WO2016000708A1 - Drehschwingungsdämpfer - Google Patents

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WO2016000708A1
WO2016000708A1 PCT/DE2015/200390 DE2015200390W WO2016000708A1 WO 2016000708 A1 WO2016000708 A1 WO 2016000708A1 DE 2015200390 W DE2015200390 W DE 2015200390W WO 2016000708 A1 WO2016000708 A1 WO 2016000708A1
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toothing
torque
torsional vibration
vibration damper
planetary gear
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PCT/DE2015/200390
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English (en)
French (fr)
Inventor
Mario Degler
Original Assignee
Schaeffler Technologies AG & Co. KG
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/1204—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon with a kinematic mechanism or gear system
    • F16F15/1206—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon with a kinematic mechanism or gear system with a planetary gear system
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H45/00—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches
    • F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F16H2045/0221—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type with damping means
    • F16H2045/0226—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type with damping means comprising two or more vibration dampers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16H—GEARING
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    • F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F16H2045/0221—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type with damping means
    • F16H2045/0268—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type with damping means the damper comprising a gearing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type

Definitions

  • the invention relates to a torsional vibration damper according to claim 1.
  • a torque transmission device which can be used, for example, in a drive train of a vehicle in order to dampen or eliminate as far as possible rotational irregularities.
  • the torque transmission device has an input to be driven for rotation about a rotation axis input area and an output range, wherein between the input area and the output area a first torque transmission path and parallel thereto a second torque transmission path and a coupling arrangement for superimposing the guided over the torque transmission paths torques is provided, wherein in the first Torque transmission path is provided a first phase shifter arrangement for generating a phase shift of rotational irregularities guided over the first torque transmission path with respect to rotational irregularities conducted over the second torque transmission path.
  • a turbine wheel of a hydrodynamic converter is coupled to the output side of the torque transmission device.
  • an improved torsional vibration damper can be provided in that the torque transmitting device at least two at least partially parallel torque transmission paths for transmitting torque between an input side and an output side and a translation device (s) for branching and / or summarizing by means of the torque transmission paths transmitted torque is formed has.
  • the translation device as a circulation gear, wherein the translation device comprises at least one planet gear and at least a first gear part, wherein the first gear part has at least a first recess, wherein the first recess has a first toothing and the planet gear has a second toothing, wherein the planet gear at least partially in the recess arranged and the first toothing has a meshing engagement with the second toothing.
  • the planet gear is rotatably mountable about a planetary gear axis, wherein the planet gear axis is arranged parallel to the axis of rotation, wherein the planet gear has a third toothing.
  • the second toothing and the third toothing are arranged in a common plane of rotation. Additionally or alternatively, it is also conceivable that the second toothing is arranged radially outside the planetary gear axis and the third toothing radially inward to the planetary gear axis.
  • the planet gear has a center of mass, wherein the center of gravity is arranged at a distance from the planet gear axis.
  • the center of mass is arranged radially inward of the planetary gear axis. In this way, a gearing rattle can be avoided by a clever arrangement of the center of mass of the planetary gear.
  • an effective radius of the third toothing is smaller than an effective radius of the second toothing.
  • the second toothing is arranged spaced from the third toothing in the circumferential direction, wherein preferably between the second toothing and the third toothing in the circumferential direction an arc section is arranged, wherein in particular the arc section is concave.
  • the planetary gear can be optimized in terms of component strength.
  • the second toothing is arranged adjacent to the third toothing in the circumferential direction.
  • the transmission device has a second transmission part, wherein the second transmission part is arranged axially adjacent to the first transmission part. is arranged, wherein the second gear part has a fourth toothing, wherein the fourth toothing meshes with the second or third toothing.
  • the second gear part has a second recess, wherein preferably the second recess has the fourth toothing.
  • the translation device is coupled to the input side, wherein one can be coupled to the output side
  • Momentenkoppeleinnchtung is provided between the translation device and the torque coupling device.
  • the two torque transmission paths are provided.
  • a phase shifter arrangement is provided for generating a phase shift of rotational irregularities guided via the first torque transmission path with respect to rotational irregularities conducted via a second torque transmission path.
  • the torque coupling device is designed to superimpose the torques transmitted via the torque transmission paths.
  • the transmission device comprises a planet carrier, wherein the planet carrier is designed to support the planetary gear, wherein the planet carrier is coupled to the torque coupling device.
  • a spring damper is provided between the torque coupling device and the output side, wherein the spring damper comprises a spring arrangement arranged between the torque coupling device and the output side, wherein the spring damper comprises a vibration system with the
  • a friction device wherein the friction device has a first friction surface and a second friction surface.
  • the first friction surface and / or the second friction surface is at least the planetary gear and / or the intermediate mass and / or the translation device and / or the
  • Torque coupling means and / or the planet carrier coupled torque-torque wherein the first friction surface is in frictional engagement with the second friction surface, wherein the friction device is preferably designed to brace the first Wheelmomentüber- transmission path relative to the second torque transmission path.
  • Figure 1 is a functional diagram of a torsional vibration damper
  • FIG. 2 shows a half-longitudinal section of a constructive embodiment of the torsional vibration damper shown in FIG. 1 according to a first embodiment
  • FIG. 3 shows a cross section along a sectional plane A-A shown in FIG. 2 through the torsional vibration damper shown in FIG. 2;
  • FIG. 3 is a half-longitudinal section of a constructive embodiment of the torsional vibration damper shown in FIG. 1 according to a second embodiment
  • FIG. 4 shows a cross section along a sectional plane B-B shown in FIG. 3 through the torsional vibration damper shown in FIG. 3;
  • FIG. 5 is a half-longitudinal section of a constructive embodiment of the torsional vibration damper shown in FIG. 1 according to a third embodiment
  • FIG. 6 shows a half-longitudinal section of a constructive embodiment of the torsional vibration damper shown in FIG. 1 according to a fourth embodiment
  • FIG. 7 is a half-longitudinal section of a constructive embodiment of the torsional vibration damper shown in FIG. 1 according to a fifth embodiment.
  • FIG. 8 shows a half-longitudinal section of a constructive embodiment of the torsional vibration damper according to a sixth embodiment shown in FIG.
  • FIG. 1 shows a functional diagram of a torsional vibration damper 10.
  • rotational masses 100 for example a hub, a flange, a carrier plate or a cast iron are symbolized by box-shaped elements.
  • a particularly voluminous rotational mass 100 for example a turbine housing or a particularly massive rotational mass 100, can be represented by a relatively large box.
  • a rotational mass 100 shown large can also be shown for illustrative reasons, for example, to be present at several engaging on the rotational mass 100 frictions or torque M clearly.
  • a line-shaped connection in FIG. 1 represents a torque connection 30.
  • the torsional vibration damper 10 has an input side 20 and an output side 25.
  • the input side 20 can be connected in a torque-locking manner, for example, with a reciprocating motor of a motor vehicle.
  • the output side 25 can be connected in a torque-locking manner, for example, to a transmission of the vehicle.
  • the reciprocating engine provides a torque M for driving the vehicle, which has rotational irregularities.
  • Torque M is introduced via the input side 20 in the torsional vibration damper 10.
  • the torsional vibration damper 10 comprises a coupling device 50, a hydraulic torque converter 55, a spring damper 60, a transmission device 65 and a torque coupling device 70. Between the transmission device 65 and the torque coupling device 70, a first torque transmission path 75 and a second torque transmission path 80 are provided. The first torque transmission path 75 is arranged parallel to the second torque transmission path 80.
  • the coupling device 50 is a torque transmitting device that is controllable to selectively transmit or disconnect torque M between its opposite ends.
  • the coupling device 50 may be designed, for example, as a dry clutch, a multi-plate clutch or a wet clutch running in an oil bath.
  • a hydraulically designed actuating device can be provided for actuating the coupling device 50.
  • an electrical or a mechanical actuation of the coupling device 50 is conceivable.
  • the converter 55 represents a torque transmission which can be produced in the hydrostatic interaction between an impeller 1 10 and a turbine wheel 1 15. A torque M transmitted by the converter 55 is dependent on a speed difference between the turbine wheel 15 and the impeller 1 10.
  • the translation device 65 is designed as a planetary gear, in particular as a planetary gear.
  • a spring arrangement 120 can be configured, for example, as a bow spring or compression spring. In this case, no difference between a bow spring and a compression spring is made in Figure 1.
  • the spring arrangement 120 is designed to provide a vibration-damping transmission of torque M.
  • the bow spring is an elastic element for power transmission, which is arranged to extend tangentially about an axis of rotation 15.
  • the compression spring has a similar function as the bow spring. Deviating from this, the compression spring is usually helical and does not extend curved, but straight along a tangent to a perimeter of a circle segment about the axis of rotation 15.
  • the spring assembly 120 may have one or more arrangements of the bow spring and / or the compression spring.
  • the bow springs or compression springs can be interconnected in parallel and / or in series with each other.
  • the output side 25 has a second rotational mass 100.2.
  • the first rotational mass 100.1 is connected by means of the coupling device 50 with a third rotational mass 100.3.
  • the first rotational mass 100. 1 is furthermore connected to the impeller 1 10 by means of a first torque connection 30.
  • the third rotational mass 100.3 is connected in a torque-locking manner by means of a second torque connection 30.2 to the transmission device 65.
  • the transmission device 65 is essentially rigidly connected on the output side via a third torque connection 30.3 to a fourth rotational mass 100.4.
  • the fourth rotational mass 100.4 is connected to the torque coupling device 70 in the first torque transmission path 75 by means of a first spring arrangement 120.1.
  • the fourth rotational mass 100.4 in conjunction with the first spring arrangement 120.1 and the fifth rotational mass 100.5, forms a phase shifter arrangement 130 in its tuning.
  • the phase shifter assembly 130 forms a vibration system in which the fourth rotational mass 100.4 and the fifth rotational mass 100.5 against the first spring assembly 120.1 can oscillate against each other.
  • the second torque transmission path 80 is the output side, the translation device 65 by means of a fourth torque connection 30.4 with the
  • the spring damper 60 has a second spring arrangement 120.2, wherein the second spring arrangement 120.2 is arranged between the torque coupling device 70 and the second rotation mass 100.2 (output side 20).
