扭转振动减振装置专利检索-液力变矩器传动系统变速箱和齿轮专利检索查询-专利查询网

扭转振动减振装置

阅读：361发布：2023-03-10

专利汇可以提供扭转振动减振装置专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且本发明提供一种扭转振动减振装置，包括待驱动以围绕旋转轴线(A)旋转的输入区域(16)以及输出区域(18)，其中，在所述输入区域(16)和输出区域(18)之间设有第一扭矩传递路径(20)和与该第一扭矩传递路径并联的第二扭矩传递路径(20)、以及用于传递经所述扭矩传递路径(20、22)导引的扭矩的离合装置(24)，其中，所述第一扭矩传递路径(20)中设有第一移相器装置(26)，所述第一移相器装置产生经由所述第一扭矩传递路径(20)导引的旋转不均匀性相对于经由所述第二扭矩传递路径(22)导引的旋转不均匀性的相位移动。，下面是扭转振动减振装置专利的具体信息内容。

权利要求

1.一种扭转振动减振装置，特别用于车辆的传动系，所述扭转振动减振装置包括待驱动以围绕旋转轴线(A)旋转的输入区域(16)以及输出区域(18)，其中，在所述输入区域(16)和输出区域(18)之间设有第一扭矩传递路径(20)和与该第一扭矩传递路径并联的第二扭矩传递路径(22)、以及用于将经所述扭矩传递路径(20、22)导引的扭矩叠加的离合装置(24)，其中，所述第一扭矩传递路径(20)中设有第一移相器装置(26)，所述第一移相器装置用于产生经由所述第一扭矩传递路径(20)导引的旋转不均匀性相对于经由所述第二扭矩传递路径(22)导引的旋转不均匀性的相位移动。
2.按照权利要求1所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述第一移相器装置(26)包括第一振动系统(32)，所述第一振动系统具有初级侧(28)和能够克服弹簧装置(52)作用相对于所述初级侧(28)围绕旋转轴线(A)旋转的次级侧(30)。
3.按照权利要求1或2所述的扭转振动减振装置，其特征在于，在所述第二扭矩传递路径(22)中设有第二移相器装置(34)。
4.按照权利要求3所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述第二移相器装置(34)包括第二振动系统(36)，所述第二振动系统具有初级侧(38)和能够克服弹簧装置(118)作用相对于该初级侧(38)围绕旋转轴线(A)旋转的次级侧(40)。
5.按照权利要求4所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述第一振动系统(32)和所述第二振动系统(36)具有彼此不同的谐振频率。
6.按照权利要求5所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述第一振动系统(32)的谐振频率低于所述第二振动系统(36)的谐振频率。
7.按照权利要求1至6中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述第一扭矩传递路径(20)或/和所述第二扭矩传递路径(20)构造有用于经由该扭矩传递路径(20、
22)导引的旋转不均匀性的摩擦减振装置(R1、R2)或/和流体减振装置(F1、F2)。
8.按照权利要求7所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述摩擦减振装置(R1、R2)和所述流体减振装置(F1、F2)设置成相对于彼此并联或串联地作用。
9.按照权利要求2或4以及7或8所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述摩擦减振装置(R1、R2)或/和所述流体减振装置(F1、F2)设置成相对于所述弹簧装置(52、118)并联或串联地作用。
10.按照权利要求1至9中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述离合装置(24)包括行星轮变速装置(66)。
11.按照权利要求10所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述行星轮变速装置(66)包括连接到所述第二扭矩传递路径(22)上的行星轮支架(64)，所述行星轮支架具有多个可旋转地承载于其上的行星轮(74)。
12.按照权利要求11所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述行星轮变速装置(66)包括连接到所述第一扭矩传递路径(20)上的、与所述行星轮(74)啮合的第一空心轮装置(80；164)和连接到所述输出区域(18)上的、与所述行星轮(74)啮合的第二空心轮装置(82；166)。
13.按照权利要求12所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述行星轮变速装置(66)包括连接到所述第一扭矩传递路径(20)上的、与所述行星轮(74)啮合的第一太阳轮装置(80′)和连接到所述输出区域(18)上的、与所述行星轮(74)啮合的第二太阳轮装置(82′)。
14.按照权利要求12或13所述的扭转振动减振装置，其特征在于，与所述行星轮(74)连接的所述第一空心轮装置(80)或太阳轮装置(80′)和与所述行星轮(74)连接的所述第二空心轮装置(82)或太阳轮装置(82′)提供相对于彼此不同的传动比。
15.按照权利要求11至14中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，至少一个行星轮(74)或/和所述空心轮装置(80；164)或/和所述太阳轮装置(80′)以扇形齿轮的形式构成。
16.按照权利要求11至15中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述行星轮(74)相对于彼此以大致均匀的周向间隔设置。
17.按照权利要求1至15中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述行星轮(74)相对于彼此以不均匀的周向间隔设置。
18.按照权利要求1至17中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述离合装置(24)径向在所述第一移相器装置(26)内部或/和所述第二移相器装置(34)内部、且与所述第一移相器装置或/和所述第二移相器装置至少部分轴向重叠地设置。
19.按照权利要求1至17中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述离合装置(24)轴向与所述第一移相器装置(26)或/和所述第二移相器装置(34)相邻设置。
20.按照权利要求1至19中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述第二扭矩传递路径(22)的刚性至少为800Nm/°，优选至少为1500Nm/°。
21.按照权利要求1至20中任意一项所述的扭转振动减振装置，其特征在于，所述输入区域(16)的惯性力矩(ME)与在所述第一扭矩传递路径(20)中的惯性力矩(M1)的比值在
1至10的范围内；或/和，在所述第一扭矩传递路径(20)中的惯性力矩(M1)与在所述第二扭矩传递路径(22)中的惯性力矩(M2)的比值在2至20的范围内。
22.一种液压驱动模块，包括根据权利要求1至21任意一项所述的扭转振动减振装置(10)。
23.一种流体动力式的离合装置，特别是流体动力式的变矩器，包括根据权利要求1至
21任意一项所述的扭转振动减振装置(10)。
24.一种用于车辆的驱动系统，包括驱动设备和根据权利要求1至21任意一项所述的扭转振动减振装置(10)，其中，所述输入区域(16)能够通过所述驱动设备的驱动轴(44)驱动，以围绕旋转轴线(A)旋转。
25.根据权利要求2和24所述的驱动系统，其特征在于，第一振动系统(32)的谐振位置在驱动设备的空转转速之下或接近该空转转速。
26.根据权利要求4和24或25所述的驱动系统，其特征在于，第二振动系统(36)的谐振位置在驱动设备的最大转速之上或接近该最大转速。

说明书全文

扭转振动减振装置

技术领域

[0001] 本发明涉及一种扭转振动减振装置，例如可以应用在车辆的传动系中，以缓冲或尽可能大幅度地消除旋转不均匀性。

背景技术

[0002] 在与内燃机组装在一起的传动系中主要受到在内燃机中周期性进行的点火以及由此释放的能量转换成曲轴的旋转运动的限制，基本上没有恒定的扭矩导引至传动系中。由曲轴输出的扭矩及其转速经受摆动或振动、总地来说经受旋转不均匀性。因为这种旋转不均匀性可以在行驶运行中出现征兆，所以通常要尽可能大幅度地消除旋转不均匀性。

[0003] 例如可以了解到，通过利用力或能量存储器，即例如采用弹簧或运动的质量或它们的组合，将在这样的旋转不均匀性中产生的能量暂时存储，然后进一步输送给传动系，从而能够实现平稳的转速进程或扭矩进程。在这种意义上工作的扭转振动减振装置的一个示例是所谓的双质量飞轮。作为为缓冲器已知的质量摆锤将于行驶状态中出现的旋转不均匀性转换成振动质量的振动偏转，其中，该偏转能够克服离心力进行并且通过预设的偏转轨迹或待偏转的质量可以实现与确定的触发转速或触发频率的一致。这样的缓冲器当然可以与通过采用弹簧或类似部件而振动的质量系统相结合。

[0004] 由于在当今的车辆构造中总是越来越紧凑的空间情况，对于用于减振的系统可用的空间更小，其中去离合质量相应地减小，即所产生的旋转不均匀性减轻减小。

发明内容

[0005] 本发明的目的在于，提供一种扭转振动减振装置，在紧凑的构造尺寸的情况下本发明的扭转振动减振装置实现了更佳地减小导引至传动系中的旋转不均匀性。

[0006] 根据本发明，上述目的通过这样一种扭转振动减振装置来实现，其特别用于车辆的传动系，所述扭转振动减振装置包括待驱动以围绕旋转轴线旋转的输入区域以及输出区域，其中，在所述输入区域和输出区域之间设有第一扭矩传递路径和与该第一扭矩传递路径并联的第二扭矩传递路径、以及用于共同导引或叠加经所述扭矩传递路径导引或产生的扭矩的离合装置，其中，所述第一扭矩传递路径中设有第一移相器装置，所述第一移相器装置用于产生经由所述第一扭矩传递路径导引的旋转不均匀性相对于经由所述第二扭矩传递路径导引的旋转不均匀性的相位移动。

