Die vorliegende Erfindung betrifft eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung, für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend einen zur Drehung um eine Drehachse A anzutreibenden Eingangsbereich und einen Ausgangsbereich, wobei zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich ein erster Drehmomentübertragungsweg und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg sowie eine Koppelanordnung zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege geleiteten Drehmomente vorgesehen sind, wobei im ersten Drehmomentübertragungsweg eine Phasenschieberanordnung zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist.

Aus der deutschen Patentanmeldung DE 10 201 1 007 1 18 A1 ist eine gattungsgemäße Drehschwingungsdämpfungsanordnung bekannt, welche das in einen Eingangsbereich beispielsweise durch eine Kurbelwelle eines Antriebsaggregates eingeleitete Drehmoment in einen über einen ersten Drehmomentübertragungsweg übertragenen Drehmomentenanteil und einen über einen zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehmomentenanteil aufteilt. Bei dieser Drehmomentenaufteilung wird nicht nur ein statisches Drehmoment aufgeteilt, sondern auch die im zu übertragenen Drehmoment enthaltenen Schwingungen bzw. Drehungleichförmigkeiten, beispielsweise generiert durch die periodisch auftretenden Zündungen in einem Antriebsaggregat, werden anteilig auf die beiden Drehmomentübertragungswege aufgeteilt. In einer Koppelanordnung, die als ein Planetengetriebe mit einem Planetenradträger ausgeführt sein kann, werden die über die beiden Drehmomentübertragungswege übertragenen Drehmomentenanteile wieder zusammengeführt und dann als ein Gesamtdrehmoment in den Ausgangsbereich, beispielsweise eine Reibkupplung oder dergleichen, eingeleitet. In zumindest einem der Drehmomentübertragungswege ist eine Phasenschieberanordnung mit einem Eingangselement und einem Ausgangselement vorgesehen, welche nach Art eines Schwingungsdämpfers, also mit einer Primärseite und einer durch die Kompressibilität einer Federanordnung bezüglich dieser verdrehbaren Sekundärseite, aufgebaut ist. Insbesondere dann, wenn dieses Schwingungssystem in einen überkritischen Zustand übergeht, also mit Schwingungen angeregt wird, die über der Resonanzfrequenz des Schwingungssystems liegen, tritt eine Phasenverschiebung von bis zu 180° auf. Dies bedeutet, dass bei maximaler Phasenverschiebung die vom Schwingungssystem abgegebenen Schwingungsanteile bezüglich der vom Schwingungssystem aufgenommenen Schwingungsanteile um 180 ° phasenverschoben sind. Da die über den anderen Drehmomentübertragungsweg geleiteten Schwingungsanteile keine oder ggf. eine andere Phasenverschiebung erfahren, können die in den zusammengeführten Drehmomentenanteilen enthaltenen und bezüglich einander dann phasenverschobenen Schwingungsanteile einander destruktiv überlagert werden, so dass im Idealfall das in den Ausgangsbereich eingeleitete Gesamtdrehmoment ein im Wesentlichen keine Schwingungsanteile enthaltenes statisches Drehmoment ist.

Ausgehend vom erläuterten Stand der Technik ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung so weiterzubilden, dass diese ein noch weiter verbessertes Schwingungsdämpfungsverhalten und einen geringen axialen Bau räum aufweist.

Diese Aufgabe wird durch eine gattungsgemäße Drehschwingungsdämpfungs- anordnung, welche zusätzlich das kennzeichnende Merkmal des Anspruches 1 um- fasst, gelöst.

Gemäß der Erfindung wird diese Aufgabe gelöst durch eine Drehschwingungsdämp- fungsanordnung für einen Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend einen zur Drehung um eine Drehachse A anzutreibenden Eingangsbereich und einen Ausgangsbereich, wobei zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich ein erster Drehmomentübertragungsweg und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg, sowie eine, mit dem Ausgangsbereich in Verbindung stehende Koppelanordnung zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege geleiteten Drehmomente vorgesehen sind und wobei im ersten Drehmomentübertragungsweg eine Phasenschieberanordnung zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten vorgesehen ist. Dabei umfasst der Ausgangsbereich einen Planetenradträger, an dem ein Planetenrad drehbar gelagert ist und wobei der Planetenradträger drehfest mit dem Ausgangsbereich verbunden ist.

Dabei kann die Federanordnung der Phasenschieberanordnung zumindest aus einem Federsatz , der vorteilhaft eine Schraubenfeder umfasst, bestehen. Bei der Verwendung von zumindest zwei Federsätzen können diese sowohl in paralleler als auch in serieller Wirkweise angeordnet sein.

Das Drehmoment, das von einem Ausgang eines Antriebsaggregates, beispielsweise einer Kurbelwelle kommen kann, kann wie folgt mittels der Drehschwingungsdämp- fungsanordnung aufgeteilt und weitergeleitet werden.