  • the spring damper 60 forms another oscillating system with the torque coupling device 70 and an output side 25 rotatable about the axis of rotation 15 with respect to the torque coupling device 120.2 with respect to the torque coupling device 70.
  • the torque M is passed from the first rotational mass 100.1 to the third rotational mass 100.3 when the clutch device 50 is in the closed state, which in turn is transmitted via the second torque connection 30.2 transmits the torque M to the translation device 65.
  • the transmission device 65 branches the torque M into the two torque transmission paths 75, 80 as a function of a ratio i, which the transmission device 65 has.
  • the torque M is over the third torque connection 30.3 in the first torque transmission path 75 to the fourth rotational mass 100.4 and passed over the first spring arrangement 120.1 to the fifth rotational mass 100.5.
  • the phase shifter assembly 130 is tuned such that the rotational inaccuracy loaded with the torque M is above a resonant frequency of the phase shifter assembly 130.
  • This causes the rotational non-uniformity is transmitted out of phase, preferably with a phase offset of 180 °, from the fourth rotational mass 100.4 on the first spring assembly 120.1 to the fifth spring assembly 120.5.
  • the rotational non-uniformity is transmitted to the fifth rotational mass 100.5 via the second torque transmission path 80 substantially without a phase offset.
  • the fifth rotational mass 100.5 operates here as a torque coupling device 70 and superimposed over the two torque transmission paths 75, 80 superimposed rotational non-uniformity with each other.
  • the phase offset of the rotational inaccuracy transmitted via the first torque transmission path 75 at least partially extinguishes the rotational nonuniformity transmitted via the second torque transmission path 80.
  • the torque M is forwarded to the output side 25 via the second spring arrangement 120.2, if necessary with and with a portion of the rotational non-uniformity that has not been erased.
  • FIG. 2 shows a half-longitudinal section through a constructive embodiment of the torsional vibration damper 10 shown in FIG. 1.
  • the illustration of the first rotational mass 100.1 of the first torque connection 30.1 and of the converter 55 is dispensed with.
  • the third rotational mass 100.3 in the embodiment comprises a disk carrier 200 of a wet friction clutch, not shown, and a disk 210.
  • the disk carrier 200 comprises a disk carrier base 205 and a toothing 206 for the torque-locking connection of friction disks to the disk carrier 200.
  • the disk carrier plate 205 extends essentially in the radial direction. Axially adjacent to the plate carrier base 205, the disc 210 is arranged.
  • the disk 210 is connected in a torque-locking manner to the disk carrier base 205 via a first connection 215.
  • the fourth rotational mass 100.4 comprises, axially adjacent to the disc 210, an intermediate mass 220 formed as a first gear part of the transmission device 65 on a side opposite the disc carrier base 205.
  • the intermediate mass 220 has a first intermediate mass part 225 and a second intermediate mass part 230.
  • the first intermediate mass part 225 extends axially in the direction of the disk carrier 200 radially on the outside of the disk carrier bottom 205.
  • the second intermediate mass part 230 is connected torque-tight to the first intermediate mass part 225 via a second connection 235.
  • the second intermediate mass part 230 has a recess (not shown), wherein the first spring arrangement 120.1 is arranged in the recess. In this case, an end face of the recess of the second intermediate mass part 230 is assigned to an end face of the first spring arrangement 120.1.
  • the first spring arrangement 120.1 is formed in the embodiment with two bow springs 240, 245, wherein a first bow spring 240 is disposed radially inwardly of a second bow spring 245.
  • a first bow spring 240 is disposed radially inwardly of a second bow spring 245.
  • the fifth rotational mass 100.5 includes a side window 255.
  • the side window 255 includes a first side window part 250. Radially outside, the first spring arrangement 120.1 is encompassed by the first side window part 250.
  • the first side window part 250 is designed substantially cup-shaped and is axially in Figure 2 on the right side, so opposite to the first intermediate mass portion 225 past the first spring assembly 120.1.
  • the side window 255 also has a second side window part 260, which is connected by means of a third connection 265 to the first side window part 250 in a torque-locking manner. Opposite in the circumferential direction to the second intermediate mass part 230 of a front side of the first spring assembly 120.1 is associated with a front side of the second side window part 260.
  • the second spring arrangement 120.2 likewise comprises two sheet feeder countries, wherein one of the two bow springs is arranged radially inwardly of the other bow spring.
  • the output side 25 or the second rotational mass 100.2 comprises an output part 270 and a hub 275. Axially between the first side window part 250 and the second side window part 260, the output part 270 is provided.
  • the output part 270 extends substantially in the radial direction and is radially inwardly connected to the hub 275 torque-locking.
  • the hub 275 is designed as a hollow shaft and has on the inside a shaft-hub connection (not shown) 280 to a transmission input shaft 285 of the transmission.
  • On the hub 275 is rotatable, but secured in the axial direction of the disk carrier 200, the second intermediate mass part 225 and the second side window part 250 rotatably supported.
  • the translation device 65 is arranged.
  • the transmission device 65 is designed as a planetary gear and advantageously comprises in the circumferential direction a plurality of planetary gears 290.
  • the planetary gear 290 is rotatably mounted about a Planetenrad- axis 295 on a planet carrier 300 of the translation device 65 by means of a bearing 345.
  • the planetary gear axis 295 is equidistant from the rotational axis 15 with respect to the circumferentially disposed planetary gears 290.
  • the Planetenradachse 295 is arranged parallel to the axis of rotation 15.
  • the planet carrier 300 is connected in a torque-locking manner to the second side window part 260 and is thus part of the fifth rotational mass 100.5.
  • the planet carrier 300 and the second side window part 260 form the second torque transmission path 80.
  • the first side window 265 forms the torque coupling device 70 from FIG.
  • the planet carrier 300 is rotatably mounted on the hub 275 on the hub 275 in the circumferential direction.
  • the planet carrier 300 is mounted directly on the hub 275.
  • a rolling and / or sliding bearing for supporting the planet carrier 300 may additionally be provided on the hub 275.
  • the second intermediate mass part 230 (see FIG. 3) has a first recess 305 radially inwardly of the second connection 235.
  • the first recess 305 has, in the embodiment, a recess contour 310 which is substantially part-annular. Radially on the inside, the first recess 305 has a first toothing 315, so that the first toothing 315 is formed sun-like.
  • the planetary gear 290 passes through the first recess 305.
  • the planet gear 290 has a second toothing 320, which is arranged corresponding to the first toothing 315 radially inward of the planetary gear axis 295.
  • the second toothing 320 has a meshing engagement with the first toothing 315.
  • Radially on the outside of the planetary gear 295, the planetary gear 290 has a third toothing 325.
  • the second toothing 320 in this case has an effective radius r 2 , based on the Planetenradachse 295, which is greater than a Wirkradius r 3 of the third gear 325.
  • the second gear 320 and the third gear 325 are in a common plane of rotation relative to the Planetenradachse 295 and also arranged with respect to the axis of rotation 15.
  • the second toothing 320 and the third toothing 325 are spaced from one another.
  • an arc section 330 is provided in the circumferential direction between the second toothing 320 and the third toothing 325.
  • the arcuate portion 330 is concave and connects the second toothing 320 with the third toothing 325.
  • the second toothing 320 is arranged adjacent to the third toothing 325. Due to the configuration of the planetary gear 290 with two different effective radii of the teeth 320, 325, the planetary gear 290 has a center of gravity 335 which, relative to the planetary gear 295, is arranged radially inward of the planetary gear 295. In a rest position, the center of mass 335 is arranged in a plane spanned by the axis of rotation 15 and the planetary gear axis 295.
  • the disc 210 is formed as a ring gear and has on an inner circumferential surface a fourth toothing 340, which corresponds to the third toothing 325 of Planetary gear 290 is formed.
  • the fourth toothing 340 has a combing engagement with the third toothing 325.
  • a torque M possibly loaded with a torsional vibration introduced into the disk carrier 200 via the disk carrier 200, which acts as a third rotational mass 100.3, the disk carrier 200 passes the torque M into the disk 210 via the first connection 215.
  • the disk 210 introduces the torque M via the fourth gear 340 in the third gear 325 a. Due to the different effective radii r 2 , r 3 of the two gears 320, 325 of the planetary gear 290, the introduced via the third gear 325 torque M is translated to the second gear 320.
  • the second toothing 320 introduces the torque M via the first toothing 315 a first portion of the torque in the intermediate mass 220.
  • the planetary gear 290 initiates a second portion of the torque M translated into the planetary carrier 300.
  • the planetary gear 290 thus acts as Momentenverzweigungseinnchtung and splits the torque to be transmitted M on the two torque transmission paths 75, 80.
  • the torque M is forwarded by the first toothing 315 via the intermediate mass 220 to the first spring arrangement 120.1.
  • the first spring arrangement 120.1 forms, in conjunction with the intermediate mass 220 and the side window 255, the phase shifter arrangement 130 from FIG.
  • the torsional vibration is transmitted through the first torque transmission path 75 through the tuning of the spring arrangement 120.1 to the intermediate mass 220 and the side window 255 out of phase into the side window 255.
  • the torque M is superimposed on the two torque transmission paths 75, 80.
  • the superimposed torque M is coupled via the side window 255 in the second spring arrangement 120.2 frontally.
  • the superimposed torque M is forwarded from the second spring arrangement 120.2 at a second end via the output part 270 into the hub 275.
  • the torsional vibration damper 10 can be made particularly slim in the axial direction. the. Furthermore, the orientation of the center of gravity 335 away from the planetary gear axis 295 has a positive effect on vibration isolation of the torsional vibration damper 10. In particular, by means of a change in position of the center of mass 335 by the above-described design measures in the design of the planetary gear 290, for example by a thickening or thinning of the planetary gear 290 between the two gears 320, 325, the vibration isolation of the torsional vibration damper 10 are modified in a simple manner.
  • a centrifugal force acting on the planetary gear 290 in the operation of the torsional vibration damper 10 in the design of the planetary gear 290 with regard to the position of the center of mass 335 must be taken into account.
  • the position of the center of gravity 335 and the centrifugal force acting on the planetary gear 290 can be coordinated so that a biasing force is achieved on the planetary gear 290, so that a gear play between the first and second teeth 315, 320 and / or the third and fourth toothing 325, 340 is compensated by a continuous contact contact of the teeth 315, 320, 325, 340, so that a gearing rattling can be avoided.
