CN102906458B - 扭转振动减振装置 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种扭转振动减振装置，特别用于带有自动变速器的传动系，所述扭转振动减振装置包括输入区域(52)和输出区域(82)，其中，在输入区域(52)和输出区域(82)之间设有第一扭矩传递路径(46)和与之并联的第二扭矩传递路径(48)以及用于使由所述扭矩传递路径(46，48)导引的扭矩叠加的离合装置(50)，其中，扭转振动减振装置还至少在第一扭矩传递路径(46)中包括移相器装置(56)，所述移相器装置用于产生经由第一扭矩传递路径(46)导引的旋转不均匀性相对于经由所述第二扭矩传递路径导引的旋转不均匀性的相位移动。

Description

扭转振动减振装置
技术领域
本发明涉及一种扭转振动减振装置，如，该扭转振动减振装置可以例如用于车辆的传动系。
背景技术
在与内燃机组装在一起的传动系中主要受到在内燃机中周期性进行的点火以及由此释放的能量转换成曲轴的旋转运动的限制，基本上没有恒定的扭矩导引至传动系中。由曲轴输出的扭矩及其转速经受摆动或振动、总地来说经受旋转不均匀性。因为这种旋转不均匀性可以在行驶运行中出现征兆，所以通常要尽可能大幅度地消除旋转不均匀性。
例如可以了解到，通过利用力或能量存储器，即例如采用弹簧或运动的质量或它们的组合，将在这样的旋转不均匀性中产生的能量暂时存储，然后进一步输送给传动系，从而能够实现平稳的转速进程或扭矩进程。作为为缓冲器已知的质量摆锤将于行驶状态中出现的旋转不均匀性转换成振动质量的振动偏转，其中，该偏转能够克服离心力进行并且通过预设的偏转轨迹或待偏转的质量可以实现与确定的触发转速或触发频率的一致。这样的缓冲器当然可以与通过采用弹簧或类似部件而振动的质量***相结合。
由于在当今的车辆构造中总是越来越紧凑的空间情况，对于用于减振的***可用的空间更小，其中去离合质量相应地减小，即所产生的旋转不均匀性减轻减小。
发明内容
本发明的目的在于，提供一种扭转振动减振装置，特别是对于带有自动变速器的传动系，该扭转振动减振装置能够实现更好地减少在传动系中导入的旋转不均匀性。
根据本发明，上述目的通过这样一种扭转振动减振装置来实现，特别是对于带有自动变速器的传动系，该扭转振动减振装置包括输入区域和输出区域，其中，在输入区域和输出区域之间设有第一扭矩传递路径和与之并联的第二扭矩传递路径以及用于使由所述扭矩传递路径导引的扭矩叠加的离合装置，其中，扭转振动减振装置还至少在第一扭矩传递路径中包括移相器装置，所述移相器装置产生经由所述第一扭矩传递路径导引的旋转不均匀性相对于经由所述第二扭矩传递路径导引的旋转不均匀性的相位移动。
在本发明的扭转振动减振装置中，通过采用移相器装置用于，首先分配所传递的扭矩，然后再会集所传递的扭矩，由于这样导致的相位移动而产生振动分量在待传递扭矩中的抵消叠加。在理想的状态下，至少在特别是临界的频率范围内实现几乎完全消除旋转不均匀性。
为了能够以结构上简单的方式有效实现相位移动规定建议，移相器装置包括振动***，振动***具有初级侧和能够克服弹簧装置作用相对于初级侧围绕旋转轴线旋转的次级侧。
因此，移相器装置基本上根据双质量飞轮的功能原理而构成，其中，通过一方面选择弹簧强度且另一方面选择在初级侧和次级侧上的质量比或惯性，提供带有希望的振动特性的、能够克服弹簧装置作用的、相对于彼此振动的两个质量，即主要是初级侧和次级侧。其特点是，这样的振动***具有谐振频率。在低于谐振频率的频率范围内，这样的振动***在低于临界条件下振动，也就是说，***的触发和反应基本上同时产生。在超出谐振频率时产生相位突变，从而***的触发和反应主要以彼此相对的相位移动的方式产生，即，***在超出临界条件下工作。这样的相位突变在理想状态下为最大值180°，本发明利用这样的相位突变，以通过使如此相位移动的扭矩振动分量与未发生相位移动的扭矩分量叠加而实现旋转不均匀性所希望的减小。
为了能够在到输出机构的扭矩传递路径中实现进一步改善的减振特性建议，输出区域包括另一个振动***，其具有初级侧和能够克服弹簧装置作用相对于该初级侧旋转的次级侧。
根据特别有利的观点提出了，设有能够围绕旋转轴线旋转的、填充或可填充流体的且至少包围所述离合装置的壳体装置。该方案通过至少离合装置在填充或可填充流体的壳体装置中的集成实现了，通过流体或者其产生的润滑效应，特别是当流体为油时，特别是能够避免在离合装置区域中的磨损。这也能够影响减振特性，这是因为运动部件能够克服流体产生的阻力而运动，并由此使能量消失。
由此可以进一步设定，壳体装置至少包围移相器装置的一部分。
可替换的变化方案提出了，移相器装置的至少一部分布置在壳体装置的外部。
根据特别有利的发明观点提出了，壳体装置或/和其输入区域到输出机构的扭矩流不会被切断。这意味着，例如液压变矩器，其扭矩流通过桥接联结器有选择地产生和切断；与此不同，根据本发明的构思，扭转振动减振装置实际上只能够如此在扭矩流中起作用，而不能用来脱离传动系接下来的区域。实际上根据本发明的构造，在壳体装置和输出机构之间存在持久无法解除的、却对扭转振动减振有帮助的连接。
