Die vorliegende Erfindung betrifft eine Drehschwingungsdämpfungs- anordnung, wie sie beispielsweise im Antriebsstrang eines Fahrzeugs eingesetzt werden kann, um Drehungleichförmigkeiten zu dämpfen bzw. so weit als möglich zu eliminieren.

Vor allem bei mit Brennkraftmaschinen aufgebauten Antriebssträngen kann bedingt dadurch, dass in Brennkraftmaschinen periodisch Zündungen auftreten und die dabei freigesetzte Energie in eine Drehbewegung der Kurbelwelle umgesetzt wird, grundsätzlich kein konstantes Drehmoment in einen Antriebsstrang eingeleitet werden. Sowohl das von der Kurbelwelle abgegebene Drehmoment, als auch deren Drehzahl unterliegt Schwankungen bzw. Schwingungen, allgemein Drehungleichförmigkeiten. Da derartige Drehungleichförmigkeiten im Fahrbetrieb spürbar sein können, besteht allgemein die Zielsetzung, diese so weit als möglich zu eliminieren.

Beispielsweise ist es bekannt, durch den Einsatz von Kraft- bzw. E- nergiespeichern, also beispielsweise Federn oder sich bewegende Massen oder Kombinationen daraus, die bei derartigen Drehungleichförmigkeiten auftretenden Energien vorübergehend zu speichern und sie dann so in den Antriebsstrang weiterzugeben, dass ein geglätteter Drehzahl- bzw. Drehmomentenverlauf erreicht werden kann. So genannte Zweimassenschwungräder sind ein Beispiel von in diesem Sinne arbeitenden Drehschwingungs- dämpfungsanordnungen. Als Tilger bekannte Massenpendel setzen die im Fahrzustand auftretenden Drehungleichförmigkeiten in oszillierende Auslenkungen von Schwingungsmassen um, wobei die Auslenkung entgegen der Fliehkraft erfolgt und durch Vorgabe der Auslenkungsbahn bzw. auch der auszulenkenden Massen eine Abstimmung auf bestimmte Anregungsdrehzahlen bzw. Anregungsfrequenzen erreicht werden kann. Derartige Tilger können selbstverständlich mit durch Einsatz von Federn oder dergleichen schwingenden Massensystemen kombiniert werden. Auf Grund der im modernen Fahrzeugbau immer beengter werdenden Platzverhältnisse steht auch für die zur Schwingungsdämpfung eingesetzten Systeme weniger Bauraum mit entsprechenden Einbußen in der Entkopplungsgüte, also der Verringerung der auftretenden Drehungleichförmigkeiten, zur Verfügung.

Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Drehschwin- gungsdämpfungsanordnung bereitzustellen, welche bei kompakter Baugröße eine verbesserte Verringerung von in einen Antriebsstrang eingeleiteten Drehungleichförmigkeiten erreicht.

Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe gelöst durch eine Drehschwin- gungsdämpfungsanordnung, insbesondere für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend einen zur Drehung um eine Drehachse anzutreibenden Eingangsbereich und einen Ausgangsbereich, wobei zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich ein erster Drehmomentübertragungsweg und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg sowie eine Koppelanordnung zur Zusammenleitung bzw. Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege geleiteten bzw. auftretenden Drehmomente vorgesehen sind, wobei im ersten Drehmomentübertragungsweg eine erste Phasenschieberanordnung zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist.

Bei der erfindungsgemäßen Drehschwingungsdämpfungsanordnung wird durch Einsatz der Phasenschieberanordnung dafür gesorgt, dass zunächst durch Aufteilung und dann wieder Zusammenführung des übertragenen Drehmoments durch die dabei eingeführte Phasenverschiebung eine destruktive Überlagerung von Schwingungsanteilen in dem zu übertragenden Drehmoment auftritt. Im Idealfalle findet zumindest in einem besonders kriti- sehen Frequenzbereich eine nahezu vollständige Eliminierung der Dre- hungleichförmigkeiten statt.

Um diese Phasenverschiebung bei baulich einfacher Weise effizient erreichen zu können, wird vorgeschlagen, dass die erste Phasenschieberanordnung ein erstes Schwingungssystem mit einer Primärseite und einer gegen die Wirkung einer Federanordnung bezüglich der Primärseite um die Drehachse drehbaren Sekundärseite umfasst.

Die erste Phasenschieberanordnung ist somit im Wesentlichen nach dem Funktionsprinzip eines Zweimassenschwingers aufgebaut, bei welchem zwei gegen die Wirkung der Federanordnung bezüglich einander schwingende Massen, also im Wesentlichen die Primärseite und die Sekundärseite, durch Auswahl der Federsteifigkeit einerseits und der Massenverhältnisse bzw. der Massenträgheit an der Primärseite und der Sekundärseite andererseits mit einem gewünschten Schwingungsverhalten bereitgestellt werden. Charakteristisch ist, dass ein derartiges Schwingungssystem eine Resonanzfrequenz aufweist. Im Frequenzbereich unter der Resonanzfrequenz schwingt ein derartiges Schwingungssystem unterkritisch, d.h. Anregung und Reaktion des Systems treten im Wesentlichen gleichzeitig auf. Mit Überschreiten der Resonanzfrequenz tritt ein Phasensprung auf, so dass im Wesentlichen Anregung und Reaktion des Systems zueinander phasenverschoben auftreten, das System also überkritisch arbeitet. Diesen Phasensprung, der im Idealfalle bei einem Maximalwert von 180° liegt, nutzt die vorliegende Erfindung, um durch Überlagerung des so phasenverschobenen Drehmo- mentenschwingungsanteils mit dem nicht phasenverschobenen Drehmo- mentenschwingungsanteil die gewünschte Minderung der Drehungleichför- migkeiten zu erreichen.

Vorteilhafterweise kann weiter im zweiten Drehmomentübertragungsweg eine zweite Phasenschieberanordnung vorgesehen sein. Auch diese zweite Phasenschieberanordnung kann ein zweites Schwingungssystem mit einer Primärseite und einer gegen die Wirkung einer Federanordnung bezüglich der Primärseite um die Drehachse drehbaren Sekundärseite umfassen.

Um sicherzustellen, dass dann, wenn in beiden Drehmomentübertragungswegen mit einer Phasenschieberanordnung gearbeitet wird, eine angestrebte Minderung der Drehungleichförmigkeiten erreicht wird, wird vorgeschlagen, dass das erste Schwingungungssystem und das zweite Schwingungssystem zueinander unterschiedliche Resonanzfrequenzen aufweisen. Auf diese Art und Weise kann ein Frequenz- bzw. auch Drehzahlbereich definiert werden, in welchem einer der beiden Drehmomentübertragungswege bereits überkritisch arbeitet, während der andere noch unterkritisch, also ohne Phasenverschiebung arbeitet.

Vorzugsweise ist dabei vorgesehen, dass die Resonanzfrequenz des ersten Schwingungssystems unter der Resonanzfrequenz des zweiten Schwingungssystems liegt.

Um das Dämpfungsverhalten weiter beeinflussen zu können, wird vorgeschlagen, dass der erste Drehmomentübertragungsweg oder und der zweite Drehmomentübertragungsweg mit einer Reibungsdämpfungsanord- nung oder/und einer Fluiddämpfungsanordnung für über diesen Drehmomentübertragungsweg geleitete Drehungleichförmigkeiten ausgebildet ist.

Es ist selbstverständlich, dass hier die beiden Drehmomentübertragungswege unterschiedlich ausgebildet sein können, also jeder der beiden Drehmomentübertragungswege mit oder ohne den einen oder den anderen zusätzlichen Dämpfungsaspekt aufgebaut sein kann.

Insbesondere dann, wenn bei einem oder beiden der Drehmomentübertragungswege Reibungsdämpfung und Fluiddämpfung zusätzlich vorgesehen sein sollen, kann je nachdem, in welcher Art und Weise diese das Dämpfungsverhalten beeinflussen sollen, eine parallele oder eine serielle Wirksamkeit derselben vorgesehen sein. Auch hier können beide Drehmomentübertragungswege wieder unterschiedlich zueinander ausgestaltet sein.

Weiter kann eine Diversifizierung des Dämpfungsverhaltens dadurch erlangt werden, dass die Reibungsdämpfungsanordnung oder/und die Fluid- dämpfungsanordnung zu der Federanordnung parallel oder seriell wirkend angeordnet ist.

Bei einer auf Grund der kompakten Baugröße besonders vorteilhaften Variante wird vorgeschlagen, dass die Koppelanordnung eine Planetengetriebeanordnung umfasst.

Dabei kann der Aufbau beispielsweise derart sein, dass die Planetengetriebeanordnung einen an den zweiten Drehmomentübertragungsweg angebundenen Planetenradträger mit einer Mehrzahl von daran drehbar getragenen Planetenrädern umfasst.

Dies bedeutet also, dass das in den zweiten Drehmomentübertragungsweg eingeleitete Drehmoment vom Planetenradträger aufgenommen und über die an diesem drehbar getragenen Planetenräder dann zum Ausgangsbereich weitergeleitet wird.

Um die vorangehend bereits angesprochene Kopplung der beiden Drehmomentenanteile auch im Sinne einer destruktiven Überlagerung in einfacher Weise realisieren zu können, wird weiter vorgeschlagen, dass die Planetengetriebeanordnung eine an den ersten Drehmomentübertragungsweg angebundene erste Hohlradanordnung in Kämmeingriff mit den Planetenrädern und eine an den Ausgangsbereich angebundene zweite Hohlradanordnung in Kämmeingriff mit den Planetenrädern umfasst.

Bei einer alternativen, vor allem im radial inneren Bereich vorhande- nen Bauraum nutzenden Ausgestaltungsform wird vorgeschlagen, dass Planetengetriebeanordnung eine an den ersten Drehmomentübertragungsweg angebundene erste Sonnenradanordnung in Kämmeingriff mit den Planetenrädern und eine an den Ausgangsbereich angebundene zweite Sonnenradanordnung in Kämmeingriff mit den Planetenrädern umfasst.

Das Verhalten, mit welchem Drehungleichförmigkeiten in dem zu ü- bertragenden Drehmoment eliminiert werden können, kann weiter dadurch beeinflusst werden, dass die in die beiden Drehmomentübertragungswege einzuleitenden bzw. von diesen übertragenen Drehmomentenanteile in ihrer Größe beeinflusst werden. Beispielsweise kann vorgesehen sein, dass die erste Hohlradanordnung oder Sonnenradanordnung in Verbindung mit den Planetenrädern und die zweite Hohlradanordnung oder Sonnenradanordnung in Verbindung mit den Planetenrädern zueinander unterschiedliche Übersetzungsverhältnisse bereitstellen. Durch die Auswahl der einander nicht gleichen Übersetzungsverhältnisse wird es möglich, einen größeren Drehmomentenanteil über den ersten oder auch den zweiten Drehmomentübertragungsweg zu leiten.

Da die als Kopplungsanordnung wirksame Planetengetriebeanordnung nur in einem vergleichsweise kleinen, durch die Phasenschieberanordnung bzw. deren Schwingungssystem zugelassenen Winkelbereich wirksam ist, kann weiter vorgesehen sein, dass wenigstens ein Planetenrad oder/und die Hohlradanordnung oder/und die Sonnenradanordnung segmentzahnrad- artig ausgebildet ist.

Eine zum Vermeiden von Unwuchten besonders vorteilhafte Ausgestaltungsvariante kann vorsehen, dass die Planetenräder mit im Wesentlichen gleichmäßigem Umfangsabstand zueinander angeordnet sind. Alternativ ist es möglich, dass die Planetenräder mit ungleichmäßigem Umfangsabstand zueinander angeordnet sind. Durch die Variation der Umfangsabstände der Planetenräder wird es möglich, deren Geräuschentwicklung zu beeinflussen und mithin einen ruhigeren Lauf zu erlangen.

Wenn vorgesehen ist, dass die Kopplungsanordnung radial innerhalb der ersten Phasenschieberanordnung oder/und der zweiten Phasenschieberanordnung und sich damit wenigstens teilweise axial überlappend angeordnet ist, wird vor allem der radial innere Bauraum effizient genutzt.

Alternativ kann vorgesehen sein, dass die Kopplungsanordnung axial neben der ersten Phasenschieberanordnung oder/und der zweiten Phasenschieberanordnung angeordnet ist. Bei dieser Ausgestaltung wird es möglich, die Kopplungsanordnung axial vergleichsweise groß bauend, also mit größeren Wirkradien, zu gestalten.

Eine besonders effiziente Überlagerung der über die beiden Drehmomentübertragungswege übertragenen Schwingungsanteile kann erreicht werden, wenn der zweite Drehmomentübertragungsweg eine Steifigkeit von wenigstens 800 Nm/°, vorzugsweise wenigstens 1500 Nm/°, aufweist. Dies bedeutet, dass der zweite Drehmomentübertragungsweg bzw. die diesen bereitstellenden Bauteile bzw. Baugruppen vergleichsweise steif sind und eine zur Phasenverschiebung führende Elastizität im Wesentlichen nur im ersten Drehmomentübertragungsweg genutzt wird.

