DE10157503B4

DE10157503B4 - Drehmomentwandler

Info

Publication number: DE10157503B4
Application number: DE10157503.3A
Authority: DE
Inventors: Gunnar Back; Hubert Friedmann; Bruno Müller; Stephan Maienschein
Original assignee: Schaeffler Technologies AG and Co KG
Current assignee: Schaeffler Technologies AG and Co KG
Priority date: 2000-12-14
Filing date: 2001-11-23
Publication date: 2016-02-11
Anticipated expiration: 2021-11-24
Also published as: DE10157503A1; US6948603B2; US20020074200A1; US6615962B2; US20050039999A1; US6814194B2; US20040007435A1

Abstract

Hydraulischer Drehmomentwandler (1, 601) mit einem von einer Antriebswelle angetriebenen Gehäuse (13, 613) und einem mit diesem antriebsmäßig verbundenen Pumpenrad (12, 612), einem mittels eines Druckmediums von diesem angetriebenen Turbinenrad (14, 614) sowie einem Ausgangsteil (15, 615) zur drehschlüssigen Verbindung des Drehmomentwandlers (1, 601) mit einer Abtriebswelle und einer Wandlerüberbrückungskupplung (17) mit der in einer vorgegebenen Betriebssituationen die Kraftübertragung vom Pumpenrad (12, 612) auf das Turbinenrad (14, 614) überbrückt wird und im Kraftfluss zwischen dem Gehäuse (13, 613) und dem Ausgangsteil (15, 615) zumindest ein Torsionsschwingungsdämpfer (18, 118, 618) vorgesehen ist, der mit einem relativ entgegen die Wirkung zumindest eines Energiespeichers (26, 126, 626) gegen ein Ausgangsteil (25, 125, 625) verdrehbares Eingangsteil (24, 124, 624) wirksam ist, wobei das Eingangsteil (24) mit einem scheibenförmigen Bauteil (19) der Wandlerüberbrückungskupplung (17) axial elastisch verbunden ist, dadurch gekennzeichnet, dass ein Bauteil (24, 124b, 124c, 224, 324b) des Torsionsschwingungsdämpfers (18, 118) Mittel (437) zur Verminderung der axialen Steifigkeit in einem Bereich aufweist, wobei der Bereich radial zwischen über den Umfang verteilten Verbindungspunkten (30, 130) zwischen dem Bauteil (19, 119) der Wandlerüberbrückungskupplung und dem Bauteil (24, 124b, 124c, 224, 324b) des Torsionsschwingungsdämpfers (18, 118) und einem radial inneren Teil (124a', 324b') des Bauteils (24, 124b, 124c, 224, 324b) des Torsionsschwingungsdämpfers (18, 118) aufgespannt ist, wobei die Mittel (437) zur Verminderung der axialen Steifigkeit in dem Bereich radial innerhalb der Verbindung (30, 130) über den Umfang verteilte, vom Außenumfang des Bauteils (24, 124b, 124c, 224, 324b) des Torsionsschwingungsdämpfers (18, 118) radial nach innen über die Verbindungspunkte (30, 130) hinausgehende Ausnehmungen (437) sind, wobei die Ausnehmungen (437) in ihrem Verlauf von radial außen nach radial innen in Umfangsrichtung erweitert, insbesondere kreissegmentförmig erweitert sind.

Description

Die Erfindung betrifft einen hydraulischen Drehmomentwandler, bestehend aus einem von einer Antriebswelle wie Kurbelwelle einer Antriebseinheit wie Brennkraftmaschine angetriebenen Gehäuse und einem mit diesem antriebsmäßig verbundenen Pumpenrad, einem mittels eines Druckmediums von diesem angetriebenen Turbinenrad, gegebenenfalls einem Leitrad sowie einem Ausgangsteil zur drehschlüssigen Verbindung des Drehmomentwandlers mit einer Abtriebswelle wie Getriebeeingangswelle, wobei in Abhängigkeit von vorteihaften Ausgestaltungen der Erfindung in vorgegebenen Betriebssituationen die Kraftübertragung vom Pumpenrad auf das Turbinenrad mittels einer Wandlerüberbrückungskupplung überbrückt werden kann und im Kraftfluß zwischen dem Gehäuse und dem Ausgangsteil zumindest ein Torsionsschwingungsdämpfer vorgesehen sein kann.
In Drehmomentwandlern dieser Gattung ist dabei häufig ein Teil der Wandlerüberbrückungskupplung mit einem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers fest verbunden, wie beispielsweise die DE 199 63 236 A1 zeigt. Hier ist der Kolben der Wandleüberbrückungskupplung mit dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers vernietet, das Eingangsteil ist aus zwei ringförmigen Flanschteilen gebildet. Bei den Ein- und Ausrückvorgängen der Wandlerüberbrückungskupplung wird dabei der Kolben axial verlagert und in Reibeingriff mit dem Gehäuse gebracht. Zwangsläufig folgt dabei das mit der Nabe verzahnte Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers dieser Axialbewegung, wobei es in ungünstigen Fällen im Bereich der Verzahnung verkanten kann oder zumindest eine erhöhte Reibung in der Verzahnung die Folge sein kann. In besonders ungünstigen Fällen kann es vorkommen, daß in Folge von Spannungen zwischen dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers und dem Kolben der Wandlerüberbrückungskupplung oder infolge von ungleichmäßigen Ansetzen des Kolben an der Reibeingriffsfläche zu Spannungen bis hin zu Spannungsrissen oder Ermüdungsbrüchen insbesondere im Bereich der Vernietung kommt. Weiterhin können Spannungen zwischen dem Kolben und dem Eingangsteil auftreten, wenn der Kolben beim Zuschalten an das Gehäuse durch die Druckbeaufschlagung mittels des Druckmediums verformt insbesondere axial verformt wird.
Des weiteren sind in dem gezeigten Beispiel nach dem Stand der Technik die in Umfangsrichtung wirksamen Energiespeicher – zur Bildung der Dämpfungseinrichtung bei einer Relativverdrehung des Eingangsteils gegenüber dem Ausgangsteil in Umfangsrichtung wirksam – bei hohen Drehzahlen durch Ausstellungen der Flanschteile des Eingangsteils gegen Fliehkrafteinwirkung gesichert. Diese Ausstellungen sind vergleichsweise aufwendig und erfordern zusätzlich axialen und radialen Bauraum. Zur Erzielung von optimierten Reibeigenschaften über den ganzen Drehzahlbereich müssen diese Ausstellungen oder Anformungen den Energiespeichern entsprechend exakt angepaßt werden.
Die Befestigung von Drehmomentwandlern an einer vorzugsweise axial flexiblen und mit der Kurbelwelle verbundenen Antriebsplatte erfolgt üblicherweise nach dem Stand der Technik mittels Verschraubungen, wobei am Wandler oder an dem Antriebsblech Gewindemuttern oder in entsprechend vorhandene Bauteile eingebrachte Innengewinde vorgesehen werden, mit denen das korrespondierende Bauteil verschraubt wird. Hierzu ist es nötig, in einer vorgesehenen Position durch eine Öffnung in der Kupplungsglocke des Getriebes jede Schraube einzeln anzuziehen, wodurch jeweils eine Verdrehung des Wandlers zur Positionierung der entsprechenden Schraubverbindung nötig ist. Dieser Vorgang ist zeitaufwendig und erfordert entsprechend geschultes Personal, da häufig in diesem Arbeitsgang die Zentrierung von Getriebeseite und Motorseite erfolgt.
Aus der US 5,119,911 sind Mittel zur Verminderung der axialen Steifigkeit zwischen einem Bauteil der Wandlerüberbrückungskupplung und einem Bauteil des Torsionsschwingungsdämpfers vorgesehen, wobei die Mittel an einem separaten Anbindungsbauteil zwischen dem Bauteil der Wandlerüberbrückungskupplung und dem Bauteil des Torsionsschwingungsdämpfers angeordnet sind. Dies erfordert insbesondere den Einsatz eines weiteren Bauteils und einen erhöhten Bauraumbedarf. Aus der DE 19835 549 A1 sind zur Verbindung eines Bauteils der Wandlerüberbrückungskupplung und eines Bauteils des Torsionsschwingungsdämpfers jeweils Lappen vorgesehen, die umfangsseitig abwechselnd miteinander verbunden sind, die allerdings nicht zwingend axial elastisch sind.
Aufgabe der Erfindung ist es daher, einen hydraulischen Drehmomentwandler vorzuschlagen, der diesbezüglich verbessert ist und insgesamt in Sicht auf seine Lebensdauer zuverlässiger arbeitet, einfacher herzustellen und leichter in einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeuges einzubauen ist. So soll Materialermüdungen und Spannungen, mit der Folge Spannungsrissen im Bereich der Verbindung von Wandlerüberbrückungskupplungen mit Torsionsschwingungsdämpfern vorgebeugt werden. Ein weiterer Aspekt ist die Verbesserung von Torsionsschwingungsdämpfern bezüglich ihrem Reibungs- und Dämpfungsverhalten, deren Betriebssicherheit über den gesamten Drehzahlbereich sowie deren einfacher und kostengünstiger Aufbau. Die Befestigung des Drehmomentwandlers an die Antriebsplatte soll mit wenigen Handgriffen erfolgen und gegebenenfalls eine einfache und sichere Zentrierung des Drehmomentwandlers auf der Antriebsplatte erlauben, so dass eine Montage von Getriebeseite und Motorseite schnell und sicher erfolgen kann.
Die Aufgabe wird durch einen hydraulischen Drehmomentwandler mit allen Merkmalen von Anspruch 1 gelöst.
