WO2014060192A1 - Drehschwingungsdämpfungsanordnung für den antriebsstrang eines fahrzeugs - Google Patents

Drehschwingungsdämpfungsanordnung für den antriebsstrang eines fahrzeugs Download PDF

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WO2014060192A1
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torque
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Daniel Lorenz
Cora Carlson
Ingrid Hoffelner
Tobias HÖCHE
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Definitions

  • the present invention relates to a torsional vibration damping arrangement, for the drive train of a vehicle comprising an input to be driven for rotation about a rotation axis input area and an output area, wherein between the input area and the output area a first torque transmission path and parallel to a second torque transmission path and a coupling arrangement for superimposing over the Torque transmission paths are provided to guided torques, wherein in the first torque transmission path, a phase shifter arrangement for generating a phase shift of the first Drehmomentübertragungsweg conducted rotational irregularities with respect to the second torque transmission path directed rotational irregularities is provided.
  • a phase shifter arrangement is provided, which in the manner of a vibration damper, ie with a primary side and a compressibility of a spring arrangement with respect to this rotatable secondary side, is constructed.
  • a vibration damper ie with a primary side and a compressibility of a spring arrangement with respect to this rotatable secondary side.
  • the vibration components routed via the other torque transmission path experience no or possibly a different phase shift, the vibration components contained in the combined 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 is essentially one Vibration components contained static torque is.
  • the object of the present invention is to develop a torsional vibration damping arrangement so that it has a still further improved vibration damping behavior and is inexpensive to manufacture.
  • a torsional vibration damping arrangement for a drive train of a vehicle comprising an input region to be driven for rotation about a rotation axis A and an output region, between the input region and the output region a first torque transmission path and a second torque transmission path parallel thereto a, connected to the output region in communication coupling arrangement for superimposing the guided over the torque transmission paths Torques are provided and 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 directed rotational irregularities is provided.
  • the phase shifter assembly consists at least of a spring set comprising a bow spring. This spring set can also be called an outer spring set.
  • the outer spring set or instead of the outer spring set nor an additional spring set is used, which can also be referred to as inner spring set in a radial arrangement manner of the two spring sets.
  • These sets of springs can be in both parallel and serial modes of operation.
  • the inner spring set can be performed with a bow spring.
  • the use of bow springs in the outer spring set and or in the inner spring set increases a total storable spring work, with the same space, in contrast to a design with straight spring elements and intermediate sliding shoes.
  • the bow spring it is also possible to obtain a smoother transition in a spring characteristic, since no sliding shoes can collide when subjected to a torque more, since the shoes are no longer present between the individual short, straight coil springs.
  • bow springs can preferably be used in the form of application, as they are already used in dual-mass flywheels.
  • a primary mass of the torsional vibration damping arrangement rotatably with, for example, an output of a drive unit, here formed by a crankshaft, and also rotatably connected to a An horrblech.
  • the primary mass in this case also forms a planetary gear carrier on which a stepped or an ungraded planetary gear of the coupling arrangement is rotatably mounted with a planetary wheel bolt.
  • a from the input region to the output region is applied in the first torque transmission path of the inner spring set on the primary mass and the Anberichtblech with a first torque which comes from the output of a drive unit, for example, here by the crankshaft.
  • the first torque reaches the outer spring set via a drive disk.
  • the first torque is absorbed by the outer spring set with a hub disc.
  • the hub disc is non-rotatable, preferably by means of a rivet connection, here formed by a rivet bolt, connected to an intermediate element which is non-rotatably connected to a Antriebsholrad. In this case, the rivet bolt is performed through a slot in the drive disk.
  • the second torque passes via the primary mass and a Planetenradbolzen directly to the planetary gear, which may be stepped or ungraded.
  • the first torque and the second torque are brought together again.
  • the torque can be continued via an intermediate plate and a rotatably connected secondary flywheel.
  • the secondary flywheel forms the output region of the torsional vibration damping arrangement. From here, the torque to a friction clutch, a converter or the like can be continued.
  • An interior area which may also be referred to as the wet area of the torsional vibration damping arrangement, includes the phase shifter arrangement and the coupling arrangement.
  • the outer boundary of the wet space may be due to the primary mass and a Umformdeckblech done.
  • the sealing is preferably carried out by means of sealing elements in the radially inner region around the axis of rotation A in order to achieve a reduction in friction on the sealing elements.
  • the sealing elements between a seal adapter which is rotatably connected to the Umformdeckblech and the secondary flywheel, and between a connecting plate which is rotatably connected to the intermediate plate, and an adapter which is rotatably connected to the primary mass are positioned.
  • the positioning of the sealing elements can preferably be chosen so that a screwing of the torsional vibration damping arrangement, for example, the crankshaft of the drive unit, can be carried out radially through a through-opening. This represents an advantage with regard to mounting the torsional vibration damping arrangement on the drive unit.
  • the wet space can be filled to a wear and friction minimization preferably with a lubricant such as oil or grease.
  • the coupling arrangement comprises a first and a second input part, in which guided via the first and second torque transmission torques are introduced, and an overlay unit, in which the introduced torques are merged again and an output part, which combines the torque, for example continues to a friction clutch.
  • the first input part is connected in its direction of action on one side with the phase shifter assembly and on the other side with the superposition unit.
  • the second input part is connected in its effective direction on one side to the input area and on the other side to the superimposition unit.
  • the superposition unit in turn is connected in its direction of action on one side with both the first and the second input part and on the other side with the output part.
  • the output part forms the output region and can receive a friction clutch in an advantageous embodiment.
  • the phase shifter arrangement comprises a vibration system with a primary mass and a secondary mass which can rotate about the axis of rotation A in relation to the action of a spring arrangement.
  • a vibration system can thus be constructed in the manner of a known vibration damper, in which the resonant frequency of the vibration system can be defined defined and thus can be determined in particular by influencing the primary-side mass and the secondary-side mass or the stiffness of the spring arrangement which frequency a transition to the supercritical state occurs.
  • the phase shifter arrangement may comprise at least one outer spring set and / or at least one inner spring set.
  • the outer spring set and the inner spring set can be positioned in parallel or serial action.
  • the outer spring set and or the inner spring set may consist of a bow spring.
  • the phase shifter assembly can be advantageously adapted to a corresponding application. This means that the phase shifter arrangement can cover a wider range of applications.
  • Next can be increased by the use of the bow spring spring work to be stored in the same construction, in contrast to a design with short straight coil springs and sliding shoes or spring plate. Since no sliding shoes or spring plates are used in the use of the bow spring, which can beat each other at a corresponding torque, acceleration peaks in the spring characteristic can be avoided, which can occur due to the clashing of the shoes or spring plate. The spring characteristic can therefore be represented with the use of bow springs, softer and without strong jumps.
  • Another favorable embodiment provides that the outer spring set and the inner spring set are positioned radially relative to each other about the axis of rotation A, thereby At least partially overlap axially and that the outer spring set and the inner spring set are arranged according to a series circuit.
  • This arrangement of the spring sets is particularly advantageous when it comes to reducing the axial space. Due to the radial arrangement of the outer spring set and the inner spring set act at the same speed different centrifugal forces on the spring sets. This can result in altered friction on the bow spring. This can be advantageous for the design of the spring sets.
  • the series connection of the spring sets can be particularly advantageous for a design when a spring characteristic with different slopes is desired.
  • Another favorable embodiment provides that the outer spring set and the inner spring set are positioned radially to each other about the axis of rotation A, at least partially overlap axially and that the outer spring set and the inner spring set are arranged according to a parallel circuit.
  • the space-technical advantage applies, as already described above.
  • a further advantageous embodiment provides that the phase shifter assembly and the coupling arrangement are at least partially received in a wet space, which is at least partially filled with a fluid.
  • the wet space at least partially comprises an inner region of the torsional vibration damping arrangement.
  • the outer boundary of the wet space can be done by at least one housing portion forming element, such as the primary mass and a gear-side cover plate.
  • the sealing is preferably carried out by means of sealing elements in the radially inner region around the axis of rotation A in order to achieve a reduction in friction on the sealing elements, caused by relatively rotatable elements to achieve.
  • the sealing elements between the transmission-side cover plate and the secondary flywheel, as well as between an intermediate flange and the adapter can be positioned.
  • the positioning of the sealing elements can preferably be selected such that a screwing of the torsional vibration damping arrangement to, for example, the crankshaft of the drive unit can take place radially through a passage opening inside the sealing elements by means of at least one crankshaft screw.
  • This provides an advantage with regard to the mounting of the torsional vibration damper.
  • the wet space can be at least partially filled to minimize wear and friction with a lubricant such as oil or grease.
  • the coupling arrangement comprises a summation gear.
  • this summation gear the first torque passing through the first torque transmission path and the second torque traveling through the second torque transmission path are converged to a torque and sent to the output section.
  • the summation gear can be advantageously designed as a planetary gear.
  • the planetary gear may comprise a planetary gear, a Planetenradbolzen, and a drive ring gear and a driven ring gear.
  • the Planetenradbolzen can advantageously be rotatably connected to the primary mass, which forms the planet carrier.
  • the Planetenradbolzen may be rotatably connected to a planet carrier, which is introduced as a separate component in addition to the primary mass. In this case, the primary mass and the separate planet carrier rotatably connected to the output of the drive unit.
  • the planetary gear which may be stepped or ungraded, is rotatably mounted on the Planetenradbolzen.
  • the first torque can be passed to the planet gear, for example, via the primary mass and the phase shifter arrangement by means of the drive ring gear.
