kann. In dem ersten Drehmomentübertragungsweg 6 ist eine Phasenschieberanordnung 12 angeordnet, die eine Phasenverschiebung zwischen Torsionsschwingungen, die über den ersten Drehmomentübertragungsweg 6 zu der Koppelanordnung 10 übertragen werden und den Torsionsschwingungen, die über den zweiten Drehmomentübertragungsweg 8 zu der Koppelanordnung 10 übertragen werden, bewirkt. Die Phasenverschiebung wird insbesondere dadurch erreicht, dass sich in dem ersten Drehmomentübertragungsweg 6 ein Ausführungsbeispiel einer Torsionsschwingungs- dämpferanordnung befindet, über die das Drehmoment übertragen wird und die eine Resonanzfrequenz aufweist, die unterhalb der Frequenz der mit dem Torsionsschwin- gungsdämpfersystem bei Leerlaufdrehzahl des Antriebs übertragenen Torsionsschwingungen liegt. Dies bewirkt, dass die am Eingang der Torsionsschwingungsdämpferan- ordnung angelegte Erreger- bzw. Torsionsschwingung zu der am Ausgang des Systems erhaltenen Schwingung phasenverschoben ist. Im idealisierten Fall eines ungedämpften schwingungsfähigen Systems beträgt die Phasenverschiebung ab der Resonanzfrequenz 180°.

Liegt die Resonanzfrequenz wie oben beschrieben, wäre im gesamten Drehzahlband, in dem das Torsionsschwingungsdämpfersystem bei laufendem Antrieb betrieben wird, die Phasenverschiebung 180°. Diese würde im Fall der Übertragung von identischen Drehmomentanteilen über den ersten und zweiten Drehmomentübertragungsweg 6, 8 dazu führen, dass die die Torsionsschwingungsdämpferanordnung anregenden Torsionsschwingungen sich vollständig kompensieren würden, sodass am Ausgang bzw. an der Abtriebsseite 4 des Torsionsschwingungsdämpfersystems eine gleichmäßige, von Torsionsschwingungen vollständig befreite Drehung ohne Drehun- gleichförmigkeiten erhalten werden würde. Mit den in realen Systemen auftretenden Reibungsverlusten bzw. sonstigen Leistungsverlusten ist ein ungedämpftes schwingungsfähiges System in der Torsionsschwingungsdämpferanordnung nicht realisierbar. Daher werden die real realisierbaren Phasenverschiebungen der Torsionsschwin- gungsdämpferanordnung abhängig vom Abstand zur Resonanzfrequenz der Torsions- schwingungsdämpferanordnung unter 180° liegen und sich erst bei hohen Frequenzen dem Wert von 180° nähern. Nichtsdestotrotz kann unter Berücksichtigung der Dämpfungsverluste bzw. der Dämpfungseigenschaften des schwingungsfähigen Systems eine konstruktive Auslegung des leistungsverzweigenden Torsionsschwingungsdämp- fersystems derart vorgenommen werden, dass bei einer konstruktiv vorgegebenen Drehzahl die maximale erzielbare Kompensation der Drehungleichförmigkeiten erreicht wird.

Vor einer detaillierteren Beschreibung der Torsionsschwingungsdämpferanord- nung, die zur drehzahladaptiven Veränderung der Phasencharakteristik der Phasenschieberanordnung 12 führt, wird nachfolgend der Vollständigkeit halber die Funktionsweise des Torsionsschwingungsdämpfersystems von Fig. 6 detailliert erläutert.