Dabei können in zumindest einem Bauteil der Wandlerüberbrückungskupplung und/oder in einem Bauteil des Torsionsschwingungsdämpfers radial im Bereich zwischen über den Umfang verteilten Verbindungspunkten im Bauteil zur Verbindung dessen mit einem oder mehreren weiteren Bauteilen der Wandlerüberbrückungskupplung oder des Torsionsschwingungsdämpfers und einem radial inneren Teil dieses Bauteils, beispielsweise in einem Kreisring um die Verbindungspunkte, Mittel zur Verminderung der axialen Steifigkeit – etwa verglichen mit der Steifigkeit eines massiven Kreisrings in diesem Bereich – aufweisen. Vorteilhafterweise kann das Bauteil der Wandlerüberbrückungskupplung ein axial, beispielsweise durch einen im Wandler mittels eines durch eine Pumpe erzeugten Drucks, verlagerbarer Kolben oder ein mit diesem verbundenes Bauteil sein, der vorzugsweise über zumindest einen Reibbelag, der am Kolben oder am Gehäuse angebracht sein kann, einen Reibschluss mit dem Gehäuse ausbilden kann und damit eine Verbindung zwischen dem Gehäuse und dem Ausgangsteil des Drehmomentwandlers ausbildet. Das Bauteil auf der Dämpferseite kann ein aus einem oder mehreren Scheibenteilen gebildetes Eingangsteil sein, wobei zumindest ein Scheibenteil die Verbindung zum Bauteil der Wandlerüberbrückungskupplung herstellt. Der Torsionsschwingungsdämpfer ist hierbei zumindest im Kraftfluss zwischen der Wandlerüberbrückungskupplung und dem Ausgangsteil des Drehmomentwandlers vorgesehen. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungsmögichkeiten können den Torsionsschwingungsdämpfer zumindest im Kraftfluss zwischen dem Turbinenrad und dem Ausgangsteil des Drehmomentwandlers vorsehen, wobei nach dem erfinderischen Gedanken Turbinenrad und Kolben der Wandlerüberbrückungskupplung mit dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers verbunden sein können, so dass bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung Drehmoment vom Gehäuse direkt unter Überbrückung von Pumpenrad und Turbinenrad und bei geöffneter Wandlerüberbrückungskupplung Drehmoment über Pumpen- und Turbinenrad in das Ausgangsteil des Wandler eingeleitet werden kann. Es versteht sich, dass bei schlupfend betriebener Wandlerüberbrückungskupplung eine Kraftverzweigung stattfinden kann, wobei über Pumpen- und Turbinenrad und über den Kolben vom Gehäuse Drehmoment in das Ausgangsteil eingeleitet werden kann. Vorteilhaft an dieser Anordnung ist die Verwendung eines einzigen Torsionsschwingungsdämpfers für beide Kraftwege.
Eine vorteilhafte Ausgestaltung eines hydraulischen Drehmomentwandlers zur Verminderung der axialen Steifigkeit können in dem Bereich radial innerhalb der Verbindungspunkte über den Umfang verteilte Durchtrennungen sein, die um einen Teil des Umfangs der Verbindungspunkte angeordnet sein können. Die Zuordnung der Durchtrennungen kann jeweils auf einen Verbindungspunkt vorzugsweise radial innerhalb erfolgen. Dabei können die Durchtrennungen bogenförmig radial innerhalb der Verbindungspunkte um diese geführt und bezüglich ihrer beiden Enden zumindest in eine Umfangsrichtung erweitert sein. In entsprechend ausgestalteten Ausführungsbeispielen können diese Enden im wesentlichen auf dem Radius der Verbindungspunkte angeordnet sein. Zur weiteren Verminderung der Steifigkeit zwischen den Verbindungspunkten und dem Bauteil kann ein Ende der Durchtrennungen radial nach außen übergreifen und in entsprechenden Anwendungen bis zum Außenumfang des Bauteils geführt sein, so dass das scheibenförmige Bauteil an dieser Stelle einen Einschnitt aufweisen kann.
Die Durchtrennungen können vorteilhafterweise vor einem axialen Formgebungsverfahren eingebracht werden, beispielsweise in ein planes oder grob axial vorgeprägtes Rohbauteil, beispielsweise durch Stanzen. In einem anschließenden abschließenden Formgebungsverfahren erhalten die Durchtrennungen ihre endgültige Form, wobei ursprünglich beispielsweise auf einem Umfang eingebrachte Schnitte nach radial innen ausgedehnt werden und unterschiedliche Breiten der Durchtrennungen eingestellt werden können. Weiterhin können auf einfache Weise Durchtrennungen mit einer Axialkomponente dargestellt werden, wenn beispielsweise der Schnitt so angelegt wird, dass bei einer Topfung des Bauteils der Schnitt im Bereich einer Dehnkante angelegt wird.
Nach einem weiteren erfinderischen Gedanken kann die Steifigkeit in dem Bereich um die Verbindungspunkte durch vom Außenumfang her radial nach innen erweiterte Ausnehmungen erzielt werden, die sich nach radial innen über den Radius der Verbindungspunkte hinaus erstrecken. Derartige Ausnehmungen können Einschnitte, über den Umfang verteilte Wellenprofile und dergleichen sein, wobei diese vorzugsweise über den Umfang verteilt mit den Verbindungspunkten abwechselnd angeordnet werden können. Vorteilhaft hierbei kann in entsprechenden Anwendungsfällen eine Erweiterung radial innen sein, insbesondere zur Vermeidung von Schnitt- beziehungsweise Stanzkanten. So können beispielsweise Einschnitte, deren Breite in Umfangsrichtung klein gegen die Ausdehnung in radial Richtung ist, radial innen verrundet sein, so dass bei einer im Einsatz des Bauteils auftretenden Axialverspannung eines radialen durch die Einschnitte gebildeten Auslegers, der vorteilhafterweise einen Verbindungspunkt aufweist, gegen einen benachbarten Ausleger kein Ermüdungsbruch oder Spannungsriss im Bereich der Stanzkanten bei einer eckigen Ausführung auftritt. Derartige Einschnitte können in Draufsicht eine schlüssellochförmige Gestalt aufweisen. Es versteht sich, dass zu diesem Zweck auch kreisförmige Verrundungen der Ecken von im wesentlichen rechteckigen oder trapezförmigen Einschnitten oder Ausnehmungen vorgesehen werden können. Es hat sich gezeigt, dass zur Verminderung der Steifigkeit auch Ausnehmungen vorgesehen werden können, deren Ausdehnung in Umfangsrichtung zumindest gleich oder größer ist als in radiale Richtung, so dass die Verbindungspunkte in entsprechend in Umfangsrichtung mit verminderter Breite ausgestalteten Auslegern angeordnet sind. Vorteilhafterweise können in diesen Einschnitten oder Ausnehmungen die für einen Torsionsschwingungsdämpfer erforderlichen, in Umfangsrichtung wirksamen Energiespeicher gegebenenfalls auch unter Vorspannung aufgenommen werden, so dass die Ausleger gleichzeitig als Beaufschlagungsmittel für diese dienen können. In diesem Fall kann es weiterhin von Vorteil sein, die Ausnehmungen im wesentlichen rechteckig auszugestalten, so dass die über den Umfang verteilten Ausleger am Außenumfang des Bauteils in Umfangsrichtung erweitert sind. Es versteht sich, dass diese Ausführung auch nur zu Zwecken der Einstellung der Steifigkeit für sich vorteilhaft sein kann und in allen beschriebenen Auslegern zusätzlich Durchtrennungen zur Verminderung der Steifigkeit vorgesehen sein können.
Nach einem nicht erfinderischen Gedanken können die Ausnehmungen über den Umfang betrachtet ein Wellenprofil aufweisen, wobei radial innerhalb der Wellenscheitel die Verbindungspunkte vorgesehen sind und diese in Umfangsrichtung betrachtet voneinander durch Wellentäler getrennt sind. Derartige Anordnungen können ein verbessertes Verhalten zum Vermeiden von Spannungsrissen aufweisen, da das kontinuierlich verlaufende Profil eine optimierte Ausführung bezüglich von Angriffspunkten zur Ausbildung von Rissen aufweist.
Ein nicht erfinderischer Gedanke zur Verminderung der Steifigkeit einer Verbindung zwischen zumindest einem Bauteil der Wandlerüberbrückungskupplung und zumindest einem Bauteil des Torsionsschwingungsdämpfers sieht die Verwendung von Blattfedern vor, die an ihrem einen Ende mit dem zumindest einen Bauteil der Wandlerüberbrückungskupplung und mit dem anderen Ende mit dem zumindest einen Bauteil des Torsionsschwingungsdämpfers verbunden sind und gleichmäßig über den Umfang verteilt sein können und damit eine drehfeste und axial elastische Verbindung zwischen den Bauteilen ausbilden. Die Blattfedern können an zumindest einem Ende mit dem entsprechenden Bauteil vernietet, verschraubt, verrastet oder anderweitig verbunden sein, wobei es besonders vorteilhaft sein kann, die mit Öffnungen versehenen Enden der Blattfedern mit einer aus dem Material des Bauteils ausgedrückten Nietwarze zu vernieten, so dass zusätzlich Nieten und damit zusätzliche Teile zur Verbindung entfallen können. Es versteht sich, dass zum Zwecke der Verbindung der beiden Teile der Zugänglichkeit wegen Materialaussparungen in den zu verbindenden Bauteilen entsprechend vorgesehen sein können und die beiden zu verbindenden Bauteile axial voneinander beabstandet sein können, beispielsweise durch Ausstellen von Abstandshaltern aus einem oder beiden Bauteilen. Besonders vorteilhaft kann die Anordnung der Verbindungspunkte zwischen einem Eingangsteil, das zur Bildung eines Turbinendämpfers gleichzeitig mit dem Turbinenrad oder mit einem mit diesem drehfest verbundenen Bauteil drehschlüssig verbunden sein kann, und einem Kolben als Wandlerbauteil sein, wobei der Kolben radial innerhalb des Reibeingriffs mit dem Gehäuse mittels der Blattfedern mit dem Eingangsteil im Bereich dessen Außenumfangs verbunden sein kann. Verständlicherweise sind auch andere Anordnungen, beispielsweise Verbindungen an den Außenumfängen der Bauteile, radial innerhalb der in Umfangsrichtung wirksamen Energiespeicher beziehungsweise auf radialer Höhe der Energiespeicher, wobei zum axialen Bauraumausgleich im Wandler entsprechende axial Anprägungen vorgesehen sein können und das Ausgangsteil gegebenenfalls im Kontaktbereich von Kolben und Eingangsteil im Verdrehbereich des Dämpfers ausgespart ist. Weiterhin können Anordnungen vorteilhaft sein, bei denen der Torsionsschwingungsdämpfer axial zwischen Gehäuse und Kolben oder axial zwischen Kolben und Turbinenrad angeordnet ist.