  • the second torque can be passed directly from the primary mass or via the separate planet carrier in the Planetenradbolzen and on to the planet.
  • the first torque and the second torque is again brought together and supplied with the output ring gear to the output region, to which, for example, a friction clutch or a converter or a similar component can be attached.
  • the coupling arrangement can be designed with respect to a be downstream of the input region to the output region in the axial direction of torque in this axial direction of the phase shifter assembly. Due to the direct rotationally fixed connection of the primary mass of the phase shifter assembly with the input area, which may be formed for example by the crankshaft, a rigid connection of the phase shifter assembly and thus a good tuning of the spring lugs can be achieved in the phase shifter assembly.
  • the course of the first torque transmission path is to be seen as advantageous in this arrangement, since it is passed from the input area via the phase shifter, further via an intermediate element in the coupling arrangement and from there into the output area.
  • the phase shifter arrangement may be downstream in this axial direction of the coupling arrangement with respect to a torque extending in the axial direction from the input region to the output region.
  • This arrangement allows a direct and thus rigid connection of the coupling arrangement to the input area, which is to be evaluated as very advantageous in terms of the operation of the coupling arrangement.
  • the torque component that passes through the phase shifter arrangement must first be routed past the upstream coupling arrangement.
  • the connection of the phase shifter assembly to the input area is less stiff. This can represent an advantage depending on the design of the vibration system.
  • the intermediate element can receive an additional mass.
  • This additional intermediate mass on the intermediate element increases the mass moment of inertia in this region.
  • Fig. 1 is a torsional vibration damping arrangement with an outer spring set and a inner spring set, both here executed with bow springs, wherein the outer spring set has a smaller diameter than the inner spring set.
  • FIG. 2 shows a torsional vibration damping arrangement with an outer spring set and a inner spring set, the outer spring set having a smaller diameter than the inner spring set.
  • FIG 3 shows a torsional vibration damping arrangement with an outer spring set and a inner spring set, wherein the inner spring set has a smaller spring diameter than the outer spring set.
  • FIG. 4 shows a torsional vibration damping arrangement with an outer spring set and a inner spring set, wherein the inner spring set and the outer spring set have the same spring diameter and with an additional mass on an intermediate element.
  • Fig. 5 is a torsional vibration damping arrangement with an additional intermediate mass on a Antriebshohlradffy.
  • FIG. 6 shows a torsional vibration damping arrangement with an outer spring set and a inner spring set, wherein the inner spring set has a smaller spring diameter than the outer spring set.
  • a torsional vibration damping arrangement 10 is shown, which operates on the principle of power or torque split.
  • the torsional vibration damping arrangement 10 can be arranged in a drive train of a vehicle between a drive unit 60 and the following part of the drive train, that is, for example, a starting element 65 such as a friction clutch, a hydrodynamic torque converter or the like.
  • the torsional vibration damping arrangement 10 comprises an input area, generally designated 50.
  • This input region 50 can be connected, for example, by a screw connection 61 to an output of a drive assembly 89, here by a crankshaft 19.
  • the torque absorbed by the drive unit 60 branches into a first torque transmission path 47 and a second torque transmission path 48.
  • the torque components guided via the two torque transmission paths 47, 48 are introduced into the coupling arrangement 41 by means of a first input part 53 and a second input part 54 and are brought together there again.
  • an output part 49 here designed as a driven ring gear 1 1, and an intermediate plate 17, which are rotatably connected to each other, the torque to a secondary flywheel 13, which is rotatably connected to the intermediate plate 17, passed.
  • the secondary flywheel 13 can form the output region 55.
  • a vibration system In the first torque transmission path 47, a vibration system, generally designated by reference numeral 56, is integrated.
  • the vibration system 56 is effective as a phase shifter assembly 43 and includes a primary mass 1 to be connected to the power plant 60, for example.
  • the primary mass 1 is rotatably connected to a Umformdeckblech 91, which also forms a Anberichtblech 82 for an outer spring set 57 here.
  • the use of the Umformdeckbleches 91 is to be seen as a cost-effective design, since the Umformdeckblech 91 by means of a forming process, such as pressing, can be reshaped.
  • the Umformdeckblech 91 performs a inner spring set 58 and the outer spring set 57 in the radial and axial direction and controls here the inner spring set 58 by an integrally formed control nose.
  • the vibration system 56 consists of the outer spring set 57 and or the inner spring set 58, which radially to each other with respect to the axis of rotation A angeordent are and are in a serial mode of action.
  • the spring sets can also be arranged in a parallel mode of action.
  • the outer spring set 57 and / or the inner spring set 58 comprise spring elements which are designed at least with a bow springs 90 and 92.
  • a bow spring By using the bow spring, advantages can be achieved in storing an achievable spring energy as opposed to using a short straight coil spring guided in a shoe.
  • By using several short straight coil springs and sliding shoes it may happen that some sliding shoes abut each other and thus occur acceleration peaks in a recorded spring characteristic according to an applied torque value. These acceleration peaks are detrimental to accurate operation of the phase shifter assembly 43.
  • the bow springs 90 and or 92 these acceleration peaks can be avoided.
  • the inner spring set 58 is supported in its mode of action on the one hand on the Anberichtblech 82 and on the other hand on a drive disk 95 from.
  • the outer spring set 57 is supported, on the one hand, on the aforementioned drive disk 95 and, on the other hand, on a hub disk 5.
  • the drive disk 95 between the outer spring set 57 and the inner spring set 58 has a through-bore 84 extending in the direction of the axis of rotation A, which is embodied as a slot 85 extending radially around the axis of rotation A and through which a rivet bolt 59 is guided.
  • an intermediate element 7 is received so that the intermediate element 7 is rotatably connected to the rivet bolt 59 and in the slot 85 about the axis of rotation A to the drive disk 95 is relatively rotatable.
  • the intermediate element 7 rotatably receives a drive sprocket 8, which is in operative connection with a stepped or ungraded planetary gear 46.
  • a radially inner region of the Umformdeckbleches 91 may be rotatably connected to a seal adapter 30 which receives a sealing element 15 for sealing a wet space 63 to a drying room 74.
  • the sealing element 15 is thereby positioned between the seal adapter 30 and the secondary flywheel 13 rotatable relative thereto.
  • the sealing element 15 may be a radial shaft sealing ring with one or more sealing lips, in one or both Directional sealing, made of one or of different materials and act in a prestressed or non-prestressed execution.
  • the primary mass 1 and the Umformdeckblech 91 surround radially outwardly substantially completely a space portion 69, in which with respect to a radial enclosure the phase shifter assembly 43, and the coupling assembly 41 may be included.
  • the wet space 63 is sealed by a further sealing element 16 to the drying room 74.
  • the sealing element 16 is here between an adapter 21 which is rotationally fixed, preferably rotatably attached to the screw 61 to the primary mass 1 and a connecting plate 36, which is preferably rotatably connected to a screw 73 with the intermediate plate, positioned.
  • the adapter 21 and the connecting plate 36 can rotate relative to each other.
  • the sealing element 16 may for example be designed as a Simmerring.
  • the coupling arrangement 41 is positioned.
  • the coupling arrangement 41 here consists of the stepped or ungraded planetary gear, which is rotatably mounted with a Planetenradbolzen 52 on the primary mass 1.
  • the attachment directly to the primary mass 1 is a rigid embodiment and for a precise function of the coupling assembly 41 to see particularly positive.
  • a torque curve in the first torque transmission path 47 may extend from the crankshaft 19 via the primary mass 1 and the control plate 82 into the inner spring set 58. From the inner spring set 58, the first torque is guided via the drive disk 95 to the outer spring set 57. From the outer spring set 57, the first torque passes via the hub disc 5, the rivet bolt 59, the intermediate element 7 and the drive-wheel 8 to the stepped or ungraded planet 46 of the coupling assembly 41st
  • a torque curve in the second torque transmission path 48 extends from the crankshaft via the primary mass 1 and the Planetenradbolzen 52 in the stepped or ungraded planet 46th
  • the first torque transmission path 47 and the second torque transmission path 48 meet at the planetary gear 46 and are brought together there again.
  • the converged torque from the planet 46 passes into an intermediate plate 17 and from there into a secondary flywheel 13,
  • the merged torque will be delivered, for example, to a clutch or a torque converter to be flipped.
  • the phase shifter assembly consists of an outer spring set 57 and a inner spring set 58 arranged radially one behind the other about the axis of rotation A. are and are in serial mode of action.
  • the inner spring set 58 is radially upstream of the outer spring set 57.
  • the outer spring set 57 is first activated in the first torque transmission path 47 by a control plate 82a, which is connected in a rotationally fixed manner to a center cover plate 2.
  • the middle cover plate 2 is rotatably connected to a primary mass 1.
  • a first torque in the first torque transmission path 47 may be as follows in the phase shifter assembly 43.
  • the outer spring set 57 is supported on the one hand on the Anberichtblech 82, which may be formed from a gear-side cover plate 12 and on the other hand on a trained as a central disc hub disc 5a.
  • the inner spring set 58 is supported, on the one hand, on the above-mentioned hub disk 5a and, on the other hand, on at least one cover plate 6.
  • the hub disc 5 between the outer spring set 57 and the inner spring set 58 has an insertion bore 84 running in the direction of the axis of rotation A, which is designed as a slot 85 extending radially around the axis of rotation A and through which a rivet bolt 59 is guided.
  • the cover plate 6 is received so that the cover 6 is rotatably connected to the rivet bolt 59 and in the slot 85 about the rotation axis A to the hub disc 5a is rotatable.