输出机构例如可以包括输出轮毂，所述输出轮毂与输出轴、优先是变速器输入轴相联结或能联结，以围绕旋转轴线共同旋转。
例如能够由此保证壳体装置供有流体，即，所述壳体装置包括用于驱动流体泵以将流体输送到所述壳体装置内的驱动机构。当壳体装置绕着旋转轴线被旋转驱动时，通过这种形式总是还能够激活流体泵，并由此保证在运行时使壳体装置充分地用流体填充。
通过可实现构造非常简单紧凑的结构形式的变化方案提出了，离合装置包括行星轮传动装置。此处例如可以看出，行星轮传动装置包括与第二扭矩传递路径相联接的行星轮支架，所述行星轮支架带有多个可旋转承载的行星轮。此处需指出的是行星轮可以主要由圆形的由完全环绕的齿部构成的轮构成，或者作为替代，还可以构成为扇形轮。
为了使行星轮传动装置或者其行星轮以简单的方式用于将通过两个扭矩传递路径导引的扭矩或者扭矩分量引导到一起，提出了，行星轮传动装置包括联接在第一扭矩传递路径上的与行星轮形成啮合的第一联结轮装置和联接在输出区域上的与行星轮形成啮合的第二联结轮装置。
此处例如可以看出，与行星轮连接在一起的第一联结轮装置和与行星轮连接在一起的第二联结轮装置提供有彼此相同的传动比。通过提供基本相同的传动比能够达到，总的待传递扭矩的经由两个扭矩传递路径导引的扭矩分量基本大小相同。
影响通过两个扭矩传递路径待传递的扭矩或者扭矩分量的意义在于，使所传递的扭矩或者扭矩分量相互之间不同，这一点可以由此实现，即，使与行星轮连接在一起的第一联结轮装置和与行星轮连接在一起的第二联结轮装置提供有不同的传动比。
第一联结轮装置和第二联结轮装置能够分别形成为一个空心轮装置，即与行星轮在其径向向外区域共同作用。作为替代可以设定，第一联结轮装置和第二联结轮装置分别包括一个太阳轮装置。
为了进一步影响减振特性可以设定，振动***或/和另一个振动***包括至少两个相互串联布置的振动减振器，其分别都具有初级侧和相对于该初级侧可旋转的次级侧。作为替代的或者附加的可以看出，振动***或/和另一个振动***包括至少两个并联作用的振动减振器，其分别都具有初级侧和相对于其可旋转的次级侧。
当振动***或/和另一个振动***包括与转速相适应的振动减振装置，所述振动减振装置具有至少一个在周向上相对于基础位置可偏转的并且由此使到旋转轴线的距离改变的偏转质量；进一步地使振动减振特性与特别的触发频率或分级相适应成为可能。
在可替换的结构形式的变化方案中可以实现，振动***或/和另一个振动***包括固有频率-振动减振装置，其具有至少一个能够克服复位弹簧装置的作用而偏转的振动质量。
进一步地，减振特性能够由此受到有利的影响，即，与振动***或/和另一个振动***相对应地设有在初级侧和次级侧之间自动产生相反作用的摩擦减振装置。
本发明进一步涉及一种用于车辆的传动系，包括自动变速器，所述自动变速器具有变速器输入轴和变速器内部的用于以选择的方式切断变速器输入轴和变速器输出轴之间的扭矩传递连接的扭矩流切断装置，所述传动系还包括根据本发明的扭转振动减振装置，其中，输出侧与变速器输入轴联结在一起以共同旋转。
附图说明
接下来借助于附图对本发明进行详细说明。其中：
图1示出了自动变速器的纵向剖面示意图；
图2从原理上示出了扭转振动减振装置的局部纵向剖面图；
图3示出了对应于图2的一种可替换的结构形式的示意图；
图4示出了对应于图2的一种可替换的结构形式的示意图；
图5示出了对应于图2的一种可替换的结构形式的示意图；
图6示出了对应于图5的扭转振动减振装置的构造原理的局部纵向剖面图；
图7示出了对应于图2的一种可替换的结构形式的示意图；
图8示出了对应于图2的一种可替换的结构形式的示意图；
图9示出了对应于图2的一种可替换的结构形式的示意图；
图10示出了对应于图2的一种可替换的结构形式的示意图；
图11示出了对应于图10的扭转振动减振装置的构造原理的局部纵向剖面图；
图12示出了对应于图2的一种可替换的结构形式的示意图。
具体实施方式
图1中用于车辆的传动系所指定的自动变速器通常用10来表示。变速器10包括变速器壳体12，其带有通过中间盘14主要形成流体密封封闭的湿腔16。在湿腔16中具有不同能够改变转速传动比的变速器组件，即行星轮传动机构、离合装置、制动装置等这一类的。特别是这种组件包括在湿腔16中布置的制动装置18，其可以用于切断通过中间盘14流体密封产生的从变速器输入轴20到变速器输出轴22的扭矩流。制动装置18也可以作为变速器内部的起动部件作用，通过其能够引起，在运行的传动设备中，例如内燃机，和静止的车辆中使变速器输出轴22能够静止，而使变速器输入轴20随着驱动轴、例如曲轴旋转。