[0007] 在本发明的扭转振动减振装置中，通过采用移相器装置用于，首先分配所传递的扭矩，然后再会集所传递的扭矩，由于这样引入的相位移动而产生在待传递扭矩中的振动分量的抵消叠加。在理想的状态下，至少在特别是临界的频率范围内实现几乎完全消除旋转不均匀性。

[0008] 为了能够以结构上简单的方式有效实现相位移动规定，第一移相器装置包括第一振动系统，所述第一振动系统具有初级侧和能够克服弹簧装置作用相对于所述初级侧围绕旋转轴线旋转的次级侧。

[0009] 因此，第一移相器装置基本上根据双质量飞轮的功能原理而构成，其中，通过一方面选择弹簧强度且另一方面选择在初级侧和次级侧上的质量比或惯性，提供带有希望的振动特性的、能够克服弹簧装置作用的、相对于彼此振动的两个质量，即主要是初级侧和次级侧。其特点是，这样的振动系统具有谐振频率。在低于谐振频率的频率范围内，这样的振动系统在低于临界条件下振动，也就是说，系统的触发和反应基本上同时产生。在超出谐振频率时产生相位突变，从而系统的触发和反应主要以彼此相对的相位移动的方式产生，即，系统在超出临界条件下工作。这样的相位突变在理想状态下为最大值180°，本发明利用这样的相位突变，以通过使如此相位移动的扭矩振动分量与未发生相位移动的扭矩分量叠加而实现旋转不均匀性所希望的减小。

[0010] 具有优势地还可以，在所述第二扭矩传递路径中设有第二移相器装置。所述第二移相器装置可以包括第二振动系统，所述第二振动系统具有初级侧和能够克服弹簧装置作用相对于该初级侧围绕旋转轴线旋转的次级侧。

[0011] 然后为了确保，当在两个扭矩传递路径中通过移相器装置进行工作时实现旋转不均匀性的希望的减小，可以规定，所述第一振动系统和所述第二振动系统具有彼此不同的谐振频率。以这种方式和方法可以限定频率范围或转速范围，在所述范围内，两个扭矩传递路径之一已经超临界工作，而另一个则在低于临界、即没有相位移动的条件下工作。

[0012] 在此优选地规定，所述第一振动系统的谐振频率低于所述第二振动系统的谐振频率。

[0013] 为了能够进一步影响减振特性而规定，所述第一扭矩传递路径或/和所述第二扭矩传递路径构造有用于经由该扭矩传递路径导引的旋转不均匀性的摩擦减振装置或/和流体减振装置。

[0014] 当然，在此这两个扭矩传递路径可以具有不同的结构，即，这两个扭矩传递路径的任何一个可以构造具有或不具有一个或其他附加的减振方案。

[0015] 那么特别地，当在一个或两个扭矩传递路径中应该附加地设有摩擦减振装置和流体减振装置时，可以根据其以什么样的方式和方法影响减振特性，来设置并联或串联起作用的摩擦减振装置和流体减振装置。这里还可以使两个扭矩传递路径也具有彼此不同的结构。

[0016] 此外可以由此实现减振特性的分散，即，所述摩擦减振装置或/和所述流体减振装置设置成相对于弹簧装置并联或串联地起作用。

[0017] 在一个对于紧凑的构造尺寸特别有利的变化方案中规定，离合装置包括行星轮变速装置。

[0018] 在此例如可以是这样的构造，即，所述行星轮变速装置包括连接到所述第二扭矩传递路径上的行星轮支架，所述行星轮支架具有多个可旋转地承载于其上的行星轮。

[0019] 这意味着，在两个扭矩传递路径中导引的扭矩被行星轮支架接收，并且经由可旋转地承载在该行星轮支架上的行星轮继续导引到输出区域。

[0020] 为了在抵消叠加的意义上也能够以简单的方式实现上文已经提到的两个扭矩分量的联结，还规定，所述行星轮变速装置包括连接到所述第一扭矩传递路径上的、与所述行星轮啮合的第一空心轮装置和连接到所述输出区域上的、与所述行星轮啮合的第二空心轮装置。

[0021] 在一个可替换的、特别是适应在径向内部区域中的构造空间的结构形式中规定，所述行星轮变速装置包括连接到所述第一扭矩传递路径上的、与所述行星轮啮合的第一太阳轮装置和连接到所述输出区域上的、与所述行星轮啮合的第二太阳轮装置。

[0022] 能够使在待传递的扭矩中的旋转不均匀性消除的特性可以进一步这样受到影响，即，在两个扭矩传递路径中导引的或由这两个扭矩传递路径传递的扭矩分量在其大小上受到影响。例如可以规定，与所述行星轮连接的第一空心轮装置或太阳轮装置和与所述行星轮连接的第二空心轮装置或太阳轮装置提供相对于彼此不同的传动比。通过选择彼此不同的传动比实现了，较大的扭矩分量经由第一或第二扭矩传递路径来导引。

[0023] 因为作为离合装置起作用的行星轮变速装置仅在相对较小的、由移相器装置或其振动系统允许的角度范围内起作用，所以还可以规定，至少一个行星轮或/和所述空心轮装置或/和所述太阳轮装置以扇形齿轮的形式构成。

[0024] 一个对于避免不平衡性特别有利的结构变化方案可以设定，行星轮相对于彼此以大致均匀的周向间隔设置。可替换地还可以使行星轮相对于彼此以不均匀的周向间隔设置。通过行星轮的周向间隔的变化，可以影响噪音产生并由此实现更安静的运行。

[0025] 如果设定离合装置径向位于所述第一移相器装置内部或/和所述第二移相器装置内部、且与所述第一移相器装置或/和所述第二移相器装置至少部分轴向重叠设置，那么特别有效地利用了径向内部的构造空间。

[0026] 代替地可设定，所述离合装置轴向与所述第一移相器装置或/和所述第二移相器装置相邻设置。在该结构方案中实现了离合装置轴向上相对较大地构成，即具有较大的有效半径。

[0027] 当所述第二扭矩传递路径的刚性至少为800Nm/°，优选至少为1500Nm/°时，可以实现经由两个扭矩传递路径传递的振动分量的特别有效的叠加。这意味着，第二扭矩传递路径或提供该第二扭矩传递路径的构件或组合件相对较刚性，并且基本上仅在第一扭矩传递路径中使用导致相位移动的弹性。

[0028] 如果，所述输入区域的惯性力矩与在所述第一扭矩传递路径中的惯性力矩的比值在1至10的范围内；或/和如果，在所述第一扭矩传递路径中的惯性力矩与在所述第二扭矩传递路径中的惯性力矩的比值在2至20的范围内；那么进一步表明，减振特征是特别有利的。

[0029] 本发明还涉及一种液压驱动模块以及一种流体动力式的离合装置，特别是流体动力式的变矩器，它们都具有本发明的扭转振动减振装置。

[0030] 另外，本发明还涉及一种用于车辆的驱动系统，其包括驱动设备和本发明的扭转振动减振装置，其中，它的输入区域本身可以连接到所述驱动设备的驱动轴上。

[0031] 在这种类型的驱动系统中，有利的是，第一振动系统的谐振位置在驱动设备的空转转速之下或接近该空转转速。利用该谐振位置(也就是第一振动系统的转换成转速的谐振频率)，实际上在整个转速频谱中，使通过在谐振位置的范围中产生的相位突变引入的相位移动和由此导致的相位移动的振动分量的叠加可以得到充分利用。