Weiter hat sich gezeigt, dass die Schwingungsdämpfungscharakteris- tik dann besonders vorteilhaft ausgeprägt ist, wenn ein Verhältnis eines Massenträgheitsmomentes des Eingangsbereichs zu einem Massenträgheitsmoment im ersten Drehmomentübertragungsweg im Bereich von 1 bis 10 liegt oder/und wenn ein Verhältnis eines Massenträgheitsmoments im ersten Drehmomentübertragungsweg zu einem Massenträgheitsmoment im zweiten Drehmomentübertragungsweg im Bereich von 2 bis 20 liegt.

Die vorliegende Erfindung betrifft ferner ein Hybridantriebsmodul sowie eine hydrodynamische Kupplungsanordnung, insbesondere hydrodyna- mischer Drehmomentwandler, mit einer erfindungsgemäßen Drehschwin- gungsdämpfungsanordnung.

Ferner betrifft die vorliegende Erfindung ein Antriebssystem für ein Fahrzeug, umfassend ein Antriebsaggregat und eine erfindungsgemäße Drehschwingungsdämpfungsanordnung, wobei der Eingangsbereich derselben an eine Antriebswelle des Antriebsaggregats angekoppelt sein kann.

Bei einem derartigen Antriebssystem wird vorteilhafterweise dafür gesorgt, dass eine Resonanzstelle des ersten Schwingungssystems unter oder nahe der Leerlaufdrehzahl des Antriebsaggregats ist. Mit dieser Resonanzstelle, also die in eine Drehzahl umgesetzte Resonanzfrequenz des ersten Schwingungssystems, wird dafür gesorgt, dass praktisch im gesamten Drehzahlspektrum die durch das Auftreten des Phasensprungs im Bereich der Resonanzstelle eingeführte Phasenverschiebung und daraus resultierende Überlagerung phasenverschobener Schwingungsanteile genutzt werden kann.

Weiter kann vorgesehen sein, dass eine Resonanzstelle des zweiten Schwingungssystems über oder nahe der maximalen Drehzahl des Antriebsaggregats ist.

Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Figuren detailliert beschrieben. Es zeigt:

Fig. 1 eine prinzipartige Darstellung eines Drehschwingungsdämp- fungssystems mit zwei parallelen Drehmomentübertragungswegen;

Fig. 2 eine der Fig. 1 entsprechende Darstellung einer alternativen

Ausgestaltung; Fig. 3 eine der Fig. 1 entsprechende Darstellung einer alternativen Ausgestaltung;

Fig. 4 eine Teil-Längsschnittansicht einer Drehschwingungsdämp- fungsanordnung mit zwei parallelen Drehmomentübertragungswegen;

Fig. 5 eine der Fig. 4 entsprechende Darstellung einer alternativen

Ausgestaltung;

Fig. 6 eine Darstellung von an einem Planetenradträger drehbar getragenen Segment-Planetenrädern ;

Fig. 7 eine der Fig. 4 entsprechende Darstellung einer alternativen

Ausgestaltung;

Fig. 8 eine der Fig. 4 entsprechende Darstellung einer alternativen

Ausgestaltung;

Fig. 9 eine Axialansicht einer Fluiddämpfungsanordnung;

Fig. 10 in ihren Darstellungen a), b) und c) alternative Ausgestaltungsarten eines Planetenrades mit dazugehörigen Hohlrädern;

Fig. 1 1 ein Hybridantriebsmodul mit einer Drehschwingungsdämp- fungsanordnung mit zwei parallelen Drehmomentübertragungswegen;

Fig. 12 einen hydrodynamischen Drehmomentwandler mit einer

Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit zwei parallelen Drehmomentübertragungswegen ; Fig. 13 eine weitere prinzipartige Darstellung einer Drehschwin- gungsdämpfungsanordnung mit zwei parallelen Drehmomentübertragungswegen ;

Fig. 14 eine der Fig. 13 entsprechende Darstellung einer alternativen Ausgestaltung;

Fig. 15 eine der Fig. 13 entsprechende Darstellung einer alternativen Ausgestaltung;

Fig. 1 6 eine der Fig. 13 entsprechende Darstellung einer alternativen Ausgestaltung;

Fig. 17 eine der Fig. 13 entsprechende Darstellung einer alternativen Ausgestaltung;

Fig. 18 eine der Fig. 13 entsprechende Darstellung einer alternativen Ausgestaltung;

Fig. 19 eine der Fig. 13 entsprechende Darstellung einer alternativen Ausgestaltung;

Fig. 20 eine der Fig. 13 entsprechende Darstellung einer alternativen Ausgestaltung;

Fig. 21 eine der Fig. 13 entsprechende Darstellung einer alternativen Ausgestaltung;

Fig. 22 eine tabellarische Auflistung verschiedener Größen bzw.

Verhältnisse von Größen und zugeordneten Werten bzw. Wertebereichen; Fig. 23 eine Teil-Längsschnittansicht einer alternativ austestalteten Drehschwingungsdämpfungsanordnung; Fig. 24 eine prinzipartige Darstellung eines Drehschwingungsdämp- fungssystems mit einer mit Sonnenradanordnungen ausgebildeten Kopplungsanordnung;

Fig. 25 eine Teil-Längsschnittansicht einer Drehschwingungsdämp- fungsanordnung mit Sonnenradanordnungen,

Fig. 26 eine Detailansicht eines an einem Planetenradträger drehbar getragenen Planetenrads;

Fig. 27 einen Stützring zur Stabilisierung der am Planetenradträger getragenen Planetenräder in Axialansicht;

Fig. 28 den Stützring der Fig. 27 in perspektivischer Ansicht; Fig. 29 eine Teil-Axialansicht einer mit Hohlradsegmenten ausgebildeten Hohlradanordnung;

Fig. 30 eine Teil-Längsschnittansicht einer Drehschwingungsdämp- fungsanordnung mit zwei parallelen Drehmomentübertragungswegen;

Fig. 31 die Drehschwingungsdämpfungsanordnung der Fig. 30 in einem anderen Umfangsbereich geschnitten; Fig. 32 die Drehschwingungsdämpfungsanordnung der Fig. 30 und

31 in geschnittener Explosionsdarstellung. In Fig. 1 ist eine im Antriebsstrang eines Fahrzeugs vorgesehene Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 in prinzipartiger Weise dargestellt. Die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 überträgt ein Drehmoment zwischen einem nur schematisch dargestellten Antriebsaggregat 12, beispielsweise einer Brennkraftmaschine, und einem Getriebe 14 oder sonstigen Systembereichen eines Antriebsstrangs.

Das über die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 zu übertragende Drehmoment wird in einem allgemein mit 1 6 bezeichneten Eingangsbereich aufgenommen, wobei dem Eingangsbereich eine Massenträgheit bzw. ein Massenträgheitsmoment M _E zugeordnet werden kann. Das über die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 geleitete Drehmoment wird über einen Ausgangsbereich 18 abgegeben, wobei dem Ausgangsbereich 18 eine Massenträgheit bzw. ein Massenträgheitsmoment M _A zugeordnet werden kann.

Zwischen dem Eingangsbereich 1 6 und dem Ausgangsbereich 18 wird das zu übertragende Drehmoment aufgeteilt in zwei Drehmomentenanteile. Ein erster der Drehmomentenanteile wird über einen ersten Drehmomentübertragungsweg 20 übertragen, während der zweite der Drehmomentenanteile über einen zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 übertragen wird. Eine Vereinigung bzw. Zusammenkoppelung der beiden Drehmomentenanteile erfolgt in einer Koppelanordnung 24, die die beiden Drehmomentenanteile aufnimmt und dann in Richtung zum Ausgangsbereich 18 weiterleitet.

Um die beispielsweise im Bereich des Antriebsaggregats 12 generierten Drehungleichförmigkeiten, welche im Allgemeinen Schwingungscharakter aufweisen, so weit als möglich zu eliminieren und nicht in Richtung zum Getriebe 14 hin oder sonstigen Antriebsstrangkomponenten weiter zu leiten, ist bei der erfindungsgemäßen Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 dafür gesorgt, dass die Schwingungsanteile in dem zu übertragenden Drehmo- ment in den beiden Drehmomentübertragungswegen 20, 22 zueinander eine Phasenverschiebung erfahren. Zu diesem Zwecke ist im ersten Drehmomentübertragungsweg 20 eine erste Phasenschieberanordnung 26 vorgesehen. Diese erste Phasenschieberanordnung 26 ist als erstes Schwingungssystem 32 aufgebaut, bei welchem zwei Massen gegen die Wirkung einer Federanordnung bezüglich einander schwingen können. Diese Federanordnung weist eine vorbestimmte Steifigkeit bzw. Federkonstante Si auf. Die beiden gegeneinander schwingenden Massen sind im Wesentlichen durch eine Primärseite 28 und eine Sekundärseite 30 dieses Schwingungssystems 32 definiert. Die Masse bzw. das Massenträgheitsmoment der Primärseite 28 entspricht im Wesentlichen der Massenträgheit M _E des Eingangsbereichs 1 6. Die Sekundärseite 30 weist eine Massenträgheit bzw. ein Massenträgheitsmoment Mi auf. Bestimmt durch die Steifigkeit bzw. Federkonstante Si und die beiden Massen bzw. Massenträgheiten M _E und Mi ergibt sich für das Schwingungssystem 32 im ersten Drehmomentübertragungsweg 20 eine Resonanzfrequenz. Bei Schwingungsanregung mit einer unter der Resonanzfrequenz liegenden Frequenz arbeitet dieses Schwingungssystem 32 unterkritisch, was bedeutet, dass Anregung und Reaktion im Wesentlichen gleichzeitig, also ohne gegenseitige Phasenverschiebung auftreten. Mit Ü- berschreiten der Resonanzfrequenz geht das Schwingungssystem 32 in einen überkritischen Zustand über, in welchem Anregung und Reaktion zueinander phasenverschoben laufen, was im Wesentlichen einen Phasensprung von maximal 180° bedeutet. Dies bedeutet, dass Schwingungsanteile, welche in dem über den ersten Drehmomentübertragungsweg 20 zu übertragenden Drehmomentenanteil enthalten sind, dann, wenn die Anre- gungsfrquenz über der Resonanzfrequenz des Schwingungssystems 32 liegt, um maximal 180° phasenverschoben in Richtung zur Koppelanordnung 24 weitergeleitet werden.

Es ist darauf hinzuweisen, dass die Güte des Phasensprungs, also die Größe der erzeugten Phasenverschiebung, von verschiedenen Bedingungen, insbesondere auch den im Bereich des Schwingungssystems 32 auftretenden Reibeffekten abhängen wird, während die Lage des Übergangs durch die Resonanzfrequenz des Schwingungssystems 32 definiert ist.

Um das Dämpfungsverhalten bei Drehmomentübertragung über den ersten Drehmomentübertragungsweg 20 weiter beeinflussen zu können, können in diesem ersten Drehmomentübertragungsweg 20 weiter eine Rei- bungsdämpfungsanordnung Ri sowie eine Fluiddämpfungsanordnung Fi vorgesehen sein. In dem in Fig. 1 dargestellten Beispiel liegen diese beiden Dämpfungsanordnungen Ri, Fi wirkungsmäßig zueinander und auch zur Federanordnung 26 des Schwingungssystems 32 parallel. Während die Rei- bungsdämpfungsanordnung Ri im Allgemeinen mit coulombscher Reibung, also gegeneinander gleitreibend verschiebbaren Bauteilen arbeitet, kann die Fluiddämpfungsanordnung Fi durch das Verdrängen eines viskosen Mediums, also beispielsweise Öl oder Fett, bei Relativdrehung zwischen der Primärseite 28 und der Sekundärseite 30 wirksam sein.

In dem in Fig. 1 dargestellten Beispiel einer Drehschwingungsdämp- fungsanordnung 10 ist auch dem zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 eine zweite Phasenschieberanordnung 34 zugeordnet. Auch diese umfasst ein zweites Schwingungssystem 36 mit gegen die Wirkung einer Federanordnung, hier repräsentiert durch eine Steifigkeit bzw. Federkonstante S ₂ , bezüglich einander verdrehbarer Primärseite 38 und Sekundärseite 40. Das Schwingungsverhalten dieses Schwingungssystems 36 ist also neben der Steifigkeit bzw. Federkonstante S ₂ im Wesentlichen bestimmt durch die bezüglich einander schwingenden Massen bzw. Massenträgheiten M _E des Eingangsbereichs 1 6 bzw. M ₂ der Sekundärseite 40. Weiter erkennt man auch in Zuordnung zu der Phasenschieberanordnung 34 eine zur Steifigkeit S ₂ parallel geschaltete Fluiddämpfungsanordnung F ₂ . Selbstverständlich könnte auch eine Reibdämpfungsanordnung vorgesehen sein, wie sie in Zuordnung zum ersten Drehmomentübertragungsweg 20 erkennbar ist.