自动变速器10的这种结构形式不需要具有另一个起动部件、即可选择地与扭矩流的产生和切断相适应的***，例如液压变矩器或者其他联结器。这再一次说明了由变速器壳体12的变速器罩24包围的空间区域26(变速器输入轴20的由湿腔16伸出的末端也位于该空间区域种)可以用来给扭转振动减振装置定位。自动变速器10的壳体12通过变速器罩24与传动设备相连，例如内燃机，从而最终扭转振动减振装置位于或起作用于在传动设备或者该传动设备的驱动轴和自动变速器10或者该自动变速器的变速器输入轴20之间的扭矩流中。
接下来图2至图11描述了扭转振动减振装置不同的结构形式，根据本发明的原理，这些扭转振动减振装置能够以特别有利的方式应用于如图1所示的自动变速器10中。
图2示出的扭转振动减振装置28包括壳体30，其在驱动侧与驱动轴32，例如示意出的内燃机34的曲轴，相联结或者能联结。通过这种联结，壳体30与驱动轴32一起绕着旋转轴线A旋转，其例如还对应变速器输入轴20的旋转轴线。
在与自动变速器10相对的一侧，壳体30具有例如贯穿图1所示的中间盘14咬合的、驱动在湿腔16布置的流体泵或者变速器油泵的泵驱动轮毂36。通过壳体30的旋转，与液力式变矩器类似，能够激活变速器内部的流体泵，流体能够通过例如变速器输入轴20和泵驱动轮毂36之间形成的中间空间38流入到壳体30的内腔40，或者又回流回去。例如在变速器输入轴20上不需要具有用来支持内腔40的孔，例如像液力式变矩器的情况下那样。同样不需要支撑空心轴，例如设置用于液力式变矩器的导轮。在湿腔16和变速器罩24包围的空间区域或者内腔26之间的动力密封通过密封***42实现，其在变速器输入轴20和中间盘14之间以及中间盘14和泵驱动轮毂36之间起作用。
扭转振动减振装置28在壳体30的内腔40包括输出机构44，其与变速器输入轴20相联结或者能联结地共同旋转，例如通过齿部啮合。在壳体30和输出机构44之间存在两个扭矩传递路径46，48，这两个扭矩传递路径在离合装置50区域内、在离合装置50中的构成输出轮毂形成的输出机构44之前会集到一起，并且在输入区域52分开。输入区域52固定联结在壳体30上，使壳体30的扭矩流在输入区域不能被切断。
在输入区域52中两个扭矩传递路径46，48分开。其中的第一扭矩传递路径46包括移相器装置56，其会导致通过第一扭矩传递路径46导引的扭矩相对于通过第二扭矩传递路径48导引的扭矩产生的相位移动。
移相器装置56包括扭转振动减振器58，其带有初级侧60、次级侧62和反作用于初级侧60和次级侧62之间的相对旋转的弹性单元64。
此处需要指出的是，扭转振动减振器58可以是常规的构造，例如作为初级侧包括轮毂凸缘，作为次级侧包括两个双侧放置的相互固定连接在一起的盖盘部件。弹性单元64可以包括多个在周向相继排列的弹簧，优先是螺旋压力弹簧，这些弹簧支撑在初级侧60和次级侧62上、并共同相对于彼此朝向中和相对旋转位置的方向上产生一个反作用力。扭转振动减振器58在图1所示的结构形式范例中主要包括振动***66，其在第一扭矩传递路径46中会导致所传递的旋转不均匀性或者扭矩振动的相位移动。这个振动***66有条件的具有在初级侧66和次级侧62上的质量，以及具有通过扭转振动减振器58的弹性单元64、此处构成振动***66的弹簧装置提供的固有频率或者谐振频率。当低于固有频率触发振动时，待传递的振动基本在没有相位移动的情况下传递。当超过谐振频率时会产生相位突变，其可以在理想情况和最大时为180°，触发的和继续导引的振动相互逆向行进。
在离合装置50中通过两个扭矩传递路径46，48导引的扭矩或者扭矩分量重新汇到一起。此处离合装置50由行星轮传动装置68构成，包括与第一扭矩传递路径48相联结的行星轮支架70。该行星轮支架在周向分布地承载了多个行星轮72。行星轮具有两个相互轴向错开设置的齿部74，76，其在图1所示的结构形式范例中相对于行星轮支架70上的行星轮72的旋转轴线具有相互不同的直径。
第一空心轮78与扭转振动减振器58或者振动***66的次级侧62相连接，与行星轮72的齿部74形成啮合。第二空心轮80，其主要构成扭转振动减振装置46的输出区域82，与行星轮72的齿部76形成啮合。第二空心轮80与输出机构44固定联接在一起，使扭矩流同样在输出区域82、即在离合装置50和输出机构44之间不能可选择地切断或者产生，而是持续地存在。这同样适应于扭转振动减振装置28的、在输入区域52的分开与离合装置50区域中的两个扭矩传递路径46，48的会集之间的区域。次级侧62或者与之相联结的空心轮78能够例如通过轴承86支承在输出区域82上。
行星轮传动装置68通过在行星轮支架70上基本上能够自由旋转的行星轮72与两个空心轮78，80的共同作用，使经由两个扭矩传递路径46，48导引的扭矩会集到一起。如果扭矩包括振动分量，且当振动分量或波动分量的频率低于振动***66的谐振频率时，那么两个扭矩或者扭矩分量在离合装置50中相位相同地会集或者叠加到一起。因此，在输出区域82进一步导引的扭矩与关于其波动过程中近似的在桥接联结器54的输入区域52所得到的扭矩相匹配。
