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Die
vorliegende Erfindung betrifft einen hydrodynamischen Drehmomentwandler
gemäß dem Oberbegriff des Anspruches 1.
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Aus
der
DE 101 31 768
A1 ist ein hydrodynamischer Drehmomentwandler bekannt,
der mit einem Pumpenrad, einem Turbinenrad und einem Leitrad zur
Bildung eines hydrodynamischen Kreises ausgebildet ist. Das Pumpenrad
weist eine zur Aufnahme einer Beschaufelung dienende Pumpenradschale und
das Turbinenrad eine zur Aufnahme einer Beschaufelung dienende Turbinenradschale
auf. Axial zwischen den Beschaufelungen von Pumpenrad und Turbinenrad
ist eine Beschaufelung des Leitrades vorgesehen. Sowohl das Pumpenrad
als auch das Turbinenrad verfügt, jeweils radial innerhalb
des jeweiligen Schaufelrades, über eine Nabe, von denen die
Turbinenradnabe gemeinsam mit einer Leitradnabe einen ersten Strömungsraum
und die Pumpenradnabe gemeinsam mit der Leitradnabe einen zweiten Strömungsraum
axial begrenzt. Diese Strömungsräume sind radial
innerhalb des hydrodynamischen Kreises angeordnet, wobei wenigstens
ein Strömungsraum zur Versorgung des hydrodynamischen Kreises
mit Fluid, aber auch zur Abführung von Fluid aus dem hydrodynamischen
Kreis, dient.
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Die
Leitradnabe ist im radialen Erstreckungsbereich von Pumpenradnabe
und Turbinenradnabe mit wenigstens einem Durchgang versehen, der
eine Verbindung des ersten Strömungsraumes zum hydrodynamischen
Kreis herstellt. Dieser Durchgang wirkt mit einer die Turbinenradnabe
durchdringenden Ausnehmung zusammen, durch welche der erste Strömungsraum
mit einem Arbeitsraum in Druckverbindung steht, der eine Seite eines
Kolbens einer Überbrückungskupplung beaufschlagt,
während an der Gegenseite der Überbrückungskupplung
ein Druckraum vorgesehen ist. Durch entsprechende Druckbeaufschlagung
des Druckraumes in Relation zum Arbeitsraum, dessen Druckniveau
durch den hydrodynamischen Kreis bestimmt ist, kann die Überbrückungskupplung
durch Axialverlagerung des Kolbens ein- oder ausgerückt
werden. Die Ausnehmung in der Turbinenradnabe sowie der Durchgang
in der Leitradnabe stellen somit eine Druckverbindung zwischen dem
Arbeitsraum und dem hydrodynamischen Kreis her, und sollen hierdurch
die Regelbarkeit des Kolbens bei Schubbetrieb verbessern.
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Problematisch
bei hydrodynamischen Drehmomentwandlern ist, dass sich im hydrodynamischen
Kreis, bedingt durch die Hydrodynamik, bei Zugbetrieb an der Turbinenradseite
und damit im ersten Strömungsraum ein Drucküberschuß gegenüber der
Pumpenradseite und damit im zweiten Strömungsraum einstellt,
wobei dieser Drucküberschuß eine Axialkraft auslöst,
und damit eine Belastung für eine zwischen Leitradnabe
und Pumpenradnabe vorgesehene Axiallagerung. Diese Belastung ist besonders
groß bei hoher Drehzahldifferenz zwischen Pumpen- und Turbinenrad,
insbesondere beim Anfahren, wenn dem mit Motordrehzahl betriebenen Pumpenrad
das mit dem Fahrzeug noch in Stillstand verharrende Turbinenrad
gegenübersteht. Der in der Leitradnabe vorgesehene, zumindest
eine Durchgang vermag diesem Problem nicht abzuhelfen, da er über
keine Verbindung zum zweiten Strömungsraum verfügt.
