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Die Erfindung betrifft eine Überbrückungskupplung
gemäß dem Oberbegriff
des Anspruches 1.
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Eine solche Überbrückungskupplung ist beispielsweise
durch die japanische Veröffentlichung Sho
57-57958, 2 bekannt. Die Überbrückungskupplung
ist in einem Gehäuse
eines als hydrodynamische Kopplungsvorrichtung wirksamen Drehmomentwandlers
angeordnet, der, wie aus den eingezeichneten Strömungspfeilen entnommen werden kann,
mit fluidförmigem
Fördermedium
befüllt
ist und in üblicher
Weise über
einen hydrodynamischen Kreis verfügt, der zusätzlich zu einem Pumpenrad und
einem Turbinenrad ein axial zwischen denselben angeordnetes Leitrad
aufweist, und zwischen einer Antriebswelle und einer Getriebeeingangswelle
eines Antriebsstranges vorgesehen ist. Zurückkommend auf die Überbrückungskupplung,
weist diese einen Kolben auf, durch welchen in einer ersten Axialposition
ein Reibelement in Form einer Lamelle mit Reibflächen, vorgesehen am Kolben
und an einem ringförmigen
Widerlager, in Wirkverbindung bringbar ist, und in einer zweiten
Axialposition diese Wirkverbindung aufgehoben werden kann. Das Reibelement
ist drehfest an einem Innenlamellenträger aufgenommen, der an der
Turbinenschale des Turbinenrades befestigt ist und im Wesentlichen
parallel zum Turbinenradfuß nach
radial innen geführt
ist, wo er aufgrund der Ausbildung mit Aussparungen für Umfangsfedern
sowie mit Beaufschlagungsbereichen für die Letztgenannten als Teil
eines Antriebselementes eines Torsionsschwingungsdämpfers wirksam
ist, dem weiterhin als Abtriebselement eine ebenfalls mit Aussparungen
und Beaufschlagungs bereichen für die
Umfangsfedern vorgesehene Nabenscheibe zugeordnet ist, die einstückig mit
einer Torsionsdämpfernabe
ausgebildet ist, die ihrerseits an der bereits erwähnten Getriebeeingangswelle
drehfest zentriert ist.
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Das Turbinenrad lässt eine eigene Zentrierungsmaßnahme sowohl
gegenüber
dem Gehäuse der
Kopplungsvorrichtung als auch gegenüber der Getriebeeingangswelle
vermissen, sodass das ansonsten radiallagerungsfrei im Gehäuse aufgenommene
Turbinenrad allein über
die Umfangsfedern des Torsionsschwingungsdämpfers eine Zentrierung erfährt.
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Gemäß 2 der
Zeichnung der japanischen Veröffentlichung
ist axial zwischen dem Innenlamellenträger und der Nabenscheibe einerseits
sowie zwischen der Letztgenannten und dem Turbinenradfuß andererseits
jeweils ein vergleichsweise großer
axialer Abstand vorgesehen, der eine axiale Verlagerbarkeit des
Turbinenrades sowie des daran befestigten Innenlamellenträgers zulässt. Ausgehend von
den jeweiligen Druckverhältnissen
ist davon auszugehen, dass bei in Wirkposition stehendem Kolben eine
axial zwischen demselben und dem Wandlerdeckel befindliche Kammer
einen Überdruck
gegenüber dem
hydrodynamischen Kreis aufweist, sodass der Kolben über das
Reibelement und den Innenlamellenträger das Turbinenrad axial an
das Pumpenrad annähert.
Umgekehrt wird bei Drucklosigkeit der vorgenannten Kammer aufgrund
des dann vorherrschenden Überdruckes
im hydrodynamischen Kreis das Pumpenrad zusammen mit dem Innenlamellenträger und
dem Reibelement axial in Richtung zum Kolben verlagert, sodass zumindest
erhebliche Schleppverluste nicht ausgeschlossen werden können.