  • the planetary gear 290 can, for example, be machined from the solid, in particular milled. Alternatively, it is conceivable that the planetary gear 290 is forged (finished) lowered. It is also conceivable that the planetary gear 290 is punched from a sheet. It is also conceivable that the planetary gear 290 has multi-part layers in the axial direction, which are connected to one another in a positive and / or non-positive manner, for example.
  • the planetary gear 290 is supported by means of the bearing 345.
  • the bearing 345 may be formed as a rolling bearing, as shown in Figure 3.
  • the bearing 345 is designed as a sliding bearing.
  • planetary gears 290 are distributed circumferentially at regular intervals in recesses 305 arranged regularly corresponding to the planetary gears 290.
  • the first recess 305 and the corresponding planet gears 290 are arranged at irregular intervals.
  • FIG. 4 shows a semi-longitudinal section through a torsional vibration damper 10 according to a second embodiment.
  • FIG. 5 shows a cross section along a sectional plane B-B shown in FIG. 4 through the torsional vibration damper 10 shown in FIG. 4.
  • the torsional vibration damper 10 is similar to the torsional vibration damper 10 shown in FIGS.
  • the torque flow between the plate carrier 200 and the output side 25 is identical.
  • the disk carrier bottom 205 is designed to be shortened radially inwards.
  • the disk 210 which is arranged on the disk support base 205 and designed as a second gear part has a second cutout 400.
  • the second recess 400 has a second recess contour 405, which is similar to the first recess contour 310 of the first recess 305.
  • the second recess 400 has the fourth toothing 340.
  • the fourth toothing 340 engages in the second toothing 320 of the planetary gear 290 and is therefore arranged radially in relation to the planetary gear axis 295 to the planetary gear axis 295.
  • the cutout contours 405, 310 are arranged spaced apart radially from the outside of the planetary gear 290, so that the second toothing 320 has no contact contact radially outside the cutout contours 405, 310 of the two cutouts 305, 400. For this reason, the second toothing 320 of the planetary gear 290 could also be dispensed with in a particularly cost-effective embodiment.
  • the torque transmission takes place on the planetary gear 290 exclusively via the third toothing 325.
  • the disk carrier 200 can be arranged particularly close to the intermediate mass 220 in the axial direction.
  • FIG. 6 shows a semi-longitudinal section through a torsional vibration damper 10 according to a third embodiment.
  • the torsional vibration damper 10 is substantially identical to the torsional vibration damper 10 shown in FIGS. 4 and 5.
  • the fourth toothing 340 is related to the pia Netenradachse 295 arranged radially outside to the planetary gear 295 and to the planet carrier 300.
  • the fourth toothing 340 has a meshing engagement with the third toothing 325 of the planetary gear 290.
  • the fourth toothing 340 is thus formed corresponding to the third toothing 325.
  • FIGS. 1 shows a semi-longitudinal section through a torsional vibration damper 10 according to a third embodiment.
  • the torsional vibration damper 10 is substantially identical to the torsional vibration damper 10 shown in FIGS. 4 and 5.
  • the fourth toothing 340 is related to the pia Netenradachse 295 arranged radially outside to the planetary gear 295 and to
  • the first toothing 315 is still arranged radially inward of the planetary gear axis 295 and the planetary gear 290 and has a meshing engagement with the second toothing 320 of the planetary gear 290.
  • Figure 7 shows a semi-longitudinal section through a torsional vibration damper 10 according to a fourth embodiment.
  • the torsional vibration damper 10 is formed substantially identical to the torsional vibration dampers 10 shown in FIGS. 4 to 6.
  • the first toothing 315 and the fourth toothing 340 are arranged on the inner circumferential surfaces of the recesses 305, 400, radially with respect to the planetary gear axis 295, on the outside of the planetary gear axis 295.
  • the first toothing 315 also has a meshing engagement with the third toothing 325.
  • the cutout contours 405, 310 are arranged radially on the inside on a peripheral surface of the recesses 305, 400, which is oriented radially outwards, and are arranged at a distance from the second toothing 320.
  • Figure 8 shows a semi-longitudinal section through a torsional vibration damper 10 according to a fifth embodiment.
  • the torsional vibration damper 10 is substantially identical to the torsional vibration dampers 10 shown in FIGS. 2 to 7, and is in particular a combination of the torsional vibration damper 10 shown in FIGS. 4 and 5 and 7.
  • the disk 210 is identical to that in FIGS. 4 and 5 formed disc 210 so that the fourth gear 340 is arranged radially inwardly to the planetary gear 295 and the planetary gear 290 arranged.
  • the second recess 400 with its recess contour 405 is arranged at a distance from the third toothing 325.
  • the intermediate mass 220 is identical to the intermediate mass 220 shown in FIG. 7, so that the first toothing 315 is radially outward of the Planetenradachse 295 is arranged and has a meshing engagement with the third toothing 325 of the planetary gear 290.
  • the transmission ratio of the transmission device 65 and thus the distribution of the torques M on the two torque transmission paths 75, 80 can be determined in a simple manner.
  • a friction device 500 can be provided.
  • the friction device 500 has a first friction surface 505 and a second friction surface 510.
  • the first friction surface 505 is arranged in the embodiment on the disc 210 frontally.
  • the second friction surface 510 is arranged on the front side on the first intermediate mass part 225 on a side facing the plate carrier 200 end face.
  • the friction surfaces 505, 510 are pressed against each other by means of a tensioning device (not shown), so that the friction surfaces 505, 510 have a frictional engagement and a torque transmission can take place via this friction engagement.
  • the friction device 500 By transmitting the torque M via the two torque transmission paths 75, 80, the friction device 500 causes a tension of the intermediate mass 220 to the plate carrier 200, a tension of the planetary gear 290 relative to the plate carrier 200 and the intermediate mass 220 and a strain and thus a strain of the first Torque transmission path 75 relative to the second torque transmission path 80, so that a teeth clearance is compensated and the teeth 315, 320, 325, 340 abut each other in the operation of the torsional vibration damper 10 in order to avoid gearing rattling.
  • first friction surface 505 and / or the second friction surface 510 can be coupled with at least the planetary gear 290 and / or the intermediate mass 220 and / or the translation device 65 and / or the torque coupling device 70 and / or the planet carrier 300 in a torque-locking manner ,
  • the tension for example, a bearing clearance of the bearing 345 of the planetary gear 290 balanced.
  • the vibration behavior and / or the damping behavior of the torsional vibration damper 10 can be influenced by the friction device 500.
  • a tensioning device is particularly suitable a plate spring or a compression spring.
  • other embodiments of the bracing device are also conceivable, for example, annular elements, in particular compensating rings, would be possible in this case.
  • the bracing device can be arranged, for example, axially between the intermediate mass 220 and the first side window 250.
  • the friction surfaces 505, 510 are annular in the embodiment. Of course, it is also conceivable that the friction surfaces 505, 510 differently, for example, on a peripheral side, are arranged. Furthermore, it is conceivable that the friction device 500 is supplemented by components suitable for the friction device 500, such as a friction lining, plastic parts and coatings.
  • the friction device 500 is arranged on other components of the torsional vibration damper 10.
  • the friction device 500 is arranged on other components of the torsional vibration damper 10.
  • Friction device 500 on the planet gear 290, the planet carrier 300, the hub 275 or the side window 255 is arranged.
  • gears 315, 320, 325, 340 are also arranged at a different position. Furthermore, it is also conceivable for the disk 210, the intermediate mass 220 and / or the side window 255 to accommodate additional functions.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Drehschwingungsdämpfer, der drehbar um eine Drehachse lagerbar ist, aufweisend wenigstens zwei zumindest teilweise parallel verlaufende Drehmomentübertragungswege zur Übertragung eines Drehmoments zwischen einer Eingangsseite und einer Ausgangsseite, und eine Übersetzungseinrichtung, die zur Verzweigung und/oder Zusammenfassung des mittels der Drehmomentübertragungswege übertragenen Drehmoments (M) ausgebildet ist, wobei die Übersetzungseinrichtung als Umlaufgetriebe ausgebildet ist, wobei die Übersetzungseinrichtung wenigstens ein Planetenrad und wenigstens ein erstes Getriebeteil umfasst, wobei das erste Getriebeteil wenigstens eine erste Aussparung aufweist, wobei die erste Aussparung eine erste Verzahnung und das Planetenrad eine zweite Verzahnung aufweist, wobei das Planetenrad zumindest teilweise in der Aussparung angeordnet und die erste Verzahnung einen Kämmeingriff mit der zweiten Verzahnung aufweist.

Description

Drehschwingungsdämpfer
Die Erfindung betrifft einen Drehschwingungsdämpfer gemäß Patentanspruch 1 .
Aus der WO 201 1/147 633 ist eine Drehmomentübertragungseinrichtung bekannt, die beispielsweise in einem Antriebsstrang eines Fahrzeugs eingesetzt werden kann, um Drehungleichförmigkeiten zu dämpfen bzw. so weit wie möglich zu eliminieren. Dabei weist die Drehmomentübertragungseinrichtung einen zur Drehung um eine Drehachse anzutreibenden Eingangsbereich und einen Ausgangsbereich auf, 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 ist, wobei im ersten Drehmomentübertragungsweg eine erstem Phasenschieberanordnung zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über dem ersten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist. Ein Turbinenrad eines hydrodynamischen Wandlers ist dabei an mit der Ausgangsseite der Drehmomentübertragungseinrichtung gekoppelt.
Es ist Aufgabe der Erfindung, einen verbesserten Drehschwingungsdämpfer bereitzustellen.
Diese Aufgabe wird mittels eines Drehschwingungsdämpfers gemäß Patentanspruch 1 gelöst. Vorteilhafte Ausführungsformen sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben.
