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Die vorliegende Erfindung betrifft eine hydrodynamische Kopplungseinrichtung, insbesondere hydrodynamischer Drehmomentwandler, umfassend ein mit einer Gehäuseanordnung drehbares Pumpenrad mit einer Mehrzahl von Pumpenradschaufeln, ein in der Gehäuseanordnung angeordnetes und mit einem Abtriebsorgan zur gemeinsamen Drehung zu koppelndes Turbinenrad mit einer Mehrzahl von Turbinenradschaufeln, eine Überbrückungskupplungsanordnung zur wahlweisen Herstellung einer Drehmomentübertragungsverbindung zwischen der Gehäuseanordnung und dem Turbinenrad, wobei durch ein Kupplungselement der Überbrückungskupplungsanordnung ein Innenraum der Gehäuseanordnung im Wesentlichen in einen das Turbinenrad enthaltenden ersten Raumbereich und einen zweiten Raumbereich unterteilt ist.
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Eine derartige hydrodynamische Kopplungseinrichtung, ausgebildet als hydrodynamischer Drehmomentwandler, ist aus der
US 5,575,363 A bekannt. Diese hydrodynamische Kopplungseinrichtung weist in einem Bereich zwischen dem Pumpenrad und dem Turbinenrad ein Leitrad auf, und verfügt zudem über die den ersten Raumbereich und den zweiten Raumbereich unterteilende Überbrückungskupplungsanordnung. Das Turbinenrad umfasst eine mit einem Abtriebsorgan zu koppelnde Turbinenradnabe und eine mit der Turbinenradnabe zur gemeinsamen Drehung gekoppelte und die Turbinenradschaufeln tragende Turbinenradschale, während das Leitrad mit einer Mehrzahl von an einem Leitradring getragenen Leitradschaufeln versehen ist. In dem Turbinenrad ist radial innerhalb der Turbinenradschaufeln eine Fluiddurchtrittsöffnungsanordnung zur Bereitstellung einer Fluidaustauschverbindung zwischen einem zwischen dem Turbinenrad und dem Pumpenrad gebildeten Bereich des ersten Raumbereichs und einem zwischen dem Turbinenrad und dem Kupplungselement der Überbrückungskupplungsanordnung gebildeten Bereich des ersten Raumbereichs vorgesehen. Die Fluiddurchtrittsöffnungsanordnung umfasst wenigstens eine Fluiddurchtrittsöffnung in der Turbinenradschale.
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Die Fluiddurchtrittsöffnungsanordnung sorgt für einen Druckausgleich zwischen den beiden durch das Turbinenrad generierten Bereichen des ersten Raumbereichs. Dadurch ist dem Fluid ein Durchtritt in demjenigen radialen Bereich gestattet, in welchem es nach Strömungsrichtungsumkehr von dem Pumpenrad auf das Turbinenrad zu strömt. Da in dem zwischen dem Kupplungselement und dem Turbinenrad gebildeten Bereich des ersten Raumbereichs näherungsweise die gleichen Druckverhältnisse vorherrschen, wie in dem zwischen dem Turbinenrad und dem Pumpenrad gebildeten Bereich, wird eine undefinierte fluiddruckinduzierte Beaufschlagung des Kupplungselementes vermieden bzw. weitgehend gemindert. Infolgedessen kann ebenso wie im Zugbetrieb durch entsprechende Einstellung der Druckdifferenz zwischen dem ersten Raumbereich und dem zweiten Raumbereich dafür gesorgt werden, dass das Kupplungselement in definierter Weise gegen die Gehäuseanordnung gepresst wird und entsprechend ein Drehmoment zwischen dem Turbinenrad und der Gehäuseanordnung übertragen werden kann. Bei der bekannten hydrodynamischen Kopplungseinrichtung sind allerdings keine Maßnahmen getroffen, um die Durchströmung der Fluiddurchtrittsöffnungsanordnung durch spezielle Maßnahmen zu begünstigen.