  • an intermediate element. 7 rotatably connected to the rivet bolt 59.
  • the intermediate element 7 rotatably receives the Antriebsholrad 8, which is in operative connection with a planetary gear 46.
  • a first torque can travel from the crankshaft 19 via the primary mass 1, the middle cover plate 2 and the control plate 82 into the outer spring set 57. From the outer spring set
  • the first torque is passed via the hub disc 5a to the inner spring set 58.
  • the first torque passes through at least one cover plate 6, which is positioned in the radial direction about the axis of rotation A between the outer spring set 57 and the inner spring set 58 via the intermediate member 7 and the drive wheel 8 to the stepped or ungraded planetary gear 46th
  • the positioning the cover plate 6 between the outer spring set 57 and the inner spring set 58 is advantageous for a compact radial space of the torsional vibration damping arrangement 10th
  • the second torque passes over the second torque transmission path 48, as described in Fig. 1 already described.
  • the inner spring set 58 By using a larger diameter inner spring set 58, which is advantageously designed here as a bow spring 92, in comparison to the outer spring set 57, a larger spring energy can be stored.
  • the inner spring set 58 works frictionless, since this is located radially further inward and is therefore exposed to lower centrifugal forces than the outer spring set 57.
  • This also a softer characteristic of the inner spring set 58 can be used, which is advantageous in a decoupling at a high speed since due to the centrifugal force and the resulting friction of the outer spring set 57 contributes only slightly to decoupling.
  • a positioning of the intermediate element 7, which receives the output ring gear, between the inner spring set 58 and the outer spring set 57 is advantageous. minus a compact axial space, as well as positive to save weight.
  • FIG. 3 shows a torsional vibration damping arrangement 10 as shown in FIG. 2, but with an outer spring set 57 which has a larger diameter than the inner spring set 58.
  • the outer spring set 57 and / or the inner spring set 58 are designed as a bow spring 90 and / or 92 educated.
  • the larger diameter of the outer spring set 57 is particularly advantageous when the suggestions to be calmed, for example, a main motor order 1, 5 in 3 cylinder motors, a low excitation order at the same time have large excitation amplitude.
  • a very low rigidity the natural frequency of the phase shifter can be lowered so far that a reduction of rotational irregularity at very low speeds is possible.
  • the rigid connection of the planet gears 46 is as described in Figures 1 to 2, also advantageous here.
  • a torsional vibration damping assembly 10 as shown in Figure 3, but with an equal diameter for the outer spring set 57 and the inner spring set 58.
  • the outer spring set 57 and or the inner spring set 58 include at least one bow spring 90 and or 92.
  • an additional mass 44 on the intermediate element 7 attached an additional mass 44.
  • a higher mass inertia is achieved.
  • the increased mass inertia improves the decoupling.
  • the rigid connection of the planet gears 46 is as described in Figures 1 to 3, also advantageous here.
  • FIG. 5 shows a torsional vibration damping arrangement 10 as shown in FIG. 3, but here, in contrast to FIGS. 1 to 4, a phase shifter arrangement 43 precedes an input region 50 to an output region 55 of a coupling arrangement 41 in the case of an axial torque curve.
  • the phase shift Beranix 43 may include an outer spring set 57 and or a réellefedersatz 58, which are arranged radially successively about the axis of rotation A and are in serial mode of action.
  • the outer spring set 57 and or the inner spring set 58 can be designed as at least one bow spring 90 and 92.
  • the outer spring set 57 and the inner spring set 58 can also be in parallel action.
  • the coupling arrangement 41 is located in the radial direction between the outer spring set 57 and the inner spring set 58.
  • the axial position of the coupling arrangement 41 has already been described. Due to the axial arrangement of the coupling arrangement 41, a planet carrier 9 can not be formed by the primary mass 1, as shown in FIGS. 1 to 4.
  • the planet carrier 9 is formed as a separate component, which is fixed radially inwardly by means of a screw 61 together with the primary mass 1 to the crankshaft 19 rotatably.
  • the Hohlshaftmik can be performed with an additional mass 44a.
  • a mass moment of inertia of the drive hollow wheel carrier 72 can be changed. This is particularly advantageous in a tuning of the torsional vibration damping arrangement 10.
  • the additional mass 44a is arranged radially outside of the coupling arrangement 41 and thereby at least partially axially overlapping to the coupling arrangement 41. In this case, the additional mass 44a is within the torsional vibration damping arrangement 10 in a so-called wet space 63, which may be filled with lubricant such as oil or grease.
  • FIG. 6 a torsional vibration damping arrangement 10 with a spatial arrangement of the coupling arrangement 41 and the phase shifter arrangement 43 is shown in FIG. 5, but the course of the first torque in the first torque transmission path 47 is different from FIG. 5 by the phase shifter arrangement 43 first torque from the crankshaft 19 in a An horrblech 96, the rotationally fixed, preferably by means of a screw 61 with the Crankshaft 19 is connected.
  • At the An horrblech 96 at least one cover plate 6, preferably by means of a rivet connection, which is not shown, rotatably connected.
  • the Anberichtblech 96 also include the cover plate 6 with. From the cover plate 6, the first torque is guided to a inner spring set 58.
  • the first torque from the inner spring set 58 passes to an outer spring set 57.
  • the first torque of a middle cover plate 2 which is here designed with a recessed nose, not shown, added and to one with the center cover plate 2, preferably by means of a screw 64, not shown here, but optionally designed for cost reasons as a welded connection, rotatably connected ring gear 38 passed.
  • a drive ring gear 8 is rotatably connected to the ring gear carrier 38.
  • a use of a bow spring 90 as an outer spring set 57 represents a cost-effective alternative, since it can be dispensed with the use of sliding shoes or guide shoes, as otherwise necessary in the use of short straight coil springs. Furthermore, as already mentioned, a higher spring energy can also be stored here without obtaining an acceleration peak in a spring characteristic. This is otherwise the case with the use of sliding between the short straight coil springs, since these sliding shoes can collide against each other when compressing the individual coil springs and thereby the acceleration peaks can arise.
  • the planetary gear 46 is rotatably mounted on a separate planet carrier 9.
  • the planet carrier 9 is radially fixed inwardly by means of the screw 61 together with the Anberichtblech 96 to the crankshaft 19 rotatably.
  • the implementation of a large mass moment of inertia of the inertia inertia is given here, since in the present constructive embodiment, both the components 7 and 12 together form the intermediate mass.

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Abstract

Eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfasst einen zur Drehung um eine Drehachse A anzutreibenden Eingangsbereich (50) und einen Ausgangsbereich (55), sowie einen ersten Drehmomentübertragungsweg (47) und parallel dazu einen zweiten Drehmomentübertragungsweg (48), die von dem Eingangsbereich ausgehen und eine, mit dem Ausgangsbereich in Verbindung stehende Koppelanordnung (41) zur Überlagerung der über die beiden Drehmomentübertragungswege geleiteten Drehmomente und eine Phasenschieberanordnung (43) für den ersten Drehmomentübertragungsweg zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichformigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichformigkeiten. Dabei umfasst die Phasenschieberanordnung zumindest einen Federsatz (40) mit einer Bogenfeder (90).

Description

Drehschwinqunqsdämpfunqsanordnunq für den Antriebsstranq eines Fahrzeugs
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung, für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend einen zur Drehung um eine Drehachse anzutreibenden Eingangsbereich und einen Ausgangsbereich, wobei zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich ein erster Drehmomentübertragungsweg und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg sowie eine Koppelanordnung zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege geleiteten Drehmomente vorgesehen sind, wobei im ersten Drehmomentübertragungsweg eine Phasenschieberanordnung zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist.
Aus der deutschen Patentanmeldung DE 10 201 1 007 1 18 A1 ist eine gattungsgemäße Drehschwingungsdämpfungsanordnung bekannt, welche das in einen Eingangsbereich beispielsweise durch eine Kurbelwelle eines Antriebsaggregates eingeleitete Drehmoment in einen über einen ersten Drehmomentübertragungsweg übertragenen Drehmomentenanteil und einen über einen zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehmomentenanteil aufteilt. Bei dieser Drehmomentenaufteilung wird nicht nur ein statisches Drehmoment aufgeteilt, sondern auch die im zu übertragenen Drehmoment enthaltenen Schwingungen bzw. Drehungleichförmigkeiten, beispielsweise generiert durch die periodisch auftretenden Zündungen in einer Antriebsaggregat, werden anteilig auf die beiden Drehmomentübertragungswege aufgeteilt. In einer Koppelanordnung werden die über die beiden Drehmomentübertragungswege übertragenen Drehmomentenanteile wieder zusammengeführt und dann als ein Gesamtdrehmoment in den Ausgangsbereich, beispielsweise eine Reibkupplung oder dergleichen, eingeleitet.
In zumindest einem der Drehmomentübertragungswege ist eine Phasenschieberanordnung vorgesehen, welche nach Art eines Schwingungsdämpfers, also mit einer Primärseite und einer durch die Kompressibilität einer Federanordnung bezüglich dieser verdrehbaren Sekundärseite, aufgebaut ist. Insbesondere dann, wenn dieses Schwingungssystem in einen überkritischen Zustand übergeht, also mit Schwingungen angeregt wird, die über der Resonanzfrequenz des Schwingungssystems liegen, tritt eine Phasenverschiebung von bis zu 180° auf. Dies bedeutet, dass bei maximaler Phasenverschiebung die vom Schwingungssystem abgegebenen Schwingungsanteile bezüglich der vom Schwingungssystem aufgenommenen Schwingungsanteile um 180° phasenverschoben sind. Da die über den anderen Drehmomentübertragungsweg geleiteten Schwingungsanteile keine oder ggf. eine andere Phasenverschiebung erfahren, können die in den zusammengeführten Drehmomentenanteilen enthaltenen und bezüglich einander dann phasenverschobenen Schwingungsanteile einander destruktiv überlagert werden, so dass im Idealfall das in den Ausgangsbereich eingeleitete Gesamtdrehmoment einem ein im Wesentlichen keine Schwingungsanteile enthaltenes statisches Drehmoment ist.