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Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Überbrückungskupplung,
deren Torsionsschwingungsdämpfer
zur Zentrierung des Turbinenrades Verwendung finden soll, derart
auszubilden, dass das Turbinenrad auch in Achsrichtung eine exakt
definierte Position innerhalb des Gehäuses der Kopplungsvorrichtung
einzunehmen vermag.
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Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die
im Kennzeichen des Anspruches 1 angegebenen Merkmale gelöst. Durch
Heranführung
eines entweder am Antriebselement oder am Abtriebselement vorgesehenen
Radialbereiches an das jeweils andere der vorgenannten Elemente
wird eine Axialabstützung
zur Positionierung des Turbinenrades in derjenigen Richtung sichergestellt,
aus welcher sich der Radialbereich dem benachbarten Element genähert hat.
Folglicherweise sind zwei dieser Elemente in Anordnung beidseits
jeweils eines anderen Elementes dazu befähigt, dem Turbinenrad in beiden
möglichen Axialrichtungen
eine Bewegungsberenzung zu bilden, wobei diese Bewegungsbegrenzung
bei im Wesentlichen spielfreier Annäherung der jeweils benachbarten
Elemente aneinander selbstverständlich nahezu
keine axiale Relativbewegbarkeit des Turbinenrades gegenüber dem
Gehäuse
mehr zulässt. Vorzugsweise
können
hierzu beispielsweise am Antriebselement zwei Bauteile vorgesehen
sein, die beispielsweise als Deckbleche ausgebildet und wirksam sind,
während
das Abtriebselement in Form einer axial zwischen den beiden Deckblechen
vorgesehenen Nabenscheibe realisiert sein kann, die zumindest im Erstreckungsbereich
der Umfangsfedern eine radiale Überdeckung
mit den Deckblechen des Antriebselementes aufweist. Selbstverständlich sind
ebenso aber auch zwei mit axialem Versatz zueinander ausgebildete
Nabenscheiben als Abtriebselement denkbar, die ein als Antriebselement
wirksames einzelnes Deckblech axial zwischen sich aufnehmen.
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Eine stabile axiale Positionierung
des Turbinenrades ist nur dann sichergestellt, wenn sowohl das Antriebselement
als auch das Abtriebselement jeweils eine hinreichende Steifigkeit
in Achsrichtung aufweisen. Aus diesem Grund können anspruchsgemäß an zumindest
einem dieser Elemente Axialversteifungen vorgesehen sein, die entweder
durch plastische Ausformungen von Vorsprüngen und/oder Rücksprüngen gegenüber einer
Ausgangsebene versteifungserhöhend
wirken, oder aber das jeweilige Element erhält durch entsprechende Oberflächenvergütung seine
höhere
Steifigkeit. Selbstverständlich
sind auch beide Maßnahmen
kombinierbar, wobei durch die plastische Ausformung auch eine Vergrößerung eventueller
Beaufschlagungsbereiche am Antriebs- oder Abtriebselement bereitgestellt
werden kann, während
durch die Oberflächenvergütung diese
Beaufschlagungsbereiche hervorragend gegen eine verschleißbedingte
Einarbeitung der Umfangsfedern geschützt sind.
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Selbstverständlich sollten die Aussparungen in
Antriebs- oder Abtriebselement in Radialrichtung derart bemessen
sein, dass sie die Umfangsfedern im Wesentlichen radial spielfrei
aufnehmen, um auch in dieser Richtung den Vorteil einer exakten
Zentrierung des Turbinenrades gegenüber dem Gehäuse der Kopplungsvorrichtung
sicherzustellen. Da somit den Umfangsfedern über ihre eigentliche Funktion der
Torsionsschwingungsdämpfung
auch die Funktion der Radiallagerung des Turbinenrades zukommt, müssen die
Umfangsfedern bestmöglich
an diese Zweitfunktion angepasst sein, um einem vorzeitigen Ausfall
der Kopplungsvorrichtung aufgrund eventuellen Federbruches vorzubeugen.