[0032] 此外可以设定，第二振动系统的谐振位置在所述驱动设备的最大转速之上或接近该最大转速。附图说明

[0033] 接下来，结合附图对本发明进行详细说明。其中示出了：

[0034] 图1为具有两个并联的扭矩传递路径的扭转振动减振装置的一个原理图；

[0035] 图2为对应于图1的一个可替换的结构方案的示意图；

[0036] 图3为对应于图1的一个可替换的结构方案的示意图；

[0037] 图4为具有两个并联的扭矩传递路径的扭转振动减振装置的局部纵向剖视图；

[0038] 图5为对应于图4的一个可替换的结构方案的示意图；

[0039] 图6为可旋转地承载在行星轮支架上的分段式行星轮的示意图；

[0040] 图7为对应于图4的一个可替换的结构方案的示意图；

[0041] 图8为对应于图4的一个可替换的结构方案的示意图；

[0042] 图9为一种流体减振装置的轴向视图；

[0043] 图10为行星轮及其所属的空心轮的可替换的结构方案a)，b)和c)的示意图；

[0044] 图11为具有带有两个并联的扭矩传递路径的扭转振动减振装置的液压驱动模块的示意图；

[0045] 图12为具有带有两个并联的扭矩传递路径的扭转振动减振装置的液力式变矩器的示意图；

[0046] 图13为具有两个并联的扭矩传递路径的扭转振动减振装置的另一原理图；

[0047] 图14为对应于图13的一个可替换的结构方案的示意图；

[0048] 图15为对应于图13的一个可替换的结构方案的示意图；

[0049] 图16为对应于图13的一个可替换的结构方案的示意图；

[0050] 图17为对应于图13的一个可替换的结构方案的示意图；

[0051] 图18为对应于图13的一个可替换的结构方案的示意图；

[0052] 图19为对应于图13的一个可替换的结构方案的示意图；

[0053] 图20为对应于图13的一个可替换的结构方案的示意图；

[0054] 图21为对应于图13的一个可替换的结构方案的示意图；

[0055] 图22为列出不同的数值和数值比例以及相对应的取值和取值范围的表格；

[0056] 图23为扭矩减振一种结构可替换的扭转振动减振装置的局部纵向剖视图；

[0057] 图24为具有离合装置的扭转振动减振系统的原理图，该离合装置构造有太阳轮装置；

[0058] 图25为具有太阳轮装置的扭转振动减振装置的局部纵向剖视图；

[0059] 图26为可旋转地承载在行星轮支架上的行星轮的详细视图；

[0060] 图27为用于稳定承载在行星轮支架上的行星轮的支撑环的轴向视图；

[0061] 图28为图27的支撑环的立体图；

[0062] 图29为构造有扇形空心轮的空心轮装置的局部轴向视图；

[0063] 图30为具有两个并联的扭矩传递路径的扭转振动减振装置的局部纵向剖视图；

[0064] 图31为图30的扭转振动减振装置在另一圆周区域上的剖视图；

[0065] 图32为图30和图31的扭转振动减振装置的剖视分解图。

具体实施方式

[0066] 在图1中以原理图的方式示出了一种设在机动车传动系统中的扭转振动减振装置10。该扭转振动减振装置10在传动设备12(仅示意性示出)、例如内燃机与变速器14之间或与传动系统的其他系统区域之间传递扭矩。

[0067] 待通过扭转振动减振装置10传递的扭矩在通常用16表示的输入区域被接收，其中该输入区域可以具有一惯性或惯性力矩ME。通过扭转振动减振装置10导引的扭矩经由输出区域18给出，其中，该输出区域18可以具有一惯性或惯性力矩MA。

[0068] 在输入区域16与输出区域18之间，待传递的扭矩分配成两个扭矩分量。第一扭矩分量通过第一扭矩传递路径20来传递，而第二扭矩分量通过第二扭矩传递路径22来传递。这两个扭矩分量的汇总或联结在离合装置中24中进行，该离合装置接收两个扭矩分量并且朝向输出区域18的方向继续导引。

[0069] 为了尽可能大幅度地消除例如在驱动设备12的区域中产生的、通常具有振动特点的旋转不均匀性，并且不再沿着朝向变速器14或其他传动系统组件的方向继续导引，对此在本发明的扭转振动减振装置10中，使在待传递的扭矩中的振动分量于两个扭矩传递路径20、22中进行彼此相对的相位移动。为实现该目的，在第一扭矩传递路径20中设有第一移相器装置26。该第一移相器装置26构造成第一振动系统32，在该第一振动系统中使两个质量可以能够克服弹簧装置的作用而相对彼此振动。该弹簧装置具有预设的刚性或弹性系数S1。这两个相对彼此振动的质量主要由振动系统32的初级侧28和次级侧30来限定。初级侧28的质量或惯性力矩基本上对应于输入区域16的惯性ME。次级侧30具有惯性或惯性力矩M1。以通过刚性或弹性系数S1以及两个质量或惯性ME和M1确定的方式，得到振动系统32在第一扭矩传递路径20中的谐振频率。在以低于谐振频率的频率使振动触发时，该振动系统32在低于临界状态下工作，这意味着基本上同时地、即没有相对的相位移动的情况下产生触发和反应。在超过谐振频率的情况下，振动系统32过渡到超临界状态，在此相对彼此相位移动地进行触发和反应，这里主要指的是最大180°的相位突变。这意味着，当触发频率超出振动系统32的谐振频率时，那么包含在待经由第一扭矩传递路径20传递的扭矩分量中的振动分量以最大180°的相位移动朝向离合装置的方向被继续导引。

[0070] 需要指出的是，相位突变的质量、即所产生的相位移动的大小与不同的条件相关，特别还与在振动系统32的区域中产生的摩擦效应相关，而过渡的位置通过振动系统32的谐振频率来限定。

[0071] 为了能够在扭矩传递过程中通过第一扭矩传递路径20进一步影响减振特性，可以在该第一扭矩传递路径20中还设有摩擦减振装置R1以及流体减振装置F1。在图1所示的实施例中，这两个减振装置R1、F1根据作用相互并联，而且还相对于振动系统32的弹簧装置26并联。摩擦减振装置R1主要通过库伦摩擦、即通过能够以滑动摩擦形式相对移动的构件进行工作，而流体减振装置F1能够通过挤压一种粘性介质(即例如油或油脂)在初级侧28和次级侧30之间的相对旋转过程中起作用。

[0072] 在图1所示的扭转振动减振装置10的实施例中，对应于第二扭矩传递路径22还设有第二移相器装置34。而且，该第二移相器装置也包括第二振动系统36，该第二振动系统具有初级侧38和次级侧40，初级侧和次级侧能够克服弹簧装置的作用(这里用刚性或弹性系数S2来表示)相对彼此扭转。除了刚性和弹性系数S2之外，振动系统36的振动特性主要还通过输入区域16的相对彼此振动的质量或惯性ME和次级侧40的惯性M2来确定。此外，还可以了解到，与刚度S2并联的流体减振装置F2对应于移相器装置34。当然，也可以设有摩擦减振装置，如对应于第一扭矩传递路径20可以了解到的摩擦减振装置。

[0073] 通过对第二移相器装置34的结构方案的选择实现了，其谐振频率的存在或与第一移相器装置26的谐振频率的一致使得在另一个频率并因此在另一个转速条件下产生相位突变、即到超临界状态的过渡。特别地，如下文仍结合结构方面的构造方案进行描述的那样，可以这样选择第二移相器装置的刚性S2，即，使第二移相器装置34的谐振频率在位于传动系内产生的触发频谱之外的范围内。这意味着，第二移相器装置34或其振动系统36同样过渡到于正常行驶状态下待达到的触发频谱中，而不是到超临界状态中。由此导致，在理想情况下，在离合装置24的区域中再次会集的扭矩分量相对于其中所含有的振动分量而具有180°的相位移动，从而在抵消干涉的意义上产生叠加。由此导致，在输出区域18上仅保持相对较小的振动分量，然后该振动分量能够在传动系的方向上继续传递。

[0074] 在此，特别要强调的是，这种基本上根据双质量飞轮的类型构造的振动系统32或36以低通滤波器的形式工作，即主要滤出高频的振动分量。如果扭矩传递路径之一、例如第二扭矩传递路径22设计成没有这种过滤功能，这意味着，在离合装置24上尽管低频的振动分量能够相互抵消地叠加，然而高频的振动分量仍仅通过扭矩传递路径之一传递而由此不能实现抵消叠加。然而原理上，在一个传动系中，低频的触发部分是指对于机动车车身可察觉的触发部分、或导致传动系组成部分过高载荷并因此需要缓冲或消除该触发部分。

[0075] 图2示出了图1所示的扭转振动减振装置10的不同的变型。首先在图2中可以了解到，在输出区域18上可以设有另一振动系统42(例如在离合盘中提供的)，该振动系统具有刚性S3以及还有流体减振装置F3。

[0076] 图2中还示出了两种用于第二扭矩传递路径22的第二移相器装置34的结构方案的变型。首先由变型1可以了解到，这里在次级侧40上与刚性S2串联设置流体减振装置F2，其中，在弹簧装置、即刚性S2与流体减振装置F2之间通过在此设置的组件提供次级侧40的本质上也影响振动特性的惯性力矩M2′。在变型2中，于与刚性S2串联设置流体减振装置的位置上在此设有摩擦减振装置R2。

[0077] 这里需要指出的是，当然也可以在第一扭矩传递路径20中将摩擦减振装置R1以及流体减振装置F1相对于刚性S1串联连接。

[0078] 图3中示出了另一变型。可以了解到，在两个扭矩传递路径20、22中分别具有已经描述的相位移动装置26、34，这两个相位移动装置分别具有各自振动系统32、36的刚性S1和S2。另外，可以了解到与刚性S1、S2分别并联的摩擦减振装置R1和R2。