Erfindungsgemäß wurde erkannt, dass ein verbesserter Drehschwingungsdämpfer dadurch bereitgestellt werden kann, dass die Drehmomentübertragungseinrichtung wenigstens zwei zumindest teilweise parallel verlaufende Drehmomentübertragungswege zur Übertragung eines Drehmoments zwischen einer Eingangsseite und einer Ausgangsseite und eine Übersetzungseinrichtung (,die) zur Verzweigung und/oder Zusammenfassung des mittels der Drehmomentübertragungswege übertragenen Drehmoments ausgebildet ist, aufweist. Die Übersetzungseinrichtung als Umlaufge- triebe ausgebildet ist, wobei die Übersetzungseinrichtung wenigstens ein Planetenrad und wenigstens ein erstes Getriebeteil umfasst, wobei das erste Getriebeteil wenigstens eine erste Aussparung aufweist, wobei die erste Aussparung eine erste Verzahnung und das Planetenrad eine zweite Verzahnung aufweist, wobei das Planetenrad zumindest teilweise in der Aussparung angeordnet und die erste Verzahnung einen Kämmeingriff mit der zweiten Verzahnung aufweist.
In einer weiteren Ausführungsform ist das Planetenrad drehbar um eine Planetenrad- achse lagerbar, wobei die Planetenradachse parallel zur Drehachse angeordnet ist, wobei das Planetenrad eine dritte Verzahnung aufweist. Die zweite Verzahnung und die dritte Verzahnung sind in einer gemeinsamen Drehebene angeordnet. Zusätzlich oder alternativ ist auch denkbar, dass die zweite Verzahnung radial außenseitig zur Planetenradachse und die dritte Verzahnung radial innenseitig zur Planetenradachse angeordnet ist.
In einer weiteren Ausführungsform weist das Planetenrad einen Masseschwerpunkt auf, wobei der Masseschwerpunkt beabstandet zu der Planetenradachse angeordnet ist. Vorzugsweise ist der Masseschwerpunkt radial innenseitig zu der Planetenradachse angeordnet. Auf diese Weise kann ein Verzahnungsklappern durch eine geschickte Anordnung des Masseschwerpunkts des Planetenrads vermieden werden.
In einer weiteren Ausführungsform ist ein Wirkradius der dritten Verzahnung kleiner einem Wirkradius der zweiten Verzahnung. In einer weiteren Ausführungsform ist in Umfangsrichtung die zweite Verzahnung beabstandet zu der dritten Verzahnung angeordnet, wobei vorzugsweise zwischen der zweiten Verzahnung und der dritten Verzahnung in Umfangsrichtung ein Bogenabschnitt angeordnet ist, wobei insbesondere der Bogenabschnitt konkav ausgebildet ist. Dadurch kann das Planetenrad hinsichtlich der Bauteilfestigkeit optimiert werden. Al- ternativ ist auch denkbar, dass in Umfangsrichtung die zweite Verzahnung angrenzend an die dritte Verzahnung angeordnet ist.
Ferner ist von Vorteil, wenn die Übersetzungseinrichtung ein zweites Getriebeteil aufweist, wobei das zweite Getriebeteil axial angrenzend an das erste Getriebeteil ange- ordnet ist, wobei das zweite Getriebeteil eine vierte Verzahnung aufweist, wobei die vierte Verzahnung in die zweite oder dritte Verzahnung kämmend eingreift. Von besonderem Vorteil ist hierbei, wenn das zweite Getriebeteil eine zweite Aussparung aufweist, wobei vorzugsweise die zweite Aussparung die vierte Verzahnung aufweist.
In einer weiteren Ausführungsform ist die Übersetzungseinrichtung mit der Eingangsseite gekoppelt, wobei eine mit der Ausgangsseite koppelbare
Momentenkoppeleinnchtung vorgesehen ist. Zwischen der Übersetzungseinrichtung und der Momentenkoppeleinnchtung sind die beiden Drehmomentübertragungswege vorgesehen. In einem ersten Drehmomentübertragungsweg ist dabei eine Phasenschieberanordnung zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehunförmigkeiten bezüglich über einen zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehunförmigkeiten vorgesehen. Die Momentenkoppeleinnchtung ist ausgebildet, die über die Drehmomentübertra- gungswege geleiteten Drehmomente zu überlagern.
Ferner ist von Vorteil, wenn die Übersetzungseinrichtung einen Planetenträger um- fasst, wobei der Planetenträger ausgebildet ist, das Planetenrad zu lagern, wobei der Planetenträger mit der Momentenkoppeleinnchtung gekoppelt ist.
In einer weiteren Ausführungsform ist zwischen der Momentenkoppeleinnchtung und der Ausgangsseite ein Federdämpfer vorgesehen, wobei der Federdämpfer eine zwischen der Momentenkoppeleinnchtung und der Ausgangsseite angeordnete Federanordnung umfasst, wobei der Federdämpfer ein Schwingsystem mit der
Momentenkoppeleinnchtung und einer gegen die Wirkung der Federanordnung bezüglich der Momentenkoppeleinnchtung um die Drehachse drehbaren Ausgangsseite ausbildet. Dadurch können Drehunförmigkeiten, die in der
Momentenkoppeleinnchtung nicht ausgelöscht wurden, nochmals durch den Federdämpfer getilgt werden, sodass ein besonders glattes Drehmoment an der Ausgangs- seite bereitgestellt werden kann.
Besonders vorteilhaft ist, wenn eine Reibeinrichtung vorgesehen ist, wobei die Reibeinrichtung eine erste Reibfläche und eine zweite Reibfläche aufweist. Die erste Reibfläche und/oder die zweite Reibfläche ist mit wenigstens dem Planetenrad und/oder dem Zwischenmasse und/oder der Übersetzungseinrichtung und/oder der
Momentenkoppeleinrichtung und/oder dem Planetenträger drehmomentschlüssig koppelbar, wobei die erste Reibfläche in Reibeingriff mit der zweiten Reibfläche steht, wobei die Reibeinrichtung vorzugsweise ausgebildet ist, den ersten Drehmomentüber- tragungsweg gegenüber dem zweiten Drehmomentübertragungsweg zu verspannen.
Nachfolgend wird die Erfindung anhand von Figuren näher erläutert. Dabei zeigen:
Figur 1 ein Funktionsschaltbild eines Drehschwingungsdämpfers;
Figur 2 einen Halblängsschnitt einer konstruktiven Ausgestaltung des in Figur 1 gezeigten Drehschwingungsdämpfers gemäß einer ersten Ausführungsform;
Figur 3 einen Querschnitt entlang einer in Figur 2 gezeigten Schnittebene A-A durch den in Figur 2 gezeigten Drehschwingungsdämpfer;
Figur 3 einen Halblängsschnitt einer konstruktiven Ausgestaltung des in Figur 1 gezeigten Drehschwingungsdämpfers gemäß einer zweiten Ausführungsform; Figur 4 einen Querschnitt entlang einer in Figur 3 gezeigten Schnittebene B-B durch den in Figur 3 gezeigten Drehschwingungsdämpfer;
Figur 5 einen Halblängsschnitt einer konstruktiven Ausgestaltung des in Figur 1 gezeigten Drehschwingungsdämpfers gemäß einer dritten Ausführungsform;
Figur 6 einen Halblängsschnitt einer konstruktiven Ausgestaltung des in Figur 1 gezeigten Drehschwingungsdämpfers gemäß einer vierten Ausführungsform;
Figur 7 einen Halblängsschnitt einer konstruktiven Ausgestaltung des in Figur 1 gezeigten Drehschwingungsdämpfers gemäß einer fünften Ausführungsform; und
Figur 8 einen Halblängsschnitt einer konstruktiven Ausgestaltung des in Figur 1 gezeigten Drehschwingungsdämpfers gemäß einer sechsten Ausführungsform. Figur 1 zeigt ein Funktionsschaltbild eines Drehschwingungsdämpfers 10. In Figur 1 werden Rotationsmassen 100, beispielsweise eine Nabe, ein Flansch, ein Trägerblech oder ein Gusseisen mit kastenförmigen Elementen symbolisiert. Eine besonders voluminöse Rotationsmasse 100, beispielsweise ein Turbinengehäuse oder eine beson- ders massereiche Rotationsmasse 100, kann durch einen verhältnismäßig großen Kasten dargestellt werden. Eine groß dargestellte Rotationsmasse 100 kann jedoch auch aus zeichnerischen Gründen dargestellt sein, beispielsweise um mehrere an der Rotationsmasse 100 eingreifende Kraftschlüsse bzw. Drehmomente M übersichtlich dazustehen. Eine strichförmige Verbindung in Figur 1 stellt eine Drehmomentverbin- dung 30 dar. Der Drehschwingungsdämpfer 10 weist eine Eingangsseite 20 und eine Ausgangsseite 25 auf. Die Eingangsseite 20 kann beispielsweise mit einem Hubkolbenmotor eines Kraftfahrzeugs drehmomentschlüssig verbunden werden. Die Ausgangsseite 25 kann beispielsweise mit einem Getriebe des Fahrzeugs drehmomentschlüssig verbunden werden. Der Hubkolbenmotor stellt dabei ein Drehmoment M zum Antrieb des Fahrzeugs bereit, das Drehungleichförmigkeiten aufweist. Das
Drehmoment M wird dabei über die Eingangsseite 20 in den Drehschwingungsdämpfer 10 eingeleitet.
Der Drehschwingungsdämpfer 10 umfasst eine Kupplungseinrichtung 50, einen hyd- rodynamischen Wandler 55, einen Federdämpfer 60, eine Übersetzungseinrichtung 65 und eine Momentenkoppeleinrichtung 70. Zwischen der Übersetzungseinrichtung 65 und der Momentenkoppeleinrichtung 70 ist ein erster Drehmomentübertragungsweg 75 und ein zweiter Drehmomentübertragungsweg 80 vorgesehen. Der erste Drehmomentübertragungsweg 75 ist dabei parallel zu dem zweiten Drehmomentüber- tragungsweg 80 angeordnet.
Die Kupplungseinrichtung 50 ist eine Einrichtung zur Drehmomentübertragung, die steuerbar ist, um zwischen ihren entgegengesetzten Enden ein Drehmoment M selektiv zu übertragen oder zu trennen. Die Kupplungseinrichtung 50 kann beispielsweise als Trockenkupplung, Mehrscheibenkupplung oder eine in einem Ölbad laufende Nasskupplung ausgebildet sein. Zur Betätigung der Kupplungseinrichtung 50 kann beispielsweise eine hydraulisch ausgebildete Betätigungseinrichtung vorgesehen sein. Selbstverständlich ist auch eine elektrische oder eine mechanische Betätigung der Kupplungseinrichtung 50 denkbar. Der Wandler 55 stellt eine Drehmomentübertragung dar, die im hydrostatischen Zusammenspiel zwischen einem Pumpenrad 1 10 und einem Turbinenrad 1 15 herstellbar ist. Ein von dem Wandler 55 übertragenes Drehmoment M ist dabei abhängig von ei- nem Drehzahlunterschied zwischen dem Turbinenrad 1 15 und dem Pumpenrad 1 10. Dabei kann aufgrund hydrostatischer Effekte eine Drehmomentüberhöhung auftreten, sodass der Wandler 55 im Wesentlichen als Drehzahluntersetzer arbeitet. Bei einer Angleichung der Drehzahlen des Turbinenrads 1 15 zu dem Pumpenrad 1 10 sinkt das mittels des Wandlers 55 übertragbare Drehmoment M.