Aus diesem Grund können
die Umfangsfedern vorzugsweise bereits vorgekrümmt gefertigt werden, sodass
diese in unbelastetem Zustand geringeren Biegespannungen ausgesetzt
sind, als dies bei geraden Federn nach Einbau in mit gekrümmten Radialbereichen
ausgebildeten Aussparungen im Antriebs- oder Abtriebselement der
Fall wäre.
Gerade die vorgenannte Einbausituation gerader Umfangsfedern würde unter
Belastung an den Anlagepunkten der Umfangsfedern an den Führungen
der Aussparungen in Verbindung mit den Druckspannungen während des
Betriebes des Torsionsschwingungsdämpfers zu lokal unzulässig hohen Spannungen
sowie zu erhöhter
Reibung führen,
was letztendlich eine Beschädigung
der Federn zur Folge haben könnte.
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Eine weitere Steigerung der Haltbarkeit
der Umfangsfedern wird durch das Warmsetzen der Letztgenannten erzielt,
wodurch ein definiertes Setzverhalten der Umfangsfedern über deren
gesamte Lebensdauer gewährleistet
ist. Hierzu werden die Federn in gedrücktem Zustand mittels Wärmebehandlung
auf eine bestimmte Setzlänge
eingestellt. Dadurch wird erreicht, dass die Setzlänge der
Federn im Betrieb nicht unter ein bestimmtes Niveau absinkt, sodass
Klappergeräusche
aufgrund eines unerwünschten,
sich im Beaufschlagungsbereich der Umfangsfedern bildenden Spiels
weitgehend vermieden werden können.
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Für
die Ausbildung des Torsionsschwingungsdämpfers haben sich bevorzugt
Umfangsfedersätze
mit nicht weniger als zwei Umfangsfedern und mit nicht mehr als
acht Umfangsfedern als vorteilhaft erwiesen. Der Grund hierfür liegt
darin, dass bei dieser Anzahl von Umfangsfedern einerseits ein ausreichender
Federweg zur Verfügung
gehalten werden kann, und andererseits ein günstiges Längen/Durchmesserverhältnis an
der einzelnen Umfangsfeder eingestellt werden kann. Des Weiteren würde eine über acht
Umfangsfedern hinausgehende Ausführung
des Torsionsschwingungsdämpfers
für die
Ausbildung von Antriebs- oder Abtriebselement eine zu große Anzahl
an Aussparungen zur Folge haben, wodurch die Festigkeit dieser Bauteile
entsprechend vermindert wäre.
Angesichts aller relevanter Überlegungen
haben sich insbesondere Umfangsfedersätze zwischen drei und sechs
Umfangsfedern als besonders vorteilhaft erwiesen.
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Ein weiterer Vorteil stellt sich
ein, wenn anspruchsgemäß zumindest
ein Teil der Antriebselemente ebenso wie der Abtriebselemente jeweils über wenigstens
eine Durchgangsöffnung
verfügt,
die vorzugsweise im radialen Erstreckungsbereich einer Fertigungsverbindung,
wie beispielsweise einer Vernietung zwischen einem Bauteil, wie
Antriebs- oder Abtriebselement mit dem Turbinenradfuß, ausgebildet
ist. Diese Durchgangsöffnung
gestattet nicht nur den Durchgriff von Werkzeugen zur Herstellung
dieser Fertigungsverbindung, sondern darüber hinaus auch eine Strömungsverbindung
zwischen den beiden Axialseiten des Torsionsschwingungsdämpfers, sodass
sich ein hierdurch bewirkter Druckausgleich im Sinne einer verzögerungsärmeren Axialverlagerung
des Kolbens der Überbrückungskupplung
bemerkbar macht. Selbstverständlich
sind Anzahl und Ort dieser Durchgangsöffnungen an die jeweiligen Anforderungen
anzupassen, sodass einzelne Durchgangsöffnungen zumindest bereichsweise
miteinander in flächiger Überdeckung
stehen und in gleichen Winkelabständen zueinander ausgebildet
sein können.