Dabei werden zunächst die Kraft- bzw. Drehmomentflüsse entlang der einzelnen Drehmomentübertragungswege 6 und 8 dargestellt, beginnend mit dem zweiten Drehmomentübertragungsweg 8. An der Antriebsseite 2 kann die Torsionsschwingungs- dämpferanordnung an ein rotierendes Antriebsaggregat, beispielsweise die Schwungscheibe oder die Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors angebunden werden. Die erwähnte Anbindung kann dabei, wie in Fig. 6 gezeigt, beispielsweise über eine Primärmasse 24, also eine scheibenförmige, massive Anordnung erfolgen, die gleichzeitig die Primärseite des schwingungsfähigen Systems zum Erzeugen der Phasenverschiebung bildet. Mit der Primärmasse 24 ist bei dem in Fig. 1 gezeigten Ausführungsbeispiel über eine Verschraubung ein Planetenradträger 26 verbunden, an dem entlang des Umfangs der im Wesentlichen rotationssymmetrischen Torsionsschwingungsdämpferanordnung eine Mehrzahl an dem Planetenradträger 26 drehbar befestigte Planetenräder 28 angeordnet sind. Das mittels eines Wälzlagers 30 an dem Planetenradträger 26 befestigte Planetenrad 28 weist vorliegend zwei Verzahnungen mit sich unterscheidenden Außendurchmessern auf. Eine abtriebsseitige Verzahnung 32 hat einen kleineren Durchmesser als eine antriebsseitige Verzahnung 34 des Planetenrads. Die abtriebsseitige Verzahnung 32 des Planetenrads befindet sich in einem Kämmeingriff mit einem abtriebs- seitigen Hohlrad 36, welches an die Abtriebsseite angebunden ist. Somit erfolgt die Übertragung der Rotation bzw. des Drehmoments entlang des zweiten Drehmomentübertragungswegs 8 über die Primärmasse 24, den Planetenradträger 26, das Planetenrad 28 und über die abtriebsseitige Verzahnung 32 des Planetenrads auf das abtriebsseitige Hohlrad 36. Im ersten Drehmomentübertragungsweg 6 befindet sich Phasenschieberanordnung, die im Wesentlichen durch ein Ausführungsbeispiel einer Torsionsschwingungs- dämpferanordnung gebildet wird.

Der erste Drehmomentübertragungsweg 2 umfasst die Primärmasse 24, mit der bei dem in Fig. 6 dargestellten Ausführungsbeispiel zusätzlich ein Deckblech 38 verschraubt ist. Die Primärmasse 24 erfüllt vorliegend auch die Funktion eines mit dem Antrieb koppelbaren Antriebsbauelements der Torsionsschwingungsdämpferanordnung. Dieses Antriebsbauelement der Torsionsschwingungsdämpferanordnung ist über eine in den Fig. 1 bis 3 detaillierter dargestellte Federanordnung mit einer Mehrzahl von Schraubendruckfedern 40 mit einer Nabenscheibe bzw. einem Abtriebsbauelement 42 verbunden, das bezüglich der Primärmasse 24 drehbar ist. Das Abtriebsbauelement 42 ist drehfest mit einem Hohlradträger 44 verschraubt, an dem wiederum mittels einer Verschraubung ein antriebsseitiges Hohlrad 46 angebracht ist, das in einem Kämmeingriff mit der antriebsseitigen Verzahnungen 34 des Planetenrads 28 steht. Der erste Drehmomentübertragungsweg, der bei dem vorliegenden Ausführungsbeispiel die Phasenschieberanordnung aufweist, verläuft somit über die Primärmasse 24, die Torsions- schwingungsdämpferanordnung, die mit dem Abtriebsbauelement 42 derselben drehfest verbundenen Hohlradträger 44, das antriebsseitige Hohlrad 34 sowie über das Planetenrad 28 auf das abtriebsseitige Hohlrad 36.

Bei dem in Fig. 6 gezeigten Ausführungsbeispiel ist zum Zwecke der Abdichtung der geschmierten Planetenträgeranordnung, die im Wesentlichen als Koppelanordnung 10 zum Überlagern der beiden über den ersten Drehmomentübertragungsweg 6 und den zweiten Drehmomentübertragungsweg 8 übertragenen Drehmomentanteile dient, ferner ein gewinkeltes Dichtblech 48 mit dem abtriebsseitigen Hohlrad 46 verschraubt, welches sich von au ßen bis zu einem Au ßendurchmesser des antriebsseitigen Hohlrades 46 erstreckt.