Ausgehend vom erläuterten Stand der Technik ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung so weiterzubilden, dass diese ein noch weiter verbessertes Schwingungsdämpfungsverhalten aufweist und kostengünstig zu fertigen ist.
Diese Aufgabe wird durch eine gattungsgemäße Drehschwingungsdämpfungs- anordnung, welche zusätzlich das kennzeichnende Merkmal des Anspruches 1 um- fasst, gelöst.
Gemäß der Erfindung wird diese Aufgabe gelöst durch eine Drehschwingungs- dämpfungsanordnung für einen Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend einen zur Drehung um eine Drehachse A anzutreibenden Eingangsbereich und einen Ausgangsbereich, wobei zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich ein erster Drehmomentübertragungsweg und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg, sowie eine, mit dem Ausgangsbereich in Verbindung stehende Koppelanordnung zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege geleiteten Drehmomente vorgesehen sind und wobei im ersten Drehmomentübertragungsweg eine Phasenschieberanordnung zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist. Dabei besteht die Phasenschieberanordnung zumindest aus einem Federsatz , der eine Bogenfeder umfasst. Dieser Federsatz kann auch als ein Außen- federsatz bezeichnet werden. Häufig wird neben dem Außenfedersatz oder anstatt des Außenfedersatzes noch ein zusätzlicher Federsatz verwendet, der bei einer radialen Anordnungsweise der beiden Federsätze auch als Innenfedersatz bezeichnet werden kann. Diese Federsätze können sowohl in paralleler als auch in serieller Wirkweise an- geodnet sein. Auch der Innenfedersatz kann mit einer Bogenfeder ausgeführt werden. Durch den Einsatz von Bogenfedern im Außenfedersatz und oder im Innenfedersatz erhöht sich eine gesamte speicherbare Federarbeit, bei einem gleichen Bauraum, im Gegensatz zu einer Ausführung mit geraden Federelementen und dazwischenliegenden Gleitschuhen. Durch die Verwendung der Bogenfeder ist es zudem möglich einen weichere Übergang in einer Federkennlinie zu erhalten, da keine Gleitschuhe bei einer Beaufschlagung mit einem Drehmoment mehr zusammenstoßen können, da die Gleitschuhe zwischen den einzelnen kurzen, geraden Spiralfedern nicht mehr vorhanden sind. Dadurch können Beschleunigungsspitzen bei einem Komprimieren der Federsätze vermieden werden, was sich vorteilhaft auf die Funktionsweise der Phasenschieberanordnung auswirkt. Weiter ist die Verwendung einer Bogenfeder kostengünstig, da zumindest die Gleitschuhe entfallen. Dabei können bevorzugt Bogenfedern in der Gestalt Anwendung finden, wie sie auch in Zweimassenschwungrädern bereits verwendet werden.
Dabei kann eine Primärmasse der Drehschwingungsdämpfungsanordnung drehfest mit beispielsweise einem Ausgang eines Antriebsaggregates, hier durch eine Kurbelwelle gebildet, und ebenfalls drehfest mit einem Ansteuerblech verbunden sein. Die Primärmasse bildet hierbei auch einen Planetenradträger, an dem mit einem Planeten- radbolzen ein gestuftes oder ein ungestuftes Planetenrad der Koppelanordnung drehbar befestigt ist. Diese Komponenten ergeben zusammen mit den Planetenrädern eine Primärseite der Drehschwingungsdämpfungsanordnung. Dabei ist diese Befestigung der Koppelanordnung an die Primärmasse hinsichtlich einer steifen Anbindung, einer ge- nauen Funktionsweise, einer kostengünstigen Fertigung und einer geringen Teileanzahl als besonders vorteilhaft anzusehen.
Bei einem Drehmomentverlauf in axialer Richtung um die Drehachse A von dem Eingangsbereich zu dem Ausgangsbereich wird im ersten Drehmomentübertragungsweg der Innenfedersatz über die Primärmasse und das Ansteuerblech mit einem ersten Drehmoment, das von dem Ausgang eines Antriebsaggregates kommt, beispielsweise hier durch die Kurbelwelle gebildet, beaufschlagt. Von dem Innenfedersatz gelangt das erste Drehmoment über eine Ansteuerscheibe an den Außenfedersatz. Von dem Au- ßenfedersatz wird das erste Drehmoment mit einer Nabenscheibe aufgenommen. Die Nabenscheibe ist drehfest, vorzugsweise mittels einer Nietverbindung, hier gebildet durch einen Nietbolzen, mit einem Zwischenelement verbunden, welches drehfest mit einem Antriebsholrad verbunden ist. Dabei wird der Nietbolzen durch ein Langloch in der Ansteuerscheibe durchgeführt. Dadurch ist eine relative Verdrehbarkeit um die Drehachse A zwischen der Ansteuerscheibe und der Nabenscheibe möglich. Folglich gelangt das erste Drehmoment über die Nabenscheibe und dem Zwischenelement an das Antriebshohlrad. Das Antriebshohlrad kämmt mit dem gestufte oder ungestufte Planetenrad und führt dadurch das erste Drehmoment an das gestufte oder ungestufte Planetenrad.
In dem zweiten Drehmomentübertragungsweg gelangt das zweite Drehmoment über die Primärmasse und einen Planetenradbolzen direkt an das Planetenrad, das gestuft oder ungestuft sein kann. An diesem Planetenrad werden das erste Drehmoment und das zweite Drehmoment wieder zusammen geführt. Mittels eines Abtriebshohlrades kann das Drehmoment über ein Zwischenblech und ein damit dreh fest verbundenes Sekundärschwungrad weitergeführt werden. Dabei bildet das Sekundärschwungrad den Ausgangsbereich der Drehschwingungsdämpfungsanordnung. Von hier aus kann das Drehmoment an eine Reibkupplung, einen Wandler oder ähnliches weitergeführt werden.
Ein Innenbereich, der auch als Nassbereich der Drehschwingungsdämpfungsanord- nung bezeichnet werden kann, beinhaltet die Phasenschieberanordnung und die Koppelanordnung. Die äußere Begrenzung des Nassraumes kann durch die Primärmasse und ein Umformdeckblech erfolgen. Die Abdichtung erfolgt bevorzugt mittels Dichtelemente im radial inneren Bereich um die Drehachse A, um eine Reibungsreduzierung an den Dichtelementen zu erreichen. Bevorzugt können die Dichtelemente zwischen einem Dichtungsadapter, der drehfest mit dem Umformdeckblech verbunden ist und dem Sekundärschwungrad, sowie zwischen einem Verbindungsblech, das drehfest mit dem Zwischenblech verbunden ist, und einem Adapter, der drehfest mit der Primärmasse verbunden ist, positioniert werden.
Die Positionierung der Dichtelemente kann bevorzugt so gewählt werden, dass eine Verschraubung der Drehschwingungsdämpfungsanordnung, an beispielsweise die Kurbelwelle des Antriebsaggregates, durch eine Durchgriffsöffnung radial innen erfolgen kann. Dies stellt einen Vorteil hinsichtlich Montage der Drehschwingungsdämpfungsan- ordnung an das Antriebsaggregat dar.
Der Nassraum kann zu einer Verschleiß- und Reibungsminimierung bevorzugt mit einem Schmiermittel wie Öl oder Fett befüllt werden.
Vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen der Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben.
In einer vorteilhaften Ausführung umfasst die Koppelanordnung ein erstes und ein zweites Eingangsteil, in die über den ersten und den zweiten Drehmomentübertragungsweg geführte Drehmomente eingeleitet werden, sowie eine Überlagerungseinheit, in der die eingeleiteten Drehmomente wieder zusammengeführt werden und ein Ausgangsteil, das das zusammengeführt Drehmoment zum Beispiel an eine Reibkupplung weiterführt. Das erste Eingangsteil ist in seiner Wirkrichtung auf der einen Seite mit der Phasenschieberanordnung und auf der anderen Seite mit der Überlagerungseinheit verbunden. Das zweite Eingangsteil ist in seiner Wirkrichtung auf der einen Seite mit dem Eingangsbereich und auf der anderen Seite mit der Überlagerungseinheit verbunden. Die Überlagerungseinheit wiederum ist in ihrer Wirkrichtung auf der einen Seite sowohl mit dem ersten als auch mit dem zweiten Eingangsteil und auf der anderen Seite mit dem Ausgangsteil verbunden. Das Ausgangsteil bildet den Ausgangsbereich und kann in einer vorteilhaften Ausgestaltung eine Reibkupplung aufnehmen. Um in einfacher Art und Weise die Phasenverschiebung in einem der Drehmomentübertragungswege erlangen zu können, wird vorgeschlagen, dass die Phasenschieberanordnung ein Schwingungssystem mit einer Primärmasse und einer gegen die Wirkung einer Federanordnung bezüglich der Primärmasse um die Drehachse A drehbaren Sekundärmasse umfasst. Ein derartiges Schwingungssystem kann also nach Art eines an sich bekannten Schwingungsdämpfers aufgebaut sein, bei dem insbesondere durch Beeinflussung der primärseitigen Masse und der sekundärseitigen Masse bzw. auch der Steifigkeit der Federanordnung die Resonanzfrequenz des Schwingungssystems definiert eingestellt werden kann und damit auch festgelegt werden kann, bei welcher Frequenz ein Übergang in den überkritischen Zustand auftritt.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Drehschwingungsdämpfungs- anordnung kann die Phasenschieberanordnung zumindest einen Außenfedersatz und oder zumindest einen Innenfedersatz umfassen. Dabei kann der Außenfedersatz und der Innenfedersatz in paralleler oder serieller Wirkweise positioniert werden.