Durch die Auswahl der Ausgestaltung der zweiten Phasenschieberan- Ordnung 34 wird es möglich, deren Resonanzfrequenz so zu legen bzw. so auf die Resonanzfrequenz der ersten Phasenschieberanordnung 26 abzustimmen, dass der Phasensprung, also der Übergang in den überkritischen Zustand, bei einer anderen Frequenz und mithin einer anderen Drehzahl auftreten wird. Insbesondere kann, wie nachfolgend noch anhand konstruktiver Ausgestaltungen aufgezeigt, die Steifigkeit S ₂ der zweiten Phasenschieberanordnung derart gewählt werden, dass die Resonanzfrequenz der zweiten Phasenschieberanordnung 34 in einem Bereich liegt, welcher außerhalb des im Antriebsstrang auftretenden Anregungsspektrums liegt. Dies bedeutet, dass die zweite Phasenschieberanordnung 34 bzw. das Schwingungssystem 36 derselben in dem in einem normalen Fahrzustand zu erwartenden Anregungsspektrum nicht in einen überkritischen Zustand übergehen wird. Die Folge davon ist, dass die im Bereich der Koppelanordnung 24 wieder zusammengeführten Drehmomentenanteile hinsichtlich der darin enthaltenen Schwingungsanteile im Idealfalle eine Phasenverschiebung von 180° aufweisen, so dass eine Überlagerung im Sinne einer destruktiven Interferenz erzeugt wird. Die Folge davon ist, dass am Ausgangsbereich 18 nur vergleichsweise geringe Schwingungsanteile verbleiben, die dann in Richtung Antriebsstrang weitergeleitet werden können.

Dabei ist insbesondere zu betonen, dass derartige Schwingungssysteme 32 bzw. 36, die grundsätzlich nach Art eines Zweimassenschwungrads aufgebaut sind, nach Art eines Tiefpassfilters arbeiten, also höherfrequente Schwingungsanteile im Wesentlichen herausfiltern. Ist einer der Drehmomentübertragungswege, beispielsweise der zweite Drehmomentübertragungsweg 22, dann ohne derartige Filterungsfunktionalität ausgestaltet, bedeutet dies, dass an der Koppelanordnung 24 zwar die niederfrequenten Schwingungsanteile einander destruktiv überlagert werden können, die hochfrequenten Schwingungsanteile jedoch nur noch über einen der Drehmomentübertragungswege übertragen werden und somit eine destruktive Überlagerung nicht möglich ist. Grundsätzlich sind jedoch in einem Antriebsstrang die niederfrequenten Anregungsanteile diejenigen, die für Fahr- zeuginsassen spürbar sind bzw. zu einer übermäßig hohen Belastung von Antriebsstrangkomponenten führen und somit zu bedämpfen bzw. eliminieren sind.

Die Fig. 2 veranschaulicht verschiedene Abwandlungen der in Fig. 1 dargestellten Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10. Zunächst erkennt man in Fig. 2, dass folgend auf den Ausgangsbereich 18 ein weiteres Schwingungssystem 42, beispielsweise bereitgestellt in einer Kupplungsscheibe, mit einer Steifigkeit S ₃ bzw. auch einer Fluiddämpfungsanordnung F ₃ vorgesehen sein kann.

Veranschaulicht sind in Fig. 2 auch zwei Varianten für die Ausgestaltung der zweiten Phasenschieberanordnung 34 des zweiten Drehmomentübertragungswegs 22. Man erkennt zunächst bei der Variante 1 , dass hier in Serie zur Steifigkeit S ₂ an der Sekundärseite 40 eine Fluiddämpfungsanordnung F ₂ vorgesehen ist, wobei sich zwischen der Federanordnung, also der Steifigkeit S _2, und der Fluiddämpfungsanordnung F ₂ durch die dort liegenden Komponenten ein im Wesentlichen dann auch das Schwingungsverhalten beeinflussendes Massenträgheitsmoment M ₂ ' der Sekundärseite 40 ergibt. Bei der Variante 2 ist an Stelle der in Serie zur Steifigkeit S ₂ angeordneten Fluiddämpfungsanordnung nunmehr eine Reibungsdämpfungsanordnung R ₂ vorgesehen.

Es ist hier darauf hinzuweisen, dass selbstverständlich auch im ersten Drehmomentübertragungsweg 20 die Reibungsdämpfungsanordnung R-ι und die Fluiddämpfungsanordnung F-ι seriell zur Steifigkeit Si geschaltet sein können.

Eine weitere Variante ist in Fig. 3 dargestellt. Man erkennt in beiden Drehmomentübertragungswegen 20, 22 jeweils die bereits erläuterten Phasenschieberanordnungen 26, 34 mit den Steifigkeiten Si und S ₂ der jeweiligen Schwingungssysteme 32, 36. Ferner erkennt man parallel zu den Stei- figkeiten S-ι , S ₂ jeweils die Reibungsdämpfungsanordnungen Ri und R ₂ .

Vorangehend sind mit Bezug auf die Fig. 1 bis 3 verschiedene Variationen prinzipartig dargestellter Drehschwingungsdämpfungsanordnungen erläutert worden, bei welchen jeweils durch das Aufgliedern des zu übertragenden Drehmoments auf zwei Drehmomentübertragungswege und die Erzeugung eines Phasensprungs bzw. einer Phasenverschiebung in zumindest einem der Drehmomentübertragungswege dafür gesorgt wird, dass bei der Zusammenführung der Drehmomentenanteile die über die Drehmomentübertragungswege geleiteten Schwingungsanteile bzw. Drehungleichförmig- keiten einander im Sinne einer gegenseitigen Auslöschung überlagern. Da das Grunddrehmoment, also das an sich zu übertragende, konstante Drehmoment einer Phasenverschiebung nicht unterliegt, werden diese

Grunddrehmomentenanteile, die über die beiden Drehmomentübertragungswege geleitet werden, in der Koppelanordnung 24 einander im Sinne einer Addition überlagert, so dass am Ausgangsbereich 1 8 der Drehschwin- gungsdämpfungsanordnung 1 0, etwaige unvermeidbare Reibverluste au ßer Acht lassend, das vollständige in den Eingangsbereich 1 6 eingeleitete und zu übertragende Grunddrehmoment abgegriffen bzw. in den folgenden Teil des Antriebsstrangs übertragen werden kann.

Nachfolgend werden verschiedene konstruktive Ausgestaltungsvarianten einer derartigen Drehschwingungsdämpfungsanordnung 1 0 beschrieben. Es sei darauf hingewiesen, dass im Folgenden Komponenten bzw. Systembereiche, welche vorangehend beschriebenen Komponenten bzw. Systembereichen entsprechen, mit den gleichen Bezugszeichen bezeichnet sind.

In Fig. 4 ist der Eingangsbereich 1 6 der Drehschwingungsdämpfungs- anordnung 1 0 an eine Antriebswelle 44, beispielsweise die Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine, angebunden bzw. ist zumindest zum Teil auch durch diese bereitgestellt. Die Primärseite 28 des Schwingungssystems 32 im ersten Drehmomentübertragungsweg 20 umfasst zwei Deckscheibenelemente 46, 48. Das Deckscheibenelement 46 ist in seinem radial inneren Bereich durch Schraubbolzen 50 an die Antriebswelle 44 fest angebunden und begrenzt in seinem radial äu ßeren Bereich mit dem anderen Deckscheibenelement 48 eine Aufnahmekammer für die die Steifigkeit Si bereit stellende Dämpferfederanordnung 52. Diese kann, wie dies beispielsweise auch bei Zweimassenschwungrädern oder sonstigen Torsionsschwingungsdämpfern üblich ist, mehrere in Umfangsrichtung aufeinander folgende bzw. auch ineinander geschachtelte Schraubendruckfedern umfassen.

Die Sekundärseite 30 des ersten Schwingungssystems 32 umfasst ein zwischen die beiden Deckscheibenelemente 46, 48 eingreifendes Zentralscheibenelement 54, welches, ebenso wie die Deckscheibenelemente 46, 48, in seinem radial äu ßeren Bereich Umfangsabstützbereiche für die Federanordnung 52 bereitstellt. In seinem radial innerhalb des Deckscheibenelements 48 liegenden Bereich ist das Zentralscheibenelement 54 mit einem Masseteil 56 beispielsweise durch Vernietung fest verbunden. Radial innerhalb dieser Vernietung stützt sich das Zentralscheibenelement 54 axial an einer Anlaufscheibe bzw. einem Gleitlagerring 58 ab. Dieser ist an einem durch die Schraubbolzen 50 zusammen mit dem Deckscheibenelement 46 an der Antriebswelle 44 festgelegten abgewinkelten Stützelement 60 axial und radial gehalten.

Ein sich am Deckscheibenelement 48 und am Zentralscheibenelement 54 abstützendes Vorspannelement 62, beispielsweise eine Tellerfeder, presst das Zentralscheibenelement 54 in Anlage an der Anlaufscheibe 58. Durch das Vorspannelement 62 einerseits und die Anlaufscheibe 58 andererseits ist der von den beiden Deckscheibenelementen 46, 48 umschlossene Volumenbereich im Wesentlichen fluiddicht gekapselt und kann somit mit einem viskosen Medium gefüllt sein. Dieses viskose Medium wird bei Um- fangsrelativbewegung zwischen der Primärseite 28 und der Sekundärseite 30 verdrängt, so dass auf diese Art und Weise die im ersten Drehmomentübertragungsweg 20 vorzusehende Fluiddämpfungsanordnung F-ι realisiert sein kann. Gleichzeitig kann durch den Reibkontakt beispielsweise des Vorspannelements 62 oder aber auch der Anlaufscheibe 58 mit dem Zentral- scheibenelement 54 eine coulombsche Reibung, also die Reibungsdämp- fungsanordnung Ri bereitgestellt werden, die bei Relativdrehung zwischen der Primärseite 28 und der Sekundärseite 30 wirksam wird.

Es sei hier darauf hingewiesen, dass sowohl die Reibungsdämp- fungsanordnung Ri, als auch die Fluiddämpfungsanordnung Fi durch andere oder zusätzliche Baugruppen bereitgestellt werden können, die bei Relativdrehung zwischen der Primärseite 28 und der Sekundärseite 30 dämpfend wirksam werden.

Der zweite Drehmomentübertragungsweg 22 umfasst im Wesentlichen einen hinsichtlich seiner Funktionalität nachfolgend noch erläuterten Planetenradträger 64 einer allgemein mit 66 bezeichneten Planetengetriebeanordnung. Diese Planetengetriebeanordnung 66 wiederum stellt im Wesentlichen auch die Koppelanordnung 24 bereit, in welcher die über die beiden Drehmomentübertragungswege 20, 22 geleiteten Drehmomentenanteile wieder zusammengeführt werden.

Radial innen ist der Planetenradträger 64 mit einem zylindrischen Abschnitt 68 ausgebildet. Dieser ist vermittels eines Schraubbolzens 70 zentral an die Antriebswelle 44 angebunden und somit mit dieser zur gemeinsamen Drehung um die Drehachse A verbunden. Man erkennt, dass diese Anbin- dung hier im Wesentlichen durch Einklemmen, also Erzeugen einer Spannkraft und damit einer Reibungsklemmwirkung erfolgt. Ebenso wie im Falle der Festlegung des Deckscheibenelements 46 ist es auch möglich, hier durch nicht rotationssymmetrische Gestaltung eine Formschlussverbindung zu realisieren und die Schraubverbindung im Wesentlichen nur zur Herstellung des axialen Zusammenhalts zu nutzen.

An den Außenumfang des zylindrischen Abschnitts 68 schließt ein Planetenradträgerabschnitt 72 mit beispielsweise scheibenartiger oder auch armartiger Gestalt an. An diesem Planetenradträgerabschnitt 72 sind an mehreren Umfangspositionen Planetenräder 74 über Tragebolzen 76 und Lagerhülsen 78 drehbar getragen. Die Planetenräder 74 sind bezüglich des Planetenradträgers 64 im Wesentlichen frei drehbar.

In ihrem radial äußeren Bereich stehen die Planetenräder 74 in Kämmeingriff mit einem durch das Masseteil 56 der Sekundärseite 30 des Schwingungssystems 32 bereitgestellten antriebsseitigen Hohlrad 80. Diesem liegt axial gegenüber ein abtriebsseitiges Hohlrad 82, welches, beispielsweise zusammen in Verbindung mit einem ringartigen Reibflächenelement 84 für eine Reibungskupplung im Wesentlichen den Ausgangsbereich 18 der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 bereitstellt.