Bei dem in Fig. 6 gezeigten Ausführungsbeispiel ist mit dem abtriebsseitigen Hohlrad 36 ferner ein Sekundärschwungrad 50 verbunden, welches bezüglich der Primärmasse 24 drehbar gelagert ist und beispielsweise die Eingangsseite für eine im Antriebsstrang nachfolgende trocken laufende Kupplung bilden kann. Es versteht sich von selbst, dass sich bei alternativen Ausführungsbeispielen an den Abtrieb bzw. die Ab- triebsseite 4 andere Baugruppen bzw. Abtriebselemente anschließen können. Beispielsweise kann die Abtriebsseite 4 mit einer nasslaufenden, einer trockenlaufenden Einscheiben-, Doppel - oder Mehrscheibenkupplung verbunden sein, sowie direkt mit einer Getriebeeingangswelle eines Schaltgetriebes, eines Wandler- oder Stufenautomaten.

Wie aus Fig. 6 ersichtlich, ist der zweite Drehmomentübertragungsweg 8 im Wesentlichen steif, d. h. eine relative Verdrehung zwischen innerhalb dieses Drehmomentübertragungswegs angeordneten Komponenten erfolgt, abseits der unvermeidlichen elastischen Deformationen, nicht. Die über den zweiten Drehmomentübertragungsweg 8 übertragenen Torsionsschwingungen bzw. Drehungleichförmigkeiten werden daher ohne Phasenverschiebung bzw. Phasensprung und ungedämpft an die Koppelanordnung 10 übertragen.

Die im ersten Drehmomentübertragungsweg 6 angeordnete Torsionsschwin- gungsdämpferanordnung erzeugt die für eine Phasenschieberanordnung 12 charakteristische Phasenverschiebung zwischen Torsionsschwingungen an dem Antriebsbauelement 60 und dem Abtriebsbauelement 42 der Torsionsschwingungsdämpferanord- nung. Diese tritt insbesondere im normalen Betrieb immer auf, wenn die Resonanzfrequenz der Torsionsschwingungsdämpferanordnung unterhalb der Torsionsschwingung bei der Leerlaufdrehzahl des Antriebsaggregats gewählt wird. Dies bedeutet, dass die Torsionsschwingungsanteile, die über den ersten Drehmomentübertragungsweg 6 zur Koppelanordnung 10 geleitet werden, eine Phasenverschiebung von maximal 180° bezüglich derjenigen Anteile aufweisen können, die über den zweiten Drehmomentübertragungsweg 8 geleitet werden, sodass diese sich im Idealfall vollständig kompensieren.

Zur detaillierten Beschreibung der Funktionalität des Torsionsschwingungs- dämpfersystems werde zunächst angenommen, dass in der zu übertragenden Rotation keine Drehungleichförmigkeiten auftreten, Torsionsschwingungen an der Antriebsseite 2 also nicht vorhanden sind. In diesem Fall rotieren die Primärmasse 24, der Planeten- radträger 26, das Abtriebsbauelement 42 sowie das antriebsseitige Hohlrad 46 mit identischer Drehzahl. Daher stehen auch die Planetenräder 28 still, was zur Folge hat, dass auch das abtriebsseitige Hohlrad 36 mit der Rotationsgeschwindigkeit der Primärmasse 24 rotiert.

Bei einem schnellen Anstieg der Rotationsgeschwindigkeit, wie sie beim Auftreten einer Drehungleichförmigkeit bzw. einer Rotationsschwingung auftritt, wird der zweite Drehmomentübertragungsweg dieser Anregung ohne Phasenverzögerung unmittelbar folgen, was eine Beschleunigung des Planetenradträgers 26 zur Folge hat. Dieser versucht, den Drehmoment- bzw. Rotationsgeschwindigkeitsanstieg über die Wechselwirkung des Planetenrads 28 mit dem abtriebsseitigen Hohlrad 36 der Koppelanordnung 10 und über das abtriebsseitige Hohlrad 36 auf die Abtriebsseite 4 zu übertragen.