In einer weiteren günstigen Ausführungsform kann der Außenfedersatz und oder der Innenfedersatz aus einer Bogenfeder bestehen. Durch eine Kombination von Bo- genfedern mit beispielsweise einer geraden Schraubenfeder oder durch die Verwendung von nur Bogenfedern kann die Phasenschieberanordnung vorteilhaft auf einen entsprechenden Anwendungsfall abgestimmt werden. Dies bedeutet, dass die Phasenschieberanordnung ein breiteres Anwendungsspektrum abdecken kann. Weiter kann durch die Verwendung der Bogenfeder die zu speichernde Federarbeit, bei gleichem Bau räum, im Gegensatz zu einer Ausführung mit kurzen gerade Spiralfedern und Gleitschuhen oder Federteller erhöht werden. Da bei der Verwendung der Bogenfeder keine Gleitschuhe oder Federteller verwendet werden, die bei einem entsprechenden Drehmoment aufeinander schlagen können, können Beschleunigungsspitzen in der Federkennlinie vermieden werden, die durch das Aufeinanderschlagen der Gleischuhe oder Federteller auftreten können. Die Federkennlinie kann daher mit der Verwendung von Bogenfedern, weicher und ohne starke Sprünge dargestellt werden.
Eine weitere günstige Ausgestaltung sieht vor, dass der Außenfedersatz und der Innenfedersatz radial zueinander um die Drehachse A positioniert sind, sich dabei zu- mindest teilweise axial überdecken und dass der Außenfedersatz und der Innenfeder- satz gemäß einer Reihenschaltung angeordnet sind. Diese Anordnung der Federsätze ist besonders vorteilhaft, wenn es um eine Reduzierung des axialen Bauraumes geht. Durch die radiale Anordnung von dem Außenfedersatz und dem Innenfedersatz wirken bei gleicher Drehzahl unterschiedliche Fliehkräfte auf die Federsätze. Dies kann eine veränderte Reibung auf die Bogenfeder zur Folge haben. Dies kann vorteilhaft für die Auslegung der Federsätze sein. Die Reihschaltung der Federsätze kann besonders vorteilhaft für eine Auslegung sein, wenn eine Federkennlinie mit unterschiedlichen Steigungen gewünscht wird.
Eine weitere günstige Ausgestaltung sieht vor, dass der Außenfedersatz und der Innenfedersatz radial zueinander um die Drehachse A positioniert sind, sich dabei zumindest teilweise axial überdecken und dass der Außenfedersatz und der Innenfedersatz gemäß einer Parallelschaltung angeordnet sind. Auch hier gilt der bauraumtechni- sche Vorteil, wie schon zuvor beschrieben. Durch eine parallele Schaltung von dem Außenfedersatz und dem Innenfedersatz kann die Federsteifigkeit bei gleichem Federweg erhöht werden.
Eine weitere vorteilhafte Ausführungsform sieht vor, dass die Phasenschieberanordnung und die Koppelanordnung zumindest teilweise in einen Nassraum aufgenommen werden, der zumindest teilweise mit einem Fluid befüllt ist. Dabei umfasst der Nassraum zumindest teilweise einen Innenbereich der Drehschwingungsdämpfungsan- ordnung. Die äußere Begrenzung des Nassraumes kann durch zumindest ein Gehäuseabschnitt bildendes Element, wie beispielsweise die Primärmasse und ein getriebe- seitiges Deckblech erfolgen. Die Abdichtung erfolgt bevorzugt mittels Dichtelemente im radial inneren Bereich um die Drehachse A, um eine Reibungsreduzierung an den Dichtelementen, verursacht durch dazu relativ verdrehbare Elemente, zu erreichen. Bevorzugt können die Dichtelemente zwischen dem getriebeseitigem Deckblech und dem Sekundärschwungrad, sowie zwischen einem Zwischenflansch und dem Adapter positioniert werden. Die Positionierung der Dichtelemente kann bevorzugt so gewählt werden, dass eine Verschraubung der Drehschwingungsdämpfungsanordnung an beispielsweise die Kurbelwelle des Antriebsaggregates, durch eine Durchgriffsöffnung radial innerhalb der Dichtelemente mittels zumindest einer Kurbelwellenschraube erfolgen kann. Dies stellt einen Vorteil hinsichtlich der Montage der Drehschwingungsdämp- fungsanordnung an das Antriebsaggregat dar. Der Nassraum kann zu einer Verschleiß- und Reibungsminimierung bevorzugt mit einem Schmiermittel wie Öl oder Fett zumindest teilweise befüllt werden.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform umfasst die Koppelanordnung ein Summationsgetriebe. In diesem Summationsgetriebe werden das erste Drehmoment, das über den ersten Drehmomentübertragungsweg läuft und das zweite Drehmoment, das über den zweiten Drehmomentübertragungsweg läuft zu einem Drehmoment zusammengeführt und an den Ausgangsbereich geleitet.
In einer weiteren, zu der vorherig genannten Ausführungsform, kann das Summationsgetriebe vorteilhaft als ein Planetengetriebe ausgeführt sein. Dabei kann das Planetengetriebe ein Planetenrad, einen Planetenradbolzen, sowie ein Antriebshohlrad und ein Abtriebshohlrad umfassen. Der Planetenradbolzen kann dabei vorteilhaft mit der Primärmasse drehfest verbunden werden, die dabei den Planetenradträger bildet. In einer weiteren Ausführungsform kann aber auch der Planetenradbolzen mit einem Planetenradträger drehfest verbunden sein, der als ein separates Bauteil zusätzlich zu der Primärmasse eingebracht wird. Dabei ist die Primärmasse und der separate Planetenradträger drehfest mit dem Ausgang des Antriebsaggregates verbunden. Das Planetenrad, das gestuft oder ungestuft sein kann, wird auf dem Planetenradbolzen drehbar gelagert. Das erste Drehmoment kann beispielsweise über die Primärmasse und die Phasenschieberanordnung mit Hilfe des Antriebshohlrades zu dem Planetenrad geleitet werden. Das zweite Drehmoment kann direkt von der Primärmasse oder über den separaten Planetenradträger in den Planetenradbolzen und weiter an das Planetenrad geleitet werden. An dem Planetenrad wird das erste Drehmoment und das zweite Drehmoment wieder zusammen geführt und mit dem Abtriebshohlrad dem Ausgangsbereich, an dem beispielsweise eine Reibkupplung oder ein Wandler oder ein ähnliches Bauteil befestigt sein kann, zugeführt.
In einer weiteren zu den vorherigen Ausführungen vorteilhaften Ausgestaltung der Drehschwingungsdämpfungsanordnung kann die Koppelanordnung bezüglich eines vom Eingangsbereich zum Ausgangsbereich in axialer Richtung verlaufenden Drehmoments in dieser axialen Richtung der Phasenschieberanordnung nachgelagert sein. Durch die direkte drehfeste Verbindung der Primärmasse der Phasenschieberanordnung mit dem Eingangsbereich, der zum Beispiel durch die Kurbelwelle gebildet sein kann, kann eine steife Anbindung der Phasenschieberanordnung und damit eine gute Abstimmbarkeit der Federansätze in der Phasenschieberanordnung erreicht werden. Der Verlauf des ersten Drehmomentübertragungsweges ist bei dieser Anordnung als vorteilhaft zu sehen, da dieser vom Eingangsbereich über den Phasenschieber, weiter über ein Zwischenelement in die Koppelanordnung und von dort in den Ausgangsbereich geleitet wird.
In einer zu der vorstehend erläuterten alternativen und ebenso vorteilhaften Ausgestaltung der Drehschwingungsdämpfungsanordnung kann die Phasenschieberanordnung bezüglich eines vom Eingangsbereich zum Ausgangsbereich in axialer Richtung verlaufenden Drehmoments in dieser axialen Richtung der Koppelanordnung nachgelagert sein. Diese Anordnung ermöglicht eine direkte und damit steife Anbindung der Koppelanordnung an den Eingangsbereich, was als sehr vorteilhaft hinsichtlich der Funktionsweise der Koppelanordnung zu bewerten ist. Der Drehmomentanteil, der durch die Phasenschieberanordnung läuft muss jedoch erst an der vorgelagerten Koppelanordnung vorbei geleitet werden. Damit wird die Anbindung der Phasenschieberanordnung an den Eingangsbereich weniger steif. Dies kann je nach Auslegung des Schwingungssystems einen Vorteil darstellen.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform kann das Zwischenelement eine Zusatzmasse aufnehmen. Durch diese zusätzliche Zwischenmasse am Zwischenelement wird das Massenträgheitsmoment in diesem Bereich erhöht. Dadurch kann die Entkopplung durch eine Abstimmung von einer Übersetzung des Koppelgetriebes und der Federkennlinie, insbesondere bei niedrigen Drehzahlen verbessert werden. Im Folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand der beiliegenden Figuren erläutert. Es zeigt in:
Fig. 1 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit einem Außenfedersatz und einem Innenfedersatz, hier beide mit Bogenfedern ausgeführt, wobei der Außenfedersatz einen kleineren Durchmesser aufweist als der Innenfedersatz.