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Aus der
DE 195 15 302 A1 ist eine in Form eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers aufgebaute hydrodynamische Kopplungseinrichtung bekannt, bei welcher ein im Allgemeinen als Kupplungskolben bezeichnetes Kupplungselement zur Herstellung einer direkten mechanischen Drehmomentübertragungsverbindung zwischen der Gehäuseanordnung, welche auch das Turbinenrad trägt bzw. zum Teil selbst bildet, und dem Turbinenrad dient. Durch Einstellung der Druckverhältnisse in dem ersten Raumbereich, also demjenigen Raumbereich, in welchem das Turbinenrad angeordnet ist, und dem im Wesentlichen zwischen dem Kupplungselement und der Gehäuseanordnung gebildeten zweiten Raumbereich kann eine das Kupplungselement auf das Gehäuse zu beaufschlagende Kraft erzeugt werden, um die Drehmomentübertragungsverbindung zwischen der Gehäuseanordnung und dem Turbinenrad herzustellen. Im normalen Betriebszustand, also einem Betriebszustand, in welchem ein Drehmoment von einem Antriebsaggregat auf die Gehäuseanordnung und unter Ausnutzung der Fluidzirkulation innerhalb der Gehäuseanordnung auf das Turbinenrad übertragen wird, wird durch die dynamischen Verhältnisse eine das Turbinenrad in Richtung auf das Pumpenrad zu beaufschlagende Kraft erzeugt. Bei Drehmomentübertragungsrichtungsumkehr, also bei Übergang in einen Schubzustand, wird über das Abtriebsorgan, also beispielsweise eine Getriebeeingangswelle, das Turbinenrad zur Drehung angetrieben, und unter Ausnutzung der nunmehr entgegengesetzt strömenden Fluidzirkulation wird über das schneller drehende Turbinenrad das Pumpenrad und somit die Gehäuseanordnung zur Drehung angetrieben. In diesem Schubzustand wird in dem Bereich des ersten Raumbereiches, welcher im Wesentlichen zwischen dem Turbinenrad und dem Kupplungselement vorhanden ist, ein Unterdruck erzeugt, was zur Folge hat, dass das Turbinenrad axial in Richtung vom Pumpenrad weg beaufschlagt wird. Bei der aus der
DE 195 15 302 A1 bekannten Ausgestaltungsform wird diese durch die Fluiddruckverhältnisse erzeugte Beufschlagung über das Kupplungselement in die Gehäuseanordnung eingeleitet. Dies bedeutet, das Turbinenrad stützt sich axial über das Kupplungelement an der Gehäuseanordnung ab. Obgleich hier konstruktive Vorteile durch diese Axialkraftabstützung erlangt werden können, entsteht ein Problem darin, dass es ggf. auch gewünscht sein kann, im Schubzustand durch Herstellung der direkten mechanischen Drehmomentübertragungsverbindung zwischen dem Turbinenrad und der Gehäuseanordnung das Motorbremsmoment verstärkt bzw. in durch Einstellung der Schlupfverhältnisse geregelter Art und Weise ausnutzen zu können. Stützt sich jedoch das Turbinenrad axial über das Kupplungselement an der Gehäuseanordnung ab, so hat dies zur Folge, dass zwangsweise das Kupplungselement in Reibanlage gegen die Gehäuseanordnung gepresst wird und somit eine Einregelung des Schlupfs durch entsprechende Einstellung der Druckverhältnisse deutlich erschwert wird.
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Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine hydrodynamische Kopplungseinrichtung, insbesondere einen hydrodynamischen Drehmomentwandler, der gattungsgemäßen Art derart weiterzubilden, dass eine Durchströmung der Fluiddurchtrittsöffnungsanordnung durch spezielle Maßnahmen begünstigt wird.