Die Übersetzungseinrichtung 65 ist als Umlaufgetriebe, insbesondere als Planetengetriebe, ausgebildet.
Eine Federanordnung 120 kann beispielsweise als Bogenfeder oder Druckfeder aus- gebildet sein. Dabei wird in Figur 1 kein Unterschied zwischen einer Bogenfeder und einer Druckfeder gemacht. Die Federanordnung 120 ist dabei ausgebildet, eine schwingungsdämpfende Übertragung von Drehmoment M bereitzustellen.
Die Bogenfeder ist dabei ein elastisches Element zur Kraftübertragung, das tangential um eine Drehachse 15 verlaufend angeordnet ist. Die Druckfeder weist eine ähnliche Funktion wie die Bogenfeder auf. Abweichend davon ist die Druckfeder üblicherweise schraubenförmig ausgebildet und erstreckt sich nicht gebogen, sondern gerade entlang einer Tangente an einem Umkreis eines Kreissegments um die Drehachse 15. Die Federanordnung 120 kann eine oder mehrere Anordnungen der Bogenfeder und/oder der Druckfeder aufweisen. Dabei können die Bogenfedern oder Druckfedern parallel und/oder seriell miteinander verschaltet sein.
Im Rahmen der konstruktiven Ausgestaltung weist die Eingangsseite 20 eine erste Rotationsmasse 100.1 auf. Die Ausgangsseite 25 weist eine zweite Rotationsmasse 100.2 auf. Die erste Rotationsmasse 100.1 ist mittels der Kupplungseinrichtung 50 mit einer dritten Rotationsmasse 100.3 verbunden. Die erste Rotationsmasse 100.1 ist ferner mittels einer ersten Drehmomentverbindung 30.1 mit dem Pumpenrad 1 10 verbunden. Die dritte Rotationsmasse 100.3 ist mittels einer zweiten Drehmomentverbindung 30.2 mit der Übersetzungseinrichtung 65 drehmomentschlüssig verbunden. Im ersten Drehmomentübertragungsweg 75 ist die Übersetzungseinrichtung 65 ist ausgangsseitig über eine dritte Drehmomentverbindung 30.3 mit einer vierten Rotationsmasse 100.4 im Wesentlichen starr verbunden. Die vierte Rotationsmasse 100.4 ist im ersten Drehmomentübertragungsweg 75 mittels einer ersten Federanordnung 120.1 mit der Momentenkoppeleinnchtung 70 verbunden. Die
Momentenkoppeleinnchtung 70 bildet dabei eine fünfte Rotationsmasse 100.5 aus.
Die vierte Rotationsmasse 100.4 bildet in Verbindung mit der ersten Federanordnung 120.1 und der fünften Rotationsmasse 100.5 in ihrer Abstimmung eine Phasenschieberanordnung 130 aus. Die Phasenschieberanordnung 130 bildet ein Schwingsystem aus, bei dem die vierte Rotationsmasse 100.4 und die fünfte Rotationsmasse 100.5 gegen die erste Federanordnung 120.1 gegeneinander schwingen können. Im zweiten Drehmomentübertragungsweg 80 ist ausgangsseitig die Übersetzungseinrichtung 65 mittels einer vierten Drehmomentverbindung 30.4 mit der
Momentenkoppeleinnchtung 70 bzw. mit der fünften Rotationsmasse 100.5 im Wesentlichen starr verbunden. Der Federdämpfer 60 weist eine zweite Federanordnung 120.2 auf, wobei die zweite Federanordnung 120.2 zwischen der Momentenkoppeleinnchtung 70 und der zweiten Rotationsmasse 100.2 (Ausgangsseite 20) angeordnet ist. Der Federdämpfer 60 bildet ein weiteres Schwingsystem mit der Momentenkoppeleinnchtung 70 und einer gegen die Wirkung der Federanordnung 120.2 bezüglich der Momentenkoppeleinnchtung 70 um die Drehachse 15 drehbaren Ausgangsseite 25 aus.
Wird ein mit einer Drehungleichförmigkeit beladenes Drehmoment M über die Eingangsseite 20 in den Drehschwingungsdämpfer 10 eingeleitet, so wird das Drehmo- ment M bei geschlossenem Zustand der Kupplungseinrichtung 50 von der ersten Rotationsmasse 100.1 auf die dritte Rotationsmasse 100.3 geleitet, die ihrerseits über die zweite Drehmomentverbindung 30.2 das Drehmoment M an die Übersetzungseinrichtung 65 weiterleitet. Die Übersetzungseinrichtung 65 verzweigt das Drehmoment M in die beiden Drehmomentübertragungswege 75, 80 in Abhängigkeit einer Überset- zung i, die die Übersetzungseinrichtung 65 aufweist. Das Drehmoment M wird über die dritte Drehmomentverbindung 30.3 im ersten Drehmomentübertragungsweg 75 an die vierte Rotationsmasse 100.4 und über die erste Federanordnung 120.1 an die fünfte Rotationsmasse 100.5 geleitet. Dabei ist die Phasenschieberanordnung 130 derart abgestimmt, dass die mit dem Drehmoment M beladene Drehungleichformigkeit oberhalb einer Resonanzfrequenz der Phasenschieberanordnung 130 ist. Dies bewirkt, dass die Drehungleichformigkeit phasenversetzt, vorzugsweise mit einem Phasenversatz von 180°, von der vierten Rotationsmasse 100.4 über die erste Federanordnung 120.1 an die fünfte Federanordnung 120.5 übertragen wird. Durch die starre Ausbildung des zweiten Drehmomentübertragungswegs 80 wird die Drehungleichför- migkeit im Wesentlichen ohne Phasenversatz über den zweiten Drehmomentübertragungsweg 80 an die fünfte Rotationsmasse 100.5 übertragen. Die fünfte Rotationsmasse 100.5 arbeitet hierbei als Momentenkoppeleinrichtung 70 und überlagert die über die beiden Drehmomentübertragungswege 75, 80 überlagernde Drehungleichformigkeit miteinander. Durch den Phasenversatz der über den ersten Drehmoment- Übertragungsweg 75 übertragenen Drehungleichformigkeit wird die über den zweiten Drehmomentübertragungsweg 80 übertragene Drehungleichformigkeit zumindest teilweise ausgelöscht. Das Drehmoment M wird über die zweite Federanordnung 120.2 ggf. mit und mit einem nicht getilgten Anteil der Drehungleichformigkeit an die Ausgangsseite 25 weitergeleitet.
Figur 2 zeigt einen Halblängsschnitt durch eine konstruktive Ausgestaltung des in Figur 1 gezeigten Drehschwingungsdämpfers 10. Dabei wird aus Übersichtlichkeitsgründen auf die Darstellung der ersten Rotationsmasse 100.1 der ersten Drehmomentverbindung 30.1 sowie des Wandlers 55 verzichtet.
Die dritte Rotationsmasse 100.3 umfasst in der Ausführungsform einen Lamellenträger 200 einer nicht dargestellten nassen Reibkupplung und eine Scheibe 210 . Der Lamellenträger 200 umfasst einen Lamellenträgerboden 205 und eine Verzahnung 206 zu drehmomentschlüssigen Verbindung von Reiblamellen mit dem Lamellenträger 200. Der Lamellenträgerboden 205 erstreckt sich im Wesentlichen in radialer Richtung. Axial angrenzend an dem Lamellenträgerboden 205 ist die Scheibe 210 angeordnet. Die Scheibe 210 ist dabei über eine erste Verbindung 215 drehmomentschlüssig mit dem Lamellenträgerboden 205 verbunden. Die vierte Rotationsmasse 100.4 umfasst axial angrenzend an die Scheibe 210 auf einer zum Lamellenträgerboden 205 in axialer Richtung gegenüberliegenden Seite eine als erstes Getriebeteil der Übersetzungseinrichtung 65 ausgebildete Zwischenmasse 220. Die Zwischenmasse 220 weist ein erstes Zwischenmassenteil 225 und ein zwei- tes Zwischenmassenteil 230 auf. Das erste Zwischenmassenteil 225 erstreckt sich axial in Richtung dem Lamellenträger 200 radial außenseitig des Lamellenträgerbo- dens 205. Das zweite Zwischenmassenteil 230 ist mit dem ersten Zwischenmassenteil 225 über eine zweite Verbindung 235 drehmomentschlüssig verbunden. Das zweite Zwischenmassenteil 230 weist eine nicht dargestellte Ausnehmung auf, wobei in der Ausnehmung die erste Federanordnung 120.1 angeordnet ist. Dabei ist eine Stirnseite der Ausnehmung des zweiten Zwischenmassenteils 230 einer Stirnseite der ersten Federanordnung 120.1 zugeordnet.
Die erste Federanordnung 120.1 ist in der Ausführungsform mit zwei Bogenfedern ausgebildet 240, 245, wobei eine erste Bogenfeder 240 radial innenseitig einer zweiten Bogenfeder 245 angeordnet ist. Selbstverständlich sind auch andere Ausgestaltungen, wie oben erläutert, denkbar.
Die fünfte Rotationsmasse 100.5 umfasst eine Seitenscheibe 255. Die Seitenscheibe 255 umfasst eine erstes Seitenscheibenteil 250. Radial außenseitig wird die erste Federanordnung 120.1 durch das erstes Seitenscheibenteil 250 umgriffen. Das erste Seitenscheibenteil 250 ist im Wesentlichen topfförmig ausgestaltet und ist axial in Figur 2 rechtsseitig, also gegenüberliegend zum ersten Zwischenmassenteil 225 an der ersten Federanordnung 120.1 vorbeigeführt.