Ebenso wie die Sekundärseite 30 des ersten Schwingungssystems 32 kann das abtriebsseitige Hohlrad 82 in seinem radial inneren Bereich über ein jeweiliges Lager 86 bzw. 88 am Außenumfang des zylindrischen Abschnitts 68 des Planetenradträgers 64 drehgelagert und somit bezüglich der Drehachse A zentriert sein. Da das abtriebsseitige Hohlrad 82 bezüglich des antriebsseitigen Hohlrads 80 grundsätzlich um die Drehachse A drehbar ist, kann an einem dieser Bauteile, im dargestellten Falle am antriebsseitigen Hohlrad 80, in einem Bereich radial außerhalb der an diesen beiden Hohlrädern 80, 82 gebildeten Verzahnungen ein Dichtungselement 89 vorgesehen sein, um den die Planetenräder 74 aufnehmenden Volumenbereich nach radial außen hin im Wesentlichen fluiddicht zu kapseln. In seinem radial inneren Bereich ist dieser Volumenbereich durch die beiden Lager 86, 88, beispielsweise ausgebildet als Gleitlagerringe, und auch Durchgriffsöffnungen im Zentralscheibenelement 54 abschließende Verschlusskappen 90 fluiddicht abgeschlossen. Auch dieser Volumenbereich kann mit viskosem Medium gefüllt sein, so dass einerseits ein Schmiereffekt für die Planetenräder 74 erzielt werden kann, andererseits ein Fluiddämpfungsbeitrag bei Rotation der Planetenräder 74 um ihre zur Drehachse A parallelen Drehachse erreicht wird. Im Drehzustand wird fliehkraftbedingt das für die Erreichung des Schmiereffekts eingesetzte viskose Medium, also Öl oder Fett, sich nach radial außen verlagern, also in denjenigen Bereich, in welchem die Planetenräder 74 durch Kämmeingriff mit den beiden Hohlrädern 80, 82 einer vergleichsweise starken Verschleißbelastung unterliegen. Es reicht daher eine vergleichsweise geringe Menge viskosen Mediums, um diesen Effekt zu erreichen. Es ist nicht erforderlich, den gesamten gekapselten Volumenbereich zu füllen.

Man erkennt in der Fig. 4, dass der zweite Drehmomentübertragungsweg 22 im Wesentlichen steif, also zumindest in erster Näherung mit unendlich hoher Steifigkeit S ₂ ausgeführt ist. Die in diesen zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 eingeleiteten Schwingungsanteile des Drehmoments werden also im Wesentlichen ohne Phasenverschiebung bzw. Phasensprung und auch im Wesentlichen ohne Herbeiführung eines Dämpfungseffekts übertragen. Im ersten Drehmomentübertragungsweg 20 ist jedoch die erste Phasenschieberanordnung 26 mit ihrem ersten Schwingungssystem 32 vorgesehen, wobei der Aufbau des ersten Schwingungssystems 32 im Wesentlichen einem herkömmlichen Torsionsschwingungsdämpfer bzw. Zweimassenschwungrad gleicht. Durch Auswahl der Massenverhältnisse an der Primärseite 28 und an der Sekundärseite 30 einerseits und der Federkonstante der Federanordnung 52 andererseits wird es möglich, die Lage der Resonanzfrequenz bzw. die Resonanzstelle dieses ersten Schwingungssystems 32 so vorzugeben, dass sie beispielsweise unter der Leerlaufdrehzahl eines für ein Antriebssystem vorgesehenen Antriebsaggregats oder zumindest nahe dieser Leerlaufdrehzahl liegt. Dies bedeutet, dass im normalen Arbeitsbereich das erste Schwingungssystem überkritisch arbeiten wird, was bedeutet, dass die an der Sekundärseite 30 weitergeleiteten Schwingungsanteile des über den ersten Drehmomentübertragungsweg 20 übertragenen Drehmomentenanteils bezüglich der anregenden Schwingungsanteile bzw. auch der über den zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 übertragenen Schwingungsanteile mit einer Phasenverschiebung von maximal 180° übertragen werden.

Es sei nun zunächst angenommen, dass keine Schwingungsanteile vorhanden sind, also ein konstantes Drehmoment am Eingangsbereich 1 6 eingeleitet und am Ausgangsbereich 18 abgegeben werden soll. Dies bedeutet, dass der Planetenradträger 68 und die Primärseite 28 sowie auch die Sekundärseite 30 und mithin das antriebsseitige Hohlrad 82 mit identischer Drehzahl um die Drehachse A rotieren. In Folge dessen werden die Planetenräder 24 sich nicht um ihre eigenen Drehachsen drehen. Dies wiederum bedingt, dass auch das abtriebsseitige Hohlrad 82 mit der gleichen Drehzahl wie der Planetenradträger 72 drehen wird.

Tritt nun ein spontaner Drehmomentenanstieg der Antriebswelle 44 im Sinne einer Schwingungsanregung auf, so hat dies eine entsprechende Drehbeschleunigung im zweiten Drehmomentübertragungsweg 22, insbesondere des Planetenradträgers 72 zur Folge. Dieser versucht, durch die Wechselwirkung der Planetenräder 74 mit dem abtriebsseitigen Hohlrad 82 der Planetengetriebeanordnung 66 ein entsprechend ansteigendes Drehmoment bzw. eine entsprechend ansteigende Drehzahl auf den Ausgangsbereich 18 zu übertragen.

Der spontane Anstieg des Drehmoments bzw. der Drehzahl führt jedoch im ersten Drehmomentübertragungsweg 20 dazu, dass unter Kompression der Federanordnung 52 eine Relativdrehung zwischen der Primärseite 28 und der Sekundärseite 30 auftritt. Diese Relativdrehung führt dazu, dass vorübergehend die Sekundärseite 30 mit etwas geringerer Drehzahl dreht, als die Primärseite 28 und somit auch mit geringerer Drehzahl als der Planetenradträger 72. Diese geringere Drehzahl führt dazu, dass die Planetenräder 74, nunmehr angetrieben durch eine Drehzahldifferenz zwischen der Sekundärseite 30 und dem Planetenradträger 72 um ihre eigenen Drehachsen drehen und dabei auch das abtriebsseitige Polrad 82 mitnehmen. Die Folge davon ist, dass das abtriebsseitige Hohlrad 82 der ansteigenden Drehzahl des Planetenradtragers 72 nicht folgen kann, da die durch die Sekundärseite 30 bewirkte Drehung der Planetenräder 74 eine gegenläufige Bewegung des abtriebsseitigen Hohlrads 82 auslöst.

In diesem Sinne werden dort, wo die beiden Drehmomentenanteile zusammengeführt werden, nämlich dort, wo die Planetenräder 74 mit den beiden Hohlrädern 80, 82 in Kämmeingriff stehen, Schwingungsanteile, welche über die beiden Drehmomentübertragungswege 20, 22 geführt werden, einander im Sinne einer destruktiven Interferenz überlagert. Im nur theoretisch erreichbaren Idealfalle kommt es zu einer vollständigen Auslöschung dieser sich überlagernden Schwingungsanteile. Da im praktischen Falle im Bereich des ersten Schwingungssystems 32 Reibeffekte nicht vollständig ausgeschlossen werden können bzw. vor allem auch zur Bedämpfung hö- herfrequenter Schwingungsanteile gewünscht sein können, wird der bei Ü- bergang in den überkritischen Betriebszustand auftretende Phasensprung nicht exakt 180° betragen, sondern, je nach Größe der auftretenden Reibeffekte, etwas geringer sein.

Eine abgewandelte Ausgestaltungsform einer Drehschwingungsdämp- fungsanordnung 10 ist in Fig. 5 gezeigt. Im Folgenden wird dabei lediglich auf die zur Ausgestaltungsform der Fig. 4 bestehenden Änderungen eingegangen.

Bei der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 der Fig. 5 sind die Planetenräder 74 der Planetengetriebeanordnung 66 nicht als voll umlaufende Zahnräder, sondern als Zahnradsegmente ausgebildet. Diese sind in der Fig. 6 in Kämmeingriff mit dem abtriebsseitigen Hohlrad 82 dargestellt. Da das antriebsseitige Hohlrad 80 und das abtriebsseitige Hohlrad 82 nur vergleichsweise geringe Relativdrehungen bezüglich des Planetenradträgers 72 ausführen werden und mithin auch die Planetenräder 74 nur in einem bestimmten Winkelbereich um ihre eigenen Drehachsen drehen werden, ist die segmentartige Ausgestaltung ausreichend und trägt zu einer Verringerung der Masse bzw. des Massenträgheitsmoments bei.

Man erkennt in Fig. 5 weiter, dass der Planetenradträger 64 mit seinem zylindrischen Abschnitt 68 und seinem nach radial außen sich erstreckenden und die Planetenräder 74 drehbar tragenden Planetenradträgerab- schnitt 72 zweiteilig ausgebildet ist. Diese beiden Teile können durch Verschweißen miteinander verbunden sein. Die Anbindung des zylindrischen Abschnitts 68 an die Antriebswelle 44 erfolgt über das winkelartig ausgebildete Stützelement 60, welches in seinem radial äußeren Bereich die Anlaufscheibe 58 trägt und in seinem radial inneren Bereich mit dem zylindrischen Abschnitt 68 des Planetenradträgers 64 durch Verschweißung verbunden ist. Eine zusätzliche zentrale Verschraubung kann somit entfallen.

Weiter erkennt man, dass der Planetenradträger 64 in seinem Plane- tentradträgerabschnitt 72 Durchgriffsöffnungen 92 aufweist. Diese sind radial dort positioniert, wo die Schraubbolzen 50 zur Festlegung an der Antriebswelle 44 eingebracht werden müssen. Entsprechend weisen auch das Zent- ralscheibenelement 50 in seinem radial inneren Bereich und das abtriebssei- tige Hohlrad 82 in seinem radial inneren Bereich Durchgriffsöffnungen 94, 96 auf. Die Durchgriffsöffnungen 94 sind durch die Abschlusskappen 90 abgeschlossen. Entsprechend sind die Durchgriffsöffnungen 96 durch Abschlusskappen 98 abgeschlossen, so dass der die Planetenträder 74 enthaltende Volumenbereich wieder im Wesentlichen fluiddicht gekapselt ist.

Auch bei dieser Ausgestaltungsform ist der zweite Drehmomentübertragungsweg 22 mit im Vergleich zum ersten Drehmomentübertragungsweg 20 sehr großer Steifigkeit, also im Wesentlichen ohne Elastizität ausgebildet, wobei selbstverständlich die verschiedenen der Drehmomentübertragung dienenden Bauteile, insbesondere der Planetenradträger 64, bei anliegendem Drehmoment eine unvermeidbare Verformung bzw. Tordierung erfahren und somit auch bei vergleichsweise steifer Ausgestaltung eine gewisse Elastizität aufweisen, die jedoch zu einer Eigenfrequenz deutlich über dem rele- vanten Frequenzbereich, also außerhalb des im normalen Fahrbetrieb auftretenden Drehzahlbereichs, führt.

Eine weitere Abwandlung ist in Fig. 7 gezeigt. Bei dieser Drehschwin- gungsdämpfungsanordnung 10 ist das erste Schwingungssystem 32 im ersten Drehmomentübertragungsweg zweistufig ausgebildet. Die Federanordnung 52 umfasst hier zwei zueinander radial gestaffelt liegende Federsätze 100, 102. Der Federsatz 100 nimmt ein Antriebsdrehmoment von den beiden Deckscheibenelementen 46, 48 auf und gibt dieses an das Zentralscheiben- element 54 weiter. Das Zentralscheibenelement 54 bildet den Eingang der radial inneren, zweiten Dämpferstufe. Beidseits des radial inneren Bereichs des Zentralscheibenelements 54 liegen weitere Deckscheibenelemente 104, 106. Diese geben das in dem Federsatz 102 über das Zentralscheibenelement 54 aufgenommene Drehmoment weiter an das antriebsseitige Hohlrad 80, mit welchem sie durch Nietbolzen 108 fest verbunden sind.

Der Planetenradträger 64 ist mehrteilig aufgebaut, und der zylindrische Abschnitt 68 desselben ist durch den Schraubbolzen 70 zentral an die Antriebswelle 44 drehfest angebunden. Auf diesem zylindrischen Abschnitt 68 ist nunmehr der radial innere Bereich des Masseteils 56, welches auch als antriebsseitiges Hohlrad 80 wirksam ist, über das Lager 86 gelagert.

Der Planetenradträgerabschnitt 72 ist vom zylindrischen Abschnitt 68 getrennt ausgebildet und über eine nachfolgend mit Bezug auf die Fig. 9 erläuterte Fluiddämpfungsanordnung F ₂ damit gekoppelt.