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Gemäß der vorliegenden Erfindung wird diese Aufgabe gelöst durch eine hydrodynamische Kopplungseinrichtung, insbesondere hydrodynamischer Drehmomentwandler, umfassend ein mit einer Gehäuseanordnung drehbares Pumpenrad mit einer Mehrzahl von Pumpenradschaufeln, ein in der Gehäuseanordnung angeordnetes und mit einem Abtriebsorgan zur gemeinsamen Drehung zu koppelndes Turbinenrad mit einer Mehrzahl von Turbinenradschaufeln, wobei das Turbinenrad eine mit dem Abtriebsorgan zu koppelnde Turbinenradnabe und eine mit der Turbinenradnabe zur gemeinsamen Drehung gekoppelte und die Turbinenradschaufeln tragende Turbinenradschale umfasst, ein in einem Bereich zwischen dem Pumpenrad und dem Turbinenrad vorgesehenes Leitrad mit einer Mehrzahl von an einem Leitradring getragenen Leitradschaufeln, eine Überbrückungskupplungsanordnung zur wahlweisen Herstellung einer Drehmomentübertragungsverbindung zwischen der Gehäuseanordnung und dem Turbinenrad, wobei durch ein Kupplungselement der Überbrückungskupplungsanordnung ein Innenraum der Gehäuseanordnung im Wesentlichen in einen das Turbinenrad enthaltenden ersten Raumbereich und einen zweiten Raumbereich unterteilt ist, und eine Fluiddurchtrittsöffnungsanordnung in dem Turbinenrad in einem Bereich radial innerhalb der Turbinenradschaufeln zur Bereitstellung einer Fluidaustauschverbindung zwischen einem im Wesentlichen zwischen dem Turbinenrad und dem Pumpenrad gebildeten Bereich des ersten Raumbereichs und einem im Wesentlichen zwischen dem Turbinenrad und dem Kupplungselement der Überbrückungskupplungsanordnung gebildeten Bereich des ersten Raumbereichs, wobei die Fluiddurchtrittsöffnungsanordnung wenigstens eine Fluiddurchtrittsöffnung in der Turbinenradschale umfasst.
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Um den Fluidaustausch zu erleichtern, indem das Heranströmen des Fluids an den Bereich der Fluiddurchtrittsöffnungsanordnung erleichtert wird, kann vorgesehen sein, dass an dem Leitradring eine einen Fluidstrom im Wesentlichen unmittelbar zu dem Bereich der Fluiddurchtrittsöffnungsanordnung zulassende Strömungsführungsformation vorgesehen ist.
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Hierzu ist es beispielsweise möglich, dass die Strömungsführungsformation in einem radial äußeren Bereich des Leitradrings wenigstens eine nach radial außen offene nutartige Einsenkung aufweist. Alternativ oder zusätzlich kann vorgesehen sein, dass die Strömungsführungsformation in einem radial äußeren Bereich des Leitradringes wenigstens eine bohrungsartige Durchtrittsaussparung aufweist, deren einer Endbereich im Wesentlichen im Bereich der Fluiddurchtrittsöffnungsanordnung offen ist.
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Unabhängig davon, ob eine nutartige Einsenkung oder eine bohrungs- bzw. lochartige Durchtrittsaussparung vorgesehen ist, kann eine sehr effizient arbeitende Ausgestaltungsform dadurch erhalten werden, dass die wenigstens eine nutartige Einsenkung bzw. die wenigstens eine Durchtrittsaussparung zwischen zwei in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Leitradschaufeln vorgesehen ist.
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Es ist vorgesehen, dass die Strömungsführungsformation eine derartige Außenumfangskontur des Leitradringes umfasst, dass eine Außenabmessung des Leitradringes in demjenigen axialen Bereich, in welchem dieser die Leitradschaufeln trägt, in Richtung zum Turbinenrad hin zunimmt und in einem turbinenradnahen Bereich, in welchem der Leitradring keine Leitradschaufeln trägt, in Richtung zum Turbinenrad hin abnimmt. Dabei ist es zum Heranführen des Fluids an die Fluiddurchtrittsöffnungsanordnung vorteilhaft, wenn der turbinenradnahe Bereich des Leitradringes sich mit dem sich vorzugsweise konusartig erweiternden Abschnitt der Turbinenradschale in axialer Richtung überlappt.