Fig. 2 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit einem Außenfedersatz und einem Innenfedersatz, wobei der Außenfedersatz einen kleineren Durchmesser aufweist als der Innenfedersatz..
Fig. 3 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit einem Außenfedersatz und einem Innenfedersatz, wobei der Innenfedersatz einen kleineren Federdurchmesser aufweist als der Außenfedersatz.
Fig. 4 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit einem Außenfedersatz und einem Innenfedersatz, wobei der Innenfedersatz und der Außenfedersatz einen gleichen Federdurchmesser aufweisen und mit einer Zusatzmasse an einem Zwischenelement.
Fig. 5 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit einer zusätzlichen Zwischenmasse an einem Antriebshohlradträger.
Fig. 6 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit einem Außenfedersatz und einem Innenfedersatz, wobei der Innenfedersatz einen geringeren Federdurchmesser aufweist als der Außenfedersatz. In Fig. 1 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 dargestellt, welche nach dem Prinzip der Leistungs- bzw. Drehmomentenaufzweigung arbeitet. Die Dreh- schwingungsdämpfungsanordnung 10 kann in einem Antriebsstrang eines Fahrzeugs zwischen einem Antriebsaggregat 60 und dem folgenden Teil des Antriebsstrangs, also beispielsweise ein Anfahrelement 65 wie eine Reibungskupplung, ein hydrodynamischer Drehmomentwandler oder dergleichen, angeordnet werden.
Die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 umfasst einen allgemein mit 50 bezeichneten Eingangsbereich. Dieser Eingangsbereich 50 kann beispielsweise durch eine Verschraubung 61 an einen Ausgang eines Antriebaggregates 89, hier durch eine Kurbelwelle 19 gebildet, angebunden werden. Im Eingangsbereich 50 zweigt sich das von dem Antriebsaggregat 60 aufgenommene Drehmoment in einen ersten Drehmomentübertragungsweg 47 und einen zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 auf. Im Bereich einer allgemein mit der Bezugsziffer 41 bezeichneten Koppelanordnung werden die über die beiden Drehmomentübertragungswege 47, 48 geleiteten Drehmomentenanteile mittels eines ersten Eingangsteils 53 und eines zweiten Eingangsteils 54 in die Koppelanordnung 41 eingeleitet und dort wieder zusammengeführt. Über ein Ausgangsteil 49, hier als Abtriebshohlrad 1 1 ausgeführt, und ein Zwischenblech 17, welche drehfest miteinander verbunden sind, wird das Drehmoment zu einem Sekundärschwungrad 13, das drehfest mit dem Zwischenblech 17 verbunden ist, geleitet. Das Sekundärschwungrad 13 kann dabei den Ausgangsbereich 55 bilden.
In dem ersten Drehmomentübertragungsweg 47 ist ein allgemein mit der Bezugsziffer 56 bezeichnetes Schwingungssystem integriert. Das Schwingungssystem 56 ist als eine Phasenschieberanordnung 43 wirksam und umfasst eine, beispielsweise an das Antriebsaggregat 60, anzubindende Primärmasse 1 . Die Primärmasse 1 ist mit einem Umformdeckblech 91 drehfest verbunden, welches hier auch ein Ansteuerblech 82 für einen Außenfedersatz 57 bildet. Die Verwendung des Umformdeckbleches 91 ist als eine kostengünstige Ausführung zu sehen, da das Umformdeckblech 91 mittels eines Umformvorganges, wie pressen, umgeformt werden kann. Weiter führt das Umformdeckblech 91 einen Innenfedersatz 58 und den Außenfedersatz 57 in radialer und axialer Richtung und steuert hier den Innenfedersatz 58 durch eine angeformte Steuernase an. Das Schwingungssystem 56 besteht aus dem Außenfedersatz 57 und oder dem Innenfedersatz 58, die radial zueinander in Bezug auf die Drehachse A angeordent sind und in einer serieller Wirkweise stehen. In einer nicht gezeigten Ausführungsform können die Federsätze auch in paralleler Wirkweise angeordnet werde.
Dabei umfassen der Außenfedersatz 57 und oder der Innenfedersatz 58 Federelemente, die zumindest mit einer Bogenfedern 90 und 92 ausgeführt sind. Durch die Verwendung der Bogenfeder können Vorteile in einer Speicherung einer erzielbaren Federenergie im Gegensatz zu einer Verwendung von einer kurzen geraden Spiralfeder, die in einem Gleitschuh geführt wird, erreicht werden. Durch eine Verwendung von mehreren kurzen geraden Spiralfedern und Gleitschuhen kann es entsprechend eines anliegenden Drehmomentwertes dazu kommen, dass einige Gleitschuhe gegeneinander stoßen und dadurch Beschleunigungsspitzen in einer aufgenommenen Federkennlinie auftreten. Diese Beschleunigungsspitzen sind für eine genaue Funktionsweise der Phasenschieberanordnung 43 nachteilig. Durch die Verwendung von den Bogenfedern 90 und oder 92 können diese Beschleunigungsspitzen vermieden werden.
Der Innenfedersatz 58 stützt sich in seiner Wirkweise einerseits an dem Ansteuerblech 82 und andererseits an einer Ansteuerscheibe 95 ab. Der Außenfedersatz 57 stützt sich einerseits an der genannten Ansteuerscheibe 95 und andererseits an einer Nabenscheibe 5 ab. Dabei umfasst die Ansteuerscheibe 95 zwischen den Außenfedersatz 57 und dem Innenfedersatz 58 eine, in Richtung der Drehachse A verlaufende Durchsteckbohrung 84, die als ein um die Drehachse A radial verlaufendes Langloch 85 ausgeführt ist und durch die ein Nietbolzen 59 geführt wird. Zwischen einem Nietkopf 62 des Nietbolzens 59 und der Ansteuerscheibe 95 wird ein Zwischenelement 7 so aufgenommen, dass das Zwischenelement 7 drehfest mit dem Nietbolzen 59 verbunden ist und im Langloch 85 um die Drehachse A zu der Ansteuerscheibe 95 relativ verdrehbar ist. Das Zwischenelement 7 nimmt drehfest ein Antriebsholrad 8 auf, das mit einem gestuften oder ungestuften Planetenrad 46 in Wirkverbindung steht.
Dabei kann ein radial innerer Bereich des Umformdeckbleches 91 mit einem Dichtungsadapter 30 drehfest verbunden sein, der ein Dichtelement 15 zur Abdichtung eines Nassraumes 63 zu einem Trockenraum 74 aufnimmt. Das Dichtelement 15 wird dabei zwischen dem Dichtungsadapter 30 und dem relativ dazu verdrehbaren Sekundärschwungrad 13 positioniert. Vorteilhaft kann es sich bei dem Dichtungselement 15 um einen Radialwellendichtring mit einer oder mehrerer Dichtlippen, in eine oder beide Richtungen dichtend, aus einem oder aus unterschiedlichen Materialien ausgeführt und in einer vorgespannten oder nicht vorgespannten Ausführung handeln. Die Primärmasse 1 und das Umformdeckblech 91 umschließen nach radial außen hin im Wesentlichen vollständig einen Raumbereich 69, in welchem in Bezug auf eine radiale Umschließung die Phasenschieberanordnung 43, sowie die Koppelanordnung 41 beinhaltet sein können. Dabei wird der Nassraum 63 durch ein weiteres Dichtelement 16 zu dem Trockenraum 74 abgedichtet. Das Dichtelement 16 ist hier zwischen einem Adapter 21 , der drehfest, vorzugsweise mit der Verschraubung 61 an die Primärmasse 1 drehfest befestigt ist und einem Verbindungsblech 36, das vorzugsweise mit einer Schraubverbindung 73 drehfest mit dem Zwischenblech verbunden ist, positioniert. Dabei können sich der Adapter 21 und das Verbindungsblech 36 relativ zueinander verdrehen. Das Dichtelement 16 kann beispielsweise als Simmerring ausgeführt werden.
In dem zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 ist die Koppelanordnung 41 positioniert. Die Koppelanordnung 41 besteht hier aus dem gestuften oder ungestuften Planetenrad, das mit einem Planetenradbolzen 52 an der Primärmasse 1 verdrehbar gelagert ist. Die Befestigung direkt an der Primärmasse 1 ist eine steife Ausführungsvariante und für eine genaue Funktion der Koppelanordnung 41 besonders positiv zu sehen.
Ein Drehmomentverlauf im ersten Drehmomentübertragungsweg 47 kann von der Kurbelwelle 19 kommend über die Primärmasse 1 und das Ansteuerblech 82 in den Innenfedersatz 58 verlaufen. Von dem Innenfedersatz 58 wird das erste Drehmoment über die Ansteuerscheibe 95 zu dem Außenfedersatz 57 geführt. Von dem Außenfeder- satz 57 gelangt das erste Drehmoment über die Nabenscheibe 5, dem Nietbolzen 59, dem Zwischenelement 7 und dem Antriebsholrad 8 an das gestufte oder ungestufte Planetenrad 46 der Koppelanordnung 41 .