Man erkennt, dass der Planetenradträgerabschnitt 72 zusammen mit einem ringscheibenartigen Deckelement 1 10 eine Aufnahmekammer 1 12 für mehrere in Umfangsrichtung aufeinander folgende Verdrängungselemente bzw. Scherkeile bildet. Dieser Aufnahmeraum 1 12 ist nach radial innen durch einen ringartigen Ansatz 1 14 am zylindrischen Abschnitt 68 des Planeten- radträgers 64 begrenzt. An diesem ringartigen Ansatz 1 14 sind in Zuordnung zu den Scherkeilen 1 1 6 nach radial außen vorspringende Mitnahmeabschnitte 1 18 ausgebildet, so dass bei Umfangsbewegung des zylindrischen Abschnitts 68 eine entsprechende Mitnahme der Scherkeile 1 1 6 erzwungen wird. Diese liegen, wie die Fig. 7 dies zeigt, mit ihren beiden axialen Stirnflächen an dem Planetenradträgerabschnitt 72 bzw. dem Deckelement 1 10 an und können zwischen diesen beiden Bauteilen beispielsweise unter Erzeugung eines Reibschlusses eingeklemmt sein. Der Raumbereich 1 12 ist weiterhin mit einem viskosen Medium, beispielsweise Öl oder Fett, gefüllt.

Bei Übertragung eines Drehmoments werden durch den zylindrischen Abschnitt 68 die Scherkeile 1 1 6 in Umfangsrichtung beaufschlagt. Durch ihre Wechselwirkung mit dem Planetenradträgerabschnitt 72 und dem Deckelement 1 10 erfahren sie dabei bei elastischer Ausgestaltung derselben eine Scherverformug oder/und sie bewegen sich bezüglich diesen beiden Bauteilen gleitreibend und erzeugen somit eine Reibkraft, so dass auch die Funktionalität der Reibungsdämpfungsanordnung R ₂ erfüllt werden kann. Da diese Verformungsbewegung bzw. Umfangsbewegung unter Verdrängung des in dem Aufnahmeraum 1 12 enthaltenen viskosen Mediums erfolgt, ist zusätzlich auch für eine fluidische Dämpfungswirkung gesorgt.

Bei der in Fig. 8 gezeigten Variante ist im zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 zusätzlich eine Steifigkeit S ₂ zum Aufbau eines zweiten Schwingungssystems 36 mit deutlich niedriger liegender Resonanzfrequenz vorgesehen. Hierzu ist eine Federanordnung 1 18 beispielsweise mit mehreren in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Federn zwischen dem ringartigen Ansatz 1 14 des zylindrischen Abschnitts 68 und dem radial inneren Bereich des Planetenradträgerabschnitts 72 des Planetenradträgers 64 angeordnet. Parallel dazu wirken die vorangehend mit Bezug auf die Fig. 9 bereits beschriebenen, dämpfend wirksamen Anordnungen R ₂ und F ₂ .

Die Resonanzfrequenz bzw. die Resonanzstelle dieses zweiten Schwingungssystems 36 im zweiten Drehmomentübertragungsweg ist auf die Resonanzfrequenz bzw. Resonanzstelle des ersten Schwingungssystems im ersten Drehmomentübertragungsweg 20 so abgestimmt, dass bei ansteigender Drehzahl und mithin auch ansteigender Regungsfrequenz bzw. ansteigender Frequenz der im Drehmoment enthaltenen Schwingungsanteile zunächst das Schwingungssystem 32 in seinen überkritischen Zustand übergeht, während das Schwingungssystem 36 noch im unterkritischen Zustand verbleibt. Der vorangehend erläuterte Phasensprung wird also zunächst nur im ersten Schwingungssystem 32 auftreten, beispielsweise bereits vor Erreichen der Leerlaufdrehzahl oder im Bereich der Leerlaufdrehzahl. Bei weiter ansteigender Drehzahl erfolgt dann die vorangehend erläuterte Überlagerung gegeneinander phasenverschobener Drehmomentenanteile, bis auch beispielsweise im Bereich der maximal erreichbaren Drehzahl des Antriebssystems das zweite Schwingungssystem 36 in seinen überkritischen Zustand übergeht und somit auch im zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 der Phasensprung auftritt. Wie bereits erläutert, beträgt der Phasensprung maximal 180°. Seine tatsächliche Größe wird jedoch von den auftretenden Reibeffekten abhängen. Durch Einstellung der in den beiden Drehmomentübertragungswegen auftretenden reibend bzw. fluidisch dämpfend wirksamen Anordnungen kann somit die Größe des relativen Phasensprungs zwischen den beiden Drehmomentübertragungswegen 20, 22 eingestellt werden, so dass auch bei einem Zustand, in dem beide Drehmomentübertragungswege 20, 22 bzw. die darin angeordneten Schwingungssysteme 32, 36 überkritisch arbeiten, noch eine zu einer Schwingungsminderung beitragende Überlagerung erreichbar ist.

In Fig. 8 erkennt man weiterhin, dass im ersten Drehmomentübertragungsweg 20 eine so genannte Flexplatte, allgemein also eine axial elastische Platte 120, vorgesehen ist. Über diese axial elastische Platte 120 ist die Primärseite 28, also das Deckscheibenelement 46 derselben, an die Antriebswelle 44 vermittels der Schraubbolzen 50 angebunden. Dadurch wird eine axiale Schwingungsentkopplung des ersten Drehmomentübertragungswegs 20 von der Antriebswelle 44 erreicht. Um dies beispielsweise auch im zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 zu erreichen, könnte der Planeten- radträger 64, der ohnehin mehrteilig ausgebildet ist, beispielsweise im Bereich seines Planetenradträgerabschnitts 72 axial elastisch ausgeführt sein.

Die Fig. 10 zeigt in ihren Darstellungen a), b) und c) spezielle Ausgestaltungen der Planetenräder 74. Während bei den vorangehend beschriebenen Ausgestaltungsformen diese mit einem einzigen Verzahnungsbereich 123 ausgebildet sind (siehe auch Fig. 10c)), der auf dem gleichen radialen Niveau - bezüglich der Drehachsen der Planetenräder 74 - sowohl mit dem anstriebsseitigen Hohlrad 80, als auch dem abtriebsseitigen Hohlrad 82 zusammenwirkt, ist in Fig. 10a) ein gestuft ausgebildetes Planetenrad 74 erkennbar. Dieses weist einen ersten Verzahnungsbereich 122 zur Zusammenwirkung mit dem antriebsseitigen Hohlrad 80 und einen weiter radial innen liegenden zweiten Verzahnungsbereich 124 zur Zusammenwirkung mit dem abtriebsseitigen Hohlrad 82 auf. Hier ist für die beiden Verzahnungsabschnitte 122, 124 und somit auch die Wechselwirkung mit den beiden Hohlrädern 80, 82 ein Übersetzungsverhältnis von i > 1 vorgesehen. Auf diese Art und Weise wird es möglich, die über die beiden Drehmomentübertragungswege 20, 22 übertragenen Drehmomentenanteile des gesamt zu übertragenden Drehmoments einzustellen, wobei dem in Fig. 10a) gezeigten Ausgestaltungsbeispiel durch das Übersetzungsverhältnis von i > 1 erreicht wird, das über jeden der beiden Drehmomentübertragungswege 20, 22 ein Anteil des Drehmoments übertragen wird und diese beiden Anteile in der

Koppelanordnung 24 wieder zusammengeführt werden. In dem in Fig. 10b) gezeigten Falle ist das Übersetzungsverhältnis i der Koppelanordnung 24 kleiner als 1 . Dies führt dazu, dass im zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 unter Verstärkung des auf den ersten Drehmomentübertragungsweg 20 geleiteten Drehmoments eine Drehmomentenabsenkung bzw. Umkehr des Drehmomentenflusses stattfindet. Der in diesem Falle über den ersten Drehmomentübertragungsweg geleitete Drehmomentenanteil ist mithin gegenüber dem eingeleiteten Drehmoment verstärkt und überlagert sich mit dem im zweiten Drehmomentübertragungsweg in umgekehrter Richtung ge- leiteten Drehmoment in der Kopplungsanordnung 24. Auch auf diese Weise wird eine destruktive Überlagerung von in den beiden Drehmomentübertragungswegen 20, 22 vorhandenen Schwingungsanteilen erreicht.

In dem Fall, in welchem gilt: i = 1 , würde eine Aufteilung des zu übertragenden Drehmomentes über die beiden Drehmomentübertragungswege tatsächlich nicht stattfinden und insofern auch keine durch Überlagerung phasenverschobener Schwingungsanteile eingeführte Dämpfungsfunktionalität erzielt werden können. Vielmehr wäre bei derartiger Ausgestaltung das über den zweiten Drehmomentübertragungsweg übertragene Drehmoment gleich Null. Um gleichwohl bei der in Fig. 10c) gezeigten ausgestatlung der Planetenräder 74 als normale Stirnräder, also mit einer für die beiden Hohlräder 80, 82 auf gleichem radialen Niveau liegenden Außenumfangsverzah- nung 123, ein von 1 verschiedenes, gleichwohl jedoch nahe bei 1 liegendes Übersetzungsverhältnis erlangen zu können, können die beiden Hohlräder 80, 82 mit zueinander unterschiedlicher Profilverschiebung ausgebildet sein. Dies vereinfacht grundsätzlich den Aufbau, insbesondere im Bereich der Planetenräder 74, gestattet jedoch das Vorsehen eines von 1 verschiedenen Übersetzungsverhältnisses und somit das Übertragen eines Teils des Drehmomentes über den zweiten Drehmomentübertragungsweg.

Die Fig. 1 1 zeigt den Einsatz einer erfindungsgemäß aufgebauten Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 bei einem Hybridantriebsmodul 126. Der Eingangsbereich 1 6 der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 ist über eine Koppelplatte 128 und eine damit zu verbindende, in der Fig. 1 1 nicht dargestellte Flexplatte oder dergleichen an eine Antriebswelle, also beispielsweise die Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine, anzubinden. Der Ausgangsbereich 18, hier im Wesentlichen bereitgestellt durch das abtriebsseiti- ge Hohlrad 82, ist mit dem Gehäuse 130 einer nasslaufenden Lamellenkupplung 132 durch Verschraubung fest verbunden. Ein Abtriebselement 134 der nasslaufenden Lamellenkupplung ist mit einer nicht dargestellten Abtriebswelle, also beispielsweise einer Getriebeeingangswelle, drehfest zu koppeln. Mit dem Abtriebselement 134 ist weiterhin der Rotor 136 einer E- lektromaschine 138 zur gemeinsamen Drehung gekoppelt. Eine Statoranordnung 140 der Elektromaschine 138 ist beispielsweise über ein das Gehäuse 130 der nasslaufenden Lamellenkupplung 132 lagerndes Trägerelement 142 getragen.

Es sei in diesem Zusammenhang darauf hingewiesen, dass die Dreh- schwingungsdämpfungsanordnung 10, wie sie in Fig. 1 1 gezeigt ist, in ihrem grundsätzlichen Aufbau der in Fig. 4 gezeigten Ausgestaltungsvariante entspricht. Selbstverständlich könnten auch die anderen vorangehend erläuterten und in verschiedenen Bereichen auch modifizierten Drehschwingungs- dämpfungsanordnungen hier zum Einsatz gelangen. Auch sei weiter darauf hingewiesen, dass das Hybridantriebsmodul 126 insofern, als der Aufbau der nasslaufenden Lamellenkupplung 132 bzw. auch der Elektromaschine 138 betroffen ist, anders ausgeführt sein könnte, als in Fig. 1 1 dargestellt.

Die Fig. 12 zeigt die Integration einer erfindungsgemäßen Dreh- schwingungsdämpfungsanordnung 10 in einen hydrodynamischen Drehmomentwandler 144. Dieser weist ein mit Fluid gefülltes oder füllbares Wandlergehäuse 146 und an einer Innenseite desselben getragen eine Mehrzahl von Pumpenradschaufeln 148 zum Bereitstellen eines Pumpenrads 150 auf. Im Wandlergehäuse 146 ist ein Turbinenrad 152 mit den Pumpenradschaufeln 148 axial gegenüber liegenden Turbinenradschaufeln 154 angeordnet. Das Turbinenrad 152 ist über eine Turbinenradnabe 156 mit einer nicht dargestellten Abtriebswelle, beispielsweise Getriebeeingangswelle, zu koppeln. Zwischen dem Turbinenrad 152 und dem Pumpenrad 150 ist ein allgemein mit 158 bezeichnetes Leitrad angeordnet, das über eine Freilaufanordnung auf einer nicht dargestellten Stützhohlwelle um die Drehachse A in einer Richtung drehbar getragen ist.