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Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Zeichnungen detailliert beschrieben. Es zeigt:
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1 eine Teil-Längsschnittansicht eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers;
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2 eine der 1 entsprechende Ansicht einer alternativen Ausgestaltungart des Drehmomentwandlers;
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3 eine Axialansicht eines bei dem Drehmomentwandler der 2 eingesetzten Leitrades;
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4 das in 3 dargestellte Leitrad in perspektivischer Ansicht;
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5 eine weitere der 1 entsprechende Ansicht eines alternativ ausgestalteten Drehmomentwandlers;
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6 ein bei dem Drehmomentwandler gemäß 5 eingesetztes Leitrad in perspektivischer Ansicht;
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7 eine weitere der 1 enstprechende Ansicht einer alternativen Ausgestaltungsart eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers.
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In 1 ist ein hydrodnamischer Drehmomentwandler allgemein mit 10 bezeichnet. Der Drehmomentwandler 10 umfasst eine Gehäuseanordnung 12. Diese wiederum umfasst im Wesentlichen einen allgemein mit 14 bezeichneten Gehäusedeckel, der im radial inneren Bereich einen Lagerzapfen 16 trägt, sowie eine mit dem Gehäusedeckel 14 im radial äußeren Bereich beispielsweise durch Verschweißung fest verbundene Pumpenradschale 18. In dem radial äußeren, gekrümmten Bereich trägt die Pumpenradschale 18 eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung bezüglich einer Drehachse A aufeinander folgenden Pumpenradschaufeln 20. In ihrem radial inneren Bereich ist die Pumpenradschale 18 mit einer Pumpenradnabe 22 fest verbunden. Die Pumpenradschale 18, die daran getragenen Pumpenradschaufeln 20 und die Pumpenradnabe 22 bilden zusammen im Wesentlichen ein allgemein mit 24 bezeichnetes Pumpenrad. Im Innenraum 26 des Drehmomentwandlers 10 ist ferner ein allgemein mit 28 bezeichnetes Turbinenrad vorgesehen. Dieses umfasst eine mit einer nicht dargestellten Abtriebswelle, beispielsweise Getriebeeingangswelle, durch Keilverzahnung drehfest verbindbare Turbinenradnabe 30 sowie eine mit einem radial äußeren Bereich der Turbinenradnabe 30 beispielsweise durch Nietbolzen 32 verbundene Turbinenradschale 34. In ihrem äußeren, schalenartig gekrümmten Bereich 36 trägt die Turbinenradschale 34 eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Turbinenradschaufeln 38. Folgend auf den im Wesentlichen ringartig ausgebildeten radial inneren Bereich 40 weist die Turbinenradschale 34 einen sich in Richtung auf das Pumpenrad 24 zu beispielsweise konusartig erweiterenden Abschnitt 42 auf, welcher nach Erreichen eines axialen Scheitelpunktes 44 in den bezüglich des Pumpenrads 24 konkav gekrümmten radial äußeren Bereich 36 übergeht.
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Eine Überbrückungskupplungsanordnung 46 umfasst einen ringscheibenartig ausgebildeten Kupplungskolben 48. Dieser ist in seinem radial inneren Bereich fluiddicht auf der Turbinenradnabe 30 axial bewegbar geführt und ist in seinem radial äußeren Bereich durch ein Mitnehmerelement 50 an das Turbinenrad 28 drehfest angekoppelt. Der Kupplungskolben 48 trägt einen Reibbelag 52 und ist mit diesem durch Erhöhung des Fluiddrucks in einem Raumbereich 54 des Innenraums 26 bezüglich eines Raumbereichs 56 gegen den Gehäusedeckel 14 anpressbar, so dass durch gezielte Einstellung der Druckdifferenz zwischen den beiden Raumbereichen 54, 56 eine Einstellung der Anpresskraft erhalten werden kann.