Zur vereinfachten Sicherung gegen Ausweichen insbesondere unter Fliehkrafteinwirkung von in Umfangsrichtung wirksamen Energiespeichern des Torsionsschwingungsdämpfers, die als Schraubendruck- oder Schraubenzugfedern ausgebildet sind, kann ein in von Windungen der Schraubenfedern gebildeten Innenräumen der Schraubenfedern aufgenommenes Ringbauteil dienen. Auf diese Weise können radial außerhalb der Energiespeicher liegende Abstützmittel, die axialen und radialen Bauraum beanspruchen vermieden werden und die Energiespeicher in radial außen offenen – beispielsweise deswegen auch axial elastischere Anordnungen und Befestigungen an Bauteilen der Wandlerüberbrückungskupplung zulassende – Scheibenteilen untergebracht werden. Das Ringbauteil kann ein Drahtring sein, der aus einem vorgebogenen Drahtstück gefertigt sein kann und an den beiden Enden verbunden wie verschweißt verhakt und/oder verrastet sein kann. Zur Fixierung des Drahtrings können in einem scheibenförmigen Bauteil des Torsionsschwingungsdämpfers, beispielsweise einem zum Eingangs- oder Ausgangsteil gehöriges Scheibenteil, Arretiervorrichtungen vorgesehen sein, die den Ring axial, radial und/oder in Umfangsrichtung fixieren. Vorteilhafterweise können diese Arretiermittel als Haltenasen aus dem Material eines Scheibenteils ausgestellt und der Drahtkontur angepasst sein. Besonders vorteilhaft kann es sein, diese Haltenasen radial innerhalb der Verbindungspunkte des Scheibenteils mit dem Kolben der Wandlerüberbrückungskupplung vorzusehen, wodurch zusätzlich die Steifigkeit in diesem Bereich herabgesetzt wird. Es hat sich gezeigt, dass für den Durchmesser d des ringförmigen Bauteils in Abhängigkeit von dem Innendurchmesser D der Windungen 0,8·D > d > 0,2·D, vorzugsweise 0,6·D > d > 0,3·D vorteilhaft sein kann.
Die Bildung eines derartigen Torsionsschwingungsdämpfers kann vorsehen, dass die Energiespeicher in Ausnehmungen des Eingangsteils aufgenommen sind und an ihren umfangsseitigen Enden bei einer Relativverdrehung von Ausgangsteil und Eingangsteil gegeneinander von durch die Ausnehmungen gebildeten radial ausgerichteten Auslegern mit Beaufschlagungsbereichen und von im Ausgangsteil vorgesehenen Beaufschlagungsbereichen komprimiert werden. Hierbei können die Beaufschlagungsbereiche des Eingangs- beziehungsweise Ausgangsteils einem kreissegmentförmigen Querschnitt des Energiespeichers angepasst sein und zumindest einer der Energiespeicher kann zwischen zwei Auslegern des Eingangsteils und/oder zwischen zwei Beaufschlagungsbereichen des Ausgangsteils unter Vorspannung eingebaut sein. Zur Anpassung der Geometrie der Ausnehmungen an die Geometrie von üblicherweise erhältlichen im Längsschnitt im wesentlichen rechteckigen Energiespeichern können die Kanten der Ausnehmungen im wesentlichen rechtwinklig zueinander angeordnet sein.
Ein nicht erfinderischer Gedanke zur Ausgestaltung der Befestigung des Drehmomentwandlers an einer mit der Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine befestigten Antriebsplatte sieht einen hydraulischen Drehmomentwandler bestehend aus einem von einer Antriebswelle wie Kurbelwelle einer Antriebseinheit wie Brennkraftmaschine angetriebenen Gehäuse und einem mit diesem antriebsmäßig verbundenen Pumpenrad, einem mittels eines Druckmediums von diesem angetriebenen Turbinenrad, gegebenenfalls mit einem Leitrad sowie einem Ausgangsteil zur drehschlüssigen Verbindung des Drehmomentwandlers mit einer Abtriebswelle wie Getriebeeingangswelle eines Getriebes wie automatischen Geschwindigkeitswechselgetriebes, gegebenenfalls eine in vorgegebenen Betriebssituationen die Kraftübertragung vom Pumpenrad auf das Turbinenrad überbrückende Wandlerüberbrückungskupplung und gegebenenfalls zumindest ein im Kraftfluss zwischen dem Gehäuse und dem Ausgangsteil angeordneter Torsionsschwingungsdämpfer mit einem relativ entgegen der Wirkung zumindest eines Energiespeichers gegen eine Ausgangsteil verdrehbaren Eingangsteil sowie einer Befestigungsvorrichtung zur Befestigung des Drehmomentwandlers an einer fest mit der Kurbelwelle verbundenen Antriebsplatte vor, wobei über den Umfang verteilte axial ausgerichtete Haltezapfen an einem zu verbindenden Bauteil Öffnungen an einem andern zu verbindenden Bauteil durchgreifen und an ihrem axialen Ende durch Einführen eines Sicherungsmittels in Umfangsrichtung axial fixiert werden. Hierbei kann das die Haltezapfen aufweisende Bauteil das Wandlergehäuse oder ein mit dem Wandlergehäuse verbundener Ring oder entprechend auf einem Umfang verteilte Ringsegmente, beispielsweise ein zusätzlicher Massering sein und die Öffnungen hierzu können in der Antriebsplatte vorgesehen sein. Es versteht sich, dass die Öffnungen auch wandlerseitig und die Haltezapfen entsprechend an der Antriebsplatte vorgesehen sein können. Vorteilhafterweise sind die Sicherungsmittel für die Haltezapfen auf einem Ring aufgenommen, so dass zu einer gemeinsamen axialen Sicherung beziehungsweise Fixierung der Haltezapfen in den Öffnungen lediglich der Ring in Umfangsrichtung verdreht werden muß und damit alle Sicherungsmittel die Haltezapfen gleichzeitig und in einem Arbeitsgang in den Öffnungen fixieren. Es kann weiterhin insbesondere zur Bildung einer Zentrierung beziehungsweise einem spielfreien Sitz der Haltezapfen in den Öffnungen vorteilhaft sein, Haltezapfen und Öffnungen konisch auszubilden. Weiterhin können die Öffnungen in einen Bereich der Antriebsplatte mit einer ausgebildeten Materialverstärkung eingebracht sein, die beispielsweise durch Umlegen der Antriebsplatte oder von Antriebsplattensegmenten an ihrem Außenumfang nach radial innen gebildet ist. Nach einem nicht erfinderischen Gedanken kann das Sicherungsmittel eine in Umfangsrichtung ausgerichtete Spanngabel sein, die sich axial an der Antriebsplatte abstützt und in eine im Haltezapfen vorgesehene, radial eingezogene Nut eingreift, wobei die Spanngabel zwischen der Antriebsplatte und der Nut axial verspannt sein kann. Weiterhin kann der die Sicherungsmittel wie Spanngabeln aufnehmende Ring verliersicher auf der Antriebsplatte angeordnet sein, wobei der Ring mittels axial aus diesem ausgestellter, den Außenumfang radial umgreifender Zungen auf der Antriebsplatte verdrehbar und axial fixiert angeordnet sein kann. Zur Sicherung der Verriegelungsposition des Wandlers auf der Antriebsplatte kann der Ring mit den Sicherungsmitteln in Verriegelungsposition der Haltezapfen in den Öffnungen gegen Verdrehung gesichert sein. Hierzu kann zur Verdrehsicherung eine Rastverbindung zwischen dem Ring und der Antriebsplatte vorgesehen sein, die aus zumindest einer im Ring axial ausgestellten Zunge gebildet werden kann, die in eine hierzu entsprechend vorgesehene Öffnung in der Antriebsplatte axial einrastet.
Vorteilhaft ist die reversibler Ausbildung dieser Verdrehsicherung, damit der Wandler im Servicefall ohne großen Aufwand von der Antriebsplatte getrennt werden kann. Die Sicherungseinrichtungen können auch in Umfangsrichtung ausgebildete Splinte sein, die in entsprechend ausgenommen Öffnungen in den Haltezapfen eingreifen.
Dabei zeigen:
1 ein nicht erfindungsgemäßes Ausgestaltungsbeispiel eines Drehmomentwandlers im Längsschnitt,
2 das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers für den in 1 dargestellten Drehmomentwandler,
3 ein Detail aus dem Drehmomentwandler der 1,
4 und 5 Details der Befestigungsvorrichtung des Drehmomentwandlers der 1,
6 eine alternative nicht erfindungsgemäße Ausführungsform einer Wandlerüberbrückungskupplung mit einem nachgeschalteten Dämpfer,
7 die in 6 dargestellte Ausführungsform in Teilansicht,
8 ein geändertes Detail aus 7,
9 eine weitere nicht erfindungsgemäße Ausführungsform einer Wandlerüberbrückungskupplung mit Torsionsschwingungsdämpfer für Drehmomentwandler entsprechend 1,
10 erfindungsgemäßes Ausführungsbeispiel für ein Eingangsteil eines Torsionsschwingungsdämpfers
11 ein alternatives nicht erfindungsgemäßes Ausführungsbeispiel für ein Eingangsteil eines Torsionsschwingungsdämpfers,
12 ein weiteres nicht erfindungsgemäßes Ausführungsbeispiel für einen Drehmomentwandler mit Wandlerüberbrückungskupplung.
13 und 14 Details aus dem Drehmomentwandler der 12 in verschiedenen Ansichten und
15 ein weiteres nicht erfindungsgemäßes Ausführungsbeispiel mit einer vorteilhaften Verbindung zwischen einem Dämpferbauteil und der Turbine.