Bedingt durch diese Belastung kann eine Oberflächenpressung
auftreten, die zur Materialzerstörung führen kann.
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Der
Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen hydrodynamischen Drehmomentwandler
derart auszubilden, dass eine zwischen einer Leitradnabe und einer
Pumpenradnabe angeordnete Axiallagerung zumindest weitgehend von
einer durch Axialkräfte erzeugten Belastung befreit ist.
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Gemäß der
Erfindung wird diese Aufgabe gelöst durch einen hydrodynamischen
Drehmomentwandler gemäß dem Anspruch 1.
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Durch
Ausbildung zumindest einen Durchganges in einer Leitradnabe eines
hydrodynamischen Drehmomentwandlers zwischen einem turbinenradseitigen
ersten Strömungsraum und einem pumpenradseitigen zweiten
Strömungsraum wird eine Druckverbindung zwischen den beiden
Strömungsräumen hergestellt, so dass bei Entstehen
eines Überdruckes im ersten Strömungsraum zumindest
ein Teil dieses Überdruckes sich in den zweiten Strömungsraum
ausweiten kann. Auf diese Weise sinkt der Druckunterschied zwischen
den beiden Strömungsräumen, und damit auch eine
Axialkraft, die, bedingt durch den Druckunterschied, bewirkt, dass
das Leitrad in Richtung zur Pumpenradnabe gepresst wird, und hierdurch
eine Belastung einer zwischen Leitradnabe und Pumpenradnabe vorgesehenen,
abtriebsseitigen Axiallagerung verursacht. Durch die Entlastung
der abtriebsseitigen Axiallagerung wird deren Lebensdauer beträchtlich
erhöht.
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Gleichzeitig
verbessert sich die hydrodynamische Wandlerkennung, und zwar aus
folgendem Grund:
Bedingt durch den zumindest einen Durchgang
entsteht mit dem Druckgefälle zwischen dem ersten Strömungsraum
und dem zweiten Strömungsraum ein Volumenstrom von der
Antriebsseite des Leitrades zu dessen Abtriebsseite. Die vom Pumpenrad ausgeübte
Saugwirkung bewirkt eine Aufnahme des zusätzlichen Volumenstromes
in den hydrodynamischen Kreis, wodurch sich das Pumpenaufnahmemoment
im wesentlichen mit zunehmendem Drehzahlverhältnis erhöht.
Zur Erzielung eines entsprechenden Pumpenaufnahmemomentes müsste
demnach ein ohne den erfindungsgemäßen Durchgang
in der Leitradnabe ausgebildeter hydrodynamischer Drehmomentwandler
größer ausgebildet sein, und wäre dadurch
mit den üblichen Nachteilen bei Bauraum, Gewicht und Kosten
belastet.
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Die
vorliegende Erfindung ist nachfolgend mit Bezug auf die beiliegende
Zeichnung näher erläutert. Es zeigt:
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1 einen
Teillängsschnitt eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers
mit einem Pumpen-, einem Turbinen- und einem Leitrad;
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2 eine
Ansicht des Leitrades aus Blickrichtung A in 1;
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3 eine
Darstellung der Axialkraft über dem Drehzahlverhältnis
von Turbinenrad/Pumpenrad
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4 eine
Darstellung des Pumpenaufnahmemomentes MP über
dem Drehzahlverhältnis von Pumpen- und Turbinenrad.
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Ein
in 1 dargestellter hydrodnamischer Drehmomentwandler 10 umfasst
eine Gehäuseanordnung 12, die im Wesentlichen
einen Gehäusedeckel 14 umfasst, 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
Pumpenradbeschaufelung 20 mit einer Mehrzahl von in Umfangsrichtung
bezüglich einer Drehachse A aufeinander folgenden Pumpenradschaufeln.