Eine Überbrückungskupplung 1 60 umfasst einen Kupplungskolben 1 62, der bedingt durch die Druckverhältnisse im Inneren des Wandlergehäu- ses in und außer Reibeingriff mit diesem gebracht werden kann. Der Kupplungskolben 1 62 bildet dabei im Wesentlichen auch den Eingangsbereich 1 6 der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10. Der Planetenradträger 64 ist in seinem radial äußeren Bereich mit dem Kupplungskolben 1 62 zur gemeinsamen Drehung um die Drehachse A gekoppelt, wobei jedoch zum Ermöglichen des Ein- und Ausrückens der Kupplungskolben 1 62 axial bezüglich des Planetenradträgers 64 beweglich ist. In seinem radial inneren Bereich trägt der Planetenradträger 64 die Planetenräder 74. Diese stehen in ihrem radial äußeren Bereich in Kämmeingriff mit dem antriebsseitigen Hohlrad 80 und im abtriebsseitigen Hohlrad 82, das wiederum in seinem radial inneren Bereich mit der Turbinenradnabe 156 beispielsweise durch Verschraubung drehfest verbunden ist.

Der erste Drehmomentübertragungsweg 20 umfasst auch bei dieser Ausgestaltungsvariante wieder das erste Schwingungssystem 32 mit der Federanordnung 52 und einer die beiden Deckscheiben 46, 48 umfassenden Primärseite 28 und einer das Zentralscheibenelement 54 umfassenden Sekundärseite 30. Das Zentralscheibenelement 54 ist in seinem radial inneren Bereich auf der Turbinenradnabe 156 drehbar gelagert und ist in seinem radial äußeren Bereich mit dem antriebsseitigen Hohlrad 80 beispielsweise durch Vernietung fest verbunden. Ein zwischen dem Deckscheibenelement 48 und dem Zentralscheibenelement 54 wirksames Vorspannfederelement 62 presst das Zentralscheibenelement 54 axial gegen den radial inneren Bereich des Deckscheibenelements 46, so dass hier eine Reibungsdämpfungs- anordnung R-ι bereitgestellt ist.

Auf Grund der Tatsache, dass das Wandlergehäuse 146 im Allgemeinen vollständig mit Öl gefüllt sein wird, bewegen sich die Primärseite 28 und die Sekundärseite 30 des Schwingungssystems 32 bei auftretenden Drehun- gleichförmigkeiten bezüglich einander in einem viskosen Medium, nämlich dem Öl, so dass auf diese Art und Weise auch die Fluiddämpfungsanord- nung F-ι realisiert ist. Durch die Aufzweigung in den ersten Drehmomentübertragungsweg 20 und den zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 wird im Einrückzustand der Überbrückungskupplung 1 60 erreicht, dass insbesondere von einer Brennkraftmaschine generierte Drehungleichförmigkeiten nicht über den hydrodynamischen Drehmomentwandler 144 hinweg übertragen und somit in den weiteren Antriebsstrang weitergeleitet werden bzw. nur in gedämpfter Weise weitergeleitet werden.

Im Folgenden werden mit Bezug auf verschiedene prinzipartige Darstellungen Variationsmöglichkeiten einer erfindungsgemäß aufgebauten Drehschwingungsdämpfungsanordnung erläutert.

Die Fig. 13 zeigt dabei grundsätzlich einen Aufbau, wie er vorangehend mit Bezug auf die Fig. 1 bereits erläutert wurde. In jedem der Drehmomentübertragungswege 20, 22 ist eine Steifigkeit Si bzw. S ₂ und parallel dazu geschaltet jeweils eine Reibungsdämpfungsanordnung R-ι, R ₂ bzw. eine Fluiddämpfungsanordnung F-ι, F ₂ vorgesehen. Zum Bereitstellen der Phasenverschiebung weisen die beiden Steifigkeiten Si bzw. S ₂ und die damit aufgebauten Schwingungssysteme zueinander unterschiedliche Eigenfrequenzen auf.

Die Fig. 14 zeigt eine Variante, bei welcher die Planetenräder 74 der als Koppelanordnung 24 wirksamen Planetengetriebeanordnung 64 radial außen nicht mit Hohlrädern 80, 82, sondern mit über den Umfang verteilt angeordneten antriebsseitigen Stirnrädern 1 64 und abtriebsseitigen Stirnrädern 1 66 zusammenwirken. Diese sind an der Sekundärseite 30 des ersten Schwingungssystems 32 einerseits bzw. am Ausgangsbereich 18 jeweils drehfest gehalten und wirken somit zur Drehmomentenübertragung bzw. AbStützung mit den beiden Planetenrädern 74 zusammen.

Bei der in Fig. 15 dargestellten Variante sind die an der Sekundärseite 30 des ersten Schwingungssystems 32 bzw. auch am Ausgangsbereich 18 der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 vorgesehenen Stirnräder an der radialen Innenseite der Planetenräder 74 angeordnet.

Die Fig. 1 6 veranschaulicht einen Aufbau, der demjenigen der Fig. 7 ähnlich ist. Die Federanordnung 52 der Steifigkeit Si der Phasenschieberanordnung 26 umfasst hier zwei seriell wirksame Federsätze 102 und parallel dazu jeweils eine Reibungsdämpfungsanordnung R-i . Parallel zur gesamten Federanordnung 52 bzw. zur Steifigkeit Si wirkt eine Fluiddämpfungsanord- nung F ₂ . Zwischen den beiden Federsätzen 100, 102 ist insbesondere durch die diese zur Drehmomentübertragung koppelnden Bauteile eine Zwischenmasse Z gebildet. Der zweite Drehmomentübertragungsweg 22 umfasst seriell zur Steifigkeit S ₂ eine Fluiddämpfungsanordnung F-i. Weiterhin ist die beispielsweise im Bereich einer Kupplungsscheibe angeordnete dritte Steifigkeit S ₃ mit einer dazu parallel liegenden Reibungsdämpfungsanordnung R ₃ zu erkennen.

Bei der in Fig. 17 gezeigten Abwandlung, welche grundsätzlich auf dem in Fig. 1 6 gezeigten Aufbau basiert, ist im zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 parallel zur Steifigkeit S ₂ sowohl eine Reibungsdämpfungsanordnung R ₂ als auch eine Fluiddämpfungsanordnung F ₂ vorgesehen.

Die Fig. 18 veranschaulicht die Integration einer Drehschwingungs- dämpfungsanordnung 10 mit den beiden Drehmomentübertragungswegen 20, 22 in ein Hybridantriebsmodul 126. Im ersten Drehmomentübertragungsweg 20 umfasst die erste Steifigkeit Si wieder die beiden seriell wirksamen Federsätze 100, 102 der Federanordnung 52 und dazu jeweils parallel eine Reibungsdämpfungsanordnung R-| . Im zweiten Drehmomentübertragungsweg ist parallel zur Steifigkeit S ₂ eine Reibungsdämpfungsanordnung R ₂ wirksam. Schematisch dargestellt ist eine beispielsweise in Form der nasslaufenden Lamellenkupplung 132 ausgebildete Kupplung, welche eine Abkopplung/Ankopplung eines Antriebsaggregats, also beispielsweise einer Brennkraftmaschine, und damit auch der Drehschwingungsdämpfungsan- ordnung 1 0 vom/an den folgenden Teil des Antriebsstrangs und somit insbesondere auch der Elektromaschine 1 38 realisiert. Folgend auf die Elektro- maschine 1 38 kann mit einer weiteren als Anfahrelement wirksamen Kupplung 1 70 der Drehmomentenfluss beispielsweise zur Durchführung von Schaltvorgängen im Getriebe 14 unterbrochen werden.

Die Fig. 1 9 veranschaulicht in prinzipieller Weise die Integration der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 1 0 in einen hydrodynamischen Drehmomentwandler 144. Deutlich erkennbar ist die Aufgliederung der Drehmomentübertragung folgend auf die Überbrückungskupplung 1 60 in die beiden Drehmomentübertragungswege 20 und 22. Im Drehmomentübertragungsweg 20 ist der erste Phasenschieber 26 mit seiner ersten Steifigkeit Si bzw. dem Schwingungsystem 32 angeordnet. Im zweiten Drehmomentübertragungsweg 20 liegt der Planetenradträger 64 mit seinen daran drehbar getragenen Planetenräder 74. Diese stehen in Kämmeingriff mit dem antriebsseitigen und an die Sekundärseite 30 des Schwingungssystems 32 angebundenen antriebsseitigen Hohlrad 80 und dem an die Turbinenradnabe 1 56 angebundenen abtriebsseitigen Hohlrad 82. So wie bei dem in Fig. 1 2 gezeigten Aufbau ist auch hier die Torsionsschwingungsdämpferanordnung 1 0 grundsätzlich nur dann wirksam, wenn die Überbrückungskupplung 1 60 in einem Einrückzustand ist.

Bei dem in Fig. 20 gezeigten Aufbau ist neben dem Schwingungssystem 32 im ersten Drehmomentübertragungsweg 20 und im Drehmomentenfluss nach der Koppelanordnung 24 ein drittes Schwingungssystem 42 im Ausgangsbereich 1 8 mit einer dritten Steifigkeit S ₃ und parallel dazu einer Reibungsdämpfungsanordnung R ₃ wirksam. Zwischen den beiden Schwingungssystemen 32, 42 bildet das Turbinenrad 1 52 eine Zwischenmasse Z, was sich im Einrückzustand der Überbrückungskupplung 1 60 zur Schwingungsdämpfung vorteilhaft auswirkt. Weiterhin ist das dritte Schwingungssystem 42 auch bei ausgerückter Überbrückungskupplung 1 60, also bei ei- ner Drehmomentübertragung vom Pumpenrad 150 über das Turbinenrad 152 zur Turbinenradnabe 156 wirksam.

Die Fig. 21 zeigt eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10, bei welcher das im ersten Drehmomentübertragungsweg 20 vorgesehene Schwingungssystem 32 insgesamt drei Steifigkeiten Si umfasst. Zwei davon sind zueinander seriell geschaltet. Eine dritte der Steifigkeiten Si ist zur ersten der beiden seriell geschalteten Steifigkeiten Si parallel geschaltet. Zu jeder der drei Steifigkeiten Si ist parallel eine Reibungsdämpfungsanordnung Ri geschaltet. Weiterhin wirkt im Schwingungssystem 32 parallel zu den Steifigkeiten Si eine Fluiddämpfungsanordnung F-i . Im zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 ist ein Schwingungssystem 36 mit einer Steifigkeit S ₂ und parallel dazu einer Reibungsdämpfungsanordnung R ₂ und einer Fluiddämpfungsanordnung F ₂ vorgesehen.

Es sei mit Bezug auf die Fig. 21 noch einmal betont, dass jede der Steifigkeiten Si bzw. S ₂ sowie auch die in eine Kupplungsscheibe einer Reibungskupplung integrierte Steifigkeit S ₃ jeweils Federanordnungen mit mehreren seriell oder/und ineinander geschachtelten Federn, insbesondere Schraubendruckfedern, umfassen kann.

Die Fig. 22 zeigt eine tabellarische Auflistung verschiedener Größen bzw. Verhältnissen davon, wie sie bei einer erfindungsgemäßen Dreh- schwingungsdämpfungsanordnung vorgesehen sein können. Es sei darauf hingewiesen, dass jede der in der Tabelle 1 angegebenen Größen bzw. jedes Verhältnis mit dem jeweils zugeordneten Zahlenwert bzw. Zahlenbereich einzeln oder in Kombination mit einer oder beliebigen weiteren dieser Größe bei jeder der vorangehend beschriebenen Drehschwingungsdämpfungsan- ordnungen realisiert sein kann.

Zur Erläuterung der Tabelle 1 sei ausgeführt, dass mit den Anhängen „min" bzw.„max" jeweils ein minimaler Wert bzw. ein maximaler Wert für ei- ne bestimmte Größe, beispielsweise das dem Eingangsbereich zugeordnete Massenträgheitsmoment M _E angeben. Der optimale Wert für dieses Massenträgheitsmoment M _E des Eingangsbereichs liegt also beispielsweise zwischen 0,05 kgm ² und 2 kgm ² , wie den Zeilen 1 und 2 der Tabelle 1 zu entnehmen ist.

Weiter hat sich gezeigt, dass das Verhältnis d des Massenträgheits- momentse M _E des Eingangsbereichs 1 6 bzw. auch der Primärseite 28 zu dem Massenträgheitsmoment Μ-ι , also dem sekundärseitigen Massenträgheitsmoment im ersten Drehmomentübertragungsweg 20, vorteilhafterweise in einem Bereich von 1 bis 1 0 liegen sollte. Ein Verhältnis e des sekundärseitigen Massenträgheitsmoments Mi des ersten Drehmomentübertragungsweg zu einem Massenträgheitsmoment M ₂ im zweiten Drehmomentübertragungsweg, ggf. auch hier also dem sekundärseitigen Massenträgheitsmoment bzw. dem Gesamtmassenträgheitsmoment, wenn keine Elastizität vorhanden ist, sollte vorteilhafterweise im Bereich von 2 bis 20 liegen.