1 zeigt den hydraulischen Drehmomentwandler 1, vorzugsweise für den Einbau in einem Kraftfahrzeug im Kraftfluss zwischen einer – nicht näher dargestellten – Brennkraftmaschine mit einer Kurbelwelle 2 und einem – ebenfalls nicht dargestellten – vorzugsweise automatisch betätigten Geschwindigkeitswechselgetriebe mit einer Getriebeeingangswelle 3. Das Gehäuse 13 des Drehmomentwandlers 1 ist hierbei aus zwei Gehäuseschalen 4, 5 gebildet, die miteinander dichtend verbunden, beispielsweise verschweißt sind. Die beiden Gehäuseschalen 4, 5 können weiterhin miteinander verschraubt, verstemmt mittels eines Bajonett- oder Rastverschlusses miteinander verschnappt beziehungsweise verrastet sein, wobei zur Gewährleistung der Dichtigkeit zumindest ein Dichtelement wie beispielsweise ein Dichtring aus Elastomeren oder Metallen oder ein Dichtsitz zwischen den beiden Teilen vorgesehen sein kann. Zur antriebsmäßigen Verbindung des Drehmomentwandlers 1 mit der Kurbelwelle 2 ist mittels der Schrauben 2a eine axial elastische Antriebsplatte 6 drehfest mit der Kurbelwelle 2 verbunden und auf dieser zentriert. Am Außenumfang weist die Antriebsplatte im Bereich der Verbindung zum Drehmomentwandler eine Materialverstärkung 6a auf, die in dem gezeigten Ausführungsbeispiel durch Umkanten beziehungsweise Umlegen des äußeren Radius der Antriebsplatte 6 erfolgt. Derartige Umformungen können beispielsweise mittels Kaltumformverfahren ausgeführt werden.
Die Antriebsplatte 6 weist im Bereich der Materialverstärkung 6a zur Bildung einer Befestigungsvorrichtung 10 zwischen der Antriebsplatte 6 und dem Drehmomentwandler 1 über den Umfang verteilte, vorzugsweise konisch ausgenommene Öffnungen 6b auf, in die axial in Richtung Kurbelwelle ausgerichtete Haltezapfen 7, die in entsprechender Weise konisch ausgebildet sein können und mittels eines ringförmigen Bauteils 8, das gleichzeitig ein Massering sein und/oder durch über den Umfang verteilte Befestigungssegmente ersetzt sein kann, an der Gehäuseschale 4 angebracht ist. Hierzu kann die Gehäuseschale 4 zur Einsparung von axialem Bauraum radial außen in Richtung Gehäuseschale 5 eingezogen sein, so dass der radiale Verlauf des gesamten Wandlers 1 im Bereich der Antriebsplatte 6 im wesentlichen plan verläuft, so dass das ringförmige Bauteil 8 beziehungsweise die segmentförmigen Aufnahmen für die Haltezapfen 7 im wesentlichen auf axialer Höhe der Schraubenköpfe der Schrauben 2a zur Befestigung des Antriebsbleches 6 an der Kurbelwelle 2 angeordnet sind. Es versteht sich, dass hierzu die Gehäuseschale 4 im Bereich der Schrauben 2a ebenfalls axial in Richtung Gehäuseschale 5 eingeformt ist. Das ringförmige Bauteil 8 ist auf die Gehäuseschale 4 zentriert und vorzugsweise mit dieser verschweißt. Die Zapfen 7 sind mittels eines stiftförmigen Ansatzes 7a mit dem ringförmigen Bauteil 8 verbunden, wobei der stiftförmige Ansatz 7a mit dem ringförmigen Bauteil 8 beispielsweise verschraubt sein kann oder nur als Zentrierhilfe dienen kann und die Zapfen 7 mit dem ringförmigen Bauteil 8 verschweißt sind. Zur axialen Fixierung des Drehmomentwandlers 1 auf der Antriebsplatte 6 ist ein Bajonettring 9 vorgesehen, der in nicht verriegelter Position zwischen Antriebsplatte 6 und Drehmomentwandler 1 Öffnungen 9a aufweist, durch die axial die Haltezapfen 7 durchgeführt werden können. Zum Verriegeln des Drehmomentwandlers 1 mit der Antriebsplatte 6 wird der Bajonettring 9 in Umfangsrichtung verdreht, wobei in Umfangsrichtung ausgerichtete, im Bajonettring 9 eingearbeitete Spanngabeln 9c in entsprechend ausgebildete Ausnehmungen 7b der Haltezapfen 7 in axiale Richtung formschlüssig eingreifen. Zur Fixierung der verriegelten Position sind im Bajonettring 9 axial ausgerichtete Ansätze 9d vorgesehen, die beispielsweise aus dem Bajonettring 9 ausgestellt sind, und die mit entsprechend in der Antriebsplatte 6 ausgenommenen Öffnungen 6c einrasten. Zur verliersicheren Aufnahme des Bajonettringes 9 auf der Antriebsplatte 6 sind im Bereich des Außenumfanges des Bajonettringes 9 über den Umfang verteilte, axial ausgerichtete Zungen 9e ausgestellt, die die Antriebsplatte 6 radial außen axial umgreifen. In einem weiteren vorteilhaften Ausgestaltungsbeispiel kann entweder auf dem ringförmigen Bauteil 8 oder am Außenumfang der Antriebsplatte 6 ein Anlasserzahnkranz aufgebracht werden beziehungsweise aus einem dieser Teile 6, 8 gearbeitet sein. Weiterhin können Markierungen zur Steuerung der Brennkraftmaschine in eines der Teile 6, 8 eingearbeitet sein oder auf dieses in Form eines weiteren Bauteils aufgebracht werden.
In den 4 und 5 ist die Befestigungsvorrichtung 10 zur Verbindung der Antriebsplatte 6 mit dem Drehmomentwandler 1 (1) näher dargestellt. Dabei zeigt 4 eine Teilansicht aus der Richtung B der 1 und 5 eine Schnittdarstellung entlang der Linie A-A der 4. Die 4 zeigt die Verbindungseinrichtung 10, bei der die Antriebsplatte 6, mit dem darauf angeordneten Bajonettring 9, aus dem die in Umfangsrichtung aus dem Bajonettring 9 ausgenommenen, in Umfangsrichtung weisenden Spanngabeln 9c ersichtlich sind. Die Zungen 9c sind über den Umfang verteilt, beispielsweise sind zumindest drei in Anzahl und Positionierung den Haltezapfen 7 entsprechenden Zungen 9c aus dem Bajonettring 9 ausgenommen und vorzugsweise axial ausgestellt. Die Zungen 9c sind an ihrem freien Ende in die Gabelzinken 9c' und 9c'' geteilt, die zwischen sich den zur Ausbildung der Ausnehmung 7b radial eingezogenen Bolzen 7c aufnehmen. In der hier dargestellten verriegelten Position ist dabei der Bolzen 7c mit der axial ausgestellten Spanngabel 9c axial und in Umfangsrichtung einseitig in Anschlagposition, diese verspannt die Haltezapfen 7 axial mit dem Antriebsblech 6 über die konische Ausbildung der Haltezapfen 7 einerseits und der konisch ausgebildeten Öffnung 6b in der Antriebsplatte 6. Zur Arretierung der Anschlagposition zwischen den Zungen 9c und den Haltezapfen 7 dient eine axial aus dem Bajonettring 9 ausgestellte Zunge 9d als Arretiernase, die in eine in der Antriebsplatte 6 vorgesehene Öffnung 6c axial einrastet. Die Montage beziehungsweise Befestigung des Wandlers auf der Antriebsplatte 6 erfolgt mittels der gezeigten Befestigungsvorrichtung 10 verglichen mit einer Verschraubung der Antriebsplatte 6 mit dem Drehmomentwandler 1 über das ringförmige Bauteil 8 (1) wesentlich einfacher in der vorliegenden Weise, dass bei der Montage des Getriebes an die Brennkraftmaschine die Haltezapfen 7 durch die Öffnungen 6b geführt werden. Mittels eines Hilfswerkzeuges 11 wird der Bajonettring 9 gegen die Antriebsplatte 6 verdreht, bis die Arretiernase 9d in die Öffnung 6c der Antriebsplatte einrastet. Eine Demontage erfolgt mit einem ähnlichen Werkzeug, indem die Arretiernase 9d axial aus der Öffnung 6c herausgehoben wird und der Bajonettring 9 in entgegengesetzte Richtung gegen die Antriebsplatte 6 verdreht wird. Auf diese Weise muss während der Montage beziehungsweise Demontage kein Raum für ein Verdrehen der Schrauben beziehungsweise Muttern zur Befestigung der Antriebsplatte 6 an dem Wandlergehäuse 13 vorgehalten werden. Weiterhin erfolgt mittels der Verdrehung des Bajonettringes 9 eine axiale Fixierung aller über den Umfang verteilter Haltezapfen 9 mittels eines Arbeitsschritts, während bei der Verschraubung des Wandlers mit der Antriebsplatte die Kurbelwelle verdreht werden muss, beziehungsweise entsprechend viele Öffnungen zum Eingriff des Werkzeuges zur Verschraubung vorgehalten werden müssen. Der Bajonettring 9 ist vorteilhafterweise aus einem Blechformteil hergestellt, kann jedoch auch aus anderen Materialien wie Kunststoff, insbesondere verstärktem Kunststoff oder Kohlefaser und anderen derart stabilen Materialien hergestellt sein.
Die 5 zeigt – wie oben bereits erwähnt – einen Ausschnitt der Antriebsplatte 6 entlang des Schnitts A-A der 4 mit dem Bajonettring 9, der Spanngabel 9c und der Arretiernase 9d, die in die Öffnung 6c der Antriebsplatte 6 zum Verriegeln des Bajonettringes 9 gegenüber der Antriebsplatte 6 einrastet. Das mit dem Wandler 1 in 1 verbundene ringförmige Bauteil 8 nimmt den konisch ausgeformten Haltezapfen 7 zentriert auf, der durch in der Antriebsplatte 6 vorgesehene, entsprechend konisch ausgestaltete Öffnungen geführt ist und von der Spanngabel 9c axial fixiert und zentriert wird.