Der hochfrequente schnelle Anstieg des Drehmoments bzw. der Drehzahl an der Primärmasse 24 führt jedoch im ersten Drehmomentübertragungsweg 6 dazu, dass die Schraubendruckfedern 40 komprimiert werden und die Primärmasse 24 sich bezüglich dem Abtriebsbauelement 42 und dem antriebsseitigen Hohlrad 34 verdreht. Das heißt, das antriebsseitige Hohlrad 34 verbleibt zunächst in der gleichförmigen Rotationsfrequenz ohne Anregung durch die Rotationsschwingung, d. h. die Rotationsgeschwindigkeit des antriebsseitigen Hohlrades 34 ist zunächst geringer als diejenige des Planetenradträgers 26. Die Drehzahldifferenz führt dazu, dass das Planetenrad 28 rotiert und dabei das abtriebsseitige Hohlrad 36 mitnimmt, welches dadurch der mit der Anregungsfrequenz der Torsionsschwingung auftretenden ansteigenden Drehzahl des Planetenradträgers 26 nicht folgen kann.

Zusammengefasst werden so die Torsionsschwingungen an derjenigen Stelle, wo die beiden Drehmomente des ersten Drehmomentübertragungswegs 6 und des zweiten Drehmomentübertragungswegs 8 zusammengeführt werden, nämlich am Kämmeingriff der Planetenräder 28 mit dem Hohlrad 46, zumindest teilweise destruktiv überlagert.

Mit den nachfolgend anhand der Fig. 1 bis 5 diskutierten Ausführungsbeispielen einer Torsionsschwingungsdämpferanordnung, kann die Kompensation der Torsionsschwingungen im Torsionsschwingungsdämpfersystem verbessert werden. Fig. 1 bis 3 zeigen ein Ausführungsbeispiel einer Torsionsschwingungsdämpfer- anordnung, wie sie in Figur 6 verwendet werden kann. Diese umfasst ein Antriebsbauelement 60 und eine Mehrzahl von zwischen dem Antriebsbauelement 60 und dem Abtriebsbauelement 42 angeordneten Federanordnungen bzw. Federn 62a bis 62d. Eine jede Federanordnung kann aus einer einzelnen Feder bestehen oder auch aus mehreren Federn, die wie in Figur 1 gezeigt beispielsweise koaxial angeordnet bzw. auf andere Art und Weise parallel oder seriell geschalten sind. Der Einfachheit halber wird nachfolgen und im Zusammenhang mit diesem Dokument als Feder sowohl eine einzelne Feder als auch eine beliebige Anordnung funktional beliebig zusammenwirkender Federn bezeichnet. Wenngleich zur Vermeidung von Unwuchten die Torsionsschwin- gungsdämpferanordnung von Fig. 1 symmetrisch ausgeführt ist, sodass funktionsähnliche und insbesondere radial verschiebbare Federn zumindest paarweise radial gegenüberliegend angeordnet sind, können weiter Ausführungsbeispiele von Torsionsschwin- gungsdämpferanordnungen auch unsymmetrisch aufgebaut sein. Nachfolgend wird der Einfachheit halber nur eine der zueinander symmetrischen Hälften des Systems diskutiert.

Während eine radiale Position der Federn 62a und 62d, also ein radialer Abstand vom Zentrum bzw. der Rotationsachse 64 der Torsionsschwingungsdämpferanordnung fest ist, sind die Federn 62b und 62c derart gelagert, dass ein radialer Abstand zwischen der Rotationsachse 64 und den Federn 62b und 62c drehzahlabhängig veränderbar ist. Um dies zu ermöglichen, sind die Federn 62b und 62c an beiden Enden in Federführungselementen 66a bis 66d gelagert, deren von den Federn 62b und 62c abgewandte Oberflächen sich an Führungsflächen 68a bis 68d abstützen bzw. an diesen anliegen. Die Führungsflächen 68a bis 68d befinden sich an frei rotierbaren Zwischenelementen 70a-c zwischen den Federn, die der Führung und Lagerung der einzelnen Federn 62a bis 62d dienen. Der relative Abstand zwischen den Führungsflächen 68a und 68b bzw. 68c und 68d verringert sich mit zunehmendem Abstand von der Rotationsachse 64. Durch diese Anordnung können sich die Federführungselemente 68a bis 68d zusammen mit den von diesen gelagerten Federn 62b und 62c unter dem Einfluss der Fliehkraft mit zunehmender Rotationsgeschwindigkeit radial nach au ßen bewegen. Dadurch ändern sich die Hebelverhältnisse in dem schwingungsfähigen System der Torsionsschwingungsdämpferanordnung. Federn, die radial weiter außen angelenkt werden, haben eine erhöhte Steifigkeit des schwingungsfähigen Systems zur Folge, d.h. zum Erzeugen einer vorgegebenen Relativverdrehung zwischen dem Antriebsbauelement 60 und dem Abtriebsbauelement 42 ist ein höheres Drehmoment erforderlich. Näherungsweise kann zur Auslegung des schwingungsfähigen Systems beispielsweise eine quadratische Abhängigkeit der rotatorischen Federsteifigkeit c_rot vom An- lenkradius r und der translatorischen Federsteifigkeit Ct_rans angenommen werden, d. h.:

Crot = Ctrans " r .

Mit anderen Worten wird bei dem in Fig. 1 gezeigten Ausführungsbeispiel einer Torsionsschwingungsdämpferanordnung ein Teil der Schraubendruckfedern bzw. der Federn 62a bis 62b des Federsatzes durch einfache Federführungselemente bzw. Gleitschuhe gelagert, nämlich die Federn 62a und 62d. Die anderen Schraubendruckfedern 62b und 62c sind durch Federführungselemente 66a bis 66d gelagert, deren radiale Position verschiebbar ist. Die Federführungselemente 66a bis 66d stützten die Federn 62b und 62c sowohl nach radial innen als auch nach radial außen ab.

Die Führungsflächen 68a bis 68d werden an ihrem radial äußeren Ende jeweils durch eine sich in Richtung der gegenüberliegenden Führungsfläche erstreckende Nase 72a bis d begrenzt, die einen Anschlag für die Federführungselemente 66a bis 66d bilden. Durch die radiale Länge der Führungsflächen 68a bis 68d bzw. die Position der Nasen 72a bis 72d an den Führungsflächen 68a bis 68d kann die maximale Veränderung der Federsteifigkeit konstruktiv vorgegeben werden. Ebenso wie nach radial außen wird die Beweglichkeit der Federführungselemente 66a bis 66d nach radial innen durch radial innere Anschläge 76a bis 76d begrenzt, die die Position der Federn 62b und 62c im Stillstand festlegen.

Der Abstand der Führungsflächen 68a bis 68d für die Federführungselemente 66a bis 66d verjüngt sich mit zunehmendem radialen Abstand zur Rotationsachse 64, wobei der Winkel zwischen den Führungsflächen bzw. zwischen den Flächennormalen an die Führungsflächen beispielsweise so groß gewählt werden kann, dass keine Selbsthemmung auftritt. Dieser Winkel kann daher beispielsweise <30° oder <20° betragen.

Zum Erzeugen eines drehzahlunabhängigen Anteils an der Federcharakteristik sind zusätzlich an den Zwischenelementen 70a und 70c Federn 62a und 62d befestigt, die bezüglich der Rotationsachse in ihrer Gesamtheit keine Relativbewegung ausführen können. Zur Vermeidung von Unwuchten kann die Gesamtanordnung symmetrisch ausgeführt werden, sodass, wie in Fig. 1 dargestellt, radial verschiebbare Federn 62b und 74b bzw. 62c und 74c zumindest paarweise radial gegenüberliegend angeordnet sind. Bei dem in Fig. 1 gezeigten Ausführungsbeispiel sind vier radial verschiebbare Federsätze und vier statische Federsätze dargestellt. Selbstverständlich ist diese Anzahl bzw. das Verhältnis variabel, sodass bei alternativen Ausführungsbeispielen eine beliebige Kombination von Federn, deren Abstand zur Rotationsachse 64 in der radialen Richtung veränderlich ist mit solchen, deren diesbezüglicher Abstand fix ist, verwendet werden kann. Dadurch kann das Intervall, in dem die Torsionsfedersteifigkeit drehzahlabhängig variierbar ist, nahezu beliebig angepasst werden.