Bei einem Drehmomentverlauf in axialer Richtung um die Drehachse A von dem Eingangsbereich zu dem Ausgangsbereich wird im ersten Drehmomentübertragungsweg der Federsatz über die Primärmasse mit einem ersten Drehmoment beaufschlagt. Von dem Federsatz gelangt das erste Drehmoment über ein Ausgangselement an ein, mit dem Ausgangselement drehfest verbundenes Antriebshohlrad, welches mit dem Planetenrad kämmt. Dabei ist das Planetenrad drehbar auf einem Planetenradträger gelagert, wobei der Planetenradträger drehfest mit dem Ausgangsbereich verbunden ist. In dem zweiten Drehmomentübertragungsweg gelangt das zweite Drehmoment an ein Antriebssonnenrad, das drehfest mit dem Eingangsbereich verbunden ist. Das Antriebssonnenrad kämmt mit dem Planetenrad. Folglich vereinen sich an dem Planetenrad das erste und das zweite Drehmoment wieder. Da im ersten Drehmomentübertragungsweg das erste Drehmoment mittels der Phasenschieberanordnung eine Phasenverschiebung erfährt, werden am Planetenrad im Idealfall das erste, phasenverschobene Drehmoment und das zweite, nicht phasenverschobene Drehmoment in der Form destruktiv überlagert, dass die Drehschwingungen, die vom Antriebsaggregat einer Verbrennungsmaschine kommen können, durch die Überlagerung ausgeglichen werden und ein Drehmoment ohne Drehschwingungen an den Planetenradträger weiter geführt wird. Damit wird die Drehschwingung im Drehmoment, die im Eingangsbereich der Drehschwingungsdämpfungsanordnung vorhanden ist, durch eine Aufteilung des Drehmoments in ein erstens und ein zweites Drehmoment und damit in zwei Drehmomentübertragungswege, durch die Phasenverschiebung mittels der Phasenschieberanordnung im ersten Drehmomentübertragungsweg, durch eine nicht phasenverschobene Weiterleitung des Drehmomentes im zweiten Drehmomentübertragungsweg und durch die destruktive Überlagerung des ersten und des zweiten Drehmomentes in der Koppelanordnung ausgeglichen und es gelangt im Idealfall ein Drehmoment ohne Drehschwingungen an den Ausgangsbereich und damit an beispielsweise eine Reibkupplung, einen Wandler oder an ein ähnliches Bauteil.

Vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen der Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben.

In einer vorteilhaften Ausführung umfasst die Koppelanordnung ein erstes und ein zweites Eingangsteil, in die über den ersten und den zweiten Drehmomentübertragungsweg geführte Drehmomente eingeleitet werden, sowie eine Überlagerungseinheit, in der die eingeleiteten Drehmomente wieder zusammengeführt werden und ein Ausgangsteil, das das zusammengeführte Drehmoment zum Beispiel an eine Reibkupplung weiterführt. Das erste Eingangsteil ist in seiner Wirkrichtung auf der einen Seite mit der Phasenschieberanordnung und auf der anderen Seite mit der Überlagerungseinheit ver- bunden. Das zweite Eingangsteil ist in seiner Wirkrichtung auf der einen Seite mit dem Eingangsbereich und auf der anderen Seite mit der Überlagerungseinheit verbunden. Die Überlagerungseinheit wiederum ist in ihrer Wirkrichtung auf der einen Seite sowohl mit dem ersten als auch mit dem zweiten Eingangsteil und auf der anderen Seite mit dem Ausgangsteil verbunden. Das Ausgangsteil bildet den Ausgangsbereich und kann in einer vorteilhaften Ausgestaltung eine Reibkupplung aufnehmen.

Um in einfacher Art und Weise die Phasenverschiebung in einem der Drehmomentübertragungswege erlangen zu können, wird vorgeschlagen, dass die Phasenschieberanordnung ein Schwingungssystem mit einer Primärmasse und einer gegen die Wirkung einer Federanordnung bezüglich der Primärmasse um die Drehachse A drehbaren Sekundärmasse umfasst. Ein derartiges Schwingungssystem kann also nach Art eines an sich bekannten Schwingungsdämpfers aufgebaut sein, bei dem insbesondere durch Beeinflussung der primärseitigen Masse und der sekundärseitigen Masse bzw. auch der Steifigkeit der Federanordnung die Resonanzfrequenz des Schwingungssystems definiert eingestellt werden kann und damit auch festgelegt werden kann, bei welcher Frequenz ein Übergang in den überkritischen Zustand auftritt.

In einer weiteren günstigen Ausführungsform umfasst das Planetengetriebe ein Antriebssonnenrad und ein Antriebshohlrad, wobei das Antriebssonnenrad drehfest mit der Primärmasse und das Antriebshohlrad drehfest mit einem Zwischenelement verbunden ist und wobei das Antriebssonnenrad und das Antriebshohlrad mit dem Planetenrad kämmen. Dabei ist das Zwischenelement drehfest mit dem Ausgangselement der Phasenschieberanordnung verbunden. Durch diese Ausführungsform kann die Koppelanordnung axial kompakt ausgeführt werden, da das Antriebssonnenrad und das Antriebshohlrad axial überdeckend angeordnet werden können.

In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform kann das Planetenrad zumindest einen ersten und einen zweiten Verzahnungsdurchmesser umfassen, wobei die Verzahnungsdurchmesser axial gestaffelt angeordnet sind und wobei das Antriebshohlrad mit dem ersten Verzahnungsdurchmesser und das Antriebssonnenrad mit dem zweiten Verzahnungsdurchmesser kämmt. Mit dieser Ausführungsform kann ein Bau räum berücksichtigt werden, bei dem das Antriebshohlrad und das Antriebssonnenrad, aus Bauraumgründen nicht auf einer axialen Ebene liegen können. Dies kann beispielsweise dann der Fall sein, wenn die Phasenschieberanordnung im radial inneren Bereich der axialen Ebene liegt, auf der das Antriebshohlrad positioniert ist.