[0079] 以上，结合图1至图3阐述了以原理图示出的扭转振动减振装置的不同变化方案，其中，通过使待传递的扭矩分配到两个扭矩传递路径上、并且产生相位突变或在至少一个扭矩传递路径中的相位移动，用于：在会集扭矩分量的过程中，使通过扭矩传递路径导引的振动分量或旋转不均匀性以相对消除的目的而彼此叠加。因为基础扭矩、即相位移动的自身待传递的恒定的扭矩之下不叠加，所以通过两个扭矩传递路径导引的基础扭矩分量在离合装置24中以相加为目的而彼此叠加，从而在扭转振动减振装置10的输出区域18上，在可能无法避免的摩擦损失能被忽略的情况下可以截取完全在输入区域16中导引的且待传递的基础扭矩，或者将其传递到传动系的下一个部分中。

[0080] 接下来，对这种扭转振动减振装置10的不同结构变化方案进行说明。应该指出的是，下文中与上文所述的组件或系统的相对应的组件或系统用相同的附图标记表示。

[0081] 在图4中，扭转振动减振装置10的输入区域16连接到驱动轴44、即例如内燃机的曲轴上，或至少部分由该驱动轴提供。在第一扭矩传递路径20中的振动系统32的初级侧28包括两个盖盘部件46、48。盖盘部件46在其径向内部区域中通过螺栓50固定连接到驱动轴44上，并且在其径向外部区域中与另一个盖盘部件48限定出用于提供刚性S1的减振装置52的容纳腔。如其例如在双质量飞轮或其他扭转振动减振器中常见的情况下，该减振装置包括多个在周向上依次排列或还可以相互插置的螺旋压力弹簧。

[0082] 第一振动系统32的次级侧30包括接合在两个盖盘部件46、48之间的中央盘元件54，像盖盘部件46、48那样，该中央盘元件在其径向外部区域上提供用于弹簧装置52的圆周支撑区域。在其径向位于盖盘部件48内部的区域中，中央盘元件54例如通过铆接与质量56固定连接。径向在该铆接位置之内，中央盘元件54轴向支撑在起动盘或滑动轴承环
58上。该滑动轴承环轴向和径向地保持在弯曲的支撑部件60上，该支撑部件通过螺栓50与盖盘部件46一起固定在驱动轴44上。

[0083] 支撑在盖盘部件48和中央盘元件54上的预紧部件(例如碟形弹簧)62将中央盘元件54压靠在起动盘58上。一方面通过预紧部件62，另一方面通过起动盘58，使由两个盖盘部件46、48包围的容积区域基本上流体密封地被封装，并由此能够用粘性介质填充。该粘性介质在初级侧28和次级侧30之间的圆周相对运动过程中受到挤压，从而以这种方式和方法能够实现在第一扭矩传递路径20中预设的流体减振装置F1。同时，通过例如预紧部件62或者还有起动盘58与中央盘元件54的摩擦接触，可以提供库伦摩擦，即摩擦减振装置R1，该摩擦减振装置在初级侧28和次级侧30之间的相对旋转过程中起作用。

[0084] 这里可知，摩擦减振装置R1、流体减振装置F1都可以通过其他或附加的组合部件来提供，这些组合部件在初级侧28和次级侧30之间的相对旋转过程中起到缓冲作用。

[0085] 第二扭矩传递路径22主要包括通常用66表示的行星轮变速装置的行星轮支架64，该行星轮支架的功能将在下文进行说明。该行星轮变速装置66还主要提供离合装置
24，在该离合装置中通过两个扭矩传递路径20、22导引的扭矩分量又会集在一起。

[0086] 在径向内部，行星轮支架64形成有圆柱形区段68。该圆柱形区段借助于螺栓70中央连接到驱动轴44上，并由此与驱动轴一起围绕旋转轴线A共同旋转。可以了解到，这种连接主要通过夹持、例如通过张紧力的生成进而摩擦夹持效应的生成来实现。像固定盖盘部件46的情况那样，还实现了，在此通过不旋转对称的结构来实现形状配合连接，并且使螺纹连接基本上仅用于建立轴向聚集。

[0087] 在圆柱形区段68的外圆周上连接一个行星轮支架区段72，其具有例如盘形或轮辐形的结构。在该行星轮支架区段72上，于多个圆周位置处通过承载销76和支承套78可旋转地承载多个行星轮74。这些行星轮74相对于行星轮支架64基本上可自由旋转。

[0088] 行星轮74在它们径向外部的区域上与一个位于驱动侧的空心轮80啮合连接，该空心轮由振动系统32的次级侧30的质量56来提供。与该驱动侧的空心轮轴向相对地设有一个从动侧的空心轮82，该从动侧的空心轮例如与一个用于摩擦联结的环形的摩擦面部件84连接在一起主要提供扭转振动减振装置10的输出区域18。

[0089] 像第一振动系统32的次级侧30那样，从动侧的空心轮82可以在其径向内部区域中通过相应的轴承86或88以旋转形式支承在行星轮支架64的圆柱形区段68的外圆周上，并因此相对于旋转轴线A定中心。因为从动侧的空心轮82相对于驱动侧的空心轮80原则上可围绕旋转轴线A旋转，所以在这些构件其中一个上，在图示的情况中在驱动侧的空心轮80上，于在这两个空心轮80、82上形成的齿部的径向外部区域中设有密封部件89，以径向向外基本上流体密封地封装容纳行星轮74的容积区域。该容积区域在其径向内部区域中通过两个轴承(例如构造成滑动轴承环)86、88以及还通过封闭中央盘元件54中的贯穿孔的密封罩90而流体密封地封闭。而且，该容积区域可以用粘性介质填充，从而一方面能够实现对行星轮74的润滑作用，另一方面在行星轮74围绕平行于旋转轴线A的旋转轴线旋转的过程中实现流体缓冲作用。在旋转状态下，由于离心力的作用，使用于实现润滑作用的粘性介质、即油或油脂径向向外偏移到这样的区域中，即，在该区域中行星轮74通过与两个空心轮80、82的啮合而受到相对较剧烈的磨损载荷。因此需要相对较少的粘性介质，就能实现其作用。而不需要完全填满整个封装的容积区域。

[0090] 在图4中可以了解到，第二扭矩传递路径22基本上是刚性的，即至少在第一近似值上以无限大的刚性S2来实现。那么，在该第二扭矩传递路径22中传递的扭矩的振动分量基本上在没有相位移动或相位突变的情况下以及还基本上在没有导致缓冲作用的情况下进行传递。然而，在第一扭矩传递路径20中第一移相器装置26设有第一振动系统32，其中，第一振动系统32的构造基本上与传统的扭转振动减振器或双质量飞轮相同。一方面通过选择初级侧28和次级侧30上的质量比，另一方面通过选择弹簧装置52的弹性系数，实现了这样预设第一振动系统32的谐振频率位置或谐振位置，即，使谐振频率位置或谐振位置处于例如在用于驱动系统的驱动设备的空转转速之下或至少接近空转转速。这意味着，在普通工作区间内，第一振动系统超临界工作，这说明，通过第一扭矩传递路径20传递的扭矩分量的在次级侧30上继续导引的振动分量相对于触发的振动分量和/或相对于通过第二扭矩传递路径22传递的振动分量以最大180°的相位移动进行传递。

[0091] 在此首先假设没有振动分量，即应该是恒定的扭矩被传递到输入区域16上并且在输出区域18输出。这意味着，行星轮支架68和初级侧28以及次级侧30并因此还有驱动侧的空心轮82以相同的转速围绕旋转轴线A旋转。从而导致行星轮24并没有围绕其自身的旋转轴线旋转。这又决定了，从动侧的空心轮82以与行星轮支架72相同的转速而进行旋转。

[0092] 如果当前在振动触发方面产生自发的驱动轴44的扭矩增大，则会导致相应的在第二扭矩传递路径22中的旋转加速，特别是行星轮支架72的旋转加速。这样会造成，通过行星轮变速装置66的行星轮74与从动侧的空心轮82的交替作用传递相应的增大的扭矩或相应的增大的转速到输出区域18。

[0093] 然而，扭矩或转速的自发增大在第一扭矩传递路径20中导致，在压缩弹簧装置52的情况下产生初级侧28和次级侧30之间的相对旋转。该相对旋转造成，使次级侧30暂时以略小于初级侧28的转速旋转，并由此还以小于行星轮支架72的转速旋转。这样较小的转速导致，行星轮74通过次级侧30和行星轮支架72之间的转速差而受到驱动以围绕其自身的旋转轴线旋转，并由此还带动从动侧的极轮82。由此实现了，从动侧的空心轮82不会跟随行星轮支架72的增大的转速，这是因为通过次级侧30产生的行星轮74的旋转触发了从动侧的空心轮82的反向运动。