Wesentlich ist hierbei, dass die zur Herstellung einer Fertigungsverbindung
vorgesehenen Durchgangsöffnungen
jeweils den Zugang zum Ort der Fertigungsverbindung ermöglichen
müssen,
während die
eine Strömungsverbindung
herstellenden Durchgangsöffnungen
im idealen radi alen Bereich für
einen Druckausgleich positioniert sein sollten. Selbstverständlich können eine
Mehrzahl von Durchgangsöffnungen
an einem Antriebs- und/oder Abtriebselement vorgesehen sein, von
denen ein Teil als Fertigungsverbindung und ein anderer Teil als
Strömungsverbindung
wirksam ist. Die beiden Gruppen von Durchgangsöffnungen können demnach auf unterschiedlichen
Radien von Antriebs- oder Abtriebselement ausgebildet sein.
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Im Folgenden werden Ausführungsbeispiele der
Erfindung anhand einer Zeichnung näher erläutert. Es zeigt:
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1: Die
obere Hälfte
eines Längsschnittes
durch einen Drehmomentwandler mit Überbrückungskupplung, die über einen
Torsionsschwingungsdämpfer
zur Aufnahme des Turbinenrades vorgesehen ist.
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An einer Antriebswelle 1,
beispielsweise gebildet durch die Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine,
ist eine Zentralausnehmung 3 zur Aufnahme eines Lagerzapfens 5 vorgesehen,
der am Wandlerdeckel 7 des Gehäuses 9 einer um eine
Drehachse 10 drehbaren Kopplungsvorrichtung 11 befestigt
ist. Die 1 zeigt die Kopplungsvorrichtung
in Form eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers, jedoch ist ebenso
auch eine Hydrokupplung vorstellbar.
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Am Wandlerdeckel sind im radial äußeren Bereich
Flansche 13 befestigt, von denen jeder über eine Verschraubung 15 zur
Anbindung der Kopplungsvorrichtung 11 an eine Flexplate 17 im
radial äußeren Bereich
derselben dient, wobei die Flexplate 17 ihrerseits im radial
inneren Bereich über
eine Verschraubung 19 an der Antriebswelle 1 befestigt
ist. Die Flexplate 17 ermöglicht in bekannter Weise eine axial
elastische Anbindung der Kopplungsvorrichtung 11 an die
Antriebswelle 1.
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Der von der Antriebswelle 1 abgewandte
Teil des Gehäuses 9 ist
als Pumpenschale 21 ausgebildet, die durch Ausstattung
mit Schaufeln 22 zur Bildung eines Pumpenrades 23 dient.
Die Pumpenschale 21 nimmt in ihrem radial inneren Bereich
eine Wandlernabe 24 fest auf, die ihrerseits eine Stützwelle 25 für einen
Freilauf 27 umschießt,
wobei die Stützwelle 25 über eine
Verzahnung 26 mit dem Freilauf 27 in Verbindung
steht. Der Letztgenannte wiederum dient zur Aufnahme einer Leitradnabe 28,
die zur Bildung eines Leitrades 29 mit Schaufeln 30 ausgebildet
ist.
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Die Leitradnabe 28 stützt sich
an der Seite der Wandlernabe 24 über eine Axiallagerung 31 ab, während sie
an ihrer axialen Gegenseite über
eine Lagerung 32 Anschluss hält an eine Torsionsdämpfernabe 40,
die über
eine Verzahnung 35 auf einer Getriebeeingangswelle 33 angeordnet
ist, die durch einen Ringraum 36 von der Stützwelle 25 getrennt
innerhalb derselben angeordnet ist. Radial außerhalb der Stützwelle 25 wiederum
ist zwischen derselben und der Wandlernabe 25 ein zweiter
Ringraum 37 ausgebildet.
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Die bereits genannte Torsionsdämpfernabe 40 verjüngt sich
nach radial außen
zu einer Nabenscheibe 42 und kommt in Richtung zur Antriebswelle 1 über eine
weitere Axiallagerung 45 an einer Gehäusenabe 101 zur Anlage.