In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform zu der vorangegangenen Ausführungsform sind der erste und der zweite Verzahnungsdurchmesser unterschiedlich ausgeführt. Durch diese Ausführungsform können die Übersetzungsverhältnisse zwischen dem ersten Drehmomentübertragungsweg und dem zweiten Drehmomentübertragungsweg variabler gestaltet werden, was sich vorteilhaft auf die Auslegung der gesamten Drehschwingungsdämpfungsanordnung auswirken kann und dabei einen Bauraumvorteil bieten kann.

Eine weitere günstige Ausführungsform sieht vor, dass das Planetenrad zumindest ein erstes und ein zweites Verzahnungssegment umfasst, wobei das erste und das zweite Verzahnungssegment sich zumindest teilweise axial überdecken. Dadurch, dass die Verzahnungen nicht über 360 Winkelgrade ausgeführt sind, sondern nur als Segmente, also als Teilbereiche ausgebildet sind, kann im Bereich der Verzahnung die Masse reduziert werden, was sich positiv auf eine Entkopplungsgüte und damit positiv auf die Phasenverschiebung der Drehschwingungen auswirken kann. Dies setzt voraus, dass der Verdrehwinkel des Planetenrades hinreichend gering ist, so dass die Verzahnungen des Planetenrades auch bei einem maximalen Verdrehwinkel des Planetenrades noch mit einer Gegenverzahnung kämmen kann.

In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform zu der vorangegangenen Ausführungsform umfassen das erste und das zweite Verzahnungssegment einen unterschiedlichen Verzahnungsdurchmesser. Durch diese Ausführungsform kann beispielsweise auf einer axialen Ebene das Antriebshohlrad mit einem anderen Verzahnungsdurchmesser des Planetenrades kämmen, als das Antriebssonnenrad. Dies ist allerdings nur möglich, wenn der Verdrehwinkel des Planetenrades hinreichend gering, so dass die Verzahnungen des Planetenrades auch bei einem maximalen Verdrehwinkel des Planetenrades noch mit einer Gegenverzahnung kämmen kann. Je nach dem benötigten Übersetzungsverhältnis kann somit das Antriebshohlrad mit einem anderen Verzahnungsdurchmesser des Planetenrades kämmen, als das Antriebssonnenrad, obwohl beide Verzahnungsdurchmesser auf der gleichen axialen Ebene positioniert sind und dieselbe Mittelachse B besitzen. Dies ermöglicht eine platzsparende Bauweise in axialer und radialer Richtung. Weiter treten durch die unterschiedlichen Verzahnungsdurchmesser, die in einer axialen Ebene liegen, keine Kippmomente um die Mittelachse B des Planetenrades auf. Dies entlastet die Lagerung des Planetenrades und die Verzahnung des Planetenrades.

In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform zu der vorangehend erwähnten Ausführung kämmt das Antriebshohlrad mit dem ersten Verzahnungssegment des Planetenrades und das Antriebssonnenrad mit dem zweiten Verzahnungssegment des Planetenrades. Dabei befinden sich, wie bereits erwähnt, die zumindest zwei Verzahnungssegmente zumindest teilweise axial überlappend auf dem Planetenrad.

Eine weitere günstige Ausführungsform sieht vor, dass das Planetenrad zumindest ein erstes und ein zweites Verzahnungssegment umfasst, wobei das erste und das zweite Verzahnungssegment axial gestaffelt angeordnet sind. Auf Grund des Bauraumes kann es sein, dass die zumindest zwei Verzahnungssegmente des Planetenrades nicht in einer axialen Ebene angeordnet werden können. Durch die axiale Staffelung der Verzahnungsdurchmesser kann ein zusätzlicher Bau räum geschaffen werden.

In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform zu der vorangehend erwähnten Ausführung umfassen das erste und das zweite Verzahnungssegment einen unterschiedlich Verzahnungsdurchmesser. Durch diese Ausführungsform kann zusätzlicher Bauraum gewonnen werden. Wird beispielsweise der erste Verzahnungsdurchmesser nur mit 90 Winkelgraden radial außen und der zweite Verzahnungsdurchmesser nur mit 90 Winkelgrade radial innen ausgeführt, und ist der Verdrehwinkel des Planetenrades in jede Richtung 45 Winkelgrade, so kann in dem jeweiligen Bereich, in dem die Verzahnung nicht vorhanden ist, ein Bauraum von 180 Winkelgraden um die Mittelachse B für andere Bauteile , beispielsweise für die Bauteile der Phasenschieberanordnung, gewonnen werden.

In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform zu der vorangehend erwähnten Ausführung kämmen das Antriebshohlrad mit dem ersten Verzahnungsdurchmesser und das Antriebssonnenrad mit dem zweiten Verzahnungsdurchmesser. Dabei befinden sich, wie bereits erwähnt, die zumindest zwei unterschiedlichen Verzahnungsdurchmesser axial gestaffelt auf dem Planetenrad.

In einer weiteren günstigen Ausführungsform zu den vorgehend beschriebenen Ausführungsformen umfasst das Zwischenelement eine Zusatzmasse. Die Positionierung der Zusatzmasse an dem Zwischenelement kann besonders vorteilhaft für die Entkopplungsgüte sein. Dabei ist die Zusatzmasse auf das Gesamtsystem abzustimmen.