然而，当振动分量的频率超过振动***66、即扭转振动减振器58的谐振频率时，两个通过扭矩传递路径46，48导引的扭矩以它们的振动分量在离合装置50中抵消地重叠在一起。在理想情况下，即相位移动为180°时，振动分量在此能都达到完全消除，因此在输出区域82接收到的扭矩主要具有平滑的、至少具有明显振动减少的过程。
为了能够进一步影响扭转振动减振装置42的减振特性，例如对应于次级侧62布置有附加质量84，用来由此提高次级侧的质量，并且从而能够对谐振频率产生影响。进一步地，振动***66可以是通常以85表示的摩擦减振装置，例如能够在初级侧60和次级侧62之间与弹性单元64并联起作用，而且能够构成为库伦摩擦装置或者流体摩擦装置。这种与弹性单元64并联起作用的摩擦减振装置85主要还影响通过振动***66引起的相位移动的大小。
通过扭转振动减振装置58的结构形式(即，初级侧60的质量、次级侧62的质量、弹性单元64的刚度和支撑次级侧质量的附加质量84)，通常使振动***66能够达到尽可能小的固有频率，从而，在相对较小的振动触发、也就是相对较低的转速时，由此实现到超临界的过渡，即带有相位移动的运行状态。
通过两个齿部74，76具有相互不同的直径，因此还使两个空心轮78，80也具有不同的空心轮，实现对扭矩在两个扭矩传递路径46，48的分布的影响。空心轮78，80的直径越接近，因此齿部74，76的直径相差越小，通过两个扭矩传递路径46，48导引的扭矩分量也越均匀。图1所示的结构形式范例中，与空心轮78共同作用的齿部74的直径较大，使传动比达到小于1，对于相反的尺寸比例关系，使传动比大于1。第一种情况中，通过第一扭矩传递路径46导引的扭矩利用第二扭矩传递路径48中的扭矩流折回而增加，也就是说在离合装置50的辅助下。本发明的意义还在于，在扭矩传递路径中使用的两个扭矩流的抵消的重叠，目的是在输出区域82得到大致平滑的总扭矩。第二种情况中，齿部76较大而齿部74较小，在输入区域52导引的扭矩对应于尺寸比例关系如此被分开，即，在两个扭矩传递路径46，48中的扭矩流沿着相同方向进行，两个沿着相同方向传递的扭矩分量在离合装置50中相互叠加。
通过提供由图2可见的处于封闭***中的扭转振动减振装置28，即通过提供由壳体30基本上封闭的空间，使不同的用于扭转振动减振的***区域通过在壳体30中运行时存在的流体，保护其避免遭受过量的磨损。这首先涉及到离合装置50或者行星轮传动装置68，在其中两个通过扭矩传递路径46，48导引的扭矩分量会集到一起。例如处于流体(通常被视为粘性介质)中的行星轮传动装置68或者扭转振动减振器58的运动也会影响减振特性，这是因为由于必要性，流体必须被排挤，导致能量散失。
扭转振动减振装置28的这种构造首先适用于与自动变速器连接在一起，因为这种形式和方式能够保证在内腔40具有流体。除此之外可以看到，在自动变速器10的壳体12中，特别是湿腔16中，具有变速器控制仪，其能控制不同的阀，使到壳体30的内腔40的流动路径开启或者切断。由此流体可以通过借助于壳体30自己驱动的泵从流体仓流入到壳体12中，在那也可以再次回流。
图3示出了变型的结构形式，其中行星轮传动装置68、即离合装置50分别包括太阳轮78’和太阳轮80’，以与阶梯状形成的行星轮72的齿部74，76共同作用。这里，这种径向布置在沿周向围绕着旋转轴线A分布的行星轮72之内的太阳轮78’，80’导致在两个扭矩传递路径46，48中导引的扭矩分量的叠加，并且通过叠加得到的总扭矩继续导引至输出区域82或者到输出机构44。
在图4所示的结构形式中，振动***66包括两个在此串联在一起的扭转振动减振器58，58’。扭转振动减振器58的初级侧60还主要构成振动***66的初级侧60。其次级侧62与第二扭转振动减振器58’的初级侧60’相连接。其次级侧62’主要还构成振动***66的次级侧，并与空心轮78或者附加的飞轮质量84相联结。与扭转振动减振器58相同，扭转振动减振器58’也具有与弹性单元64’并联起作用的摩擦减振装置85’。
需要指出的是，当然两个扭转振动减振器58，58’也可以并联起作用。由于这个原因，两个初级侧60，60’相互固定地联结在一起，而同理使两个次级侧62，62’也相互联结在一起，因此两个弹性单元可以相互并联起作用。
从这种结构形式中可以看出，在扭转振动减振器58’的次级侧62’对于附加的飞轮质量84可替换地或者附加地设有振动减振装置89。这个可以构成与转速相适应的带有一个或多个偏转质量的缓冲器，这些偏转质量可以沿着各自在周向延伸的导轨偏转。导轨具有顶点区域，在该顶点区域时导轨与旋转轴线A的距离最大。偏转质量在顶点区域偏转时，其不仅在周向，而且还沿着径向向内引导运动，因此能够得到势能。通过导轨的几何形状和对偏转质量质量的选择，使确定触发振动或者更高的布置、例如达到点火频率成为可能。可替换地，这种振动减振装置89也可能形成固有频率缓冲器。此外也可能设有一个或者多个飞轮质量。这些飞轮质量可以能够克服弹簧的回复力而偏转，因此一方面通过质量的选择、另一方面通过弹簧常数的选择可以确定需要缓冲的频率。