[0094] 在这个意义上，在两个扭矩分量会集的位置、即行星轮74啮合两个空心轮80、82的位置，通过两个扭矩传递路径20、22导引的振动分量基于抵消干涉而相互叠加。在仅理论上可实现的理想情况下，能够完全消除如此叠加的振动分量。因为实际情况下，在第一振动系统32的区域中不能完全排除摩擦效应，或者特别是摩擦效应还可以期待用于缓冲高频的振动分量，所以在到超临界运行状态的过渡时产生的相位突变并非恰好为180°，而是根据产生的摩擦效应的程度略小于180°。

[0095] 扭转振动减振装置10的一个变型的结构形式在图5中示出。接下来，在此仅对于与图4的结构形式不同的方面进行说明。

[0096] 在图5的扭转振动减振装置10中，行星轮变速装置66的行星轮74没有形成为完全环绕的齿轮，而是形成为扇形齿轮。如图6中所示，这些扇形齿轮啮合从动侧的空心轮82。因为驱动侧的空心轮80和从动侧的空心轮82相对于行星轮支架72仅产生相对较小的相对旋转，并由此还使行星轮74仅在确定的角度范围内围绕其自身的旋转轴线旋转，所以扇形形式的结构方案足以满足要求并且用于减少质量或惯性力矩。

[0097] 还可以在图5中了解到，行星轮支架64形成有圆柱形区段68和行星轮支架区段72的两件式结构，该行星轮支架区段径向向外延伸并可旋转地承载行星轮74。这两个结构部分可以通过焊接相互连接。圆柱形区段68到驱动轴44的连接通过形成角度的支撑部件
60来实现，该支撑部件在径向外部区域中承载起动盘58，而在其径向内部区域中与行星轮支架64的圆柱形区段68通过焊接相连接。因此可以省去额外的中央螺纹连接。

[0098] 此外可以了解到，行星轮支架64在其行星轮支架区段72上具有贯穿孔92。这些贯穿孔径向定位在为固定到驱动轴44上而必须插入螺栓50的地方。相应地，中央盘元件50也在其径向内部区域具有贯穿孔94，而从动侧的空心轮82在其径向内部区域具有贯穿孔96。贯穿孔94通过密封罩90封闭。相应地，贯穿孔96通过密封罩98封闭，从而使包含有行星轮74的容积区域再次基本上液体密封地进行封装。

[0099] 而且在该结构形式中，第二扭矩传递路径22以相对于第一扭矩传递路径20很大的刚性、即基本上没有弹性地构成，其中，用于扭矩传递的不同的构件，特别是用于行星轮支架64的构件在存在扭矩时当然会产生不可避免的变形或扭曲，并因此还在相对较坚固的结构条件下具有一定的弹性，然而该弹性会导致自身频率明显超出相关的频率范围，即在正常行驶过程中产生的转速范围之外。

[0100] 图7中示出了另一种变型。在该扭转振动减振装置10中，第一振动系统32在第一扭矩传递路径中形成两级式结构。这里，弹簧装置52包括两个径向错开设置的弹性件100、102。弹性件100接收两个盖盘部件46、48的驱动扭矩，并且将该扭矩继续传递到中央盘元件54上。该中央盘元件54形成径向内部的第二缓冲级的输入端。在中央盘元件54的径向内部区域的两侧设有另外的盖盘部件104、106。这两个盖盘部件将在弹性件102中通过中央盘元件54接收的扭矩继续传递到驱动侧的空心轮80上，这两个盖盘部件与该驱动侧的空心轮通过铆钉108固定连接。

[0101] 行星轮支架64构成多件式结构，并且圆柱形区段68本身通过螺栓70不可相对转动转地在中央连接到驱动轴44上。质量56的径向内部区域通过轴承86支承在圆柱形区段68上，该质量还作为驱动侧的空心轮80起作用。

[0102] 行星轮支架区段72与圆柱形区段68以分离的形式构成，并且通过下文结合图9进行阐述的流体减振装置F2与该圆柱形区段联结。

[0103] 可以了解到，行星轮支架区段72与环形盘式的盖体部件110共同形成容纳腔112，用于多个在周向上依次排列的挤压部件或剪力销。该容纳腔112径向向内通过环形的突起部114限定在行星轮支架64的圆柱形区段68上。在该环形的突起部114上对应于剪力销116而径向向外地形成凸起的同步区段118，从而在圆柱形区段68的圆周运动过程中迫使剪力销116形成相应的同步运动。如图7所示，剪力销以其两个轴向端侧面贴靠在行星轮支架区段72或盖体部件110上，并且例如在产生摩擦配合效应的条件下能够在这两个构件之间夹紧。此外，腔室区域112还用粘性介质、例如油或油脂进行填充。

[0104] 在传递扭矩时，通过圆柱形区段68使剪力销116在周向上受到作用。在此，通过行星轮支架区段72与盖体部件110的交替作用使剪力销在为弹性构造时自动产生剪切变形，或/和剪力销相对于这两个构件进行滑动摩擦式运动并由此产生摩擦力，从而还能够实现摩擦减振装置R2的功能性。因为变形运功或圆周运动在包含在容纳腔112中的粘性介质的驱使下而实现，所以额外地还用于流体缓冲作用。

[0105] 在图8所示的变型中，在第二扭矩传递路径22中额外设有刚性S2，用于构造具有明显较低谐振频率的第二振动系统36。对此，弹簧装置118例如以其多个在周向上依次排列的弹簧而设置在行星轮支架64的圆柱形区段68的环形的突起部114与行星轮支架区段72的径向内部区域之间。对此，上文结合图9已经说明的、起减振作用的装置R2和F2平行于此起作用。

[0106] 在第二扭矩传递路径中的第二振动系统36的谐振频率或谐振位置与第一扭矩传递路径20中的第一振动系统的谐振频率或谐振位置方面一致，使得在转速增大并由此运动频率也增大、或是含在扭矩中的振动分量的频率增大的情况下，振动系统32首先过渡到其超临界状态，而振动系统36仍保持在低于临界状态中。那么，例如已经在到达空转转速之前或在空转转速范围内之前，上文所述的相位突变首先仅出现在第一振动系统32中。然后在继续增大转速的情况下，进行上文所述的可彼此相对相位移动的扭矩分量的叠加，直到例如第二振动系统36在驱动系统可达到的最大转速的范围内过渡到其超临界状态，并因此在第二扭矩传递路径22中也出现相位突变。如已经所述，相位突变最大为180°。然而，相位突变的实际大小取决于产生的摩擦效应。因此可以通过调整在两个扭矩传递路径中产生的摩擦或流体地起减振作用的装置，对两个扭矩传递路径20、22之间的相对相位突变的大小进行调整，从而即使在两个扭矩传递路径20、22或设置在二者中的振动系统32、36超临界地工作的状况中，仍然能够实现用于减少振动的叠加。

[0107] 此外在图8中可以了解到，在第一扭矩传递路径20中设有所谓的挠性板，通常也为轴向弹性板120。通过该轴向弹性板120，使初级侧28、即它的盖盘部件46借助于螺栓50连接到驱动轴44上。由此实现第一扭矩传递路径20与驱动轴44的轴向振动去联结。为了例如也在第二扭矩传递路径22中实现该方案，本来具有多件式结构的行星轮支架64可以例如在其行星轮支架区段72的区域中实施为轴向具有弹性。

[0108] 图10以示意图a)、b)和c)示出了行星轮74的特殊的结构。在上文所述的结构形式中，行星轮构造有一个单独的齿部区域123(也由图10c)可知)，该齿部区域在相同的径向高度上(相对于行星轮74的旋转轴线)既与驱动侧的空心轮80、又与从动侧的空心轮82共同作用；而在图10a)中可以了解到一种分级构成的行星轮74。该行星轮具有用于与驱动侧的空心轮80共同作用的第一齿部区域122以及进一步径向位于内侧的用于与从动侧的空心轮82共同作用的第二齿部区域124。这里，对于两个齿部区段122、124进而为了与两个空心轮80、82的相互作用而设定传动比i＞1。以这种方式和方法实现了，对总的待传递的扭矩的通过两个扭矩传递路径20、22传递的扭矩分量进行调整，其中，在图10a)中示出的结构实施例通过传动比i＞1而实现，该结构实施例通过两个扭矩传递路径20、22中的每一个传递一部分的扭矩，并且这两个部分在离合装置24中再次会集。在图10b)所示的情况中，离合装置24的传动比i小于1。这样导致，当在第一扭矩传递路径20上传递的扭矩增强时在第二扭矩传递路径22中出现扭矩减小或扭矩流反向。在这种情况下通过第一扭矩传递路径传递的扭矩分量因此相对于导入的扭矩而增强，并且与在第二扭矩传递路径中以反方向传递的扭矩在离合装置24中进行叠加。也是以这种方式实现了存在于两个扭矩传递路径20、22中的振动分量的抵消叠加。