Die Seitenscheibe 255 weist ferner ein zweites Seitenscheibenteil 260 auf, das mittels einer dritten Verbindung 265 mit dem ersten Seitenscheibenteil 250 drehmomentschlüssig verbunden ist. Gegenüberliegend in Umfangsrichtung zum zweiten Zwischenmassenteil 230 ist einer Stirnseite der ersten Federanordnung 120.1 eine Stirn- seite des zweiten Seitenscheibenteils 260 zugeordnet.
Radial innenseitig zu der dritten Verbindung 265, die ihrerseits radial innenseitig zu der ersten Federanordnung 120.1 angeordnet ist, ist die zweite Federanordnung 120.2 vorgesehen. Die zweite Federanordnung 120.2 umfasst ebenso zwei Bogenfe- dern, wobei eine der beiden Bogenfedern radial innenseitig der anderen Bogenfeder angeordnet ist.
Die Ausgangsseite 25 bzw. die zweite Rotationsmasse 100.2 umfasst ein Ausgangs- teil 270 und eine Nabe 275. Axial zwischen dem ersten Seitenscheibenteil 250 und dem zweiten Seitenscheibenteil 260 ist das Ausgangsteil 270 vorgesehen. Das Ausgangsteil 270 erstreckt sich im Wesentlichen in radialer Richtung und ist radial innenseitig mit der Nabe 275 drehmomentschlüssig verbunden. Die Nabe 275 ist dabei als Hohlwelle ausgebildet und weist innenseitig eine nicht dargestellte Welle-Nabe Ver- bindung 280 zu einer Getriebeeingangswelle 285 des Getriebes auf. Auf der Nabe 275 ist drehbar, jedoch in axialer Richtung gesichert der Lamellenträger 200, das zweite Zwischenmassenteil 225 sowie das zweite Seitenscheibenteil 250 drehbar gelagert. Axial zwischen dem zweiten Seitenscheibenteil 260 und dem Lamellenträgerboden 205 ist die Übersetzungseinrichtung 65 angeordnet. Die Übersetzungseinrichtung 65 ist als Umlaufgetriebe ausgebildet und umfasst vorteilhafterweise in Umfangsrichtung mehrere Planetenräder 290. Das Planetenrad 290 ist drehbar um eine Planetenrad- achse 295 auf einem Planetenträger 300 der Übersetzungseinrichtung 65 mittels einer Lagerung 345 gelagert. In der Ausführungsform weist die Planetenradachse 295 zu der Drehachse 15 bezogen auf die in Umfangsrichtung angeordneten Planetenräder 290 den gleichen Abstand auf. Die Planetenradachse 295 ist parallel zur Drehachse 15 angeordnet. Der Planetenträger 300 ist drehmomentschlüssig mit dem zweiten Seitenscheibenteil 260 verbunden und ist somit Teil der fünften Rotationsmasse 100.5. Dabei bildet der Planetenträger 300 und das zweite Seitenscheibenteil 260 den zweiten Drehmomentübertragungsweg 80 aus. Die erste Seitenscheibe 265 bildet die Momentenkoppeleinrichtung 70 aus Figur 1 aus.
In der Ausführungsform wird der Planetenträger 300 über die Seitenscheibe 255 auf der Nabe 275 in Umfangsrichtung verdrehbar gelagert. Selbstverständlich ist auch denkbar, dass der Planetenträger 300 auf der Nabe 275 direkt gelagert ist. Dazu kann zusätzlich ein Wälz- und/oder Gleitlager zur Lagerung des Planetenträgers 300 auf der Nabe 275 vorgesehen sein. Das zweite Zwischenmassenteil 230 (vgl. Figur 3) weist radial innenseitig zur zweiten Verbindung 235 eine erste Aussparung 305 auf. Die erste Aussparung 305 weist in der Ausführungsform eine Aussparungskontur 310 auf, die im Wesentlichen teilringförmig ist. Radial innenseitig weist die ersten Aussparung 305 eine erste Verzahnung 315 auf, so dass die erste Verzahnung 315 sonnenradartig ausgebildet ist. Das Planetenrad 290 durchgreift die ersten Aussparung 305.
Das Planetenrad 290 weist eine korrespondierend zur ersten Verzahnung 315 radial innenseitig zur Planetenradachse 295 angeordnete zweite Verzahnung 320 auf. Die zweite Verzahnung 320 weist mit der ersten Verzahnung 315 einen Kämmeingriff auf. Radial außenseitig zu der Planetenradachse 295 weist das Planetenrad 290 eine dritte Verzahnung 325 auf. Die zweite Verzahnung 320 weist dabei einen Wirkradius r2 auf, bezogen auf die Planetenradachse 295, der größer ist als ein Wirkradius r3 der dritten Verzahnung 325. Die zweite Verzahnung 320 und die dritte Verzahnung 325 sind dabei in einer gemeinsamen Drehebene bezogen auf die Planetenradachse 295 und auch bezogen auf die Drehachse 15 angeordnet. In Umfangsrichtung sind die zweite Verzahnung 320 und die dritte Verzahnung 325 beabstandet zueinander angeordnet. Dabei ist in Umfangsrichtung zwischen der zweiten Verzahnung 320 und der dritten Verzahnung 325 ein Bogenabschnitt 330 vorgesehen ist. Der Bogenabschnitt 330 ist dabei konkav ausgebildet und verbindet die zweite Verzahnung 320 mit der dritten Verzahnung 325. Selbstverständlich wäre auch denkbar, dass in Umfangsrichtung die zweite Verzahnung 320 angrenzend an die dritte Verzahnung 325 angeordnet ist. Durch die Ausgestaltung des Planetenrads 290 mit zwei unterschiedlichen Wirkradien der Verzahnungen 320, 325weist das Planetenrad 290 einen Masseschwerpunkt 335 auf, der bezogen auf die Planetenradachse 295 radial innenseitig zu der Planetenradachse 295 angeordnet ist. In einer Ruhelage ist dabei der Masseschwerpunkt 335 in einer Ebene aufgespannt durch die Drehachse 15 und die Planetenradachse 295 an- geordnet.
Die Scheibe 210 ist als Hohlrad ausgebildet und weist an einer inneren Umfangfläche eine vierte Verzahnung 340 auf, die korrespondierend zur dritten Verzahnung 325 des Planetenrads 290 ausgebildet ist. Die vierte Verzahnung 340 weist einen Kämmein- griff mit der dritten Verzahnung 325 auf.
Wird ein Drehmoment M ggf. mit einer Drehschwingung beladen, über den Lamellen- träger 200, der als dritte Rotationsmasse 100.3 fungiert, in den Lamellenträger 200 eingeleitet, so leitet der Lamellenträger 200 über die erste Verbindung 215 das Drehmoment M in die Scheibe 210 weiter. Die Scheibe 210 leitet das Drehmoment M über die vierte Verzahnung 340 in die dritte Verzahnung 325 ein. Aufgrund der unterschiedlichen Wirkradien r2, r3 der beiden Verzahnungen 320, 325 des Planetenrads 290 wird das über die dritte Verzahnung 325 eingeleitete Drehmoment M hin zu der zweiten Verzahnung 320 übersetzt. Die zweite Verzahnung 320 leitet das Drehmoment M über die erste Verzahnung 315 einen ersten Anteil des Drehmoments in die Zwischenmasse 220 ein. Über eine Lagerung des Planetenrads 290 leitet das Planetenrad 290 einen zweiten Anteil des Drehmoments M übersetzt in den Planetenträger 300 ein. Das Planetenrad 290 wirkt somit als Momentenverzweigungseinnchtung und splittet das zu übertragende Drehmoment M auf die beiden Drehmomentübertragungswege 75, 80 auf.
Im ersten Drehmomentübertragungsweg 75 wird das Drehmoment M von der ersten Verzahnung 315 über die Zwischenmasse 220 an die erste Federanordnung 120.1 weitergeleitet. Die erste Federanordnung 120.1 bildet in Verbindung mit der Zwischenmasse 220 und der Seitenscheibe 255 die Phasenschieberanordnung 130 aus Figur 1 aus. Über den ersten Drehmomentübertragungsweg 75 wird somit die Drehschwingung durch die Abstimmung der Federanordnung 120.1 zu der Zwischenmasse 220 und der Seitenscheibe 255 phasenversetzt in die Seitenscheibe 255 weitergeleitet. In dem zweiten Seitenscheibenteil 265 wird, wie bereits in Figur 1 erläutert, das Drehmoment M aus den beiden Drehmomentübertragungswegen 75, 80 überlagert. Das überlagerte Drehmoment M wird über die Seitenscheibe 255 in die zweite Federanordnung 120.2 stirnseitig eingekoppelt. Das überlagerte Drehmoment M wird aus der zweiten Federanordnung 120.2 an einem zweiten Ende über das Ausgangsteil 270 in die Nabe 275 weitergeleitet.
Durch die Anordnung des Planetenrads 290 in der ersten Aussparung 305 kann der Drehschwingungsdämpfer 10 in axialer Richtung besonders schlank ausgebildet wer- den. Ferner hat die Orientierung des Masseschwerpunkts 335 abseits der Planeten- radachse 295 einen positiven Effekt auf eine Schwingungsisolierung des Drehschwin- gungsdämpfers 10. Insbesondere kann mittels einer Lageänderung des Masseschwerpunkts 335 durch die oben beschrieben konstruktiven Maßnahmen in der Ge- staltung des Planetenrads 290, beispielsweise durch eine Verdickung oder Verdünnung des Planetenrads 290 zwischen den beiden Verzahnungen 320, 325, die Schwingungsisolation des Drehschwingungsdämpfers 10 auf einfache Art und Weise modifiziert werden. Dabei ist insbesondere eine auf das Planetenrad 290 wirkende Fliehkraft im Betrieb des Drehschwingungsdämpfers 10 bei der Auslegung des Plane- tenrads 290 hinsichtlich der Lage des Masseschwerpunkts 335 mitzuberücksichtigen. Insbesondere kann die Lage des Masseschwerpunkts 335 und die auf das Planetenrad 290 wirkenden Fliehkraft derart aufeinander abgestimmt werden, dass eine Vorspannkraft auf das Planetenrad 290 erzielt wird, sodass ein Verzahnungsspiel zwischen der ersten und zweiten Verzahnung 315, 320 und/oder der dritten und vierten Verzahnung 325, 340 durch ein einen fortwährenden Berührkontakt der Verzahnungen 315, 320, 325, 340 ausgeglichen wird, sodass ein Verzahnungsklappern vermieden werden kann. Dies ist insbesondere dann der Fall, wenn der Masseschwerpunkt 335 außerhalb einer Ebene, in der die Planetenradachse 295 und die Drehachse 15 angeordnet sind, liegt.