如图4所示，这种振动减振装置89可替换地或者附加地有可能设置在输出区域82，例如与空心轮相联结。当然，在第一扭矩传递路径46中集成的振动减振装置89也可能联结在空心轮78上。进一步地指出，这种与转速相适应的或者作为固有频率缓冲器起作用的振动减振装置89也可以设置在其他所有示出的结构形式中，而且既可配置于扭矩传递路径，又可配置于输出区域。
在图5所示的构造中，除了在第一扭矩传递路径46作用的移相器装置56的振动***66，进一步还对应于输出区域82配置有振动***90。另一个振动***90沿着在壳体30和输出机构44之间的扭矩流而位于离合装置50之后。另一个振动***90包括扭转振动减振器92，其带有联结在输出侧的空心轮80上的初级侧94以及联结在输出机构44上的次级侧96。在初级侧和次级侧之间弹性单元98起作用，从而使初级侧94和次级侧96相互之间能够克服弹性单元92的弹簧的回复作用而在周向上围绕旋转轴线A旋转。此处，还可以使一个又与弹性单元98并联的摩擦减振装置100起作用。
在这个另一个振动***90的初级侧94或者与之相联结的空心轮80和振动***66的次级侧62或者与之相联结的空心轮78之间具有轴承86。进一步地，相对于变速器输入轴20需要通过轴承102实现附加的支撑。
这种构造形式的主要优点在于，在两个串联在一起作用的振动***66，90之间通过附加质量84在两个振动***66，90之间达到相对缓慢的中间质量，因此振动减振特性被证明非常好。因为通过另一个振动***90在任何情况下能够传递通过扭转振动减振装置28导引的总扭矩，其弹性单元应该如此设计，即，使这种扭矩能能够在其弹性体范围内传递，也就是说不需要在初级侧94和次级侧96之间的旋转自锁在总的扭矩范围内产生弹性作用。
当然，例如附加的振动质量84也可以在其他位置作为中间质量起作用。例如其可以联结在扭转振动减振器92的初级侧94或者直接联结在空心轮78上。
图6用详细的结构图示出了图5所示的构造原理。可以看出，扭转振动减振装置58的壳体12，其由多个壳体部分或者壳体轴瓦一起构成，并且具有与自动变速器10的湿腔16接合在一起的泵驱动轮毂36。在朝着传动设备待定位的壳体轴瓦104上具有联结器单元106，其可以具有扁平的或者垫圈状的形状并且具有多个例如旋紧在挠性盘或类似构件上的联结器区段108，该挠性盘然后又在径向内部区域例如通过螺纹连接与驱动轴32联接在一起。通过这种形式和方式，壳体12可以被驱动围绕旋转轴线A旋转。
输入区域52例如通过***式齿部与壳体12固定联结在一起，以及例如通过轮毂盘或者中心盘部件提供的扭转振动减振器58的初级侧60连接在一起。这个中心盘部件在其径向内部区域同时构成行星轮支架70，在该行星轮支架上通过相应的轴状的轴承销可旋转地承载多个在周向围绕旋转轴线分布的行星轮72。在此，行星轮支架70通过轴承110可旋转地支承于输出机构44上。而且，次级侧62，此处由两个盖盘部件提供，可以在此于驱动侧的盖盘部件区域中，通过轴承112可旋转地支承于输出机构44上。行星轮支架70在这种结构形式中直接与壳体30相联接，例如联接到朝向驱动设备的外壳轴瓦104上。此处，在径向向内接合的次级侧62的盖盘部件中可以设有贯穿孔，可以使行星轮支架70的相应的固定区段穿过该贯穿孔，从而能够相对于次级侧62在周向也能运动。
次级侧62的两个盖盘部件的另一个在其径向内部区域构成空心轮78，其与行星轮72的直径较大的齿部74共同作用。
同理，另一个振动***90或者其扭转振动减振器92与一个初级侧94的盖盘部件一起构成空心轮80。作为次级侧96作用的中心盘部件径向向内通过铆接或者类似方式与输出机构44联接在一起，在此也可以集成地构成。
附加的质量84此处包括两个垫圈状的质量部，例如由板材材料或者铸件材料构成。这样的质量部其中之一通过铆接与次级侧62相联接，即两个盖盘部件，在其径向外部区域通过铆接与另一质量部连接。该另一质量部再次径向向内引导，例如轴向相对于壳体12或者还径向相对于输出机构44受到支承。
图7示出的构造，其与前面图5所示的构造在原理上相对应。这里也可以看出两个振动***66和90，其中第一个振动***集成在第一扭矩传递路径46中，而第二个振动***对应于输出区域82布置。进一步地可以看出一个附加的振动减振装置89的构造，即所谓的固有频率缓冲器。可以看到质量114，例如由一个或者多个质量部提供。这里，一个或者多个弹簧116将质量114与扭转振动减振器58或者空心轮78的次级侧62联结在一起。可以与弹簧116并联作用的是摩擦减振装置118，从而可以实现附加的能量散失。
这种附加的振动减振装置最主要的是，无论构成固有频率缓冲器还是构成与转速相匹配的缓冲器，该振动减振装置都没有位于扭矩传递路径中，而是包括基本上在没有扭矩负载条件下振动的质量。
图8所示的结构形式范例中，振动***66和相关的移相器装置56布置于壳体30之外。输入区域52和驱动轴32联结在一起共同旋转。扭转振动减振器58例如可以这样布置，即，其弹性单元64的弹簧径向围绕着壳体30，并与该壳体轴向重叠。