Anders ausgedrückt ist bei dem in den Fig. 1 - 3 gezeigten Ausführungsbeispiel der Abstand der Federn 62b und 62c zur Drehachse 64 des Gesamtsystems variabel. In Folge der unter Drehzahl auf die Federn 62b und 62c wirkenden Fliehkräfte werden diese nach außen gedrückt, wodurch sich die Hebelverhältnisse der Torsions- schwingungsdämpferanordnung ändern. Je weiter außen die Federn angelenkt werden, desto höher ist die Torsionssteifigkeit des schwingungsfähigen Systems. Da sich die Führungsbahnen der Federn 62b und 62c, die vorliegend als Schraubendruckfedern ausgeführt sind, nach außen hin verjüngt, wird keine zusätzliche Feder zur Einstellung der Kennlinie benötigt. Da die Fliehkräfte nach außen wirken, stellt sich in Abhängigkeit von der Drehzahl ein Gleichgewichtszustand ein, der die Federsteifigkeit bei der gegebenen Drehzahl definiert. Die Federn 62b und 62c können eine Abstützung sowohl nach radial innen als auch nach radial außen erfahren. Die äußere Abstützung in den Federführungselementen ist vorteilhaft, da die Federn bei hohen Drehzahlen durch die Fliehkräfte nach außen gedrückt werden. Nach innen ist eine Abstützung vorteilhaft, da sich die Federn sonst im Stillstand möglicherweise aufgrund ihrer Federkraft und der Ausgestaltung der Führungsbahnen nach innen aus dem Gleitschuh drücken könnten. Die Fig. 4 und 5 zeigen ein weiteres Ausführungsbeispiel einer Torsionsschwin- gungsdämpferanordnung, dessen Funktionsweise im Wesentlichen derjenigen des Ausführungsbeispiels der Figuren 1 bis 3 entspricht, sodass nachfolgend lediglich auf die Unterschiede zwischen den beiden Ausführungsbeispielen eingegangen wird. Demzufolge bezeichnen gleiche Bezugszeichen in den Figuren funktionsidentische oder funktionsähnliche Komponenten. Das Ausführungsbeispiel der Figuren 4 und 5 unterscheidet sich von demjenigen der Figuren 1 bis 3 überwiegend durch die unterschiedliche Lagerung der bezüglich dem Antriebsbauelement 60 und dem Abtriebsbauelement 42 drehbar gelagerten Zwischenelemente 70a-c. Wie insbesondere aus Fig. 2 ersichtlich ist, sind bei dem ersten Ausführungsbeispiel die Zwischenelemente 70a-c über ringförmige Innenträger 78a-c radial gefangen, das heißt diese werden durch ringförmige Elemente, an deren gegenüberliegenden Enden jeweils ein Zwischenelement angebracht ist, an einer Bewegung in der radialen Richtung 80 nach außen gehindert, was zumindest bei niedrigen Drehzahlen eine Reibung zwischen den Zwischenelementen 70a-c und der zylindrischen Innenfläche des Antriebsbauelements 60 verhindern kann. Bei höheren Drehzahlen kann ein solcher Kontakt unter Gleitreibung bei alternativen Ausführungsbeispielen erwünscht sein, um eine zusätzliche Drehzahlabhängigkeit zu bewirken.

Die Zwischenelemente 70a-c des Ausführungsbeispiels der Figuren 4 und 5 sind hingegen radial nicht gefangen, das heißt diese liegen mit radial außenliegenden Gleitflächen permanent an der zylindrischen Innenfläche des Antriebsbauelements 60 an. Dies ermöglicht durch geeignete Wahl der Geometrie der Reibflächen und der im Reibkontakt stehenden Materialien eine zusätzlich Abstimmung des Systems, da bei zunehmender Drehzahl die Reibung zwischen den radial außenliegenden Gleitflächen der Zwischenelemente 70a-c und der zylindrischen Innenfläche des Antriebsbauelements 60 steigt, was die Federanordnung mit zunehmender Rotationsgeschwindigkeit steifer werden lässt.