[0109] 在i＝1的情况下，待传递扭矩通过两个扭矩传递路径的分配实际上没有发生，并由此不会实现通过相位移动的振动分量的叠加而引入的减振功能。确切地说，在这种结构中，通过第二扭矩传递路径传递的扭矩等于零。为了在如图10c)示出的行星轮74作为通常的正齿轮，即具有用于两个空心轮80、82的位于相同径向高度的外围齿部123的结构中能够获得与1不同的、但却接近1的传动比，可以使两个空心轮80、82形成有彼此不同的齿形变位。这样原理上简化了构造(特别是在行星轮74的区域中)，实现了不等于1的传动比的设定，并由此通过第二扭矩传递路径传递一部分扭矩。

[0110] 图11示出了根据本发明构造的扭转振动减振装置10在液压驱动模块126中的应用。扭转振动减振装置10的输入区域16通过离合盘128以及与该离合盘相连接的在图11中未示出的挠性盘或类似部件连接到驱动轴(例如内燃机的曲轴)上。这里主要通过从动侧的空心轮82提供的输出区域18通过螺纹连接与湿式运行的叠片式离合器132的外壳130固定连接。湿式运行的叠片式离合器的从动部件134与未示出的从动轴、即例如变速器输入轴不可相对转动地联结。此外，从动部件134还与电机138的转子136联结，以共同旋转。电机138的定子装置140例如通过支承湿式运行的叠片式离合器132的外壳130的承载部件142而受到承载。

[0111] 在本文中应该指出的是，如图11中所示的扭转振动减振装置10在其基础构造上对应于图4所示的结构变化方案。当然，这里也可以采用其他上文所述的、在不同区域也可以修改的扭转振动减振装置。还应该指出的是，液压驱动模块126在湿式运行的叠片式离合器132以及电机138的构造方面还能够以与图11所示构造不同的形式来实施。

[0112] 图12示出了本发明的扭转振动减振装置10集成在流体动力式的变矩器144中的示意图。该变矩器具有已填充或可填充流体的转换器外壳146以及在其内侧承载的、用于提供泵轮150的多个泵轮叶片148。在转换器外壳146中设有涡轮152，该涡轮具有与泵轮叶片148轴向上相对设置的涡轮叶片154。涡轮152通过涡轮轮毂156与未示出的从动轴、例如变速器输入轴相联结。在涡轮152与泵轮150之间设有通常用158表示的导轮，该导轮通过单向离合装置、围绕旋转轴线A于一个方向上可旋转地承载在未示出的支撑空心轴上。

[0113] 锁止离合器160包括离合器活塞162，该离合器活塞受限于在转换器外壳内部与转换器外壳形成摩擦接合或摩擦分离的压力情况。在此离合器活塞162主要还形成扭转振动减振装置10的输入区域16。行星轮支架64在其径向外部区域中与离合器活塞162联结，以共同外绕旋转轴线A旋转，然而其中，为了实现接通和断开，离合器活塞162可以轴向相对于行星轮支架64运动。行星轮支架64在其径向内部区域中承载行星轮74。这些行星轮在它们径向外部区域上与驱动侧的空心轮80和从动侧的空心轮82啮合，从动侧的空心轮又在其径向内部区域中例如通过螺纹连接与涡轮轮毂156不可相对转动地连接。

[0114] 还在该结构变型中，第一扭矩传递路径20包括第一振动系统32，该第一振动系统具有弹簧装置52、包括两个盖盘46、48的初级侧28以及包括中央盘元件54的次级侧30。该中央盘元件54在其径向内部区域中可旋转地支承在涡轮轮毂156上，而在其径向外部区域中例如通过铆接与驱动侧的空心轮80固定连接。在盖盘部件48和中央盘元件54之间起作用的预紧弹簧部件62将中央盘元件54沿轴向压向盖盘部件46的径向内部区域，从而在此提供摩擦减振装置R1。

[0115] 由于转换器外壳146通常完全用油填充的实际情况，振动系统32的初级侧28和次级侧30在产生旋转不均匀性时在粘性介质(即油)中彼此相对运动，从而以这种方式和方法还实现了流体减振装置F1。

[0116] 通过到第一扭矩传递路径20和第二扭矩传递路径22中的分配在锁止离合器160的接通状态实现了，特别是由内燃机产生的旋转不均匀性不会经由液压动力式的变矩器144继续传递，并由此不会继续传递到在接下来的传动系中，或仅以缓冲的方式继续传递。

[0117] 接下来，结合不同的原理示意图对根据本发明构造的扭转振动减振装置的变化方案进行说明。

[0118] 在此，图13示出了一种如上文已经结合图1进行说明的构造。在每个扭矩传递路径20、22中分别设有刚性S1或S2以及与此并联地分别设有摩擦减振装置R1、R2或者流体减振装置F1、F2。为了提供相位移动，这两个刚性S1或S2和因此构造的振动系统具有彼此不同的特征频率。

[0119] 图14示出了一种变化方案，其中，作为离合装置24起作用的行星轮支架64的行星轮74在径向外侧不与空心轮80、82共同作用，而是与在周围上分布地设置的驱动侧的正齿轮164和从动侧的正齿轮166共同作用。这些正齿轮一方面在第一振动系统32的次级侧30上而另一方面在输出区域18上分别不可相对转动地得到保持，并由此为了扭矩传递或支撑而与两个行星轮74共同作用。

[0120] 在图15所示的变化方案中，设置在第一振动系统32的次级侧30上以及在扭转振动减振装置10的输出区域18上的正齿轮布置在行星轮74的径向内侧。

[0121] 图16示出了一种与图7类似的构造。这里，移相器装置26的刚性S1的弹簧装置52包括两个串联作用的弹性件102和分别与弹性件并联的摩擦减振装置R1。流体减振装置F2与整个弹簧装置52以及刚性S1并联地起作用。在两个弹性件100、102之间特别通过与扭矩传递结构联结的构件形成中间质量Z。第二扭矩传递路径22包括与刚性S2串联的流体减振装置F1。此外可以看到例如在离合盘区域中设置的第三刚性S3以及与其并联设置的摩擦减振装置R3。

[0122] 在原理上基于图16所示构造的图17所示的变型中，在第二扭矩传递路径22中并联地设有刚性S2以及摩擦减振装置R2还有流体减振装置F2。

[0123] 图18示出了具有两个扭矩传递路径20、22的扭转振动减振装置10集成在液压驱动模块126中的示意图。在第一扭矩传递路径20中，第一刚性S1包括弹簧装置52的两个串联起作用的弹性件100、102以及分别与各弹性件并联的摩擦减振装置R1。在第二扭矩传递路径中，摩擦减振装置R2与刚性S2并联起作用。示意性示出了例如构成湿式运行的叠片式离合器132形式的离合器，该离合器实现了驱动设备(例如内燃机)的去联结/联结，进而实现了扭转振动减振装置10与接下来的传动系部分以及由此特别是与电机138的去联结/联结。再接下来，在电机138上可以利用另一个作为起动部件起作用的离合器170使扭矩流例如为了进行变速器14中的换挡过程而中断。

[0124] 图19以原理图形式示出了扭转振动减振装置10在液压动力式的变矩器144中的集成。可以清楚地了解到，扭矩传递在锁止离合器160之后分配到两个扭矩传递路径20、22中。在扭矩传递路径20中，设置具有第一刚性S1或振动系统32的第一移相器装置26。
其上可旋转地承载有行星轮74的行星轮支架64位于第二扭矩传递路径20中。这些行星轮与在驱动侧且连接到振动系统32次级侧30上的驱动侧空心轮80以及与连接到涡轮轮毂156上的从动侧空心轮82形成啮合。那么如图12所示的构造，这里仅当锁止离合器160处于接通状态时，扭转振动减振装置10原则上才起作用。

[0125] 在图20所示的构造中，在第一扭矩传递路径20中的振动系统32旁边并且在朝向离合装置24的扭矩流中，于输出区域18中的、具有第三刚性S3以及与之并联的摩擦减振装置R3的第三振动系统42起作用。在两个振动系统32、42之间，涡轮152形成中间质量Z，这样在锁止离合器160处于接通状态时有利地实现减振。此外，该第三振动系统42还在锁止离合器160断开的情况下、即在从泵轮150经由涡轮152到涡轮轮毂156的扭矩传递过程中起作用。