Weiter hat sich gezeigt, dass die Steifigkeit S ₂ im zweiten Drehmomentübertragungsweg 22 vorteilhafterweise über 800 Nm/°, am meisten bevorzugt über 1 500 Nm/° liegen sollte. Dies führt zu einem sehr steifen, Drehschwingungen im Wesentlichen nicht zulassenden zweiten Drehmomentübertragungsweg 22, so dass im auftretenden Frequenz- bzw. Anregungsbereich Eigenschwingungen dieses Drehmomentübertragungswegs im Wesentlichen verhindert werden. Eine durch Schwingungsanregung induzierte Phasenverschiebung tritt dann im Wesentlichen nur im ersten Drehmomentübertragungsweg auf. Es sei hier noch einmal betont, dass selbstverständlich das Schwingungsverhalten auch des zweiten Drehmomentübertragungswegs 22 durch das Vorsehen einer Reibungsdämpfungsanordnung oder einer Fluiddämpfungsanordnung beeinflusst werden kann und somit in Abstimmung auf das Schwingungsverhalten des ersten Drehmomentübertragungswegs in einem optimalen Bereich gehalten werden kann. Mit Hinblick auf die verschiedenen Steifigkeiten bzw. Federsteifigkei- ten in den beiden Drehmomentübertragungswegen ist auszuführen, dass die Steifigkeit bzw. die Gesamtsteifigkeit im ersten Drehmomentübertragungsweg, welcher als Hauptzweig der Drehmomentübertragung betrachtet werden kann, vorzugsweise so gewählt wird, dass eine tiefe Abstimmung erreicht wird. Dies bedeutet, dass die Eigenfrequenz des im ersten Drehmomentübertragungsweg vorhandenen Schwingungssystems in einem Drehzahlbereich unter dem im normalen Betrieb auftretenden Betriebsdrehzahlbereich liegt, der im Allgemeinen zwischen einer Leerlaufdrehzahl und einer maximalen Drehzahl, welche durch ein Antriebsaggregat bereitgestellt werden kann, liegt. Die Steifigkeiten können ein- oder mehrstufig ausgebildet sein und beispielsweise einen maximalen Verdrehwinkel zwischen der Primärseite und der Sekundärseite von etwa 80° zulassen.

Die Steifigkeit im zweiten Drehmomentübertragungsweg, welcher als Überlagerungszweig betrachtet werden kann, ist vorzugsweise so gewählt, dass eine hohe Abstimmung erreicht wird. Dies bedeutet, dass die Eigenfrequenz des im zweiten Drehmomentübertragungsweg vorhandenen Schwingungssystems über dem Betriebsdrehzahlbereich liegen sollte. Dies bedeutet, dass im normalen Betrieb ein Übergang des Schwingungssystems im zweiten Drehmomentübertragungsweg in einen überkritischen Zustand nicht auftreten wird.

Die Fluiddämpfung bzw. viskose Dämpfung im ersten Drehmomentübertragungsweg, also dem Hauptzweig der Drehmomentübertragung, wird vorzugsweise in Abhängigkeit von verschiedenen weiteren Betriebsgrößen bzw. Parametern ausgewählt, wobei vorgesehen sein kann, dass die im ersten Drehmomentübertragungsweg erreichbare Eigenfrequenz bzw. Resonanzfrequenz unter der Leerlaufdrehzahl liegt und somit die Reduzierung der Drehungleichförmigkeiten günstig beeinflusst wird.

Im zweiten Drehmomentübertragungsweg, also dem Überlagerungs- zweig, kann die Fluiddämpfung gleichermaßen abhängig von weiteren Betriebsgrößen bzw. Parametern eingestellt werden, vorzugsweise so, dass hier die Eigenfrequenz über der maximal erreichbaren Drehzahl, also außerhalb des Betriebsdrehzahlbereichs liegt und somit ebenfalls die Reduzierung von Drehungleichförmigkeiten vorteilhaft beeinflusst werden kann.

Bei der Reibungsdämpfung kann beispielsweise durch verschiedene konstruktive Maßnahmen der im ersten Drehmomentübertragungsweg, also im Hauptzweig vorhandene Reibwert so gewählt werden, dass er möglichst nahe beim Optimalwert von 0 Nm liegt. Hierzu können besonders reibungsarme Anbindungen bzw. Kopplungen der verschiedenen in Wechselwirkung tretenden Elemente gewählt werden. Insbesondere ist es möglich, durch die Auswahl sehr reibungsarmer bzw. reibungsmindernder Materialien die systembedingt nie völlig auszuschließende Reibung so weit als möglich zu reduzieren. Je geringer die Reibung im ersten Drehmomentübertragungsweg, desto näher bewegt sich der beim Übergang in den überkritischen Zustand erreichbare Phasensprung an den Maximalwert von 180° heran.

Bei der Koppelanordnung, welche, wie vorangehend dargestellt, mit zwei Hohlrädern, nämlich einem ersten Hohlrad im ersten Drehmomentübertragungsweg und einem zweiten Hohlrad am Abtrieb, sowie Planetenrädern im zweiten Drehmomentübertragungsweg aufgebaut sein kann, wird durch Einstellung des Übersetzungsverhältnisses beispielsweise in einem Bereich zwischen 0,5 und 2 die Aufteilung bzw. die Größe des über den ersten Drehmomentübertragungsweg zu leitenden Drehmoments beeinflusst. Hier hat sich gezeigt, dass ein optimaler Wert des Übersetzungs- bzw. Aufteilungsverhältnisses zwischen 0,7 und 1 ,3 liegen kann.

Die Fig. 23 zeigt eine weitere alternative Ausgestaltungsart einer Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10, welche in ihrem prinzipiellen Aufbau derjenigen der Fig. 4 entspricht. Während jedoch bei der in Fig. 4 gezeigten Ausgestaltungsform die im ersten Drehmomentübertragungsweg 20 vorgesehene Phasenschieberanordnung 26 und die die Planetengetriebeanordnung 66 umfassende Kopplungsanordnung 24 axial aufeinander folgend, also nebeneinander liegend angeordnet sind und sich die Planetenräder 74 nach radial außen bis in den Bereich der Dämpferfedern 52 erstrecken, liegt bei der in Fig. 23 dargestellten Ausgestaltungsform die Kopplungsanordnung 24, also im Wesentlichen die Planetenradanordnung 66 mit ihren Planetenrädern 74 und auch den beiden Hohlrädern 80, 82, radial innerhalb der Phasenschieberanordnung 26 und mit dieser sich im Wesentlichen vollständig axial überlappend. Hier wird also eine axial sehr kurzbauende Ausgestaltung mit effizienter Ausnutzung des radial inneren Bauraums erreicht.

Man erkennt in Fig. 23, dass der scheibenartig ausgebildete Planeten- radträger 64 zusammen mit dem Deckscheibenelement 46 des ersten Drehmomentübertragungswegs 20 durch die Schraubbolzen 50 an einer Antriebswelle oder dergleichen festgelegt wird. Um Zugriff zu diesen Schraubbolzen zu erhalten, ist in dem auch als Schwungmasse wirksamen ringartigen Reibflächenelement 84 radial innen eine Mehrzahl von durch Verschlusskappen 90 verschlossenen Durchgriffsöffnungen vorgesehen. Das Reibflächenelement 84 ist mit dem Hohlrad 82 beispielsweise durch Vernietung fest verbunden und ist radial innen vermittels eines Lagers 88 auf einem axial sich erstreckenden Ansatz des Deckscheibenelements 46 drehbar gelagert und dort auch axial abgestützt. In seinem radial äußeren Bereich ist das abtriebsseitige Hohlrad 82 vermittels eines weiteren Lagers 200 bezüglich des antriebsseitigen Hohlrads 80, welches das abtriebsseitige Hohlrad 82 axial übergreift, drehbar abgestützt. An einem nach radial außen sich erstreckenden Abschnitt des antriebsseitigen Hohlrads 80 kann eine die se- kundärseitige Masse der Phasenschieberanordnung 26 erhöhende Zusatzmasse 202 beispielsweise durch Vernietung festgelegt sein.

Das Zentralscheibenelement 54 der Phasenschieberanordnung 26 ist auf einen Außenumfangsbereich des antriebsseitigen Hohlrads 80 aufge- setzt und damit drehfest verbunden. Dies kann durch Presspassung, durch Formschluss (Steckverzahnung oder dergleichen) oder Reibschluss erfolgen. Auch eine Schweißverbindung des Zentralscheibenelements 54 mit dem an- triebsseitigen Hohlrad 80 ist möglich.

In einem Bereich radial außerhalb des Lagers 200 ist das antriebssei- tige Hohlrad 80 bezüglich des Deckscheibenelements 48 durch ein Dichtungselement 204 fluiddicht angeschlossen, so dass ein dichter Abschluss für den die Dämpferfedern 52 des Schwingungssystems 32 aufnehmenden Volumenbereich erhalten werden kann.

In diesem Volumenbereich kann ein Fluid (niedrig- oder höherviskos), ein Haftschmiermittel oder ein anderes viskoses Medium vorgesehen sein, so dass gleichzeitig auch die Funktionalität einer Fluiddämpfung bei Relativdrehung der Primärseite 28 bezüglich der Sekundärseite 30 erreicht werden kann.

Es sei hier darauf hingewiesen, dass die in den verschiedenen Bereichen eingesetzten Lager selbstverständlich sowohl als Gleit- als auch als Wälzkörperlager ausgebildet sein können. Bei Ausgestaltung mit Wälzkörperlagern können diese vorzugsweise gekapselt ausgebildet sein, um gleichzeitig auch dort, wo jeweilige Lagerstellen gebildet sind, einen fluiddichten Abschluss erlangen zu können, also beispielsweise auch im Bereich der Lager 88 und 200.

Die Fig. 24 zeigt eine Ausgestaltung einer Drehschwingungsdämp- fungsanordnung 10, bei welcher beispielsweise in den beiden Drehmomentübertragungswegen 20 und 22 wieder jeweilige Phasenschieberanordnungen 26, 34 mit Schwingungssystemen 32, 36 vorgesehen sind. Selbstverständlich könnte auch hier nur im ersten Drehmomentübertragungsweg 20 eine Phasenschieberanordnung 26 vorgesehen sein, während der zweite Drehmomentübertragungsweg 22 vergleichsweise steif ausgebildet sein kann.

Im zweiten Drehmomentübertragung 22 ist der Planetenradträger 64 mit den in Umfangsrichtung daran verteilt liegenden Planetenrädern 74, hier mit Verzahnungen 122, 124 mit unterschiedlichem Durchmesser, vorgesehen. Die Kopplungsanordnung 24 bzw. die Planetengetriebeanordnung 66 weist bei dieser Ausgestaltungsform mit den Planentenrädern 74 zusammenwirkende Sonnenräder 80' und 82' auf. Ein an die Sekundärseite 30 des Schwingungssystems 32 angekoppeltes antriebsseitiges Sonnenrad 80' steht in Kämmeingriff mit den Verzahnungen 122, während ein beispielsweise an ein Reibflächenelement 84 einer Reibungskupplung bzw. den Ausgangsbereich 18 angekoppeltes abtriebsseitiges Sonnenrad 82' mit den Verzahnungen 124 der Planetenräder 74 in Kämmeingriff steht.

Durch das Vorsehen einer Planetengetriebeanordnung 66 mit einem antriebsseitigen Sonnenrad 80' und einem abtriebsseitigen Sonnenrad 82' wird vor allem die Ausnutzung des radial inneren Bauraums unterstützt.

Eine konstruktive Ausführung einer derartigen Drehschwingungs- dämpfungsanordnung 10 ist in Fig. 25 gezeigt. Man erkennt, dass das se- kundärseitige Zentralscheibenelement 54 sich weiter nach radial innen erstreckt, die Tragebolzen 76 der Planetenräder 74 nach radial innen hin übergreift und dort das antriebsseitige Sonnenrad 80' bereitstellt. Um eine Um- fangsrelativbewegung zwischen diesem Sonnenrad 80', also dem Zentralscheibenelement 54', und den Tragebolzen 76 zu ermöglichen, weist das Deckscheibenelement 54 im radialen Bereich dieser Tragebolzen 76 entsprechende Umfangsaussparungen auf.

Das abtriebsseitige Sonnenrad 82' ist beispielsweise durch Vernietung mit dem Reibflächenelement 84 fest verbunden. Zusammen mit dem antriebsseitigen Sonnenrad 80' ist es in Kämmeingriff mit den hier ungestuft ausgebildeten Verzahnungen 123 der in Umfangsrichtung verteilt liegenden Planetenräder 74. Auch hier kann ein von 1 verschiedenes Übersetzungsverhältnis beispielsweise durch unterschiedliche Profilverschiebung der Verzahnungen der Sonnenräder 80' und 82' erreicht werden.