第二扭矩传递路径48的行星轮支架70接合到壳体30的内腔40中，并且通过密封装置120进行流体密封，而且能够旋转地进入到壳体30中。不可相对转动的壳体30与扭转振动减振器58的次级侧62的联结例如可以通过***式齿部122实现。此外，壳体30可以通过轴承124支承在行星轮支架70上。因为壳体30通过轴承124相对于行星轮支架70受到支承，并因此主要受到限定性地径向保持，所以确保在密封装置120中提供基本上不变的密封间隙。
通过移相器装置56导引的扭矩分量通过次级侧62和***式齿部122到达壳体30中。这样或者自己构成空心轮78，或者与空心轮固定连接在一起。通过行星轮72(其中的每一个又具有两个齿部74，76)，能够达到扭矩分量的会集，并通过空心轮80继续导引至输出机构44和相关的变速器输入轴20。
为了保证在这种结构形式中内腔40的流体密封封装，比密封装置42以较小半径定位的密封装置120相对于第一个密封装置能够相对运动。在前面所述的形式和方式中，壳体30的内腔40用流体填充。通过限定地或者可控制地将流体引入到内腔40进一步保证了，密封装置的密封表面不管是在运行状态还是静止状态都持续地不会被流体浸湿。在静止状态，壳体30大幅度被排空，料位位于密封装置120以下。在运行状态，由于离心力的作用流体主要径向向外偏移，因此在这种状态，基本上不会将密封装置120浸湿。
在这种结构形式中，流体的作用不仅能够减轻磨损，而且仅在离合装置50的区域中使用了附加的减振组件。
在图9所示的构造中，振动***66再次包括两个扭转振动减振器58、60，其中第一个如图8所对应的形式和方式位于壳体30之外，而第二个扭转振动减振器58位于壳体之内，然而还是位于第一扭矩传递路径46中。此外第一扭转振动减振器58的次级侧62通过之前已经反映的***式齿部122与位于壳体30内部的扭转振动减振器58的初级侧60’相联接。其次级侧62’自身与壳体30相联结，该壳体又承载或者由自身提供空心轮78。
在这种结构形式范例中，扭转振动减振器58’的初级侧60’借助于轴承124支承在行星轮支架70上或者由此支承在第二扭矩传递路径48上。通过另一个轴承126，将壳体30支承在扭转振动减振器58’的初级侧60’上。此处，第二扭转振动减振器58’的初级侧60’可以构成中间轴或者与之相联结。
此处还存在密封装置120，通过其使壳体30流体密封地与行星轮支架70连接在一起，相比较而言进一步径向向内相对于旋转轴线A，从而在考虑到于运行状态和静止状态所设定的料位的情况下，可以使其密封表面持续不会被浸湿。
图10中示出的构造，其主要结合了图8中的结构形式变体和图5中的结构形式变体。振动***66或者其扭转振动减振器58位于壳体30之外，例如主要径向在外部环绕地布置。之后在输出区域82中，在空心轮80上存在有另一个带有扭转振动减振器92的振动***90。该扭转振动减振器的次级侧与输出机构44相联结。
图11用详细的结构图示出了对应于图10所述的构造原理的部分纵向剖面图。扭转振动减振器12或者其初级侧60构成有两个轴向相互间隔布置的盖盘部件。两个盖盘部件中定位于驱动侧的盖盘部件能够通过挠性盘或者类似构件与驱动轴、例如驱动设备的曲轴联结，以围绕旋转轴线A共同旋转。
扭转振动减振器58在此处分为两级地构成。第一级包括作为输入区域或者初级侧的两个已经提到的盖盘部件以及作为次级侧或者输出区域的中心盘部件130。中心盘部件130借助于弹性单元64的第一成套弹簧可相对于两个盖盘部件围绕旋转轴线A旋转，中心盘部件在其径向内部区域同时形成在径向内部的第二减振器级的输入区域或者初级侧上。第二减振器级与第一减振器级串联在一起作用，包括作为输出侧或者次级侧(同时还提供扭转振动减振器58的次级侧62)的两个另外的盖盘部件，这两个盖盘部件布置于中心盘部件130的两侧，并且例如可以通过螺纹连接与此处盘状的附加质量84相连接。扭转振动减振器58的弹性单元64的另一个成套弹簧在两个另外的盖盘部件和中心盘部件130之间作用，由此使两个***区域相互之间的相对旋转成为可能。
附加质量84径向向内与壳体30或者其驱动侧的外壳轴瓦104同理通过齿部132构成旋转联结接合。在外壳轴瓦104上径向向外例如通过铆接固定空心轮78，该空心轮与行星轮72的齿部74形成啮合。
承载行星轮72的行星轮支架70径向向内例如借助于曲轴圆锥齿圈并且通过使用紧固套134与输入轮毂136相联接。该输入轮毂又与扭转振动减振器58的初级侧60固定连接在一起，因此在驱动轮毂136的区域实现两个扭矩传递路径46和48的分流。
与行星轮72的齿部76形成啮合的空心轮80，在扭转振动减振器90的初级侧94例如通过螺纹连接、铆接或者其他的方式固定联接在一起。该初级侧94包括两个盖盘部件，其在轴向相互间隔地互相固定连接在一起，并且在两个盖盘部件中间容纳有次级侧96的中心盘部件。该中心盘部件与输出机构44例如通过螺纹连接、铆接或者其他的方式固定联接在一起，或者如此处所示的集成构造在一起。通过例如与行星轮支架70一起联接到驱动轮毂136上的、套筒状的轴承部件138径向相对于行星轮支架70、同时由此相对于输入轮毂136支撑扭转振动减振器90的初级侧94。驱动轴的旋转轴线和输出轴(其与输出机构44相联结)的旋转轴线之间的轴线偏离可以通过扭转振动减振器90的次级侧96相对于初级侧94的径向相对运动性能来补偿。