[0126] 图21示出了一种扭转振动减振装置10，其中，设置在第一扭矩传递路径20中的振动系统32一共包括三个刚性S1。其中的两个刚性相互串联。第三个刚性S1与这两个串联的刚性S1中的第一个并联。三个刚性S1中的每一个都并联一个摩擦减振装置R1。此外，在振动系统32中与这三个刚性S1并联一个流体减振装置F1。在第二扭矩传递路径22中设有振动系统36，该振动系统具有刚性S2以及与该刚性并联的摩擦减振装置R2和流体减振装置F2。

[0127] 结合图21再次提到，每个刚性S1和S2以及也集成在摩擦离合器的离合盘中的S3分别包括弹簧装置，弹簧装置具有多个串联或/和相互套置的弹簧、特别是螺纹压力弹簧。

[0128] 图22示出了如可以设在本发明的扭转振动减振装置中的不同的数值和比例的表格。由此可知，表1中列出的每个数值和比例由在每个上文所述的扭转振动减振装置中分别对应的数量值或数量范围单独地或与其他数值中的一个或任意的相结合地来实现。

[0129] 为了解释表1要了解，附加的“min”或“max”用于表示一个确定数值的最小值或最大值，其例如给出输入区域的惯性力矩ME。用于输入区域的惯性力矩ME的优化值例如在2 2
0.05kgm 和2kgm 之间，如在表1的第1行和第2行列出的那样。

[0130] 此外示出了，输入区域16或初级侧28的惯性力矩ME相对于惯性力矩M1(即在第一扭矩传递力矩20中的次级侧的惯性力矩)的比值d应该优选在1至10的范围内。第一扭矩传递力矩的次级侧的惯性力矩M1相对于第二扭矩传递力矩中的惯性力矩M2的比值e，这里还可以是次级侧的惯性力矩和整个惯性力矩的比值，当没有弹性时，应该优选在2至20的范围内。

[0131] 另外还示出了，在第二扭矩传递路径22中的刚性S2应优选大于800Nm/°，最优选大于1500Nm/°。这样实现了基本上不允许非常刚性旋转振动的第二扭矩传递路径22，从而基本上在出现的频率范围或触发范围内避免了该扭矩传递路径的自身振动。因此，通过振动触发引起的移相基本上仅在第一扭矩传递路径中发生。这里再次注意到的是，第二扭矩传递路径22的振动特性当然也可以通过设置摩擦减振装置或流体减振装置而受到影响，并因此在与第一扭矩传递路径的振动特性一致时能够保持在一个优化的范围内。

[0132] 对于在两个扭矩传递路径中不同的刚性或弹簧强度方面实施成，在可以考虑作为扭矩传递主分支的第一扭矩传递路径中的刚性或总刚性优选选择成能够实现很大程度的一致。这意味着，存在于第一扭矩传递路径中的振动系统的特征频率在转速范围方面位于正常运行条件下产生的工作转速范围内，该工作转速范围通常位于空转转速和最大转速之间，最大转速可以通过驱动设备来提供。刚性可以构造成单级或多级结构，并且例如初级侧和次级侧之间的旋转角度约80°。

[0133] 可考虑作为传递路径的第二扭矩传递路径中的刚性优选选择成能够实现很大程度的一致。这意味着，存在于第二扭矩传递路径中的振动系统的特征频率应超过工作转速范围。这意味着，正常运行条件下不会出现第二扭矩传递路径中的振动系统的过渡到超临界状态。

[0134] 在第一扭矩传递路径中、即扭矩传递的主分支中的流体减振或粘性缓冲，优选根据其他不同的工作值或参数而进行选择，其中可以规定，在第一扭矩传递路径中可达到的特征频率或谐振频率处于空转转速之下，并由此对减小旋转不均匀性产生有利的影响。

[0135] 在第二扭矩传递路径中、即传递分支中，可以根据其他的工作值或参数来设定流体减振，优选地设定成，特征频率在此处超出可实现的最大转速，也就是位于工作转速范围之外，并由此同样能够对减少旋转不均匀性产生有利的影响。

[0136] 在摩擦减振过程中，例如可以通过在第一扭矩传递路径、即主分支中的不同的结构方式选择摩擦值，使得尽可能接近优选值0。对此特别可以选择不同的相互影响的部件的无摩擦的连接或联结。特别实现了，通过选择摩擦特别小的或摩擦最小化的材料，使受系统限制而不能完全避免的摩擦尽可能大幅度地减少。第一扭矩传递路径中的摩擦越小，则在到超临界状态的过渡过程中可实现的相位突变运动得越接近最大值180°。

[0137] 在如上文所示的离合装置中，该离合装置可以通过两个空心轮(即，在第一扭矩传递路径中的第一空心轮和在从动侧的第二空心轮)以及在第二扭矩传递路径中的行星轮组装而成，可以通过将传动比例如设定在0.2和2之间的范围而影响待由第一扭矩传递路径传递的扭矩的分配或数值。这里示出了，传动比或分配比的优化值可以在0.7和1.3之间。

[0138] 图23示出了扭转振动减振装置10的另一可替代的结构方式，该扭转振动减振装置的原理构造对应于图4。然而在图4所示的结构形式中，在第一扭矩传递路径20中设置的移相器装置26和包括行星轮变速装置66的离合装置24在轴向上依次排列、即相邻设置，并且，行星轮74径向向外延伸到弹簧装置52的区域中；而在图23所示的结构形式中，离合装置24、即主要是行星轮变速装置66以其行星轮74以及还有两个空心轮80、82，径向地位于移相器装置26的内部且与该移相器装置基本完全轴向重叠。这里通过充分利用径向内部空间实现了轴向上非常短的结构方案。

[0139] 在图23中可以了解到，盘形结构的移相器装置26与第一扭矩传递路径20的盖盘部件46一起通过螺栓50固定在驱动轴或类似构件上。为了能够触碰到该螺栓，在也作为振动质量起作用的环形摩擦面部件84中在径向内部设置多个被密封罩90罩住的贯穿孔。摩擦面部件84例如通过铆接与空心轮82固定连接，并且在径向内部借助于轴承88可旋转地支承在盖盘部件46的轴向延伸的凸台上，而且还轴向支撑在该凸台上。从动侧的空心轮
82在其径向外部区域中借助于另一个轴承200相对于驱动侧的空心轮80可旋转地受到支撑，该驱动侧的空心轮轴向搭接在从动侧的空心轮82上。例如通过铆接将一个附加质量
202固定在驱动侧的空心轮80的径向向外延伸的区段上，该附加质量使移相器装置26的次级侧的质量增大。

[0140] 移相器装置26的中央盘元件54套置在驱动侧的空心轮80的外圆周区域上并与该驱动侧的空心轮不可相对转动地连接。这一点可以通过压配合、形状配合(插接啮合或类似形式)或摩擦配合来实现。而且还实现了中央盘元件54与驱动侧的空心轮80的焊接连接。

[0141] 径向在轴承200之外的区域中，驱动侧的空心轮80相对于盖盘部件48通过密封部件204流体密封地封闭，从而能够获得一个密封终端，该密封终端用于将振动系统32的弹簧装置52容纳的容积区域。

[0142] 在该容积区域中可以设有流体(低粘性或高粘性)、粘性润滑剂或其他粘性介质，从而同时还能够实现在初级侧28相对于次级侧30相对旋转过程中的流体减振作用。

[0143] 这里应该指出，在不同的区域中采用的轴承当然既可以构造为滑动轴承也可以构造为滚动轴承。在滚动轴承的设计方案中，该滚动轴承可以优选封装地构造，以同时在形成各个轴承支架的位置上也能够实现流体密封的封闭，即例如还也在轴承88和200的区域中实现。

[0144] 图24示出了扭转振动减振装置10的一种结构方案，其中，例如在两个扭矩传递路径20和22中也分别设置具有振动系统32、36的移相器装置26、34。当然这里也可以仅在第一扭矩传递路径20中设置移相器装置26，而第二扭矩传递路径22可以具有相对较刚性的结构。

[0145] 在第二扭矩传递路径22中设有行星轮支架64，该行星轮支架具有在轴向上分布设置的行星轮74，行星轮在这里是具有不同直径的齿部122、124。在该结构形式中，离合装置24或者更确切地说行星轮变速装置66具有与行星轮74共同作用的太阳轮80′和82′。联结在振动系统32次级侧30上的驱动侧太阳轮80′与齿部122啮合，而例如联结在摩擦离合器的摩擦面部件84或输出区域18上的从动侧太阳轮82′与行星轮74的齿部124啮合。