Ein Drehmomentverlauf im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 verläuft von der Kurbelwellen über die Primärmasse 1 und dem Planetenradbolzen 52 in das gestufte oder ungestufte Planetenrad 46. Somit treffen sich am Planetenrad 46 der erste Drehmomentübertragungsweg 47 und der zweite Drehmomentübertragungsweg 48 und werden dort wieder zusammen geführt. Über ein Abtriebshohlradl 1 gelangt das zusammengeführte Drehmoment vom Planetenrad 46 in ein Zwischenblech 17 und von dort in ein Sekundärschwungrad 13, Hier kann das zusammengeführt Drehmoment beispielsweise an eine anzuflanschende Kupplung oder einen Drehmomentwandler abgegeben werde.
In Figur 2 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 wie in Figur 1 dargestellt, jedoch mit einem geänderten Drehmomentverlauf innerhalb der Phasenschieberanordnung 43. Wie auch in Figur 1 beschrieben, besteht die Phasenschieberanordnung aus einem Außenfedersatz 57 und einem Innenfedersatz 58, die radial um die Drehachse A hintereinander angeordnet sind und in serieller Wirkweise stehen. Dabei ist der Innenfedersatz 58 dem Außenfedersatz 57radial vorgelagert. Im Gegensatz zu Figur 1 wird jedoch zuerst in dem ersten Drehmomentübertragungsweg 47 der Außenfedersatz 57 durch ein Ansteuerblech 82a angesteuert, welches drehfest mit einem Mitteldeckblech 2 verbunden ist. Das Mitteldeckblech 2 ist drehfest mit einer Primärmasse 1 verbunden. Ein erstes Drehmoment im ersten Drehmomentübertragungsweg 47 kann in der Phasenschieberanordnung 43 wie folgt verlaufen.
Der Außenfedersatz 57 stützt sich einerseits an dem Ansteuerblech 82, das aus einem getriebeseitigen Deckblech 12 gebildet werden kann und andererseits an einer als Zentralscheibe ausgebildeten Nabenscheibe 5a ab. Der Innenfedersatz 58 stützt sich einerseits an der obig genannten Nabenscheibe 5a und andererseits an zumindest einem Abdeckblech 6 ab. Dabei umfasst die Nabenscheibe 5 zwischen Außenfedersatz 57 und Innenfedersatz 58 eine, in Richtung der Drehachse A verlaufende Durchsteckbohrung 84, die als ein um die Drehachse A radial verlaufendes Langloch 85 ausgeführt ist und durch die ein Nietbolzen 59 geführt wird. Zwischen einem Nietkopf 62 des Nietbolzens 59 und der Nabenscheibe 5a wird das Abdeckblech 6 so aufgenommen, dass das Abdeckblech 6 drehfest mit dem Nietbolzen 59 verbunden ist und im Langloch 85 um die Drehachse A zu der Nabenscheibe 5a verdrehbar ist. An dem Nietbolzen 59 ist einseitig auf der, der Koppelanordnung zugewandten Seite, ein Zwischenelement 7 drehfest mit dem Nietbolzen 59 verbunden. Das Zwischenelement 7 nimmt drehfest das Antriebsholrad 8 auf, das mit einem Planetenrad 46 in Wirkverbindung steht.
Ein erstes Drehmoment kann in dem ersten Drehmomentübertragungsweg 47 von der Kurbelwelle 19 kommend über die Primärmasse 1 , dem Mitteldeckblech 2 und dem Ansteuerblech 82 in den Außenfedersatz 57verlaufen. Von dem Außenfedersatz
57 wird das erste Drehmoment über die Nabenscheibe 5a zu dem Innenfedersatz 58 geleitet. Von dem Innenfedersatz 58 gelangt das erste Drehmoment über zumindest ein Abdeckblech 6, das in radialer Richtung um die Drehachse A zwischen dem Außenfedersatz 57 und dem Innenfedersatz 58 positioniert ist über das Zwischenelement 7 und das Antriebsholrad 8 an das gestufte oder ungestufte Planetenrad 46. Die Positionierung des Abdeckbleches 6 zwischen dem Außenfedersatz 57 und dem Innenfedersatz 58 ist vorteilhaft für einen kompakten radialen Bauraum der Drehschwingungs- dämpfungsanordnung 10.
Das zweite Drehmoment verläuft über den zweiten Drehmomentübertragungsweg 48, wie unter Fig. 1 bereist beschrieben.
Durch die Verwendung eines im Durchmesser größeren Innenfedersatzes 58, der hier vorteilhaft als eine Bogenfeder 92 ausgeführt ist, im Vergleich zum Außenfedersatz 57, kann eine größere Federenergie gespeichert werden. Zudem arbeitet der Innenfedersatz 58 reibungsärmer, da dieser radial weiter innen angeordnet ist und daher geringeren Fliehkräften ausgesetzt ist, als der Außenfedersatz 57. Dadurch kann auch eine weichere Kennlinie des Innenfedersatzes 58 verwendet werden, was vorteilhaft bei einer Entkoppelung bei einer hohen Drehzahl ist, da durch die Fliehkraft und die dadurch entstehende Reibung der Außenfedersatz 57 nur noch gering zur Entkoppelung beiträgt. Durch diese Dimensionierung des Innenfedersatzes 58 kann eine sehr gute Entkoppelung bei niedrigen Drehzahlen, ca. 500 U/min, durch eine Positionierung eines Auslöschpunktes in diesem Bereich erreicht werden. Auch bei hohen Drehzahlen, ca. 1200 U/min, ist eine gute Entkoppelung durch den noch arbeitenden Innenfedersatz
58 gegeben.
Eine Positionierung des Zwischenelementes7, welches das Abtriebshohlrad aufnimmt, zwischen dem Innenfedersatz 58 und dem Außenfedersatz 57 ist vorteilhaft be- züglich eines kompakten axialen Bauraumes, sowie positiv bezüglich einer Gewichtseinsparung zu werten.
In Figur 3 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 wie in Figur 2 dargestellt, jedoch mit einem Außenfedersatz 57, der einen größeren Durchmesser um- fasst als der Innenfedersatz 58. Dabei ist der Außenfedersatz 57 und oder der Innenfe- dersatz 58 als eine Bogenfeder 90 und oder 92 ausgebildet. Der größere Durchmesser des Außenfedersatzes 57 ist besonders dann vorteilhaft, wenn die zu beruhigenden Anregungen, beispielsweise eine Hauptmotorordnung 1 ,5 bei 3 Zylindermotoren, eine niedrige Anregungsordnung bei gleichzeitig großer Anregungsamplitude haben. Durch eine sehr niedrige Steifigkeit kann die Eigenfrequenz des Phasenschiebers soweit abgesenkt werden, dass eine Reduzierung einer Drehungleichförmigkeit bei sehr niedrigen Drehzahlen möglich wird. Die steife Anbindung der Planetenräder 46 ist wie in den Figuren 1 bis 2 beschrieben, hier ebenfalls vorteilhaft.
In Figur 4 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 wie in Figur 3 dargestellt, jedoch mit einem gleichen Durchmesser für den Außenfedersatz 57 und den Innenfedersatz 58. Dabei umfassen der Außenfedersatz 57 und oder der Innenfedersatz 58 zumindest eine Bogenfeder 90 und oder 92. Weiter ist an dem Zwischenelement 7 eine Zusatzmasse 44 angebracht. Dadurch wird eine höhere Zwischenmassenträgheit erreicht. Die erhöhte Zwischenmassenträgheit verbessert die Entkoppelung. Die steife Anbindung der Planetenräder 46 ist wie in den Figuren 1 bis 3 beschrieben, hier ebenfalls vorteilhaft.
In Figur 5 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 wie in Figur 3 dargestellt, jedoch ist hier, im Gegensatz zu den Figuren 1 bis 4, eine Phasenschieberanordnung 43 bei einem axialen Drehmomentverlauf von einem Eingangsbereich 50 zu einem Ausgangsbereich 55 einer Koppelanordnung 41 vorgelagert. Die Phasenschie- beranordnung 43 kann dabei einen Außenfedersatz 57 und oder einen Innenfedersatz 58 umfassen, die radial nacheinander um die Drehachse A angeordnet sind und in serieller Wirkweise stehen. Dabei können der Außenfedersatz 57 und oder der Innenfedersatz 58 als zumindest eine Bogenfeder 90 und 92 ausgeführt sein. In einer nicht gezeigten Ausführungsform können der Außenfedersatz 57und der Innenfedersatz 58 auch in paralleler Wirkweise stehen. Die Koppelanordnung 41 befindet sich in radialer Richtung zwischen dem Außenfedersatz 57 und dem Innenfedersatz 58. Die axiale Position der Koppelanordnung 41 wurde bereits beschrieben. Durch die axiale Anordnung der Koppelanordnung 41 kann ein Planetenradträger 9 nicht durch die Primärmasse 1 , wie in den Figuren 1 bis 4 dargestellt, gebildet werden. Hier wird der Planetenradträger 9 als ein separates Bauteil gebildet, das radial innen mittels einer Verschraubung 61 zusammen mit der Primärmasse 1 an die Kurbelwelle 19 drehfest befestigt ist.
Durch eine radial kompakte Anordnung der Koppelanordnung 41 , hier gebildet durch ein Planetenrad 46, einem Antriebshohlrad 8 mit einem drehfest verbundenen Antriebshohlradträger 72 und einem Abtriebshohlrad 1 1 mit einem drehfest verbundenen Zwischenblech 17, kann der Antriebshohlradträger mit einer Zusatzmasse 44a ausgeführt werden. Dadurch kann ein Massenträgheitsmoment des Antriebshohlradt- rägers 72 verändert werden. Dies ist besonders vorteilhaft bei einer Abstimmung der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10. Die Zusatzmasse 44a ist dabei radial außerhalb der Koppelanordnung 41 und dabei zumindest teilweise axial überdeckend zu der Koppelanordnung 41 angeordnet. Dabei befindet sich die Zusatzmasse 44a innerhalb der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 in einem sogenannten Nassraum 63, der mit Schmiermittel wie Öl oder Fett befüllt sein kann.