扭转振动减振器58的次级侧62的轴向轴承，即，设在第二减振器级中的盖盘部件，例如可以直接通过图11所示的轴承部件140相对于扭转振动减振器的初级侧60来实现。扭转振动减振器58的次级侧62的径向轴承可以通过附加质量84与壳体30的啮合以及壳体30借助于轴承124在输入轮毂136上的支承来实现。行星轮支架70轴向相对于壳体30通过轴承142支承。在其他轴向方向，该次级侧通过轴承部件138支撑在扭转振动减振器90的初级侧94上，通过另一个轴向轴承144轴向相对于输出侧的外壳轴瓦146受到支撑。在驱动侧，壳体30借助于动力的密封装置120、以相对较小的半径相对于输入轮毂136密封。以大一点的半径，壳体30或者泵轮毂36同理通过动力密封件42相对于变速器10密封。
振动减振特性的设置可以在这种结构形式变体中特别是通过扭转振动减振器58的初级侧60和次级侧62的质量的确定以及通过附加质量84的质量或者惯性扭矩的选择、当然还通过与弹性单元64的弹簧刚度的共同作用来实现。
图12示出了图10所示结构形式范例的一个改进方案。此处在第一扭矩传递路径46中附加地具有振动减振装置89，在此该振动减振装置具有固有频率缓冲器的形式，如前面图7所描述。带有一个或者多个质量部的振动质量114通过一个或者多个弹簧116与壳体30相联接并且在壳体的内腔40中，弹簧例如构成螺旋压力弹簧或者弹性块(例如橡胶部件或者类似部件)。
进一步地指出，在前面所描述的结构形式中，不管用于减振的***区域的部分布置于壳体之内还是壳体之外，不同的用于振动减振的方面，例如多个串联或者并联作用的扭转振动减振器在振动***66或/和另一个振动***90中与一个或者多个附加的振动减振装置相连接，都能够独立设置。这意味着，前面所有用来描述用于减振的方面可以任意相互组合。这同样涉及到离合装置或者其行星轮传动装置的结构设计。行星轮传动装置可以用空心轮或者太阳轮提供。当然在周向围绕旋转轴线分布的具有两个齿部74，76的行星轮可以集成在一起构成，或者可以由任意两个分别提供齿部的部分接合在一起。

Claims (23)

1.一种扭转振动减振装置，用于带有自动变速器的传动系，所述扭转振动减振装置包括输入区域(52)和输出区域(82)，其中，在输入区域(52)和输出区域(82)之间设有第一扭矩传递路径(46)和与之并联的第二扭矩传递路径(48)以及用于使由所述扭矩传递路径(46，48)导引的扭矩叠加的离合装置(50)，其中，所述扭转振动减振装置还至少在第一扭矩传递路径(46)中包括移相器装置(56)，所述移相器装置用于产生经由所述第一扭矩传递路径(46)导引的旋转不均匀性相对于经由所述第二扭矩传递路径导引的旋转不均匀性的相位移动。
2.按照权利要求1所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述移相器装置(56)包括振动***(66)，所述振动***具有初级侧(60)和能够克服弹簧装置(64；64，64’)作用相对于所述初级侧(60)围绕旋转轴线(A)旋转的次级侧(62；62’)。
3.按照权利要求2所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述输出区域(82)包括另一个振动***(90)，该另一个振动***具有初级侧(94)和能够克服弹簧装置(98)作用相对于该另一个振动***(90)的初级侧(94)旋转的次级侧(96)。
4.按照权利要求3所述的扭转振动减振装置，其特征在于，设有能够围绕旋转轴线(A)旋转的、填充或可填充流体的且至少包围所述离合装置(50)的壳体装置(30)。
5.按照权利要求4所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述壳体装置(30)至少包围所述移相器装置(56)的一部分。
6.按照权利要求5所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述移相器装置(56)的至少一部分布置在壳体装置(30)的外部。
7.按照权利要求4至6中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，由所述壳体装置(30)或/和所述输入区域(52)到输出机构(44)的扭矩流不会被切断。
8.按照权利要求7所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述输出机构(44)包括输出轮毂，所述输出轮毂与输出轴相联结或能联结，以围绕旋转轴线(A)共同旋转。