Es versteht sich, dass eine Befestigungsvorrichtung wie beispielsweise die Befestigungsvorrichtung 10 für alle Anwendungen zur Befestigung eines Antriebsstrangteils an einer mit der Kurbelwelle 2 verbundenen Antriebsplatte vorteilhaft sein kann. Beispielsweise können alle Arten von Drehmomentwandlern und beispielsweise auf der Getriebeeingangswelle aufgenommene Kupplungen mit Befestigungsvorrichtung dieser Art mit der Antriebsplatte 6 verbunden werden, wobei die Antriebsplatte 6 hierbei im wesentlichen starr oder axial flexibel zur Dämpfung von Axial – und/oder Taumelschwingungen der Kurbelwelle ausgestaltet sein kann.
Der weitere Aufbau des Drehmomentwandlers 1 in 1 sieht ein mit der Gehäuseschale 5 verbundenes Pumpenrad 12 vor, das bei Verdrehung des aus den Getriebeschalen 4 und 5 gebildeten Gehäuses 13 das Turbinenrad 14, das drehfest mit einer mittels einer Verzahnung 3a mit der Getriebeeingangswelle 3 verbundenen Nabe 15 verbunden ist. Zur Wandlung des Drehmoments ist weiterhin über einen Freilauf 16a ein gehäusefest angeordnetes Leitrad 16 in den Fluidstrom integriert. Das Leitrad 16 ist von axial zwei scheibenförmigen Abstandshaltern 16b, 16c umgeben, von denen der eine mittels eines Lagers wie Wälzlager 16d verdrehbar von der Gehäuseschale 5 beabstandet ist und der andere mittels axial ausgeformter, über den Umfang verteilter Nocken 16e einen Anlagekontakt unter Ausbildung eines Gleitlagers 15d zu der Nabe 15 ausbildet. Die Nabe wiederum ist axial unter Zwischenlegung einer profilierten Scheibe 15d axial und gegen die Gehäuseschale 4 verdrehbar in Anlage gebracht.
Zur Überbrückung der Kraftübertragung vom Pumpenrad 12 über das Turbinenrad auf die Nabe 15 und damit auf die Getriebeeingangswelle 3 ist in der Drehmomentwandler 1 mittels der Wandlerüberbrückungskupplung 17 mit dem Gehäuse 13 verbindbar. Im Kraftfluss zwischen dem Gehäuse 13 und der Nabe 15 ist dabei Torsionsschwingungsdämpfer 18 vorgesehen, der hier in Kraftrichtung vom Gehäuse 13 her der Wandlerüberbrückungskupplung 17 nachgeschaltet ist. Die Wandlerüberbrückungskupplung 17 ist aus einem auf einem axialen Ansatz 15a axial verlagerbar und mittels eines radial ausgerichteten Anschlags 15b zum Turbinenrad 14 beabstandeten Kolben 19 mit einer Reibeingriffsfläche 19a gebildet, die mit einer Reibeingriffsfläche 4a des Gehäuses 13 beziehungsweise der Gehäuseschale 4 einen Reibeingriff ausbildet. Zur Verbesserung des Reibwertes kann zwischen den beiden Reibeingriffsflächen 4a, 19a ein Reibbelag 20 vorgesehen sein, der auf dem Kolben 19 oder auf der Gehäuseschale 4 fest angeordnet, beispielsweise verklebt, vernietet oder dergleichen sein kann, wobei dieser dann den Reibeingriff zu der korrespondierenden Reibeingriffsfläche 19a beziehungsweise 4a ausbildet. Im Reibbelag 20 können axiale Profilierungen vorgesehen sein, die eine verbesserte Kühlung der Reibeingriffsflächen sowie des Belages bewirken können, indem ein mittels eines Druckgradienten zwischen den Kammern 21, 22 bewirkter Kühlstrom des Wandlerfluids – vorzugsweise bei schlupfender Wandlerüberbrückungskupplung 19 – durch die Nuten geleitet wird. Weiterhin sind Betätigung der Wandlerüberbrückungskupplung 17 in dem Drehmomentwandler 1 die beiden Kammern 21, 22 so vorgesehen, dass sie bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung 17 durch den Reibeingriff der Reibeingriffsflächen 19a, 4a voneinander im wesentlichen bis auf den beabsichtigten Fluss über gegebenenfalls vorhandene Nuten im Belag 20 getrennt sind. Hierzu ist auch der Kolben 23 gegen die Nabe 15 mittels eines Dichtringes 15c abgedichtet. Zum Schließen der Wandlerüberbrückungskupplung 17 wird die Kammer 21 von einer nicht näher dargestellten Pumpe beispielsweise über einen Zufluss von Wandlerfluid über einen Hohlraum 21a radial zwischen dem – nicht näher dargestellten Gehäusestumpf des Getriebes, der von dem Wandlerhals 5a radial umgeben und gegen diesen abgedichtet ist, zur Aufnahme des Drehmomentwandlers 1 und des drehfest mit dem Gehäuse verbundenen Leitrads 16 – und der Getriebeeingangswelle 3 sowie eine oder mehrere über den Umfang verteilte Öffnungen 21b in dem Scheibenteil 16b mit Druck beaufschlagt, so dass der Differenzdruck zwischen den beiden Kammern 21, 22 den Kolben axial in Richtung Gehäuseschale 4 verlagert und ein Reibeingriff zwischen der Reibeingriffsfläche 4a und 19a gebildet wird. Durch Vorgabe des Differenzdruckes kann die Wandlerüberbrückungskupplung 17 fest eingerückt oder schlupfend betrieben werden. Hierzu kann entsprechend auch ein Gegendruck in der Kammer 22 aufgebaut werden. Dies erfolgt insbesondere zum Öffnen der Wandlerüberbrückungskupplung 17 insofern, dass durch einen weiteren Zuflusskanal, beispielsweise über eine hohlgebohrte Getriebeeingangswelle 3 und die profilierte Abstandsscheibe 15d von einer Pumpe die Kammer 22 mit einem höheren Druck als die Kammer 21 beaufschlagt wird, so dass der Kolben in Richtung Turbinenrad 14 axial verlagert wird und die Wandlerüberbrückungskupplung 17 durch Aufheben des Reibeingriffes zwischen den Reibeingriffsflächen 14a, 19a geöffnet wird. Es versteht sich, daß der Kolben 17 in eine der beiden axialen Richtungen vorgespannt sein kann, so dass bei gleichem Druck oder kleinen Druckdifferenzen zwischen den Kammern 21, 22 der Kolben 23 einen Reibeingriff mit der Gehäuseschale 4 bildet oder bei Vorspannung in entgegengesetzter Richtung die Wandlerüberbrückungskupplung 17 offen gehalten wird.
Im Kraftfluss zwischen dem mit der Kurbelwelle 2 über die Antriebsvorrichtung 10 mit der Kurbelwelle 2 verbundenen Gehäuse 13 und der mit der Getriebeeingangswelle 3 drehschlüssig verbundenen Nabe 15 ist bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung 17 eine Dämpfungseinrichtung in Form des Torsionsschwingungsdämpfers 18 wirksam, der aus einem mit dem Kolben 17 drehschlüssig verbundenen Eingangsteil 24 und einem mit der Nabe 15 gegebenenfalls unter Einhaltung eines Verdrehspiels drehschlüssig verbundenen Ausgangsteil 25 gebildet ist, wobei Eingangsteil 24 und Ausgangsteil 25 gegeneinander entgegen der Wirkung von zumindest einem Energiespeicher 26 relativ verdrehbar sind. Vorteilhafterweise sind zumindest drei, in dem dargestellten Ausführungsbeispiel eines Drehmomentwandlers acht Energiespeicher 26 über den Umfang verteilt vorgesehen, wobei diese in entsprechenden, aus dem Eingangsteil 24 ausgenommenen, Ausnehmungen 27 gegebenenfalls unter Vorspannung eingesetzt sind und von Mitnahmeeinrichtungen 28 des Ausgangsteiles 25 bei einer Relativverdrehung der beiden Teile 24, 25 in Umfangsrichtung beaufschlagt werden. Zur Bildung der Mitnahmeeinrichtungen 28 ist das Ausgangsteil 25 an seinem Außenumfang ebenfalls im Bereich der Ausdehnung der Energiespeicher 26 in Umfangsrichtung ausgeschnitten, so dass die Mitnahmeeinrichtungen 28 radial ausgerichtet stehen bleiben. Zur Erhöhung der Anlageflächen können die Mitnahmeeinrichtungen 28 in axiale Richtung radial außen abgebogen und bezüglich dem Krümmungsradius am Außenumfang dem Querschnitt der Energiespeicher 26 angepaßt. Desgleichen können die Mitnahmebereiche 36d des Eingangsteils 24 ein entsprechendes dem Querschnitt der Energiespeicher 26 angepasst sein. Zur radialen Abstützung, insbesondere gegen Fliehkrafteinwirkung und zur Lagesicherung, ist in den von den Windungen 26a der Energiespeicher 26 begrenzten Innenräumen ein geschlossener Drahtring 29 vorgesehen, der die Energiespeicher 26 an ihrem radialen Innenumfang gegen Abweichen vom Einbauzustand in radial äußere Richtung sichert.