In ihrem radial inneren Bereich ist die Pumpenradschale 18 mit
einer Pumpenradnabe 22 fest verbunden. Die Pumpenradschale 18,
die Pumpenradbeschaufelung 20 und die Pumpenradnabe 22 bilden
zusammen im Wesentlichen ein Pumpenrad 24. Dieses wirkt
mit einem Turbinenrad 28 zusammen, das 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 umfasst.
Die Turbinenradschale 34 trägt eine Turbinenradbeschaufelung 38 mit
einer Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Turbinenradschaufeln.
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Eine Überbrückungskupplung 46 umfasst
einen ringscheibenartig ausgebildeten Kolben 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 Kolben 48 trägt einen Reibbelag 52 und
ist mit diesem durch Erhöhung des Fluiddrucks in einem
Arbeitsraum 54 bezüglich eines Druckraumes 56 gegen
den Gehäusedeckel 14 anpressbar, so dass durch
gezielte Einstellung der Druckdifferenz des Druckraumes 56 gegenüber
dem Arbeitsraum 54 eine Einstellung der Anpresskraft erhalten
werden kann.
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Axial
zwischen dem Pumpenrad 24 und dem Turbinenrad 28 ist
ein Leitrad 60 vorgesehen. Dieses umfasst eine ringförmige
Leitradnabe 62, die an ihrem Außenumfangsbereich
eine Leitradbeschaufelung 64 mit einer Mehrzahl von in
Umfangsrichtung aufeinander folgenden Leitradschaufeln trägt. Über eine
Freilaufanordnung 66 ist die Leitradnabe 62 auf einem
nicht dargestellten, bezüglich der Drehachse A vorzugsweise
nicht drehbaren Stützelement derart getragen, dass sie
mit der Leitradbeschaufelung 64 in einer Drehrichtung um
die Drehachse A drehbar, gegen Drehung in der anderen Drehrichtung
jedoch blockiert ist. Durch das Pumpenrad 24, das Turbinenrad 28 und
das Leitrad 60 wird ein hydrodynamischer Kreis 80 gebildet.
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Axial
zwischen der Turbinenradnabe 30 und der Freilaufanordnung 66 ist
eine dem Turbinenrad 28 zugeordnete, antriebsseitige Axiallagerung 40 und
ein erster Druckring 41 vorgesehen, axial zwischen der
Freilaufanordnung 66 und der Pumpenradnabe 22 ein
zweiter Druckring 42 und eine dem Pumpenrad 24 zugeordnete,
abtriebsseitige Axiallagerung 43. Des weiteren liegt axial
zwischen der Turbinenradnabe 30 und der Leitradnabe 62 ein
antriebsseitiger erster Strömungsraum 72 vor,
axial zwischen der Leitradnabe 62 und der Pumpenradnabe 22 ein abtriebsseitiger
zweiter Strömungsraum 74. Die beiden Strömungsräume 72 und 74 sind
durch einen Durchgang 76 miteinander verbunden, wobei der Durchgang 76,
wie 2 zeigt, über eine Mehrzahl von Durchgangsöffnungen 78 verfügt,
die, in Umfangsrichtung, mit zumindest im wesentlichen gleichen
Abständen zueinander ausgebildet sind, und die Leitradnabe 62 im
wesentlichen parallel zur Drehachse A durchdringen.
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Arbeitet
ein derartiger, in einen Antriebsstrang integrierter hydrodynamischer
Drehmomentwandler 10 in Zugbetrieb, so wird im hydrodynamischen
Kreis 80 Fluid vom Pumpenrad 24, das bei diesem
Betriebszustand mit höherer Drehzahl umläuft als
das Turbinenrad 28, in das letztgenannte gefördert.