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Axial zwischen dem Pumpenrad 24 und dem Turbinenrad 28 ist ein allgemein mit 60 bezeichnetes Leitrad vorgesehen. Dieses umfasst einen Leitradring 62, der an seinem Außenumfangsbereich eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Leitradschaufeln 64 trägt. Über eine Freilaufanordnung 66 ist der Leitradring 62 auf einem nicht dargestellten bezüglich der Drehachse A vorzugsweise nicht drehbaren Stützelement derart getragen, dass er mit den daran vorgesehenen Leitradschaufeln 64 in einer Drehrichtung um die Drehachse A drehbar, gegen Drehung in der anderen Drehrichtung jedoch blockiert ist.
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Wird ein derartiger in einen Antriebsstrang integrierter hydrodynamischer Drehmomentwandler 10 im Schubbetrieb betrieben, so bedeutet dies, dass über die nicht dargestellte Abtriebswelle ein Drehmoment auf das Turbinenrad 28 übertragen wird. Zur Ausnutzung des Motorbremseffekts muss zwischen dem Turbinenrad 28 und der Gehäuseanordnung 12 ein Drehmoment übertragen werden. Dies kann zum einen übernommen werden durch die zwischen dem Turbinenrad 28 und dem Pumpenrad 24 aufgebaute Fluidzirkulation und zum anderen durch gezieltes Einrücken der Überbrückungskupplungsanordnung 46. Bei Betreiben im Schlupfzustand wird jedoch bedingt durch die hydrodynamischen Verhältnisse im Innenraum 26 ein Unterdruck in einem Bereich 68, welcher im Wesentlichen zwischen dem Kupplungskolben 48 und der Turbinenradschale 34 gebildet ist, bezüglich eines Bereichs 70 des Raumbereichs 54 erzeugt, welcher im Wesentlichen zwischen dem Turbinenrad 28 und dem Pumpenrad 24 gebildet ist. Es wird bedingt durch diesen Druckunterschied nicht nur eine das Turbinenrad 28 in Richtung vom Pumpenrad 24 weg beaufschlagende Kraftkomponente eingeführt, sondern es wird das Druckverhältnis der beiden Raumbereiche 54, 56 in der Umgebung des Kupplungskolbens 48 beeinträchtigt. Dies hat zur Folge, dass es schwierig wird, durch definierte Einstellung dieser Druckverhältnisse einen bestimmten Anteil des Drehmoments über die Überbrückungskupplungsanordnung 46 zu übertragen.
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Um diesem Problem entgegenzutreten ist gemäß der vorliegenden Erfindung eine Fluiddurchtrittsöffnungsanordnung 72 vorgesehen, welche einen Fluidaustausch und somit einen Druckausgleich zwischen den beiden Bereichen 70, 68 des Raumbereichs 54 gestattet. Diese Fluiddurchtrittsöffnungsanordnung 72 umfasst in der in 1 dargestellten Ausgestaltungsform eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgend angeordneten Fluiddurchtrittsöffnungen 74 in der Turbinenradschale 34 radial innerhalb der daran getragenen Turbinenradschaufeln 38. Insbesondere erkennt man in 1, dass diese Fluiddurchtrittsöffnungen 74 näherungsweise in dem bereits angesprochenenen axialen Scheitelbereich 44 der Turbinenradschale 34 vorgesehen sind und radial etwa auf der Höhe des radial inneren Endbereichs der Leitradschaufeln 64 liegen. Dabei weist des Weiteren der Leitradring 62 eine derartige Außenkontur auf, dass sein bezogen auf die Drehachse A gemessener Radius zunächst in demjenigen Bereich, in welchem am Leitradring 62 die Leitradschaufeln 64 getragen sind, in Richtung auf das Turbinenrad 28 zu zunimmt, so dass durch gezielte Strömungsumlenkung das entlang des radial innersten Bereichs der Leitradschaufel 64 sich bewegende Arbeitsfluid im Wesentlichen direkt auf die Fluiddurchtrittsöffnungen 74 zu gelenkt wird. Dies wird dadurch noch unterstützt bzw. ermöglicht, dass in einem axial dem Turbinenrad 28 nahe liegenden Bereich 76 des Leitradrings 62, in welchem dieser keine Leitradschaufeln 64 mehr trägt, der angesprochene Radius in Richtung zum Turbinenrad 28 hin wieder abnimmt, so dass das Heranströmen des Fluids an die Fluiddurchtrittsöffnungen 74 im Wesentlichen nicht behindert wird.