2 zeigt hierzu das Eingangsteil 24 mit den Ausnehmungen 27, in denen die Energiespeicher 26, gegebenenfalls unter Vorspannung, eingebracht sind. Durch die von den Windungen 26a der hier als Schraubendruckfedern ausgebildeten Energiespeicher 26 begrenzten Innenräume 26b ist der Drahtring 29 geführt. Der Drahtring 29 kann aus einem vorzugsweise vorgebogenen Drahtstück gebildet sein und an seinen Enden zu einem Kreis geschlossen werden, wobei die beiden Enden beispielsweise mittels einer Schweißung 29a verbunden oder verhakt sein können. Zur Lagesicherung des Drahtringes 29 sind in dem Eingangsteil 24 ausgestellte Nasen 36a unter Freilassung einer Durchtrennung 36c, die die axiale Steifigkeit des Auslegers 36 herabsetzen kann, vorgesehen, die den Drahtring nach radial innen absichern. Es hat sich als vorteilhaft erwiesen, Drahtringe mit einem Querschnitt im Bereich der Hälfte, vorzugsweise geringfügig größer als die Hälfte des Innendurchmessers der Windungen 26a, vorzusehen. Das Detail C der 1 zeigt in 3 die Unterbringung des Drahtringes 29 mit einem Durchmesser d im Innenraum 26b der Energiespeicher 26 mit einem von den Innenumfängen der Windungen 26a gebildeten Durchmesser D. Für den Drahtdurchmesser d gilt D > d > 0,25 D, vorzugsweise 0,66 D > d > 0,25 D. Vorteilhafterweise kann der Durchmesser des Drahtringes 29 so ausgestaltet sein, daß er die Innenseiten der Windungen 26a an seinem Innen- und Außenumfang kontaktiert. Die Energiespeicher 26 werden durch den Drahtring 29 auf kleinstem Radius gehalten, wobei der Radius des Drahtringes 29 so ausgestaltet sein kann, daß die Energiespeicher 26 mit ihren Außenumfängen ein Spiel s zu den Ausnehmungen 27 an ihrer radial inneren Begrenzung 27a einhalten. Hierdurch können unnötige Reibungsverluste der Energiespeicher 26 gegenüber dem Eingangsteil 24 bei deren Komprimierung vermieden werden.
Der Torsionsschwingungsdämpfer 18 der 1 entfaltet seine Wirkung mittels einer Relativverdrehung der beiden Teile 24, 25 entgegen der Wirkung der Energiespeicher 26, wobei das Eingangsteil 24 drehfest radial außerhalb der Energiespeicher 26 mit dem Kolben 19 mittels über den Umfang verteilter Nieten 30 verbunden ist. Das Ausgangsteil 25 ist mittels der Verzahnung 31 drehfest mit der Nabe 15 verbunden, wobei die Verzahnung ein Verdrehspiel zum verzögerten Einsatz der Dämpfungswirkung des Torsionsschwingungsdämpfers 18 aufweisen kann. Ausgangsteil 25 und Eingangsteil 24 sind miteinander in einem vorgegebenen Verdrehbereich in Umfangsrichtung und axial zueinander verspannt verbunden. Hierzu sind in diesem Ausführungsbeispiel radial innerhalb der Energiespeicher 26 über den Umfang verteilte Nieten 32 fest mit dem Eingangsteil 24 verbunden und durchgreifen in Umfangsrichtung ausgerichtete, in dem Ausgangsteil 25 vorgesehene Längsschlitze 33, deren Wandungen in Umfangsrichtung den Verdrehbereich des Torsionsschwingungsdämpfers 18 begrenzen. Alternativ ist auch möglich, daß ein auf Blockgehen der Energiespeicher 26 den Verdrehbereich von Eingangsteil 24 und Ausgangsteil 25 gegeneinander begrenzt, wobei die Windungen 26a der Energiespeicher 26 gegebenenfalls entsprechend mit einem elastischen Mittel beschichtet sein können. Auf der dem Eingangsteil 24 gegenüberliegenden Seite des Ausgangsteils 25 ist für jeden Niet 32 beziehungsweise ein alle Nieten integrierender Sicherungsring 34 vorgesehen, der ein Ausbrechen der Nietköpfe in die Längsschlitze 33 verhindert. Eingangsteil 24 und Ausgangsteil 25 sind axial voneinander mittels eines axial wirksamen Energiespeichers 35 beabstandet. Dieser Energiespeicher 35 kann eine Tellerfeder oder Membranfeder sein und als Reibeinrichtung bei einer Relativverdrehung der beiden Teile 24, 25 entgegen der Wirkung der Energiespeicher 26 wirksam sein. Es versteht sich, dass derartige Ausgestaltungen von Torsionsschwingungsdämpfern 17 mit einem Drahtring 29 für alle Dämpfungseinrichtungen in Drehmomentwandlern vorteilhaft sein können, beispielsweise auch für Dämpfungseinrichtungen, die im Kraftfluss zwischen dem Turbinenrad 14 und der Nabe 15 angeordnet sind.
Die Anordnung der Nieten 30 zur Verbindung von Kolben 19 und Eingangsteil 24 erfolgt an den durch die Ausnehmungen 27 sich radial erstreckenden Auslegern 36 unter Ausbildung einer axial elastischen Verbindung zwischen dem Plattenkörper 24a des Eingangsteils 24. In der Ansicht des Eingangsteils 24 in 2 wird die Form dieser Anschläge 36 deutlich, die von radial außen in Richtung des Überganges zum Plattenkörper 24a nach innen konisch verlaufen können, so dass zwischen den Öffnungen 36b zur Aufnahme der Nieten 30 (1) und dem Plattenkörper 24a die axiale Steifigkeit abnimmt und somit ein axial elastisches Verhalten bewirkt wird. Dies verhindert oder vermindert bei den auftretenden Axial- und Biegekräften im Bereich um die Nieten 30 insbesondere beim Ein- und Ausrücken und bei eingerückter beziehungsweise schlupfender Wandlerüberbrückungskupplung 17 Ermüdungsbrüche im Bereich der Nieten 30 im Eingangsteil 24. Weiterhin kann diesbezüglich ein positives Verhalten am Kolben 19 in diesem Bereich beobachtet werden. Es ist weiterhin möglich zusätzlich radial zwischen den Öffnungen 36b und dem Plattenkörper 24a Durchtrennungen im Eingangsteil unterstützend vorzunehmen, weiterhin kann auch der Kolben 19 (1) mit Durchtrennungen radial innerhalb der Nieten 30 axial elastischer ausgestaltet werden als ein nicht mit Durchtrennungen versehener Kolben. In diesem Ausführungsbeispiel der 1 kann zur Erhöhung der axialen Flexibilität der Ausleger 36 gegenüber dem Plattenkörper 24a das Aufstellen der Haltenasen 36a – wie in den 2 und 3 näher dargestellt – des Drahtringes 29 vorteilhafter Weise vorgesehen sein.
Die 6 und 7 zeigen einen gegenüber dem Torsionsschwingungsdämpfer 17 der 1 veränderten Torsionsschwingungsdämpfer 118 mit einem an diesem mittels der Nieten 130 befestigten Kolben 119, als Ansicht von der Kurbelwellenseite her (7 mit teilweise gegenüber der 6 infolge der Darstellung nicht einsehbaren Teilen und folglich entsprechend fehlenden Bezugszeichen) sowie als Schnitt entlang der Linie D-D (6) der 7. Das Eingangsteil 124 des Torsionsschwingungsdämpfers 118 ist in diesem Ausführungsbeispiel aus zwei das Ausgangsteil 125 axial umgebenden Scheibenteilen 124b, 124c gebildet, wobei beide Scheibenteile mittels der über den Umfang verteilten Nieten 130 am Kolben 119 befestigt sind. Die Scheibenteile 124b, 124c sind an ihrem Außenumfang nicht radial profiliert. Um dennoch die axiale Flexibilität zwischen den Plattenkörpern 124a', 124a'' und den Aufnahmebereichen 136a, 136b der Nieten 130 zu erhöhen, sind in den Scheibenteilen 124b, 124c jeweils zumindest im Bereich der Nieten 130 Durchtrennungen 137, 138 vorgesehen, die sich vorzugsweise U-förmig radial zwischen den Nieten 130 und den Plattenkörpern 124a', 124a'' ausdehnen. Eingangsteile wie die Scheibenteile 124b, 124c sowie das Eingangsteil 24 der 1 werden üblicherweise mittels Kaltumformverfahren, wie Tiefziehverfahren, Stanzverfahren, Preßverfahren und dergleichen hergestellt. Dabei hat es sich als vorteilhaft erwiesen, die Durchtrennungen vor dem axialen Formgebungsverfahren, wie Topfverfahren, einzubringen, wodurch die endgültige Formgebung der Durchtrennungen 137, 138 während des Topfverfahrens erfolgt und vorher annähernd U-förmige Durchtrennungen in das im wesentlichen plane Rohteil des Scheibenteiles 124b, 124c eingebracht werden.
8 zeigt ein Detail einer entsprechenden Dämpfungseinrichtung, wie Torsionsschwingungsdämpfer 118 in Ansicht, bei dem die Durchtrennungen 237 eines mit einem Kolben 119 mittels der Nieten 130 verbundenen Scheibenteiles 224 in der Weise ausgeführt sind, dass der aufnehmende Bereich für die Nieten 130 eine in Umfangsrichtung ausgebildete Zunge 236 ist. Es versteht sich, dass diese Ausführungsform eine axial flexible und radial federnde Anordnung erlaubt.