In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform zu den vorgehend beschriebenen Ausführungsformen ist die Phasenschieberanordnung und die Koppelanordnung zumindest teilweise in einem Nassraum aufgenommen, der zumindest teilweise mit einem Fluid befüllt ist. Dabei umfasst der Nassraum zumindest teilweise einen Innenbereich der Drehschwingungsdämpfungsanordnung. Die äußere Begrenzung des Nassraumes kann durch zumindest ein Gehäuseabschnitt bildendes Element, wie beispielsweise die Primärmasse und ein getriebeseitiges Deckblech erfolgen. Die Abdichtung erfolgt bevorzugt mittels Dichtelementen im radial inneren Bereich um die Drehachse A, um eine Reibungsreduzierung an den Dichtelementen durch einen geringeren Reibdurchmesser an den Dichtelementen zu erreichen. Die Positionierung der Dichtelemente kann bevorzugt so gewählt werden, dass eine Verschraubung der Drehschwingungs- dämpfungsanordnung an beispielsweise die Kurbelwelle des Antriebsaggregates, durch eine Durchgriffsöffnung radial innerhalb der Dichtelemente mittels zumindest einer Kurbelwellenschraube erfolgen kann. Dies stellt einen Vorteil hinsichtlich der Montage der Drehschwingungsdämpfungsanordnung an das Antriebsaggregat dar. Der Nassraum kann zu einer Verschleiß- und Reibungsminimierung bevorzugt mit einem Schmiermittel wie Öl oder Fett zumindest teilweise befüllt werden.

Im Folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand der beiliegenden Figuren erläutert. Es zeigt in:

Fig. 1 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit einem Planetengetriebe als eine Koppelanordnung, wobei der Ausgangsbereich den Planetenradträger bildet.

Fig. 2 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung wie in Fig. 1 , jedoch mit einem axial gestuften Planetenrad.

Fig. 3 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung wie in Fig. 2, jedoch mit zwei unterschiedliche Verzahnungsdurchmessern, die jeweils als Verzahnungssegmente ausgebildet sind.

Fig. 4 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung wie in Fig. 3, jedoch mit einem Planetenrad, welches zwei Verzahnungssegmente auf derselben axialen Ebene umfasst.

Fig. 5 ein Planetenrad mit zwei unterschiedlichen Verzahnungsdurchmesser in der Draufsicht.

Fig. 6 ein Planetenrad ähnlich wie unter Fig. 5, jedoch mit teilweise axial versetzten Verzahnungssegmenten.

Fig. 7 eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung wie in Fig. 4 beschrieben, als eine Anwendung in Verbindung mit einem hydrodynamischen Drehmomentwandler.

Fig. 7a einen Drehmomentverlauf bei geschlossener Wandlerkupplung.

Fig. 7b einen Drehmomentverlauf bei geöffneter Wandlerkupplung. In Fig. 1 ist eine schematische, um die Drehachse A drehbare Drehschwingungsdämp- fungsanordnung 10 dargestellt, welche nach dem Prinzip einer Leistungs- bzw. Dreh- momentenaufzweigung arbeitet. Die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 kann in einem Antriebsstrang eines Fahrzeugs zwischen einem Antriebsaggregat 60 und dem folgenden Teil des Antriebsstrangs, also beispielsweise ein Anfahrelement 65, wie eine Reibungskupplung, ein hydrodynamischer Drehmomentwandler oder dergleichen, angeordnet werden.

Die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 umfasst einen allgemein mit 50 bezeichneten Eingangsbereich. Im Eingangsbereich 50 zweigt sich das von dem Antriebsaggregat 60 aufgenommene Drehmoment in einen ersten Drehmomentübertragungsweg 47 und einen zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 auf. Im Bereich einer allgemein mit der Bezugsziffer 41 bezeichneten Koppelanordnung, hier gebildet durch ein Planetengetriebe 61 mit einem Planetenrad 46, werden die über die beiden Drehmomentübertragungswege 47, 48 geleiteten Drehmomentenanteile mittels eines ersten Eingangsteils 53, hier durch ein Antriebshohlrad 13 gebildet, und eines zweiten Eingangsteils 54, hier durch ein Antriebssonnenrad 12 gebildet, in die Koppelanordnung 41 eingeleitet und dort wieder zusammengeführt. Das Planetenrad 46 kämmt einerseits mit dem Antriebssonnenrad 12 und andererseits mit dem Antriebshohlrad 13. Dabei ist das Planetenrad 46 auf einem Planetenradträger 8 drehbar gelagert. Der Planetenradträger 8 bildet dabei ein Ausgangsteil 49 an dem eine Reibkupplung oder ein anderes Anfahrelement, hier nicht dargestellt, angebracht sein können.

In dem ersten Drehmomentübertragungsweg 47 ist ein allgemein mit der Bezugsziffer 56 bezeichnetes Schwingungssystem integriert. Das Schwingungssystem 56 ist als eine Phasenschieberanordnung 43 wirksam und umfasst eine, beispielsweise an das Antriebsaggregat 60, anzubindende Primärmasse 1 , sowie eine, mit der Primärmasse 1 verbundene Federanordnung 4. Ein Ausgangselement 30 der Federanordnung 4 ist weiter mit einem Zwischenelement 5 verbunden, welches wiederum dreh fest mit dem Antriebshohlrad 13 verbunden ist.

Ein Drehmomentverlauf im ersten Drehmomentübertragungsweg 47 kann von dem Antriebsaggregat 60 kommend über die Primärmasse 1 in die Federanordnung 4 verlaufen. Von der Federanordnung 4 wird das erste Drehmoment über das Ausgangselement 30 und das Zwischenelement 5 zu dem Antriebshohlrad 13 geführt. Dabei sind das Ausgangselement 30, das Zwischenelement 5 und das Antriebshohlrad 13 drehfest miteinander verbunden. Das Antriebshohlrad 13 kämmt dabei mit dem Planetenrad 46 der Koppelanordnung 41 .