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Durch das Bereitstellen dieser Fluiddurchtrittsöffnungen 74 wird, wie bereits angesprochen, ein Druckausgleich zwischen den beiden Bereichen 70, 68 gestattet, so dass auch im Bereich 68 wieder die durch entsprechende Fluidzufuhr bzw. Fluidabfuhr eingestellten Druckverhältnisse erlangt werden können und somit die Überbrückungskupplungsanordnung 46 in definierter Art und Weise in den gewünschten Drehmoment übertagenden Zustand gebracht werden kann.
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In 2 ist eine Ausgestaltungsform eines hydrodnamischen Drehmomentwandlers 10 gezeigt, bei welcher die Fluiddurchtrittsöffnungen 74 der Fluiddurchtrittsöffnungsanordnung 72 vom Scheitelbereich 44 entfernt im sich beispielsweise konusartig erweiternden Abschnitt 42 der Turbinenradschale 34 positioniert sind. Die Folge dieser andersartigen Positionierung ist zunächst, dass das vom Bereich 70 in den Bereich 68 strömende Fluid sich auch unter Fliehkraftausnutzung nach radial außen durch die Fluiddurchtrittsöffnungen 74 hindurch bewegen kann. Des Weiteren wird hier eine mechanisch sehr stabile Konfiguration geschaffen. Aus dem Vergleich der 1 und 2 erkennt man, dass der Leitradring 62 hier grundsätzlich die gleiche Außenumfangskontur aufweist. Um jedoch das Heranströmen des entlang des radial inneren Endbereichs der Leitradschaufeln 64 strömenden Fluids an die Fluiddurchtrittsöffnungen 74 zu ermöglichen bzw. zu erleichtern, sind, wie auch in der Axialansicht der 3 und der perspektivischen Ansicht der 4 erkennbar, an mehreren Außenumfangsbereichen zwischen jeweiligen Leitradschaufeln 64 nach radial außen offene nutartige Einsenkungen 78 im radial äußeren Bereich des Leitradrings 62 vorhanden. Diese nutartigen Einsenkungen 68 überbrücken die zum Turbinenrad 28 hin zunächst ansteigende und dann wieder abfallende Außenumfangskontur des Leitradrings 62 an mehreren Umfangspositionen und gestatten insbeosndere dort das im Wesentlichen ungehinderte Heranströmen des Fluids direkt an die Fluiddurchtrittsöffnungen 74.
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Trotz der Verlagerung der Fluiddurchtrittsöffnungen 74 weiter nach radial innen wird bei dieser Ausgestaltungform dennoch ein ausreichendes Fluidaustauschvermögen zwischen den beiden Bereichen 70, 68 erhalten, mit der Folge eines sehr guten Einregelverhaltens der Drehmomentübertragungskapazität der Überbrückungskupplungsanordnung 46 im Schubzustand.
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Es sei hier darauf hingewiesen, dass selbstverständlich die Anzahl der nutartigen Einsenkungen 78, welche sich, wie in 2 erkennbar, näherungsweise über zwei drittel der axialen Erstreckungslänge des Leitradrings 62 in seinem radial äußeren Bereich erstrecken können, an entsprechende Anforderungen angepasst werden kann.