In Figur 6 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 mit einer räumlichen Anordnung der Koppelanordnung 41 und der Phasenschieberanordnung 43 wie in Figur 5 dargestellt, jedoch ist der Verlauf des ersten Drehmomentes in dem ersten Drehmomentübertragungsweg 47 durch die Phasenschieberanordnung 43 unterschiedlich zu Figur 5. In Figur 6 gelangt das erste Drehmoment von der Kurbelwelle 19 in ein Ansteuerblech 96, das drehfest, vorzugsweise mittels einer Verschraubung 61 mit der Kurbelwelle 19 verbunden ist. An dem Ansteuerblech 96 ist zumindest ein Abdeckblech 6, vorzugsweise mittels einer Nietverbindung, die nicht dargestellt ist, drehfest verbunden. Dabei kann, in einer nicht gezeigten Ausführungsform, das Ansteuerblech 96 auch gleich das Abdeckblech 6 mit umfassen. Von dem Abdeckblech 6 wird das erste Drehmoment zu einem Innenfedersatz 58 geführt. Über eine Nabenscheibe 5 gelangt das erste Drehmoment von dem Innenfedersatz 58 zu einem Außenfedersatz 57. Von dem Außenfedersatz 57 wird das erste Drehmoment von einem Mitteldeckblech 2, das hier mit einer nicht gezeigten Vertiefungsnase ausgeführt ist, aufgenommen und zu einem mit dem Mitteldeckblech 2, vorzugsweise mittels einer Schraubverbindung 64, hier nicht dargestellt, aber wahlweise aus Kostengründen auch als Schweißverbindung ausgeführt , drehfest verbundenen Hohlradträger 38 geleitet. Ein Antriebshohlrad 8 ist drehfest mit dem Hohlradträger 38 verbunden. Über das Antriebshohlrad 8 gelangt das erste Drehmoment an ein Planetenrad 46 der Koppelanordnung 41 . Eine Verwendung von einer Bogenfeder 90 als Außenfedersatz 57 stellt eine kostengünstige Alternative dar, da auf eine Verwendung von Gleitschuhen oder Führungsschuhen, wie sonst bei einer Verwendung von kurzen geraden Schraubenfedern notwendig, verzichtet werden kann. Weiter kann auch hier, wie schon bereits erwähnt eine höhere Federenergie gespeichert werden ohne eine Beschleunigungsspitze in einer Federkennlinie zu erhalten. Dies ist sonst bei der Verwendung von Gleitschuhen zwischen den kurzen geraden Schraubenfedern der Fall, da diese Gleitschuhe bei einem Zusammendrücken der einzelnen Schraubenfedern gegeneinander stoßen können und dadurch die Beschleunigungsspitzen entstehen können.
Wie auch in Figur 5 dargestellt, wird das Planetenrad 46 an einem separaten Planetenradträger 9 drehbar befestigt. Der Planetenradträger 9 ist radial innen mittels der Verschraubung 61 zusammen mit dem Ansteuerblech 96 an die Kurbelwelle 19 drehfest befestigt. Abweichend zu Fig. 5 ist hier die Umsetzung eines großen Massenträgheitsmomentes der Zwischenmassenträgheit gegeben, da in der vorliegenden konstruktiven Ausführung sowohl die Bauteile 7 und 12 zusammen die Zwischenmasse bilden. Bezugszeichen Primärmasse
Mitteldeckblech
Federanordnung
Nabenscheibe
Nabenscheibe
Abdeckblech
Zwischenelement
Antriebshohlrad
Planetenradträger
Drehschwingungsdämpfungsanordnung Abtriebshohlrad
getriebeseitiges Deckblech
Sekundärschwungrad
Dichtelement
Dichtelement
Zwischenblech
Kurbelwelle
Adapter
Kurbelwellenschraube
Dichtungsadapter
Verbindungsblech
Hohlradträger
Federsatz
Koppelanordnung
Phasenschieberanordnung
Zusatzmasse
a Zusatzmasse
Planetenrad
erster Drehmomentübertragungsweg zweiter Drehmomentübertragungsweg Ausgangsteil
Eingangsbereich
Planetenradbolzen
erstes Eingangsteil
zweites Eingangsteil
Ausgangsbereich
Schwingungssystem
Außenfedersatz
Innenfedersatz
Nietbolzen
Antriebsaggregat
Verschraubung
Nietkopf
Nassraum
Schraubverbindung Anfahrelement
Raumbereich
Nietverbindung
Antriebshoiradtrager Schraubverbindung Trockenraum
Ansteuerblech
Ansteuerblech
Durchsteckbohrung Langloch
Ausgang Antriebsaggregat Bogenfeder
Umformdeckblech
Bogenfeder
Ansteuerscheibe
Ansteuerblech
Summationsgetriebe Planetengetriebe

Claims

Patentansprüche
1 . Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 0) für den Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend
- einen zur Drehung um eine Drehachse (A) anzutreibenden Eingangsbereich (50) und einen Ausgangsbereich (55) und
- einen ersten Drehmomentübertragungsweg (47) und parallel dazu einen zweiten Drehmomentübertragungsweg (48), die beide von dem Eingangsbereich (50) ausgehen und
- eine, mit dem Ausgangsbereich (55) in Verbindung stehende Koppelanordnung (41 ) zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege (47; 48) geleiteten Drehmomente und
- eine Phasenschieberanordnung (43) für den ersten Drehmomentübertragungsweg (47) zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg (47) geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg (48) geleiteten Drehungleichförmigkeiten dadurch gekennzeichnet, dass die Phasenschieberanordnung (43) zumindest einen Federsatz (40) mit einer Bogenfeder (90) umfasst.
2. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 0) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Koppelanordnung (41 ) ein erstes Eingangsteil (53), ein zweites Eingangsteil (54), eine Überlagerungseinheit (52) und ein Ausgangsteil (49) umfasst, wobei das erste Eingangsteil (53) mit der Phasenschieberanordnung (43) und der Überlagerungseinheit (52) verbunden ist und das zweite Eingangsteil (54) mit dem Ein- gangsbereich (50) und der Überlagerungseinheit (52) verbunden ist und die Überlagerungseinheit (52) sowohl mit dem ersten Eingangsteil (53), als auch mit dem zweiten Eingangsteil (54) und dem Ausgangsteii (49) verbunden ist und wobei das Ausgangsteil (49) den Ausgangsbereich (55) bildet.
3. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 0) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Phasenschieberanordnung (43) ein Schwingungssystem (56) mit einer Primärmasse (1 ) und einer gegen die Wirkung einer Federanordnung (4) bezüglich der Primärmasse (1 ) um die Drehachse (A) drehbares Zwischenelement (7) um- fasst.
4. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 0) nach einem der Ansprüche 1 bis
3, dadurch gekennzeichnet, dass die Phasenschieberanordnung (43) zumindest einen Au ßenfedersatz (57) und oder zumindest einen zumindest teilweise radial innerhalb des Au ßenfedersatzes (57) angeordneten Innenfedersatz (58) umfasst.
5. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 0) nach einem der Ansprüche 1 bis
4, dadurch gekennzeichnet, dass der Au ßenfedersatz (57) und oder der Innenfedersatz (58) wenigstens eine Bogenfeder (90; 92) umfasst.
6. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 0) nach einem der Ansprüche 1 bis
5, dadurch gekennzeichnet, dass der Au ßenfedersatz (57) und der Innenfedersatz (58) radial zueinander um die Drehachse A positioniert sind, sich dabei zumindest teilweise axial überdecken und dass der Au ßenfedersatz (57) und der Innenfedersatz (58) gemäß einer Reihenschaltung angeordnet sind.
7. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 0) nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Au ßenfedersatz (57) und der Innenfedersatz (58) radial zueinander um die Drehachse A positioniert sind, sich dabei zumindest teilweise axial überdecken und dass der Au ßenfedersatz (57) und der Innenfedersatz (58) gemäß einer Parallelschaltung angeordnet sind.
8. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (1 0) nach Anspruch 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Phasenschieberanordnung (43) und die Koppelanordnung (41 ) zumindest teilweise in einen Nassraum (63) aufgenommen werden, der zumindest teilweise mit einem Fluid befüllt ist.
9. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Koppelanordnung (41 ) ein Summationsgetriebe (97) umfasst.
10. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Summationsgetriebe (97) ein Planetengetriebe (98) mit einem Planetenrad (46), einem Planetenradbolzen (52), sowie einem Antriebshohlrad (8) und einem Abtriebshohlrad (1 1 ) umfasst.
1 1 . Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass bezüglich eines vom Eingangsbereich (50) zum Ausgangsbereich (55) in axialer Richtung verlaufenden Drehmoments die Koppelanordnung (41 ) in dieser axialen Richtung räumlich der Phasenschieberanordnung (43) nachgelagert ist.
12. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass bezüglich eines vom Eingangsbereich (50) zum Ausgangsbereich (55) in axialer Richtung verlaufenden Drehmoments die Phasenschieberanordnung (43) in dieser axialen Richtung räumlich der Koppelanordnung (41 ) nachgelagert ist.
13. Drehschwingungsdämpfungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 3 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass das Zwischenelement (7) eine Zusatzmasse (44) aufnimmt.
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