Der Torsionsschwingungsdämpfer 118 der 6 und 7 ist in der Weise gebildet, dass die Scheibenteile 124b, 124c in Umfangsrichtung entgegen der Wirkung der Energiespeicher 126 relativ verdrehbar sind. In dem gezeigten Ausführungsbeispiel sind die Energiespeicher in Form von radial ineinander geschachtelten Schraubendruckfedern 126a, 126b vorgesehen. Hierbei sind diese in fensterförmigen Ausnehmungen 127a, 127b des Eingangsteiles 124 sowie fensterförmigen Ausnehmungen 128 des Ausgangsteiles untergebracht, wobei die Energiespeicher 126 jeweils von den radial ausgerichteten Wandungen der Ausnehmungen 127a, 127b, 128 in Verdrehrichtung des Dämpfers beaufschlagt werden. Gegen Fliehkrafteinwirkung sind die Energiespeicher 126 radial außen mittels in den Scheibenteilen 124b, 124c vorgesehener, der Kontur der Energiespeicher 126 angepaßter, ausgestellter Lappen 129a, 129b gesichert. Der maximale Verdrehwinkel der Scheibenteile 124b, 124c als Eingangsteil entgegen dem Ausgangsteil 125 erfolgt durch axiales Eingreifen der im Scheibenteil 124c axialen Ausformung 139 in entsprechende Ausnehmungen 133 im Ausgangsteil 125, wobei die Ausdehnung der Ausnehmungen 133 dem maximalen Verdrehbereich entsprechend in Umfangsrichtung einen größeren Winkel einnimmt als die Ausdehnung der axialen Ausformung 139. Es versteht sich, dass prinzipiell ein derartiges axiales Ineinandergreifen von Ein- und Ausgangsteil in der Weise vorgesehen sein kann, dass zumindest ein von gegebenenfalls mehreren scheibenförmigen Teilen des Ein- oder Ausgangsteils mit entsprechenden axialen Anformungen, Anprägungen oder axial ausgestellten Zungen ausgestattet ist und in entsprechende Ausnehmungen zumindest eines von gegebenenfalls mehreren Scheibenteil des hierzu korrespondierenden Ein- oder Ausgangsteils zur Begrenzung der Verdrehbarkeit von Eingangs- gegen Ausgangsteil eingreift. Hierbei können eine einzige oder mehrere über den Umfang verteilte axiale Eingriffsvorrichtungen vorgesehen sein. Zur axialen Beabstandung der untereinander durch die Vernietung 130 axial festgelegten Scheibenteile 124b, 124c gegenüber dem Ausgangsteil 125 ist der axial wirksame Energiespeicher wie Membran- oder Tellerfeder 135 vorgesehen, die hier axial zwischen dem Scheibenteil 124b und dem Ausgangsteil 125 verspannt ist und mittels zumindest einer axial angeformten Zunge 135a an deren Außenumfang in eine der Ausnehmungen 133 oder in eine separate Ausnehmung 133a im Scheibenteil 125 eingreift und damit von dieser bei einer Relativverdrehung gegenüber dem Eingangsteil 124 mitgenommen wird. Hierdurch wirkt die Tellerfeder 135 bei Relativverdrehung von Ausgangsteil und Eingangsteil gegeneinander als Reibeinrichtung, wobei der Eingriff der Zunge 135a spielbehaftet sein kann und damit eine verschleppte Reibung bewirkt werden kann. Es versteht sich, dass die axiale Überlappung von einem ausgeprägten oder ausgestellten Teil eines Eingangs- oder Ausgangsteiles in eine entsprechende Ausnehmung des korrespondierenden Ausgangs- oder Eingangsteils für alle Dämpfungseinrichtungen, beispielsweise 118, 18 in 1 zur Begrenzung des Verdrehbereiches vorteilhaft sein kann.
9 zeigt eine der in 6 gezeigten Anordnung ähnliche Dämpfungseinrichtung 318, die auf einem Kolben 119 mittels der Nieten 130 befestigt ist mit dem gegenüber der Dämpfungseinrichtung 118 der 6 einzigen Unterschied, dass die beiden Scheibenteile – in dieser Ansicht ist nur das Scheibenteil 324b direkt ersichtlich – des Eingangsteiles 324 unterschiedlich ausgestaltete Durchtrennungen 337a, 337b aufweisen. Es hat sich nämlich gezeigt, dass die axiale Flexibilität von den geometrischen Parametern der Scheibenteile abhängt und somit für jedes Scheibenteil in vorteilhafter Weise unterschiedliche Durchtrennungen 337a, 337b vorteilhaft sein können. In dem gezeigten Ausführungsbeispiel sind die Durchtrennungen 337a des Scheibenteiles 324b in Umfangsrichtung weiter ausgedehnt als die Durchtrennungen 337b der axial zwischen dem Scheibenteil 324b und dem Kolben 119 angeordneten Scheibenteil, wodurch sich eine höhere axiale Flexibilität des Scheibenteiles 324b radial zwischen den die Nieten 130 aufnehmenden Bereichen 336a und dem Platten- beziehungsweise Scheibenkörper 324b' ergibt.
10 zeigt in Teilansicht erfindungsgemäß ein als Eingangsteil 424 vorgesehenes Scheibenteil für einen Torsionsschwingungsdämpfer, beispielsweise dem in 6 dargestellten Torsionsschwingungsdämpfer 118. Zur Erhöhung der axialen Flexibilität radial zwischen dem Scheibenkörper 424a und den Öffnungen 130a zur Vernietung mit dem Kolben sind jeweils in Umfangsrichtung zwischen zwei Nietöffnungen 130a radial bis zu einem kleineren Durchmesser als dem der Nietöffnungen 130a Durchtrennungen beziehungsweise Ausnehmungen 437 vorgesehen. In dem gezeigten Ausführungsbeispiel weisen diese Durchtrennungen 437 vorzugsweise in Schlüssellochform auf, wobei an der radial inneren Begrenzung die Ausnehmungen 437 Kreisform aufweisen können. Dadurch werden im Eingangsteil 424 um die Nietöffnungen 130a angeordnete radiale Ausleger 436 gebildet, die insbesondere bei Taumelschwingungen sich axial gegeneinander verlagern können, wodurch das Auftreten von Spannungen im Eingangsteil unterbunden, zumindest aber vermindert wird und Spannungsrisse im Bereich der Öffnungen 130a vermieden werden können.
11 zeigt ein gegenüber dem Eingangsteil 424 geändertes Eingangsteil 524, das zum Zweck der Erhöhung der axialen Flexibilität zwischen dem Scheibenkörper 524a und den Nietöffnungen 130a am Außenumfang in Umfangsrichtung ein Radialprofil 537 aufweist, das Wellenform hat, wobei die radial erweiterten Wellenscheitel 537a die Nietöffnungen umgeben und die Wellentäler 537b jeweils in Umfangsrichtung zwischen den Nietöffnungen 130a angeordnet sind.
12 zeigt einen hydraulischen Drehmomentwandler 601 mit einem aus den Gehäuseschalen 604 und 605 bestehenden Gehäuse 613, wobei an der Gehäuseschale 605 das Pumpenrad 612 antriebsmäßig angebunden ist und das Turbinenrad 614 über eine Wandlerfluid antreibt. Das Gehäuse 613 wird mittels einer nicht näher dargestellten Mitnahmeeinrichtung von der Kurbelwelle angetrieben und bildet das Eingangsteil des Wandlers. Das Ausgangsteil des Wandlers 601 wird durch die Nabe 615 gebildet, die mittels der Verzahnung 603a drehschlüssig mit einer nicht näher dargestellten Getriebeeingangswelle verbunden ist. Weiterhin verfügt der Drehmomentwandler 601 über eine Wandlerüberbrückungskupplung 617, die in geschlossenem Zustand das Gehäuse 613 antriebsmäßig mit der Nabe 615 verbindet. In offenem Zustand erfolgt der Kraftfluß vom Gehäuse 613 über das Pumpenrad 612 zum Turbinenrad und von dort in die Nabe 615. In beiden Schaltzuständen der Wandlerüberbrückungskupplung 617 ist im Kraftfluß zwischen dem Gehäuse 613 und der Nabe 615 der Torsionsschwingungsdämpfer 618 eingeschaltet.
Diesbezüglich unterscheidet sich der Drehmomentwandler 601 von dem Drehmomentwandler 1 der 1. Zur Anbindung des Torsionsschwingungsdämpfers 618 an das Turbinenrad 614 ist dieses auf der Nabe 615 verdrehbar angeordnet und weist hierzu eine separate Turbinennabe 615a auf, mit der das Turbinenrad drehfest verbunden ist. Die Turbinennabe 615a ist auf der Nabe 615 verdrehbar angeordnet und gegen diese mittels eines Dichtringes 615b abgedichtet. Ein radial erweiterter Steg 615c bildet einen Axialanschlag für die Turbinennabe 615a und nimmt an seinem Außenumfang das Ausgangsteil 625 des Torsionsschwingungsdämpfers 618 drehfest auf. Auf der der Turbinennabe 615a entgegengesetzten Seite des Stegs 615c ist auf der Nabe 615 weiterhin der axial zwischen der Gehäuseschale 640 und dem Torsionsschwingungsdämpfer 815 angeordnete Kolben 619 der Wandlerüberbrückungskupplung 617 verdrehbar und axial verlagerbar aufgenommen und mittels eines Dichtringes 615d gegen die Nabe 615 abgedichtet. Das Eingangsteil 624 ist mittels einer am Innenumfang vorgesehenen Verzahnung 624a drehschlüssig auf einem den Steg 615c radial außen axial übergreifenden Vorsprung 615a' der Turbinennabe 615a aufgenommen. Radial außerhalb des Energiespeichers 626, entgegen dessen Wirkung Ausgangsteil 625 und Eingangsteil 624 relativ gegeneinander verdrehbar sind, ist das Eingangsteil 624 axial elastisch mit dem Kolben 619 verbunden. Es ist hierbei vorgesehen, die axiale Steifigkeit des Eingangsteiles 624 beizubehalten und zwischen dem Eingangsteil 624 und dem Kolben 619 separate elastische Mittel 637 anzuordnen.
Die 13 zeigt hierzu das Detail E der 12 in Blickrichtung c. Zur axialen, flexiblen Anbindung des Eingangsteiles 624 an den Kolben 619 sind Blattfedern 637 vorgesehen, die einerseits mit dem Kolben 619 mittels der Nieten 630 und an ihrem anderen Ende mittels der Nieten 630a mit dem Eingangsteil 624 verbunden sind. Dabei können die Blattfedern 637 mittels einfacher Nieten mit den Teilen 624, 619 verbunden sein oder können aus den Bauteilen 624 und/oder 619 Nietwarzen ausgedrückt sein, mit denen die Blattfedern 637 direkt vernietet werden.
14 zeigt das Detail E der 12 aus der Blickrichtung b. Hier wird zusätzlich deutlich, daß zur axialen Beabstandung von Kolben 619 gegenüber dem Eingangsteil 624 ein Axialanschlag 624c vorgesehen ist, der in Richtung Kolben 619 aus dem Eingangsteil 624 ausgeformt ist. Vorteilhafterweise können mehrere über den Umfang verteilte Anschläge 624c derart ausgebildet sein. Zur Vernietung der Nieten 630 ist in dem Eingangsteil 624 weiterhin jeweils eine Ausnehmung 624d im Bereich einer Niete 630 vorgesehen.