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In den 5 und 6 ist eine weitere Ausgestaltungsform eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers erkennbar. Man erkennt, dass auch hier die Fluiddurchtrittsöffnungen 74 der Fluiddurchtrittsöffnungsanordnung 72 in dem sich näherungsweise konusartig verjüngenden bzw. erweiternden Abschnitt 42 der Turbinenradschale 34 vorgesehen sind. Um bei dieser Ausgestaltungsform das Heranströmen des zwischen Pumpenrad 24 und Turbinenrad 28 zirkulierenden Fluids zu ermöglichen, sind im Leitradring 62 entsprechend den vorangehend angesprochenen nutartigen Einsenkungen mehrere loch- oder bohrungsartige Kanäle 80 vorgesehen. Diese erstrecken sich von im bei Betrachtung von radial außen konkav gekrümmten und die Leitradschaufeln 64 tragenden Bereich des Leitradrings 62 unter axialer Überbrückung des radialen Scheitelbereichs der Außenumfangskontur des Leitradrings 62 unmittelbar in den Bereich der Fluiddurchtrittsöffnungen 74. Auch hier ist es selbstverständlich, dass die Anzahl der über den Umfang verteilt zwischen jeweiligen Leitradschaufeln 64 vorgesehenen bohrungsartigen Öffnungen 80 an die speziellen Erfordernisse angepasst sein kann. Auch hier wird durch Heranführen dieser der Fluidströmungsführung dienenden Formationen unmittelbar bis an den Bereich der Fluiddurchtrittsöffnungen der Druckausgleich zwischen den beiden Bereichen 70, 68 begünstigt, was insbesondere auch dadurch unterstützt wird, dass der Leitradring 62 sich zumindest teilweise mit dem sich näherungsweise konusartig erweiternden Abschnitt 42 der Turbinenradschale 34 in Achsrichtung überlappt.
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In 7 ist eine weitere Ausgestaltungsform eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers gezeigt. Dieser ist hinsichtlich seines den angesprochenen Druckausgleich zwischen den Bereichen 70, 68 des Raumbereichs 54 zulassenden Aufbaus konstruktiv sehr einfach ausgeführt. Man erkennt zunächst, dass die Fluiddurchtrittsöffnungen 74 auch hier wieder in dem Abschnitt 42, welcher sich näherungsweise konusartig erweitert, ausgebildet sind. Der Leitradring 62 ist in seinem die Leitradschaufeln 64 tragenden axialen Bereich 82 wieder mit derartiger Außenkontur ausgebildet, das zum Erhalt einer möglichst günstigen Fluidströmungsführung zum Aufbau der Fluidzirkulation bei Betrachtung von radial außen eine konkave Kontur vorliegt. Insbesondere nimmt auch hier in Richtung zum Turbinenrad 28 hin der Radius des Leitradrings 62 zunächst zu. In demjenigen Bereich 76, in welchem der Leitradring 62 keine Leitradschaufeln mehr trägt und welcher sich mit dem Abschnitt 42 der Turbinenradschale 28 axial geringfügig überlappt, ist eine allmähliche Abnahme des Radius des Leitradringes 62 vorgesehen, so dass hier eine den Fluidströmungsraum nach radial innen begrenzende und das Fluid unmittelbar an den Bereich der Fluiddurchtrittsöffnungen 74 heranführende, beispielsweise auch konusartig ausgebildete Oberfläche 86 des Leitradrings 62 vorliegt.
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Vorangehend sind verschiedene Maßnahmen dargelegt worden, welche bei zum Teil konstruktiv sehr einfacher Ausgestaltung ein unmittelbares Heranführen des zwischen Pumpenrad und Turbinenrad zirkulierenden Fluids an die im Turbinenrad vorgesehenen und den Fluiddruckausgleich zulassenden Öffnungen gestatten. Insbesondere erkennt man, dass in allen Ausgestaltungsvarianten dieser Druckausgleich zum einen dadurch begünstigt wird, dass die diesen zulassenden Fluiddurchtrittsöffnungen in demjenigen Bereich positioniert sind, in welchem noch Fluid zirkuliert, d. h. nahe dem radial inneren Endbereich der Leitradschaufeln positioniert sind. Zum anderen sind im Bereich des Leitrades bzw. Leitradringes Formationen bereitgestellt, die das Heranströmen von Fluid an die Fluiddurchtrittsöffnungen ermöglichen bzw. unterstützen. Bei allen Ausgestaltungsformen ist eine wesentliche radiale Umlenkung des Fluids nicht erforderlich, d. h. das Fluid wird näherungsweise axial geführt, was die im Betrieb auftretenden Strömungsverluste minimiert.