Im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 wird das zweite Drehmoment von dem Antriebsaggregat 60 in ein damit drehfest verbundenes Antriebssonnenrad 12 geleitet. Das Antriebssonnenrad 12 kämmt mit dem Planetenrad 46 und führt dadurch das zweite Drehmoment zu dem Planetenrad 46 der Koppelanordnung 41 .

Folglich gelangen über die zwei Drehemomentübertragungswege 47 und 48 das erste und das zweite Drehmoment an das Planetenrad 46 und werden dort wieder zusammen geführt. Das zusammengeführte Drehmoment wird demnach über das Planetenrad 46 in den Planetenradträger 8 und damit zu dem Ausgangsbereich 55 geleitet, an dem das Anfahrelement 65, beispielsweise, hier nicht dargestellt, eine Anfahrkupplung oder ein ähnliches Anfahrelement angebracht sein kann.

Dadurch, dass das Antriebshohlrad 13 und das Antriebssonnenrad 12 auf einer axialen Ebene, radial nacheinander positioniert sind entsteht durch das Einleiten des ersten und des zweiten Drehmomentes an das Planetenrad 46 kein zusätzliches Kippmoment auf das Planetenrad 46. Dies ist vorteilhaft für die Lebensdauer der Verzahnung und kann dazu führen, dass die Verzahnung einfacher und damit günstiger in der Herstellung ausgeführt sein kann. Weiter ist diese Anordnung von Antriebshohlrad 13 und Antriebs- sonnenrad 12 auf einer axialen Ebene vorteilhaft für einen kompakten axialen Bauraum. Der zur Verfügung stehende Bau räum wird durch die Verwendung des Antriebssonnenrades 12 radial innen, des Antriebshohlrades 13 radial außen und des Planetenrades 46 zwischen dem Antriebssonnenrad 12 und dem Antriebshohlrad 13 vorteilhaft genutzt. Durch die hier gezeigte Ausführungsform mit dem Planetenradträger 8 als Ausgangsteil 49 kann eine geringe Massenträgheit des Ausgangsteiles 49 erreicht werden. Gleichzeitig kann die Massenträgheit an dem Zwischenelement 5 beibehalten, was als vorteilhaft zu sehen ist.

Für den Fall, dass die Massenträgheit des Zwischenelementes 5 zur Erreichung der Entkopplungsgüte nicht ausreicht, kann eine Zusatzmasse 15 an das Zwischenelement 5 drehfest befestigt werden.

Diese Ausführungsform der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 eignet sich besonders für den Einbau in Fahrzeugen mit querliegendem Frontmotor, da der zu Verfügung stehende axiale Bau räum oftmals geringer ist, als bei längs eingebauten Motoren. Die Anwendung ist aber nicht darauf beschränkt, sondern kann auch in jeden anderen Fahrzeugbauraum ausgeführt werden.

In Figur 2 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 wie in Figur 1 dargestellt, jedoch besitzt das Planetenrad 46 zwei unterschiedliche Verzahnungsdurchmesser 80a und 80b, die axial gestaffelt angeordnet sind aber dieselbe Mittelachse B besitzen. Dabei kämmt das Antriebshohlrad 13 mit dem kleineren Verzahnungsdurchmesser 80a. Mit einer axialen Beabstandung von der Verzahnung 80a ist die Verzahnung 80b positioniert. Hier nicht gezeigt, aber auch möglich ist, dass die Verzahnungsdurchmesser 80a und 80b so angeordnet sind, dass sie sich axial berühren. Das Antriebssonnenrad 12 kämmt mit dem größeren Verzahnungsdurchmesser 80b. Durch diese Ausführungsform kann das Antriebshohlrad 13 mit einem anderen Verzahnungsdurchmesser des Planetenrades 46 kämmen, als das Antriebssonnenrad 12. Dies kann besonders vorteilhaft sein, da durch diese Anordnung die benötigten Übersetzungsverhältnisse radial kompakter dargestellt werden können.

In Figur 3 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 wie in Figur 2 dargestellt, jedoch sind die unterschiedlichen Verzahnungsdurchmesser 80c und 80d mit jeweils weniger als 360 Winkelgraden ausgeführt und können als Verzahnungssegmente 81 c und 81 d bezeichnet werden. Dabei ist die Mittelachse B von dem Verzahnungssegment 81 c und 81 d gleich. In der gezeigten Ausführung ist das Verzahnungssegment 81 c mit 180 Winkelgraden und das Verzahnungssegment 81 d auch mit 180 Winkelgraden ausgeführt. Die Winkelgrade von den Verzahnungssegmenten 81 c und 81 d können aber von diesen Werten abweichen. Auch unterschiedliche Winkelgrade bei den Verzahnungssegmenten 81 c und 81 d sind möglich. Als entscheidendes Kriterium mit wie vielen Winkelgraden die Verzahnungssegmenten 81 c und 81 d auszuführen sind kann ein maximaler Verdrehwinkel des Planetenrades 46 maßgebend sein. Es muss bei dem maximalen Verdrehwinkel des Planetenrades 46 das Kämmen des Antriebshohlrades und des Antriebssonnenrades mit dem Planetenrad erfolgen können. Durch eine Reduzierung der Winkelgrade der ausgeführten Verzahnungssegmente 81 c und 81 d kann auch Masse eingespart werden. Ferner kann dadurch in dem Bereich, in dem die Verzahnung nicht ausgeführt ist ein zusätzlicher Bauraum gewonnen werden. Weiter kann eine Fertigung von Verzahnungen mit weniger als 360 ausgeführten Winkelgraden kostengünstiger sein und damit als vorteilhaft angesehen werden.