Dem Eingangsteil 624 ist – gezeigt in 12 – auf der gegenüberliegenden Seite des Ausgangsteiles 625 ein ringscheibenförmiges Bauteil 640 zugeordnet, so dass das Ausgangsteil 625 axial zwischen den beiden Teilen 624 und 640 angeordnet ist. Die beiden Teile 640 und 624 können in einem Umfangsbereich, in dem keine Energiespeicher 626 angeordnet sind, oder radial außen miteinander vorzugsweise mittels Nieten oder einer Verschweißung verbunden sein. Die Energiespeicher 626 – hier als ineinander geschachtelte Schraubenfedern ausgestaltet – sind in fensterförmigen Ausnehmungen 627a, 627b, 628 der Teile 624, 625, 640 angeordnet und werden durch die in radiale Richtung ausgerichteten Wandungen dieser bei einer Relativverdrehung des aus Eingangsteiles 624 gegenüber dem Ausgangsteil 625 der Dämpfungseinrichtung 618 an ihren umfangsseitigen Enden beaufschlagt. Als Reibeinrichtung zur Überlagerung der Relativverdrehung mit einem Reibmoment ist axial zwischen dem Eingangsteil 624 und dem Ausgangsteil 625 ein ringförmiges Reibelement 633, wie beispielsweise eine axial wirksame Tellerfeder, verspannt, wobei diese – wie hier gezeigt – drehfest am Eingangsteil 624 abgestützt ist und gegen das Ausgangsteil 625 verdreht wird. Zur radialen Abstützung der Energiespeicher 626 sind aus den beiden Teilen 624, 640 im Bereich der Ausnehmungen 627a, 627b radial außen der Kontur der Energiespeicher 626 angepasste Abstützbereiche 629a, 629b ausgestellt.
Die 15 zeigt ein weiteres vorteilhaftes Ausführungsbeispiel eines hydraulischen Dremomentwandlers 700. Der hydrodynamische Drehmomentwandler 700 weist ein nicht dargestelltes Pumpenrad, ein Turbinenrad 701 und ein Leitrad 702 auf, wobei weiterhin ein Torsionsschwingungsdämpfer 704 und eine Wandlerüberbrückungskupplung 705 innerhalb des Gehäuses 703 angeordnet ist. Der Torsionsschwingungsdämpfer besteht im wesentlichen aus einem Eingangsteil, das durch die beiden Seitenscheiben 706, 707 gebildet sind, die im radial äußeren Bereich miteinander verbunden, wie vernietet, sind. Die Seitenscheiben weisen Aufnahmen für Kraftspeicher auf. Zwischen den Seitenscheiben 706, 707 ist ein Flansch 750 als Dämpferausgangsteil angeordnet, der radial innen mit der Abtriebsnabe 751 – wie beispielsweise hier gezeigt – einstückig verbunden ist. Die turbinenseitige Seitenscheibe 706 ist mit einem Adapterteil 752 verbunden, beispielsweise vernietet, das mittels einer Innenverzahnung 708 in eine Außenverzahnung 755 der Antriebsnabe 751 mit Spiel zumindest in Höhe des maximalen Verdrehwinkels von Eingangs- und Ausgangsteil des Dämpfers 704 eingreift.
Die Turbinenradnabe 760 ist mit der Schale des Turbinenrades verbunden, beispielsweise geschweißt, vernietet und/oder verstemmt. Sie weist an ihrer axial dem Dämpfer 704 zugewandten Seite axial erhabene, über den Umfang verteilte Ansätze 761 auf, die in entsprechende Ausnehmungen 762 des Adapterteils im wesentlichen spielfrei eingreifen. Über das Adapterteil 752 ist das Turbinenrad 701 mit dem Scheibenteil 706 des Dämpfers 704 verbunden, so dass der Dämpfer 704 als Turbinendämper und als Dämpfer für die Wandlerüberbrückungskupplung 705 dient. Hierbei ist zu beachten, dass die Turbinennabe 760 auf der Antriebsnabe 751 verdrehbar aufgenommen ist.
Das Adapterteil 752 ist vorteilhafterweise an dem Seitenteil 706 auf zwei radial beabstandeten Nietenkreisen mittels der radial äußeren Nieten 770 und der radial inneren Nieten 771 befestigt. Dabei können sich die Nieten 770, 771 über den Umfang betrachtet abwechseln, so dass insgesamt eine spannungsarme Anbindung resultiert. Weiterhin kann dieses Adapterteil unterschiedliche Bauformen von Dämpfern und Turbinennaben miteinander verbinden, so dass für unterschiedliche Anwendungen jeweils nach dem Baukastenprinzip nur wenige Dämpfer- und Nabenvarianten vorgesehen werden müssen.

Claims

Hydraulischer Drehmomentwandler (1, 601) mit einem von einer Antriebswelle angetriebenen Gehäuse (13, 613) und einem mit diesem antriebsmäßig verbundenen Pumpenrad (12, 612), einem mittels eines Druckmediums von diesem angetriebenen Turbinenrad (14, 614) sowie einem Ausgangsteil (15, 615) zur drehschlüssigen Verbindung des Drehmomentwandlers (1, 601) mit einer Abtriebswelle und einer Wandlerüberbrückungskupplung (17) mit der in einer vorgegebenen Betriebssituationen die Kraftübertragung vom Pumpenrad (12, 612) auf das Turbinenrad (14, 614) überbrückt wird und im Kraftfluss zwischen dem Gehäuse (13, 613) und dem Ausgangsteil (15, 615) zumindest ein Torsionsschwingungsdämpfer (18, 118, 618) vorgesehen ist, der mit einem relativ entgegen die Wirkung zumindest eines Energiespeichers (26, 126, 626) gegen ein Ausgangsteil (25, 125, 625) verdrehbares Eingangsteil (24, 124, 624) wirksam ist, wobei das Eingangsteil (24) mit einem scheibenförmigen Bauteil (19) der Wandlerüberbrückungskupplung (17) axial elastisch verbunden ist, dadurch gekennzeichnet, dass ein Bauteil (24, 124b, 124c, 224, 324b) des Torsionsschwingungsdämpfers (18, 118) Mittel (437) zur Verminderung der axialen Steifigkeit in einem Bereich aufweist, wobei der Bereich radial zwischen über den Umfang verteilten Verbindungspunkten (30, 130) zwischen dem Bauteil (19, 119) der Wandlerüberbrückungskupplung und dem Bauteil (24, 124b, 124c, 224, 324b) des Torsionsschwingungsdämpfers (18, 118) und einem radial inneren Teil (124a', 324b') des Bauteils (24, 124b, 124c, 224, 324b) des Torsionsschwingungsdämpfers (18, 118) aufgespannt ist, wobei die Mittel (437) zur Verminderung der axialen Steifigkeit in dem Bereich radial innerhalb der Verbindung (30, 130) über den Umfang verteilte, vom Außenumfang des Bauteils (24, 124b, 124c, 224, 324b) des Torsionsschwingungsdämpfers (18, 118) radial nach innen über die Verbindungspunkte (30, 130) hinausgehende Ausnehmungen (437) sind, wobei die Ausnehmungen (437) in ihrem Verlauf von radial außen nach radial innen in Umfangsrichtung erweitert, insbesondere kreissegmentförmig erweitert sind.
Hydraulischer Drehmomentwandler (1, 601) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Eingangsteil (124) aus zumindest zwei Scheibenteilen (124b, 124c) gebildet ist, wobei zumindest ein Scheibenteil (124b, 124c) mit einem Bauteil (119) der Wandlerüberbrückungskupplung (17) verbunden ist.
Hydraulischer Drehmomentwandler (1) nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Mittel zur Verminderung der axialen Steifigkeit in dem Bereich radial innerhalb der Verbindungspunkte (30, 130) über den Umfang verteilte Durchtrennungen (36c, 137, 237, 337a, 337b) sind.
Hydraulischer Drehmomentwandler (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Durchtrennungen (36c, 137, 237, 337a, 337b) im Bereich der Verbindungspunkte (30, 130) angeordnet sind.
Hydraulischer Drehmomentwandler (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Durchtrennungen (137, 237, 337a, 337b) bogenförmig um die Verbindungspunkte (30, 130) geführt sind.
Hydraulischer Drehmomentwandler (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Durchtrennungen (137, 237, 337a, 337b) bezüglich ihrer beiden Enden zumindest in eine Umfangsrichtung erweitert sind.
Hydraulischer Drehmomentwandler (1) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die in Umfangsrichtung erweiterten Enden auf Höhe der Verbindungspunkte (30, 130) angeordnet sind.
Hydraulischer Drehmomentwandler (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass mehrere über den Umfang verteilte als Schraubenfedern ausgebildete Energiespeicher (26) von einem in von Windungen (26a) der Schraubenfedern (26) gebildeten Innenräumen (26b) der Schraubenfedern (26) aufgenommenen ringförmigen Bauteil (29) zumindest radial gehalten sind.
Hydraulischer Drehmomentwandler (1) nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass das ringförmige Bauteil (29) aus Draht, vorzugsweise vorgebogenem Draht, oder Kunststoff hergestellt ist.
Hydraulischer Drehmomentwandler (1) nach einem der Ansprüche 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, dass das ringförmige Bauteil (29) an über den Umfang verteilten Haltenasen (36a) radial und/oder axial abgestützt ist.
Hydraulischer Drehmomentwandler (1) nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass das ringförmige Bauteil (29) mit den Haltenasen (36a) verspannt ist.
Hydraulischer Drehmomentwandler (1) nach einem der Ansprüche 8 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass für den Durchmesser d des ringförmigen Bauteils (29) in Abhängigkeit von dem Innendurchmesser D der Windungen (26a) 0,8·D > d > 0,2·D, vorzugsweise 0,6·D > d > 0,3·D gilt.