[0146] 通过设置具有驱动侧太阳轮80′和从动侧太阳轮82′的行星轮变速装置66，特别是利于径向内部空间的充分利用。

[0147] 在图25中示出了这样的扭转振动减振装置10的一种结构实施形式。可以了解到，次级侧的中央盘元件54继续径向向内延伸，行星轮74的承载销76径向向内搭接并在此处提供驱动侧的太阳轮80′。为了在该太阳轮80′、即中央盘元件54′与承载销76之间实现周向相对运动，中央盘元件54在径向区域中具有与所述承载销76相对应的周向留空部。

[0148] 从动侧的太阳轮82′例如通过铆接与摩擦面部件84固定连接。该摩擦面部件和驱动侧的太阳轮80′共同与在周向上分布设置的行星轮74的在此不分级的齿部123啮合。而且这里可以例如通过太阳轮80′和82′的不同齿形变位实现与1不相同的传动比。

[0149] 通过螺栓50连接到驱动轴或类似构件上的盖盘部件46以其径向内部区域同样形成行星轮支架64，在该行星轮支架中通过铆接或类似连接方式固定承载销76。中央盘元件54或与其集成地构成的驱动侧的太阳轮80′通过例如形成为滑动轴承的轴承206轴向相对于盖盘部件46受到支承且径向在支撑部件208上受到支承，该支撑部件通过螺栓50固定且例如为环形。从动侧的太阳轮82′借助于摩擦面部件84通过径向轴承88和例如轴向轴承210相对于盖盘部件46在轴向和径向上受到支撑或支承。

[0150] 为了实现含有减振弹簧52的容积区域的流体密封的封闭，构造成预紧地组装的板型部件的预紧部件62可以实现，该预紧部件可以与太阳轮82′共同固定到摩擦面部件84上，并且在径向外侧支撑在盖盘部件48上。轴向在两个太阳轮80′和82′之间，另一密封部件212可以径向向内密封地封闭该容积区域。

[0151] 当然，在该结构形式中，驱动侧的太阳轮80′也与次级侧30或中央盘元件54以分离形式构成，并且由此例如可以通过铆接、焊接或螺纹连接而固定连接。同样地当然还可以使从动侧的太阳轮82′与摩擦面部件84′或其他的振动质量部件集成地构成。

[0152] 应该指出的是，在该结构形式中，与构造有空心轮的结构形式相同，设置在太阳轮或空心轮上的齿部可以构成为直齿或斜齿。特别地，在使用具有两个齿部122、124的分级构成的行星轮74设有的位置上，与驱动侧的空心轮/太阳轮相对应地、且与从动侧的空心轮/太阳轮相对应地，当然还可以采用不同的齿部几何结构。

[0153] 图26至28示出了行星轮支架的结构方案，该行星轮支架可以用在上文所述的不同的行星轮变速装置66结构变化方案中。在图26中可以看到行星轮支架64，行星轮支架具有在其上可旋转地承载的行星轮74。该行星轮74以两级形式构成有不同直径的齿部122、124。行星轮74具有两件式结构，其中，在具有齿部124的齿轮件214上设有圆柱形轴向凸台216，在该轴向凸台上承载有具有齿部122的齿轮件218。通过固定销220使这两个齿轮件214、218相互固定地、特别是不可相对转动地连接。

[0154] 在承载销76的远离行星轮支架64的轴向端部上通过螺栓224或类似构件固定支撑环222，该螺栓拧入到承载销76的螺纹孔226中。因此，支撑环222优选连接所有的承载销76，从而防止这些承载销在载荷作用下在周向上或在径向上的偏移运动。这样使得行星轮变速装置66在行星轮支架64的区域中得到加强。这样使得，对于其齿部啮合方面，使形成啮合的不同齿部优化地得到保持，并且因而能够减小或排除引发磨损的摩擦效应。由于减小或排除了摩擦效应，进一步避免了振动减振特性的不利影响。

[0155] 还可以在图26中了解到，一方面在支撑环22的相互面对的侧面上、另一方面在行星轮支架64的相互面对的侧面上，可以设有围绕承载销76的起动环228、230，在起动环上可以轴向支撑行星轮74。另外，支撑环222可以在其周向上、在位于依次设置的行星轮74之间的区域中设有轴向挡板232，该挡板在周向上于行星轮74之间延伸，并且能够到达行星轮支架64。可以穿过行星轮支架64，然后在该挡板232的开孔234中可以设置固定机构，从而能够实现支撑环222的连接的增强的稳定性。

[0156] 图29示出了驱动侧的空心轮80的一个实施例的结构方案，该空心轮本身具有多个于周向上分布的扇形空心轮234。这些扇形空心轮通过螺纹连接或/和焊接或/和其他固定机构(例如固定销或类似构件)固定到一个环形的构件上，例如在图4中可了解到的次级侧的质量56。扇形空心轮234提供与行星轮74共同作用的齿部236，该扇形空心轮定位在还存在有行星轮74的圆周区域上。扇形空心轮234的圆周延伸可以限制在这样的圆周区域上，在该圆周区域中驱动侧的空心轮80和行星轮74在周向上彼此相互支承。

[0157] 具有这种类型的扇形空心轮的驱动侧空心轮80的结构方案带来不同的优点。由此例如实现了，对于相应产生的需求采用优化的材料。特别是，扇形空心轮234可以由相对较硬的且由此耐磨损的材料组成。因此还可以使驱动侧的空心轮80以相对简单的方式例如由盘形的构件和单个的扇形空心轮组装。不需要在较大的盘形的构件中进行齿部的加工。还由此实现了，扇形空心轮具有在此处相应形成的齿部236的相互不同的齿形变位，这样实现了在离合装置24中提供的传动比的匹配性。

[0158] 应该指出的是，在上文和下文所述的不同的结构形式中，从动侧的空心轮82当然也可以构成有这样的扇形空心轮。在行星轮变速装置形成有太阳轮的情况下，也能够实现这种其上形成有齿部的扇形段。这样分段的齿部也可以与以分段的方式和方法构成的行星轮74共同作用，如图6示例性示出的那样。

[0159] 另外还应该指出的是，在上文和下文所述的不同的结构形式中，当然还可以使行星轮74以及可能的扇形空心轮或扇形太阳轮在周向上以均匀的间隔、即角距离设置。这样的方案基于对称性以及用于避免不平衡性是特别有利的构造。原理上还可以实现，改变行星轮74的周向间隔，从而不必使每个行星轮相对于周向上直接相邻的一个或多个行星轮都具有相同的间隔。例如还示出了，在例如三个行星轮的情况下，分别以不等于120°的周向间隔、即不均匀的设置，对于相互形成啮合的齿部的噪音产生是有利的。对于其他数量行星轮的情况，当然同样可以采用这样的与通常的周向顺序不同的设置方案。

[0160] 图30至32示出了扭转振动减振装置10的一种结构形式，其原理上对应于上文在图7中所述的构造。特别在图30中可以了解到，承载有行星轮74的行星轮支架64具有如图26所示的构造，即，行星轮74具有两件式且分级的构造，并且行星轮支架64通过支撑环222加强。

[0161] 此外可以了解到，驱动侧的空心轮80例如通过螺纹连接或必要时也通过铆接、焊接或类似连接而固定到环形盘结构的空心轮支架238上。采用螺纹连接的构造具有构造特别简单的优点，并且还实现了，在可能的情况下为了实施维修易于卸下空心轮80。

[0162] 空心轮支架238在径向内部通过多个螺栓240与两个盖盘部件104、106固定连接，这些螺栓240穿过具有周向运动间隙的中央盘元件54。这里当然还可以例如通过铆接实现该连接，其中，在组装以及在可能的维修工作中采用螺栓240表现出特别具有优势。空心轮支架238在径向内部区域中例如通过构造有滑动轴承环的轴承242、244径向和轴向地支撑在行星轮支架64上。这里当然还可以采用滚动轴承。在朝向盖盘部件46的方向上，空心轮支架238经由与盖盘部件46相邻设置的盖盘部件104和轴承环246而受到轴向支撑。

[0163] 这里，行星轮74当然还可以在其他的结构形式中通过包括滚针轴承的轴承78可旋转地承载在承载销76上，其中，滚针轴承例如可以实施成密封的。

[0164] 从动侧的空心轮82作为单独的构件通过螺栓248与摩擦面部件84固定连接，该摩擦面部件例如为摩擦离合器的振动盘。通过螺栓248将例如实施为板材的密封部件250与从动侧的空心轮82固定连接在一起。该密封部件250以较小的间隔或在较小的压力下、必要时通过密封片而贴靠在驱动侧的空心轮80的外圆周，从而其将含有行星轮变速装置66的容积区域封装。

[0165] 在图30至图32中示出的结构形式的特别优势在于，该扭转振动减振装置能够通过传统的曲轴螺旋连接机构螺旋连接到曲轴或其他驱动轴上，而在此不需要其他的调整措施。因此易于实现将该扭转振动减振装置集成到传统构造的传动系中。

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扭转振动减振装置

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