In Figur 4 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 wie in Figur 3 dargestellt, jedoch mit zwei Verzahnungssegmenten 81 e und 81 f, die hier auf einer axialen Ebene liegen. Hier nicht dargestellt, aber auch möglich, ist eine nur teilweise axiale Überdeckung der Verzahnungssegmente 81 e und 81 f. Dabei kann die Summe der Winkelgrade des Verzahnungssegmentes 81 e und 81 f maximal 360 Winkelgrade umfassen. Ausschlaggebend für die verwendeten Winkelgrade der Verzahnungssegmente 81 e und 81 f ist auch hier der Verdrehwinkel des Planetenrades 46 und die Gewährleistung, dass das Antriebshohlrad 13 und das Antriebssonnenrad 12 auch bei dem maximalen Verdrehwinkel des Planetenrades 46 noch mit dem Planetenrad 46 kämmen. Dadurch, dass die unterschiedlichen Verzahnungssegmente 81 e und 81 f auf einer axialen Ebene liegen kann ein axial kompakter Bau räum erreicht werden, obwohl eine zusätzliche Übersetzung zwischen dem Antriebssonnenrad 12 und dem Planetenrad 46 wirkt.

In Figur 5 ist eine mögliche Ausführung eines Planetenrades 46 mit zwei unterschiedlichen Verzahnungssegmenten 81 e und 81 f in der Draufsicht gezeigt. Dabei ist die Mittelachse B des Verzahnungssegmentes 81 e und 81 f dieselbe. In der hier gezeigten Ausführung ist das jeweilige Verzahnungssegment 81 e und 81 f mit 180 Winkelgraden ausgeführt. Hier nicht abgebildet, können aber auch die Verzahnungssegmenten 81 e und 81 f mit unterschiedlichen Winkelgraden ausgeführt werden, wie beispielsweise das Verzahnungssegment 81 e mit 150 Winkelgraden und das Verzahnungssegment 81 e mit 210 Winkelgraden. Die Summe der Winkelgrade von den Verzahnungssegmenten kann dabei auch weniger als 360 Winkelgrade betragen, aber maximal zusammen 360 Winkelgrade.

In Figur 6 ist ein Planetenrad 46 mit zwei unterschiedlichen Verzahnungssegmenten 81 g und 81 h im Schnitt und in der Draufsicht zu sehen. Beide Verzahnungssegmenten 81 g und 81 h haben dieselbe Mittelachse B. Dabei ist das Verzahnungssegment 81 g mit ca. 90 Winkelgraden und das Verzahnungssegment 81 h mit ca. 100 Winkelgraden dargestellt. Dabei überlappen sich beide Verzahnungssegmente 81 g und 81 h teilweise axial. Hier ist gut zu sehen, wie viel Masse bei der Verwendung von Verzahnungssegmenten eingespart werden kann.

In Figur 7 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung vom Prinzip wie in Fig. 4 beschrieben, als Anwendung in Verbindung mit einem hydrodynamischen Drehmomentwandler 90 dargestellt. Diese besteht vorwiegend aus dem Drehmomentwandler 90 mit einer Wandlerkupplung 62 und der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10. Die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 umfasst dabei vornehmlich auch hier einen ersten und einen zweiten Drehmomentübertragungsweg 47 und 48, eine Phasenschieberanordnung 43 und eine Koppelanordnung 41 . Zur einer besseren Verdeutlichung ist in der Figur 7a ein Drehmomentverlauf bei einer geschlossenen Wandlerkupplung 62 und in Figur 7b ein Drehmomentverlauf bei einer geöffneten Wandlerkupplung 62 dargestellt. Die Figuren 7a und 7b sind in Bezug auf die Beschreibungen in Figur 7 zu sehen.

Bei einer geschlossenen Wandlerkupplung 62 mit dem Drehmomentverlauf, gezeigt in Figur 7a, gelangt ein Gesamtdrehmoment Mg, das von einem Antriebsaggregat 60, beispielsweise einem Verbrennungsmotor, kommen kann, über eine Kurbelwelle 19 an ein Wandlergehäuse 95. Weiter wird das Gesamtdrehmoment Mg über einen Wandlerkupplungsantrieb 63 in die Wandlerkupplung 62 geleitet. Auf Grund der geschlossenen Wandlerkupplung 62 wird das Gesamtdrehmoment Mg über einen Wandlerkupplungsabtrieb 64 in die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10, hier an ein Führungsblech 59, das drehfest mit dem Wandlerkupplungsabtrieb 64 verbunden ist, geleitet. Von dem Führungsblech 59 wird das Gesamtdrehmoment Mg in ein erste Drehmoment Mg1 und ein zweites Drehmoment Mg2 aufgeteilt. Das erste Drehmoment Mg1 gelangt von dem Führungsblech 59 an einen Innenfedersatz 58. Von dem Innenfedersatz 58 wird das erste Drehmoment Mg1 über eine Nabenscheibe 16 an einen Außenfedersatz 57 geleitet. Von dem Außenfedersatz gelangt das erste Drehmoment Mg1 über ein Anschlagelement 20 und ein Zwischenelement 5, das hier als ein Antriebshohlradträger 1 1 ausgeführt ist und drehfest mit dem Anschlagelement 20 verbunden ist, an ein Antriebshohlrad 13, das drehfest mit dem Antriebshohlradträger 1 1 verbunden ist. Dabei kämmt das Antriebshohlrad 13 mit einem Verzahnungssegment 81 g eines Planetenrades 46 und führt das erste Drehmoment Mg1 an das Planetenrad 46.