Wenngleich in den vorhergehenden Abschnitten überwiegend im Zusammenhang mit Verbrennungsmotoren für Kraftfahrzeuge diskutiert, versteht es sich von selbst, dass alternative Ausführungsformen von Torsionsschwingungsdämpferanord- nungen in nahezu beliebigen Antriebssträngen verwendet werden können, um die Gleichförmigkeit der Bewegung, die über die Torsionsschwingungsdämpferanordnung übertragen wird, zu erhöhen. Dies kann beispielsweise auch bei industriellen und stationär betriebenen Maschinen oder dergleichen von großem Vorteil sein, wenn es auf eine Gleichmäßigkeit der Bewegung ankommt. Weitere Anwendungsbeispiele sind Hybridangetriebene Fahrzeuge, also Fahrzeuge, bei denen die Antriebsleistung alternativ oder gleichzeitig von Verbrennungskraftmaschinen und Elektromotoren zur Verfügung gestellt wird.

Bezuqszeichen

Antriebsseite

Abtriebsseite

erster Drehmomentübertragungsweg zweiter Drehmomentübertragungsweg

Koppelanordnung

Phasenschieberanordnung

Primärmasse

Planetenradträger

Planetenrad

Wälzlager

abtriebsseitige Verzahnung antriebsseitige Verzahnung abtriebsseitiges Hohlrad

Deckblech

Schraubendruckfeder

Abtriebsbauelement

Hohlradträger

antriebsseitiges Hohlrad

Dichtblech

Sekundärschwungrad

Antriebsbauelement

a-d Federn

Rotationsachse

a-d Federführungselemente

a-d Führungsflächen

a-c Zwischenelement

a-d Nase

b-c Feder

a-d radial innerer Anschlag

a-c ringförmiger Innenträger

radiale Richtung

Claims

Patentansprüche

1 . Torsionsschwingungsdämpferanordnung zum Übertragen einer Rotation von einem Antrieb zu einem Abtrieb, umfassend: ein mit dem Antrieb koppelbares Antriebsbauelement (60); ein Abtriebsbauelement (42), das relativ zu dem Antriebsbauelement (60) um eine Rotationsachse (64) drehbar gelagert ist; und eine zwischen dem Antriebsbauelement (60) und dem Abtriebsbauelement (42) derart angeordnete Federanordnung (62a-d), dass eine Drehung des Antriebsbauelements (60) gegenüber dem Abtriebsbauelement (42) gegen die Wirkung der Federanordnung (62a-d) erfolgt, dadurch gekennzeichnet, dass die Federanordnung (62a-d) zumindest eine Feder (62c) umfasst, die derart gelagert ist, dass ein radialer Abstand zwischen der Rotationsachse (64) und der einen Feder (62c) in einer auf der Rotationsachse (64) senkrecht stehenden radialen Richtung (64) in Abhängigkeit von einer Rotationsgeschwindigkeit der einen Feder (62c) veränderbar ist.

2. Torsionsschwingungsdämpferanordnung nach Anspruch 1 , bei der sich der radiale Abstand bei zunehmender Rotationsgeschwindigkeit vergrößert.

3. Torsionsschwingungsdämpferanordnung nach Anspruch 1 oder 2, bei der die zumindest eine Feder (62c) an beiden Enden der Feder (62c) in Federführungselementen (66c; 66d) gelagert ist, deren der Feder (62c) abgewandte Oberflächen sich jeweils an sich in der radialen Richtung erstreckenden Führungsflächen (68c, 68d) abstützen.

4. Torsionsschwingungsdämpferanordnung nach Anspruch 3, bei der sich ein relativer Abstand zwischen den Führungsflächen (68c, 68d) mit zunehmendem radialen Abstand von der Rotationsachse (64) verringert.

5. Torsionsschwingungsdämpferanordnung nach Anspruch 4, bei der die Führungsflächen (68c, 68d) eben sind und Flächennormalen aufweisen, die miteinander einen Winkel von <30 °, bevorzugt <20 ° einschließen.