Um das Planetenrad 290 besonders kostengünstig herzustellen, kann das Planetenrad 290 beispielsweise aus dem Vollen gespant, insbesondere gefräst, werden. Alternativ ist denkbar, dass das Planetenrad 290 (fertig-) gesenkt geschmiedet wird. Auch ist denkbar, dass das Planetenrad 290 aus einem Blech gestanzt wird. Auch ist denk- bar, dass das Planetenrad 290 in axialer Richtung mehrteilige Schichten aufweist, die beispielsweise form- und/oder kraftschlüssig miteinander verbunden sind.
In der Ausführungsform ist das Planetenrad 290 mittels der Lagerung 345 gelagert. Die Lagerung 345 kann dabei, wie in Figur 3 gezeigt, als Wälzlager ausgebildet sein. Selbstverständlich ist auch denkbar, dass die Lagerung 345 als Gleitlager ausgebildet ist. In der Ausführungsform sind in Umfangsrichtung in regelmäßigen Abständen verteilt Planetenräder 290 in regelmäßig korrespondierend zu den Planetenrädern 290 angeordneten Aussparungen 305 angeordnet. Selbstverständlich ist auch denkbar, dass die erste Aussparung 305 und die entsprechenden Planetenräder 290 in unregelmäßigem Abstand angeordnet sind.
Figur 4 zeigt einen Halblängsschnitt durch einen Drehschwingungsdämpfer 10 gemäß einer zweiten Ausführungsform. Figur 5 zeigt einen Querschnitt entlang einer in Figur 4 gezeigten Schnittebene B-B durch den in Figur 4 gezeigten Drehschwingungsdämpfer 10. Der Drehschwingungsdämpfer 10 ist ähnlich zu dem in Figur 2 und 3 gezeigten Drehschwingungsdämpfer 10 ausgebildet. Insbesondere ist der Drehmomentfluss zwischen dem Lamellenträger 200 und der Ausgangsseite 25 identisch. Abweichend dazu ist in radialer Richtung der Lamellenträgerboden 205 radial nach innen hin verkürzt ausgebildet. Die am Lamellenträgerboden 205 angeordnete als zweites Getriebeteil ausgebildete Scheibe 210 weist eine zweite Aussparung 400 auf. Die zweite Aussparung 400 weist eine zweite Aussparungskontur 405 auf, die ähnlich zu der ersten Aussparungskontur 310 der ersten Aussparung 305 ist. Die zweite Aussparung 400 weist dabei die vierte Verzahnung 340 auf. Die vierte Verzahnung 340 greift in die zweite Verzahnung 320 des Planetenrads 290 ein und ist somit bezogen auf die Pla- netenradachse 295 radial innenseitig zu der Planetenradachse 295 angeordnet.
Die Aussparungskonturen 405, 310 sind radial außenseitig zu dem Planetenrad 290 beabstandet angeordnet, sodass die zweite Verzahnung 320 keinen Berührkontakt radial außenseitig zu den Aussparungskonturen 405, 310 der beiden Aussparungen 305, 400 aufweist. Aus diesem Grunde könnte auch in einer besonders kostengünstigen Ausführungsform auf die zweite Verzahnung 320 des Planetenrads 290 verzichtet werden. Die Drehmomentübertragung erfolgt am Planetenrad 290 ausschließlich über die dritte Verzahnung 325.
Durch die in den Figuren 4 und 5 gezeigte Ausführungsform kann in axialer Richtung der Lamellenträger 200 besonders nah an der Zwischenmasse 220 angeordnet werden.
Figur 6 zeigt einen Halblängsschnitt durch einen Drehschwingungsdämpfer 10 gemäß einer dritten Ausführungsform. Der Drehschwingungsdämpfer 10 ist dabei im Wesentlichen identisch zu dem in den Figuren 4 und 5 gezeigten Drehschwingungsdämpfer 10 ausgebildet. Abweichend dazu ist die vierte Verzahnung 340 bezogen auf die Pia- netenradachse 295 radial außenseitig zu der Planetenradachse 295 bzw. zu dem Planetenträger 300 angeordnet. Somit weist die vierte Verzahnung 340 einen Kämmeingriff mit der dritten Verzahnung 325 des Planetenrads 290 auf. Um einen Kämmeingriff entsprechend zu gewährleisten, ist somit die vierte Verzahnung 340 korrespon- dierend zur dritten Verzahnung 325 ausgebildet. Die erste Verzahnung 315 ist nach wie vor, wie bereits in den Figuren 2 bis 5 gezeigt, radial innenseitig zur Planetenradachse 295 und zum Planetenrad 290 angeordnet und weist einen Kämmeingriff in die zweite Verzahnung 320 des Planetenrads 290 auf. Figur 7 zeigt einen Halblängsschnitt durch einen Drehschwingungsdämpfer 10 gemäß einer vierten Ausführungsform. Der Drehschwingungsdämpfer 10 ist im Wesentlichen identisch zu den in Figuren 4 bis 6 zeigten Drehschwingungsdämpfern 10 ausgebildet. Abweichend dazu sind die erste Verzahnung 315 und die vierte Verzahnung 340 bezogen auf die Planetenradachse 295 radial außenseitig der Planetenradachse 295 an den inneren Umfangsflächen der Aussparungen 305, 400 angeordnet. Somit weist neben der vierten Verzahnung 340 auch die erste Verzahnung 315 einen Kämmeingriff mit der dritten Verzahnung 325 auf. In dieser Ausgestaltung kann auf die zweite Verzahnung 320 radial innenseitig zur Planetenradachse 295 verzichtet werden. Die Aussparungskonturen 405, 310 sind radial innenseitig an einer nach radial außen ge- wandten Umfangsfläche der Aussparungen 305, 400 beabstandet zu der zweiten Verzahnung 320 angeordnet.
Figur 8 zeigt einen Halblängsschnitt durch einen Drehschwingungsdämpfer 10 gemäß einer fünften Ausführungsform. Der Drehschwingungsdämpfer 10 ist im Wesentlichen identisch zu den in den Figuren 2 bis 7 gezeigten Drehschwingungsdämpfern 10 ausgebildet und ist insbesondere eine Kombination aus dem in Figuren 4 und 5 sowie 7 gezeigten Drehschwingungsdämpfer 10. Dabei ist die Scheibe 210 identisch zu der in Figur 4 und 5 gezeigten Scheibe 210 ausgebildet, sodass die vierte Verzahnung 340 radial innenseitig zu der Planetenradachse 295 und zu dem Planetenrad 290 ange- ordnet ist. Radial außenseitig zu dem Planetenrad 290 ist die zweite Aussparung 400 mit ihrer Aussparungskontur 405 beabstandet zu der dritten Verzahnung 325 angeordnet. Die Zwischenmasse 220 ist identisch zu der in Figur 7 gezeigten Zwischenmasse 220 ausgebildet, sodass die erste Verzahnung 315 radial außenseitig zu der Planetenradachse 295 angeordnet ist und einen Kämmeingriff mit der dritten Verzahnung 325 des Planetenrads 290 aufweist.
Durch die jeweils unterschiedlichen Kämmeingriffe der Verzahnungen 315, 320, 325, 340 kann jeweils das Übersetzungsverhältnis der Übersetzungseinrichtung 65 und somit die Verteilung der Drehmomente M auf die beiden Drehmomentübertragungswege 75, 80 auf einfache Weise festgelegt werden.
Zusätzlich kann, wie in Figur 8 schematisch dargestellt, eine Reibeinrichtung 500 vor- gesehen werden. Die Reibeinrichtung 500 weist dabei eine erste Reibfläche 505 und eine zweite Reibfläche 510 auf. Die erste Reibfläche 505 ist in der Ausführungsform an der Scheibe 210 stirnseitig angeordnet. Die zweite Reibfläche 510 ist stirnseitig an dem ersten Zwischenmassenteil 225 auf einer zum Lamellenträger 200 zugewandten Stirnseite angeordnet. Die Reibflächen 505, 510 werden mittels einer Spanneinrich- tung (nicht dargestellt) aneinandergepresst, sodass die Reibflächen 505, 510 einen Reibeingriff aufweisen und über diesen Reibeingriff eine Drehmomentübertragung erfolgen kann. Durch die Übertragung des Drehmoments M über die zwei Drehmomentübertragungswege 75, 80 bewirkt die Reibeinrichtung 500 eine Verspannung der Zwischenmasse 220 zu dem Lamellenträger 200, eine Verspannung des Planetenrads 290 gegenüber dem Lamellenträger 200 und der Zwischenmasse 220 und eine Verspannung und somit auch eine Verspannung des ersten Drehmomentübertragungswegs 75 gegenüber dem zweiten Drehmomentübertragungsweg 80, sodass ein Verzahnungsspiel ausgeglichen wird und die Verzahnungen 315, 320, 325, 340 im Betrieb des Drehschwingungsdämpfers 10 aneinander anliegen, um ein Verzahnungs- klappern zu vermeiden. Zusätzlich ist auch denkbar, dass wobei die erste Reibfläche 505 und/oder die zweite Reibfläche 510 mit wenigstens dem Planetenrad 290 und/oder der Zwischenmasse 220 und/oder der Übersetzungseinrichtung 65 und/oder der Momentenkoppeleinrichtung 70 und/oder dem Planetenträger 300 drehmomentschlüssig koppelbar sind.
Ferner wird durch die Verspannung beispielsweise auch ein Lagerspiel der Lagerung 345 des Planetenrads 290 ausgeglichen. Ferner kann durch die Reibeinrichtung 500 das Schwingungsverhalten und/oder das Dämpfungsverhalten des Drehschwingungsdämpfers 10 beeinflusst werden. Als Verspanneinrichtung eignet sich insbesondere eine Tellerfeder oder eine Druckfeder. Selbstverständlich sind auch andere Ausgestaltungen der Verspanneinrichtung denkbar, beispielsweise wären zum Beispiel hierbei ringförmige Elemente, insbeson- dere Ausgleichsringe, möglich. Die Verspanneinrichtung kann beispielhaft axial zwischen der Zwischenmasse 220 und der ersten Seitenscheibe 250 angeordnet sein.