Das zweite Drehmoment Mg2 gelangt über das Führungsblech 59 an einen, mit dem Führungsblech 59 drehfest verbundenen Antriebssonnenradträger 17. An dem An- triebssonnenradträger 17 ist ein Antriebssonnenrad 12 drehfest verbunden. Der Antriebssonnenradträger 17 und das Antriebssonnenrad 12 können dabei aber auch als ein Bauteil gefertigt werden. Folglich wird das zweite Drehmoment Mg2 an das Antriebssonnenrad 12 weitergeführt. Dabei kämmt das Antriebssonnenrad 12 mit einem Verzahnungssegment 81 h des Planetenrades 46 und führt somit das zweite Drehmo- ment Mg2 an das Planetenrad 46. Somit wird an dem Planetenrad 46 das erste Drehmoment Mg1 und das zweite Drehmoment Mg2 wieder zusammen geführt. Dabei wird ein Schwingungsanteil im ersten Drehmoment Mg1 , das über den ersten Drehmomentübertragungsweg 47 durch die Phasenschieberanordnung 43 geleitet wird, durch die Phasenverschiebung im Idealfall um 180 Grad zu dem Schwingungsanteil im zweiten Drehmoment Mg2, das nicht über die Phasenschieberanordnung 43 geleitet wird, phasenverschoben. Folglich würde sich im Idealfall am Planetenrad 46 das erste Drehmoment Mg1 , mit einem um 180 Grad phasenverschobenen Schwingungsanteil, und das zweite Drehmoment Mg2 destruktiv überlagern, so dass am Planetenradträger 8 das Gesamtdrehmoment Mg ohne Drehschwingungsanteile anliegt. Der Planetenradträger 8 ist dabei drehfest mit einem Abtriebsflansch 36 verbunden, an dem wiederum die Getriebeeingangswelle, hier nicht dargestellt, drehfest verbunden ist und das Gesamtdrehmoment M, im Idealfall ohne Schwingungsanteile, an ein Getriebe, hier nicht dargestellt, weiter leitet. Um ein Massenträgheitsmoment des Zwischenelementes 5 zu erhöhen, was sich positiv auf die Phasenverschiebung auswirken kann, ist über einen Träger 71 , der drehfest mit dem Zwischenelement 5 verbunden ist, ein Turbinenrad 75 drehfest verbunden. Zusätzlich können noch Zusatzmassen 76 vorgesehen werden, die das Massenträgheitsmoment des Zwischenelementes 5 erhöhen und sich damit positiv auf die Phasenverschiebung auswirken können. Das Turbinenrad 75 bildet hier zudem auch eine Verbindung zu einer Lagerstelle 72. In der vorliegenden Darstellung wird zwischen einer Druckscheibe 77 und dem Abtriebsflansch 36 ein zusätzliches Axiallager 73 eingesetzt, so dass zusätzlich eine mit dem Turbinenrad 75 drehfest verbundene Lagerscheibe 78 zwischen der Lagerstelle 22 axial geführt wird. Somit wird nicht nur eine axiale Lagerung eines Leitrades 66, das drehfest mit der Druckscheibe 77 verbunden ist, gewährleistet sondern auch zusätzlich eine Lagerung des Turbinenrades 75 und der daran befestigten Bauteile, sowohl gegenüber dem Abtriebsflansch 36, als auch gegenüber einem Freilauf 91 und dem Wandlergehäuse 95 erreicht. Eine Gleitlagerung oder eine anders ausgeführte Wälzlagerung wäre ebenfalls möglich. Die Lagerstelle 72 muss aber im Wesentlichen die Axialkräfte des Turbinenrades 75 im Wandlerbetrieb aufnehmen und die axiale Position des Antriebshohlradträgers 1 1 definieren. Eine radiale Lagerung der Koppelanordnung 41 erfolgt über die Verzahnungssegmente 81 g, 81 h des Planetenrades 46 („fliegende Lagerung ^" ). Eine Möglichkeit, eine für die Funktion der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 erforderliche Standübersetzungen zwischen dem Antriebssonnenrad 12 und dem Antriebshohlrad 13 mit einem geringerem radialem Bauraumbedarf realisieren zu können, ist eine Verwendung des Planetenrades 46 mit zwei unterschiedlichen Verzahnungssegmenten 81 g und 81 h, wie hier gezeigt. Dabei bildet eine Mittelachse B die Mittelachse sowohl für die Verzahnungssegmenten 81 g und 81 h. Weiter überlappen sich die beiden Verzahnungssegmenten 81 g und 81 h teilweise axial, so dass die Verzahnungssegmenten 81 g und 81 h mit jeweils 180 Winkelgraden ausgeführt sind. Die Verwendung des Planetenrades 46 mit zwei unterschiedlichen, sich teilweise axial überlappenden Verzahnungssegmenten 81 g und 81 h ist möglich, da ein Verdrehwinkel des Planetenrades 46 hinreichend gering ist. Dadurch, dass das Verzahnungssegment 81 h, das mit dem Antriebssonnenrad 12 kämmt, größer ist als das Verzahnungssegment 81 g, das mit dem Antriebshohlrad 13 kämmt, vergrößert sich der Betrag der Standübersetzung im Vergleich zu einem Getriebe mit bekannten Planetenrädern bei gleichen Außenabmessungen. Für eine bessere Ausnutzung des axialen Bauraumes können die beiden Verzahnungssegmenten 81 g und 81 h des Planetenrades 46 zudem wie dargestellt teilweise axial zueinander versetzt sein.