6. Torsionsschwingungsdämpferanordnung nach einem der Ansprüche 3 bis

5, bei der die Führungsflächen (68c, 68d) an ihrem radial äu ßeren Ende jeweils von einer einen Anschlag für das Federführungselement (66c; 66d) bildenden, sich in Richtung der gegenüberliegenden Führungsfläche erstreckenden Nase (72c, 72d) begrenzt werden.

7. Torsionsschwingungsdämpferanordnung nach einem der Ansprüche 3 bis

6, bei der sich die Federführungselemente (66c; 66d) an der radial au ßen liegenden Seite der Feder (62c) um eine äu ßere Stützstrecke entlang der Feder erstrecken.

8. Torsionsschwingungsdämpferanordnung nach einem der Ansprüche 3 bis

7, bei der sich die Federführungselemente (66c; 66d) an der radial innen liegenden Seite der Feder um eine innere Stützstrecke entlang der Feder erstrecken.

9. Torsionsschwingungsdämpferanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei der die zumindest eine Feder (62c) eine Schraubendruckfeder ist.

1 0. Torsionsschwingungsdämpferanordnung nach einem der Ansprüche 3 bis

9, bei der die Federführungselemente (66c; 66d) an deren der Feder (62c) abgewandte Oberflächen ebene Gleitflächen aufweisen, die an ebenen Führungsflächen (68c, 68d) anliegen und an diesen entlanggleiten können.

1 1 . Torsionsschwingungsdämpferanordnung nach einem der Ansprüche 3 bis

1 0, bei der die Federführungselemente (66c; 66d) an Zwischenelementen angeordnet sind, die sowohl bezüglich dem Antriebsbauelement (60) als auch bezüglich dem Abtriebsbauelement (42) drehbar gelagert sind.

1 2. Torsionsschwingungsdämpferanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei der die Federanordnung (62a-d) ferner eine zweite Feder (62d) umfasst, die mit der ersten Feder (62c) in Serie zwischen dem Antriebsbauelement (60) und dem Abtriebsbauelement (42) geschaltet ist, wobei die zweite Feder (62d) derart gelagert ist, dass ein radialer Abstand zwischen der Rotationsachse (64) und der zweiten Feder (62d) in der radialen Richtung (80) in Abhängigkeit von der Rotationsgeschwindigkeit der zweiten Feder (62d) zumindest im Wesentlichen konstant bleibt.

13. Torsionsschwingungsdämpferanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 12, bei der der radiale Abstand zwischen der Rotationsachse (64) und der einen Feder (62c) um einen Adaptionsweg veränderbar ist, wobei die Größe des Adaptionsweges mindestens 5% eines minimalen radialen Abstandes zwischen der einen Feder (62c) und der Rotationsachse (64) beträgt.

14. Zweimassenschwungrad mit einer Torsionsschwingungsdämpferanord- nung nach einem der Ansprüche 1 bis 13.

15. Leistungsverzweigendes Torsionsschwingungsdämpfersystem zum Übertragen einer Rotation von einer Antriebsseite (2) zu einer Abtriebsseite (4), mit folgenden Merkmalen: einem zwischen der Antriebsseite (2) und der Abtriebsseite (4) angeordneten ersten Drehmomentübertragungsweg (6) zum Übertragen eines ersten Drehmomentanteils; einem zwischen der Antriebsseite (2) und der Abtriebsseite (4) angeordneten zweiten Drehmomentübertragungsweg (8) zum Übertragen eines zweiten Drehmomentanteils; einer Koppelanordnung (10) zum Überlagern des ersten Drehmomentanteils und des zweiten Drehmomentanteils; einer Phasenschieberanordnung (12) zum Bewirken einer Phasenverschiebung zwischen Rotationsschwingungen, die über den ersten Drehmomentübertragungsweg (6) zu der Koppelanordnung (10) übertragen werden und den Rotationsschwingungen, die über den zweiten Drehmomentübertragungsweg (8) zu der Koppelanordnung (10) übertragen werden, wobei die Phasenschieberanordnung (10) eine Torsionsschwin- gungsdämpferanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 13 umfasst, um eine von der Rotationsgeschwindigkeit abhängige Phasencharakteristik zu erzielen.