Die Reibflächen 505, 510 sind in der Ausführungsform ringförmig ausgebildet. Selbstverständlich ist auch denkbar, dass die Reibflächen 505, 510 andersartig, beispiels- weise an einer Umfangsseite, angeordnet sind. Ferner ist denkbar, dass die Reibeinrichtung 500 durch für die Reibeinrichtung 500 geeignete Bauteile wie ein Reibbelag, Kunststoffteile und Beschichtungen ergänzt ist.
Ferner ist denkbar, dass die Reibeinrichtung 500 an anderen Komponenten des Dreh- Schwingungsdämpfers 10 angeordnet ist. So ist beispielsweise denkbar, dass die
Reibeinrichtung 500 an dem Planetenrad 290, dem Planetenträger 300, der Nabe 275 oder der Seitenscheibe 255 angeordnet ist.
Ferner wird darauf hingewiesen, dass die Verzahnungen 315, 320, 325, 340 auch an anderer Position angeordnet sind. Ferner ist auch denkbar, dass die Scheibe 210, die Zwischenmasse 220 und/oder die Seitenscheibe 255 zusätzliche Funktionen aufnehmen.
Ferner ist denkbar, dass wenigstens eine der Verzahnungen 315, 320, 325, 340 am Lamellenträger 200 und/oder Seitenscheibe 255 und/oder Nabe 275 oder weiteren nicht dargestellten Komponenten des Drehschwingungsdämpfers 10 angeordnet ist.
Ferner wird darauf hingewiesen, dass die in den Figuren 1 bis 8 gezeigten Merkmale miteinander kombiniert werden können. Bezugszeichenliste Drehschwingungsdämpfer
Drehachse
Eingangsseite
Ausgangsseite
Drehmomentverbindung
Kupplungseinrichtung
Wandler
Federdämpfer
Übersetzungseinrichtung
Momentenkoppeleinrichtung
erster Drehmomentubertragungsweg zweiter Drehmomentübertragungsweg
Rotationsmasse
Pumpenrad
Turbinenrad
Federanordnung
Phasenschieberanordnung Lamellenträger
Lamellenträgerboden
Scheibe / Getriebeteil
erste Verbindung
Zwischenmasse / Getriebeteil
erstes Zwischenmassenteil
zweites Zwischenmassenteil
zweite Verbindung
erste Bogenfeder
zweite Bogenfeder
erstes Seitenscheibenteil
Seitenscheibe
zweites Seitenscheibenteil
dritte Verbindung 270 Ausgangsteil
275 Nabe
280 Wellen-Nabe Verbindung
285 Getriebeeingangswelle
290 Planetenrad
295 Planetenradachse
300 Planetenträger
305 erste Aussparung
310 erste Aussparungskontur
315 erste Verzahnung
320 zweite Verzahnung
325 dritte Verzahnung
330 Bogenabschnitt
335 Masseschwerpunkt
340 vierte Verzahnung
345 Lagerung
400 zweite Aussparung
405 zweite Aussparungskontur
500 Reibeinrichtung
505 erste Reibfläche
510 zweite Reibfläche
M Drehmoment

Claims

Patentansprüche
Drehschwingungsdämpfer (10), der drehbar um eine Drehachse (15) lagerbar ist,
- aufweisend wenigstens zwei zumindest teilweise parallel verlaufende
Drehmomentübertragungswege (75, 80) zur Übertragung eines Drehmoments (M) zwischen einer Eingangsseite (20) und einer Ausgangsseite (25),
- und eine Übersetzungseinrichtung (65), die zur Verzweigung und/oder Zusammenfassung des mittels der Drehmomentübertragungswege (75, 80) übertragenen Drehmoments(M) ausgebildet ist,
- wobei die Übersetzungseinrichtung (65) als Umlaufgetriebe ausgebildet ist, dadurch gekennzeichnet, dass
- wobei die Übersetzungseinrichtung (65) wenigstens ein Planetenrad (290) und wenigstens ein erstes Getriebeteil (210, 220) umfasst,
- wobei das erste Getriebeteil (210, 220) wenigstens eine erste Aussparung (305) aufweist,
- wobei die erste Aussparung (305, 400) eine erste Verzahnung (315, 340) und das Planetenrad (290) eine zweite Verzahnung (320, 325) aufweist,
- wobei das Planetenrad (290) zumindest teilweise in der Aussparung (305, 400) angeordnet und die erste Verzahnung (315, 340) einen Kämmeingriff mit der zweiten Verzahnung (320, 325) aufweist.
Drehschwingungsdämpfer (10) nach Anspruch 1 ,
- wobei das Planetenrad (290) drehbar um eine Planetenradachse (295)
lagerbar ist,
- wobei die Planetenradachse (295) parallel zur Drehachse (15) angeordnet ist,
- wobei das Planetenrad (290) eine dritte Verzahnung (325) aufweist,
- wobei die zweite Verzahnung (320) und die dritte Verzahnung (325) in einer gemeinsamen Drehebene angeordnet sind
- und/oder
- wobei die zweite Verzahnung (320) radial außenseitig zur Planetenradachse (295) und die dritte Verzahnung (325) radial innenseitig zur Planetenradachse (295) angeordnet sind.
3. Drehschwingungsdämpfer (10) nach Anspruch 2,
- wobei das Planetenrad (290) einen Masseschwerpunkt (335) aufweist, - wobei der Masseschwerpunkt (335) beabstandet zur Planetenradachse (295) angeordnet ist,
- wobei vorzugsweise der Masseschwerpunkt (335) radial innenseitig zu der Planetenradachse (295) angeordnet ist.
Drehschwingungsdannpfer (10) nach Anspruch 2 oder 3, wobei ein Wirkradius (r3) der dritten Verzahnung (325) kleiner einem Wirkradius (r2) der zweiten Verzahnung (320) ist.
Drehschwingungsdämpfer (10) nach einem der Ansprüche 2 bis 4,
- wobei in Umfangsrichtung die zweite Verzahnung (320) beabstandet zu der dritten Verzahnung (325) angeordnet ist,
- wobei vorzugsweise zwischen der zweiten Verzahnung (320) und der dritten Verzahnung (325) in Umfangsrichtung ein Bogenabschnitt (330) angeordnet ist,
- wobei insbesondere der Bogenabschnitt (330) konkav ausgebildet ist.
- oder
- wobei in Umfangsrichtung die zweite Verzahnung (320) angrenzend an die dritte Verzahnung (325) angeordnet ist.
Drehschwingungsdämpfer (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 5,
- wobei die Übersetzungseinrichtung (65) ein zweites Getriebeteil (210) um- fasst,
- wobei das zweite Getriebeteil (210) axial angrenzend an das erste Getriebeteil (210, 220) angeordnet ist,
- wobei das zweite Getriebeteil (210) eine vierte Verzahnung (340) aufweist,
- wobei die vierte Verzahnung (340) in die zweite oder dritte Verzahnung
(320, 325) kämmend eingreift,
- wobei vorzugsweise das zweite Getriebeteil (210) eine zweite Aussparung (400) aufweist,
- wobei vorzugsweise die zweite Aussparung (400) die vierte Verzahnung (340) aufweist.
Drehschwingungsdämpfer (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 6,
- wobei die Übersetzungseinrichtung (65) mit der Eingangsseite (20) gekoppelt ist,
- wobei eine mit der Ausgangsseite (25) koppelbare
Momentenkoppeleinrichtung (70) vorgesehen ist, - wobei zwischen der Übersetzungseinrichtung (65) und der Momentenkoppeleinnchtung (70) die beiden Dreh momentü bertrag ungswe- ge (75, 80) vorgesehen sind,
- wobei in einem ersten Drehmomentübertragungsweg (75) eine Phasenschieberanordnung (130) zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg (75) geleiteten Drehun- gleichförmigkeiten bezüglich über einen zweiten Drehmomentübertragungsweg (80) geleiteten Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist,
- wobei die Momentenkoppeleinnchtung (70) ausgebildet ist, die über die Drehmomentübertragungswege (75, 80) geleiteten Drehmomente (M) zu überlagern.
8. Drehschwingungsdämpfer (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 7,
- wobei die Übersetzungseinrichtung (65) einen Planetenträger (300) um- fasst,
- wobei der Planetenträger (300) ausgebildet ist, das Planetenrad (290) zu lagern,
- wobei der Planetenträger (300) mit der Momentenkoppeleinnchtung (70) gekoppelt ist.
9. Drehschwingungsdämpfer (10) nach Anspruch 7 oder 8,
- wobei zwischen der Momentenkoppeleinnchtung (70) und der Ausgangsseite (25) ein Federdämpfer (60) vorgesehen ist,
- wobei der Federdämpfer (60) eine zwischen der
Momentenkoppeleinnchtung (70) und der Ausgangsseite (25) angeordnete Federanordnung (120.2) umfasst,
- wobei der Federdämpfer (60) ein Schwingsystem mit der
Momentenkoppeleinnchtung (70) und einer gegen die Wirkung der Federanordnung (120.2) bezüglich der Momentenkoppeleinnchtung (70) um die Drehachse (15) drehbaren Ausgangsseite (25) ausgebildet.
10. Drehschwingungsdämpfer (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 9,
- wobei eine Reibeinrichtung (500) vorgesehen ist,
- wobei die Reibeinrichtung (500) eine erste Reibfläche (505) und eine zweite Reibfläche (510) aufweist,
- wobei die erste Reibfläche (505) und/oder die zweite Reibfläche (510) mit wenigstens dem Planetenrad (290) und/oder einer Zwischenmasse (220) und/oder der Übersetzungseinrichtung (65) und/oder der Momentenkoppeleinnchtung (70) und/oder dem Planetenträger (300) drehmomentschlüssig koppelbar ist,
- wobei die erste Reibfläche (505) in Reibeingriff mit der zweiten Reibfläche (510) steht,
- wobei die Reibeinrichtung (500) vorzugsweise ausgebildet ist, den ersten
Drehmomentübertragungsweg (75) gegenüber dem zweiten Drehmomentübertragungsweg (80) zu verspannen.
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