Bei einer geöffneten Wandlerkupplung 62 mit dem Drehmomentverlauf, gezeigt in Figur 7b, wird das Gesamtdrehmoment Mo über das Wandlergehäuse 95 und ein Verbindungsblech 67 und weiter an ein Pumpenrad 74 geleitet. Dabei ist das Pumpenrad 74 drehfest, vorzugsweise mittels einer Schwei ßverbindung, mit dem Verbindungsblech 67 verbunden. Das Verbindungsblech 67 ist wiederum drehfest, vorzugsweise mittels einer Schwei ßverbindung, mit dem Wandlergehäuse 95 verbunden. An dem Drehmomentwandler 90 liegt somit das Gesamtdrehmoment Mo am Pumpenrad 74 an. In Abhängigkeit einer Auslegung des Drehmomentwandlers 90, sowie des anliegenden Gesamtdrehmomentes Mo und einer anliegenden Drehzahl am Pumpenrad 74, liegt ein Drehmoment Mt am Turbinenrad 75 an. Da das Turbinenrad 75 drehfest mit dem Antriebs- hohlradträger 1 1 verbunden ist, wird das Drehmoment Mt vom Turbinenrad 75 an den Antriebshohlradträger 1 1 weiter geleitet. Von dem Antriebshohlradträger 1 1 wird das Drehmoment Mt in zwei Drehmomentanteile Mt1 und Mt2 aufgeteilt. Der eine Drehmomentanteil Mt2 liegt an dem Antriebshohlrad 13 an, das drehfest mit dem Antriebshohl- radträger 1 1 verbunden ist. Der andere Drehmomentanteil Mt1 wird über den Antriebs- hohlradträger 1 1 und das Anschlagelement 20 an den Außenfedersatz 57 geleitet. Von dem Außenfedersatz 57 gelangt dieser Drehmomentanteil Mt1 über die Nabenscheibe 1 6 an den Innenfedersatz 58 und weiter von dem Innenfedersatz 58 über die Führungsbleche 59 an den Antriebssonnenradträger 17 und folglich an das Antriebssonnenrad 12. Da das Antriebssonnenrad 12 und das Antriebshohlrad 13 mit dem Planetenrad 46 kämmen, werden die zwei Drehmomentanteile Mt1 und Mt2 an dem Planetenrad 46 wieder zusammen geführt. Über den Planetenradträger 8, an dem das Planetenrad 46 drehbar gelagert ist, wird das zusammengeführte Drehmoment Mt, an den Abtriebsflansch 36, der drehfest, vorzugsweise mittels einer Schwei ßverbindung mit dem Planetenradträger 8 verbunden ist, weitergeleitet. Es ist auch möglich, den Abtriebsflansch 36 und den Planetenradträger 8 als ein Bauteil auszuführen. Von dem Abtriebsflansch 36 kann das zusammengeführt Drehmoment Mt an ein Getriebe, hier nicht dargestellt oder ein ähnliches Bauteil, geleitet werden.

Bezugszeichen

Primärmasse

Federanordnung

Zwischenelement

Planetenradträger

Drehschwingungsdämpfungsanordnung

Antriebshohlradträger

Antriebssonnenrad

Antriebshohlrad

Sekundärmasse

Zusatzmasse

Nabenscheibe

Antriebssonnenradträger

Kurbelwelle

Anschlagelement

Eingangselement

Ausgangselement

Abtriebsflansch

Koppelanordnung

Phasenschieberanordnung

Planetenrad

erster Drehmomentubertragungsweg zweiter Drehmomentübertragungsweg

Ausgangsteil

Eingangsbereich

Überlagerungseinheit

erstes Eingangsteil

zweites Eingangsteil

Ausgangsbereich

Schwingungssystem

Außenfedersatz Innenfedersatz

Führungsblech

Antriebsaggregat

Planetengetriebe

Wandlerkupplung

Wandlerkupplungsantrieb

Wandlerkupplungsabtrieb

Anfahrelement

Leitrad

Verbindungsblech

Träger

Lagerstelle

Axiallager

Pumpenrad

Turbinenrad

Zusatzmasse

Druckscheibe

Lagerscheibe

Nassraum

a Verzahnungsdurchmesser

b Verzahnungsdurchmesser

c Verzahnungsdurchmesser

d Verzahnungsdurchmesser

c Verzahnungssegment

d Verzahnungssegment

e Verzahnungssegment

f Verzahnungssegment

g Verzahnungssegment

h Verzahnungssegment

Drehmomentwandler

Freilauf

Wandlergehäuse

Gesamtdrehmoment Wandlerkupplung geschlossen Mg1 erstes Drehmoment Wandlerkupplung geschlossen

Mg2 zweites Drehmoment Wandlerkupplung geschlossen

Mo Gesamtdrehmoment Wandlerkupplung offen

Mt Drehmoment Turbinenrad Wandlerkupplung offen

Mt1 erstes Drehmoment Wandlerkupplung offen

Mt2 zweites Drehmoment Wandlerkupplung offen

A Drehachse

B Mittelachse