9.按照权利要求8所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述输出轮毂与变速器输入轴相联结或能联结，以围绕旋转轴线(A)共同旋转。
10.按照权利要求4至6中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述壳体装置(30)包括用于驱动流体泵以将流体输送到所述壳体装置(30)中的驱动机构(36)。
11.按照权利要求3所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述离合装置(50)包括行星轮传动装置(68)。
12.按照权利要求11所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述行星轮传动装置(68)包括与所述第二扭矩传递路径(48)相联接的行星轮支架(70)，所述行星轮支架带有多个可旋转承载的行星轮(72)。
13.按照权利要求12所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述行星轮传动装置(68)包括联接在所述第一扭矩传递路径(46)上的与所述行星轮(72)形成啮合的第一联结轮装置(78；78’)和联接在所述输出区域(82)上的与所述行星轮(72)形成啮合的第二联结轮装置(80；80’)。
14.按照权利要求13所述的扭转振动减振装置，其特征在于，与所述行星轮(72)连接在一起的第一联结轮装置(78；78’)和与所述行星轮(72)连接在一起的第二联结轮装置(80；80’)提供有彼此相同的传动比。
15.按照权利要求13所述的扭转振动减振装置，其特征在于，与所述行星轮(72)连接在一起的第一联结轮装置(78；78’)和与所述行星轮(72)连接在一起的第二联结轮装置(80；80’)提供有彼此不同的传动比。
16.按照权利要求13至15中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述第一联结轮装置(78)和所述第二联结轮装置(80)分别包括一个空心轮装置(78，80)。
17.按照权利要求13至15中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述第一联结轮装置(78’)和所述第二联结轮装置(80’)分别包括一个太阳轮装置(78’，80’)。
18.按照权利要求3至6中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述振动***(66)或/和所述另一个振动***(90)包括至少两个相互串联布置的振动减振器(58；58’)，所述振动减振器分别都具有初级侧(60，60’)和能够相对于所述振动***(66)的初级侧或所述另一个振动***(90)的初级侧旋转的次级侧(62，62’)。
19.按照权利要求3至6中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述振动***(66)或/和所述另一个振动***(90)包括至少两个相互并联作用的振动减振器，所述振动减振器分别都具有初级侧和能够相对于所述振动***(66)的初级侧或所述另一个振动***(90)的初级侧旋转的次级侧。
20.按照权利要求3至6中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述振动***(66)或/和所述另一个振动***(90)包括与转速相适应的振动减振装置(89)，所述振动减振装置具有至少一个在周向上相对于基础位置可偏转的并且由此使到旋转轴线(A)的距离改变的偏转质量。
21.按照权利要求3至6中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述振动***(66)或/和所述另一个振动***(90)包括固有频率-振动减振装置，所述固有频率-振动减振装置具有至少一个能够克服复位弹簧装置(116)的作用而偏转的振动质量(114)。
22.按照权利要求3至6中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，与所述振动***(66)或/和所述另一个振动***(90)相对应地设有在初级侧(60，94)和次级侧(62，96；62’)之间自动产生相反作用的摩擦减振装置(85，85’,100)。
23.一种用于车辆的传动系，包括自动变速器(10)，所述自动变速器具有变速器输入轴(20)和变速器内部的用于以选择的方式切断变速器输入轴(20)和变速器输出轴(22)之间的扭矩传递连接的扭矩流切断装置(18)，所述传动系还包括根据前述权利要求任意一项的扭转振动减振装置(28)，其中，所述扭转振动减振装置(28)的输出侧与所述变速器输入轴(20)联结在一起以共同旋转。
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