Dadurch gelangt Fluid in den ersten Strömungsraum 72,
während gleichzeitig Fluid aus dem zweiten Strömungsraum 74 abgesaugt
wird. Dadurch entsteht im ersten Strömungsraum 72 ein
Drucküberschuß gegenüber dem zweiten
Strömungsraum 74. Hierdurch wird das Leitrad 60 mit
einer Axialkraft in Richtung zur Pumpenradnabe 22 beaufschlagt,
und erhöht somit die Flächenpressung auf den zweiten Druckring 42 und
die abtriebsseitige Axiallagerung 43. Dieser Belastung
für den zweiten Druckring 42 und der abtriebsseitigen
Axiallagerung 43 wirkt der Durchgang 76 entgegen,
da dieser dem antriebsseitigen ersten Strömungsraum 72 einen
Druckausgleich in den abtriebsseitigen zweiten Sntrömungsraum 74 ermöglicht.
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3 zeigt
den Verlauf der die abtriebsseitige Axiallagerung 43 belastenden
Axialkraft, aufgetragen über das Drehzahlverhältnis
von Turbinenrad/Pumpenrad. Wie klar erkennbar ist, liegt diese Axialkraft
bei einer Ausführung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers
ohne den erfindungsgemäßen Durchgang 76 in
der Leitradnabe 62 gemäß unterbrochener
Linierung stets bei höheren Beträgen als die erfindungsgemäße
Ausführung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers mit
dem Durchgang 76, dargestellt mit durchgezogener Linierung.
Die entlastende Wirkung des Durchganges 76 nimmt allerdings
mit zunehmendem Drehzahlverhältnis zwischen Turbinen- und
Pumpenrad ab.
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Bedingt
durch den Durchgang 76 entsteht mit dem hierdurch bewirkten
Druckgefälle zwischen dem antriebsseitigen ersten Strömungsraum 72 und dem
abtriebsseitigen zweiten Strömungsraum 74 ein Volumenstrom
aus dem ersten Strömungsraum 72 in den zweiten
Strömungsraum 74. Die vom Pumpenrad 24 ausgeübte
Saugwirkung bewirkt eine Aufnahme dieses zusätzlichen Volumenstromes
in den hydrodynamischen Kreis 80, wodurch sich das Pumpenaufnahmemoment
MP erhöht, und zwar, wie in 4 über
dem Drehzahlverhältnis von Pumpenrad 24 zu Turbinenrad 28 schematisch
aufgezeigt, im wesentlichen mit zunehmendem Drehzahlverhältnis,
bis ein Erreichen der Kupplungsphase bei gelöstem Leitradfreilauf
bei einem Drehzahlverhältnis von etwa 0,9 diesen Effekt
beendet. Mit unterbrochener Linierung ist wiederung der Verlauf
ohne einen Durchgang zwischen erstem Strömungsraum 72 und
zweitem Strömungsraum 74 dargestellt, während
die durchgezogene Linierung den Verlauf bei dem erfindungsgemäßen
hydrodynamischen Drehmomentwandler angibt.
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- 10
- Hydrodynamischer
Drehmomentwandler
- 12
- Gehäuseanordnung
- 14
- Gehäusedeckel
- 16
- Lagerzapfen
- 18
- Pumpenradschale
- 20
- Pumpenradbeschaufelung
- 22
- Pumpenradnabe
- 24
- Pumpenrad
- 28
- Turbinenrad
- 30
- Turbinenradnabe
- 32
- Nietbolzen
- 34
- Turbinenradschale
- 38
- Turbinenradbeschaufelung
- 40
- antriebsseitige
Axiallagerung
- 41
- erster
Druckring
- 42
- zweiter
Druckring
- 43
- abtriebsseitige
Axiallagerung
- 46
- Überbrückungskupplung
- 48
- Kolben
- 50
- Mitnehmerelement
- 52
- Reibbelag
- 54
- Arbeitsraum
- 56
- Druckraum
- 60
- Leitrad
- 62
- Leitradnabe
- 64
- Leitradbeschaufelung
- 66
- Freilaufanordnung
- 72
- antriebsseitiger
erster Strömungsraum
- 74
- abtriebsseitiger
zweiter Strömungsraum
- 76
- Durchgang
- 78
- Durchgangsöffnungen
- 80
- hydrodynamischer
Kreis
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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
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