Das durch die Schraubbolzen 50 an eine Antriebswelle oder dergleichen anzubindende Deckscheibenelement 46 bildet mit seinem radial inneren Bereich gleichermaßen den Planetenradträger 64, in dem die Tragebolzen 76 durch Vernietung oder dergleichen festgelegt sind. Das Zentralschei- benelement 54 bzw. das damit integral ausgebildete antriebsseitige Sonnenrad 80' ist über ein beispielsweise als Gleitlagerung ausgebildetes Lager 206 axial bezüglich des Deckscheibenelements 46 und radial an einem durch die Schraubbolzen 50 festgelegten, beispielsweise ringartigen Abstützelement 208 gelagert. Das abtriebsseitige Sonnenrad 82' ist vermittels des Reibflächenelements 84 über das Radiallager 88 und beispielsweise ein Axiallager 210 bezüglich des Deckscheibenelements 46 axial und radial abgestützt bzw. gelagert.

Um einen fluiddichten Abschluss des die Dämpferfedern 52 enthaltenden Volumenbereichs zu erreichen, kann ein als vorgespannt eingebautes Blechelement aufgebautes Vorspannelement 62 wirken, das zusammen mit dem Sonnenrad 82' an dem Reibflächenelement 84 festgelegt sein kann und radial außen am Deckscheibenelement 48 abgestützt ist. Axial zwischen den beiden Sonnenrädern 80' und 82' kann ein weiteres Dichtelement 212 diesen Volumenbereich nach radial innen hin dicht abschließen.

Es ist selbstverständlich, dass bei dieser Ausgestaltungsform das antriebsseitige Sonnenrad 80' auch von der Sekundärseite 30 bzw. dem Zent- ralscheibenelement 54 getrennt ausgebildet und damit beispielsweise durch Vernietung, Verschweißung oder Verschraubung fest verbunden sein kann. Gleichermaßen könnte selbstverständlich das abtriebsseitige Sonnenrad 82' mit dem Reibflächenelement 84' oder einem sonstigen Schwungmassenelement integral ausgebildet sein. Es ist darauf hinzuweisen, dass bei dieser Ausgestaltungsform, ebenso wie bei den mit Hohlrädern aufgebauten Ausgestaltungsformen die an den Sonnenrädern bzw. Hohlrädern vorgesehenen Verzahnungen als Geradeverzahnungen oder als Schrägverzahnungen ausgebildet sein können. Insbesondere dort, wo gestuft ausgebildete Planetenräder 74 mit zwei Verzahnungen 122, 124 eingesetzt werden, können in Zuordnung zum antriebs- seitigen Hohlrad/Sonnenrad und in Zuordnung zum abtriebsseitigen Hohlrad/Sonnenrad selbstverständlich auch unterschiedliche Verzahnungsgeometrien eingesetzt werden.

Die Fig. 26 bis 28 zeigen die Ausgestaltung eines Planetenradträgers, die bei den verschiedenen vorangehend auch beschriebenen Ausgestaltungsvarianten der Planetengetriebeanordnung 66 zum Einsatz kommen kann. Man erkennt in Fig. 26 den Planetenradträger 64 mit einem daran drehbar getragenen Planetenrad 74. dieses Planetenrad 74 ist zweistufig mit Verzahnungen 122, 124 unterschiedlichen Durchmessers ausgebildet. Das Planetenrad 74 ist zweiteilig ausgebildet ist, wobei an dem die Verzahnung 124 aufweisenden Zahnradteil 214 ein zylindrischer Axialansatz 21 6 vorgesehen ist, auf welchem das die Verzahnung 122 aufweisende Zahnradteil 218 getragen ist. Durch Haltestifte 220 sind diese beiden Zahnradteile 214, 218 miteinander fest, insbesondere drehfest, verbunden.

An den vom Planetenradträger 64 entfernt liegenden axialen Enden der Tragebolzen 76 ist ein Stützring 222 durch Schraubbolzen 224 oder dergleichen festgelegt, welche in Gewindeöffnungen 226 der Tragbolzen 76 eingeschraubt sind. Der Stützring 222 verbindet somit vorzugsweise alle Tragebolzen 76, so dass diese unter Lasteinwirkung gegen in Umfangsrich- tung gerichtete oder in radialer Richtung gerichtete Ausweichbewegung gesichert sind. Dies führt zu einer Versteifung der Planetengetriebeanordnung 66 im Bereich des Planetenradträgers 64. Dies hat zur Folge, dass die verschiedenen in Kämmeingriff stehenden Verzahnungen hinsichtlich ihres Ver- zahnungseingriffs optimiert gehalten sind und somit verschleißinduzierende Reibeffekte vermindert bzw. ausgeschlossen werden können. Aufgrund der Minderung bzw. des Ausschlusses von Reibeffekten wird fernerhin eine nachteilhafte Beeinflussung des Schwingungsdämpfungsverhaltens vermieden.

Man erkennt in Fig. 26 weiter, dass an den einander zugewandt liegenden Seiten des Stützrings 22 einerseits und des Planetenradträgers 64 andererseits die Tragebolzen 76 umgebende Anlaufringe 228, 230 vorgesehen sein können, an welchen die Planetenräder 74 sich axial abstützen können. Ferner kann der Stützring 222 in seinen in Umfangsrichtung zwischen aufeinander folgenden Planetenrädern 74 liegenden Bereichen mit Axialstegen 232 versehen sein, die sich in den Umfangsbereich zwischen den Planetenrädern 74 hineinerstrecken und bis zum Planetenradträger 64 reichen können. Es können durch den Planetenradträger 64 hindurch dann Befestigungsorgane in Öffnungen 234 dieser Stege 232 eingesetzt werden, so dass eine erhöhte Stabilität in der Anbindung des Stützrings 222 erreicht werden kann.

Die Fig. 29 zeigt am Beispiel eines antriebsseitigen Hohlrads 80 die Ausgestaltung desselben mit einer Mehrzahl von in Umfangsrichtung verteilt liegenden Hohlradsegmenten 234. Diese sind an einem ringartigen Bauteil, beispielsweise dem in Fig. 4 erkennbaren sekundärseitigen Masseteil 56, durch Verschraubung oder/und Verschweißung oder/und sonstige Befestigungsorgane, wie z. B. Befestigungsstifte oder dergleichen, festgelegt. Die Hohlradsegmente 234, welche die mit den Planetenrädern 74 zusammenwirkende Verzahnung 236 bereitstellen, sind an denjenigen Umfangsbereichen positioniert, an welchen auch die Planetenräder 74 liegen. Die Umfangserstreckung der Hohlradsegmente 234 kann beschränkt sein auf die Um- fangsbereiche, in welchen das antriebsseitige Hohlrad 80 und die Planetenräder 74 sich in Umfangsrichtung bezüglich einander verlagern. Die Ausgestaltung der antriebsseitigen Hohlrads 80 mit derartigen Hohlradsegmenten bringt verschiedene Vorteile mit sich. So ist es beispielsweise möglich, für die jeweils auftretenden Anforderungen optimierte Materialien einzusetzen. Insbesondere können die Hohlradsegmente 234 aus vergleichsweise hartem und somit verschleißfestem Material aufgebaut sein. Auch kann somit das antriebsseitige Hohlrad 80 in vergleichsweise einfacher Weise aus beispielsweise einem scheibenartigen Bauteil und den einzelnen Hohlradsegmenten zusammengesetzt werden. Das Einarbeiten einer Verzahnung in ein größeres, scheibenartiges Bauteil ist nicht erforderlich. Auch ist es somit möglich, Hohlradsegmente mit zueinander verschiedener Profilverschiebung der dort jeweils gebildeten Verzahnungen 236 vorzusehen, was eine Anpassbarkeit der in der Kopplungsanordnung 24 bereitgestellten Übersetzung ermöglicht.

Es sei darauf hingewiesen, dass selbstverständlich auch das ab- triebsseitige Hohlrad 82 in den verschiedenen vorangehend und auch nachfolgend noch erläuterten Ausgestaltungsformen mit derartigen Hohlradsegmenten ausgebildet sein kann. Auch in dem Falle, dass die Planetengetriebeanordnung mit Sonnenrädern ausgebildet ist, ist eine derartige Segmentierung der daran gebildeten Verzahnung möglich. Derartige segmentierte Verzahnungen können auch mit in segmentierter Art und Weise aufgebauten Planetenrädern 74 zusammenwirken, wie sie beispielsweise in Fig. 6 gezeigt sind.

Es sei weiter darauf hingewiesen, dass bei den vorangehend beschriebenen und nachfolgend noch erläuterten Ausgestaltungsformen selbstverständlich die Planetenräder 74 und ggf. auch Hohlradsegmente o- der Sonnenradsegmente in Umfangsrichtung mit gleichmäßigem Abstand, also Winkelabstand, angeordnet sein können. Dies ist aus Symmetriegründen und zum Vermeiden von Unwuchten ein besonders vorteilhafter Aufbau. Grundsätzlich ist es aber auch möglich, den Umfangsabstand der Planetenräder 74 zu variieren, so dass nicht jedes Planetenrad zu dem bzw. den in Umfangsrichtung unmittelbar benachbarten Planetenrädern jeweils den gleichen Abstand aufweist. So hat sich beispielsweise gezeigt, dass bei beispielsweise drei Planetenrädern ein sich jeweils von 120° unterscheidender Umfangsabstand, also eine unregelmäßige Anordnung, hinsichtlich der Geräuschentwicklung der in Eingriff miteinander stehenden Verzahnungen vorteilhaft ist. Bei anderen Anzahlen an Planetenrädern kann selbstverständlich ebenfalls eine derartige von einer regelmäßigen Umfangsabfolge abweichende Anordnung vorgesehen werden.

Die Fig. 30 bis 32 zeigen eine Ausgestaltungsart einer Drehschwin- gungsdämpfungsanordnung 10, die in prinzipieller Weise dem vorangehend mit Bezug auf die Fig. 7 beschriebenen Aufbau entspricht. Man erkennt insbesondere in Fig. 30, dass der Planetenradträger 64 mit den daran getragenen Planetenrädern 74 den in Fig. 26 gezeigten Aufbau aufweist, also die Planetenräder 74 zweiteilig und gestuft ausgebildet sind und der Planetenradträger 64 durch den Stützring 222 versteift ist.

Weiter ist erkennbar, dass das antriebsseitige Hohlrad 80 beispielsweise durch Verschraubung, ggf. aber auch durch Vernietung, Verschweißung oder dergleichen an einem ringscheibenartig ausgebildeten Hohlradträger 238 festgelegt ist. Die Ausgestaltung mit Verschraubung hat den Vorteil eines besonders einfachen Aufbaus und bietet die Möglichkeit, ggf. zur Durchführung von Reparaturen das Hohlrad 80 wieder leicht zu entfernen.

Radial innen ist der Hohlradträger 238 durch eine Mehrzahl von Schraubbolzen 240 mit den beiden Deckscheibenelementen 104, 106 fest verbunden, welche Schraubbolzen 240 das Zentralscheibenelement 54 mit Umfangsbewegungsspiel durchsetzen. Auch hier könnte selbstverständlich die Verbindung beispielsweise auch durch Vernietung erfolgen, wobei der Einsatz von Schraubbolzen 240 sich beim Zusammenaufbau und ggf. auch bei Reparaturarbeiten als besonders vorteilhaft darstellt. In seinem radial inneren Bereich ist der Hohlradträger 238 durch beispielsweise mit Gleitlager- ringen ausgebildete Lager 242, 244 am Planetenradtrager 64 radial und axial abgestützt. Hier können selbstverständlich auch Wälzkörperlager zum Einsatz kommen. In Richtung auf das Deckscheibenelement 46 zu ist der Hohlradträger 238 über das dem Deckscheibenelement 46 benachbart liegende Deckscheibenelement 104 und einen Lagerring 246 axial abgestützt.

Die Planetenräder 74 können hier, selbstverständlich auch bei den anderen Ausgestaltungsformen, über eine Nadellager umfassende Lagerung 78 an den Tragebolzen 76 drehbar getragen sein, wobei diese Nadellager beispielsweise abgedichtet ausgeführt sein können.

Das abtriebsseitige Hohlrad 82 ist als separates Bauteil mit dem Reibflächenelement 84, also beispielsweise einer Schwungscheibe einer Reibungskupplung, durch Schraubbolzen 248 fest verbunden. Zusammen mit dem abtriebsseitigen Hohlrad 82 ist ein beispielsweise als Blechmaterial ausgeführtes Dichtelement 250 durch die Schraubbolzen 248 festgelegt. Dieses Dichtelement 250 liegt mit geringem Abstand oder unter leichtem Druck, ggf. über eine Dichtlippe am Außenumfang des antriebsseitigen Hohlrads 80 an, so dass der die Planetengetriebeanordnung 66 enthaltende Volumenbereich gekapselt ist.

Ein besonderer Vorteil der in den Fig. 30 bis 32 gezeigten Ausgestaltungsform ist, dass diese Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit einer herkömmlichen Kurbelwellenverschraubung an eine Kurbelwelle oder eine sonstige Antriebswelle angeschraubt werden kann, ohne dass hier weitere Anpassungsmaßnahmen erforderlich sind. Insofern ist es leicht möglich, diese Drehschwingungsdämpfungsanordnung in einen herkömmlich aufgebauten Antriebsstrang zu integrieren.