Die Torsionsdämpfernabe 40 ist
zusammen mit der Nabenscheibe 42 Teil eines Torsionsschwingungsdämpfers 46,
der über
Aussparungen 43 zur Aufnahme von Umfangsfedern 47 verfügt. Diese
Aussparungen sind an ihren umfangsseitigen Enden mit Beaufschlagungsbereichen
für die Umfangsfedern
versehen, wobei die Letztgenannten sich anderenends an Beaufschlagungsbereichen
von Aussparungen 48, 49 in Deckblechen 51a, 51b abstützen, die
radial außerhalb
der Umfangsfedern 47 durch eine Vernietung 53 zusammengehalten
werden.
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Die Deckbleche 51a, 51b dienen
gemeinsam als Antriebselement 52 des Torsionsschwingungsdämpfers 46,
bei welchem die Torsionsdämpfernabe 40 zusammen
mit der Nabenscheibe 42 als Abtriebselement 62 wirksam
ist. Bei der dargestellten Konstruktion bilden die Deckbleche 51a, 51b des
Antriebselementes 52 zur Axialpositionierung des Abtriebselementes 62 dienende
Axialabstützungen 60, 70,
wofür die
Deckbleche 51a, 51b wie folgt ausgebildet sind:
Das
Deckblech 51a weist, von einer Ausgangsebene 55 beginnend,
einen Vorsprung 56 in Richtung zur benachbarten Seite der
Nabenscheibe 42 auf. Dieser Vorsprung 56 dient
als Anlagefläche
für die
Nabenscheibe 42 in Richtung zur Wandlernabe 24 und
damit als Axialabstützung 60.
Radial außerhalb
dieser Axialabstützung 60 wandelt
sich der Vorsprung 56 in einen Rücksprung 58, der,
gegenüber
der Ausgangsebene 55, in Richtung zur Wandlernabe 24 geführt ist.
Aufgrund der plastischen Ausformung des Deckbleches 51a mit
Vorsprung 56 und Rücksprung 58 entsteht
eine Axialversteifung 54 für das Deckblech 51a.
Ebenso verhält
es sich bei dem Deckblech 51b, das mit einer Ausgangsebene 67 eine
Axialabstützung 70 für die Nabenscheibe 42 in
Richtung zur Antriebswelle 1 bildet und zugunsten einer
höheren Axialfestigkeit
des Deckbleches 51b radial weiter außen über einen Rücksprung 68 zur Bildung
der Axialversteifung 66 verfügt. Zusätzlich zu diesen geometrisch
bedingten Axialversteifungen 54, 66 an den Deckblechen 51a, 51b können diese
durch spezielle Behandlung, wie beispielsweise Oberflächenhärten, eine
weitere Versteifung erhalten, wobei insbesondere aufgrund einer
derartigen Vergütung
die Beaufschlagungsbereiche der Aussparungen 48, 49 in
den Deckblechen 51a, 51b gegen ein verschleißbedingtes
Einarbeiten der jeweiligen Federenden der Umfangsfedern 47 geschützt sind.
Selbstverständlich kann
aus dem gleichen Grund auch der Beaufschlagungsbereich der Aussparung 43 der
Nabenscheibe 42 vergütet
sein.
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Am Deckblech 51a ist im
radial inneren Bereich eine Fertigungsverbindung 72 in
Form einer Vernietung vorgesehen, um den Turbinenradfuß 74 des
Turbinenrades 76 am Torsionsschwingungsdämpfer 46 anzubinden.
Das Turbinenrad 76 verfügt in üblicher
Weise über
eine Turbinenschale 78, in der Schaufeln 80 vorgesehen
sind. Das Turbinenrad 76 bildet zusammen mit dem bereits
erwähnten
Pumpenrad 23 und dem Leitrad 29 einen hydrodynamischen
Kreis 81.
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Zurückkommend auf den Torsionsschwingungsdämpfer 46,
wird dessen Deckblech 51b im Bereich seines Außenumfanges
mittels einer Umformung 82 in Richtung zum Wandlerdeckel 7 eine Zweitfunktion
zugeordnet, nämlich
die eines Außenlamellen trägers 84,
der Außenlamellen 86a, 86b drehfest
aufnimmt. Beide Außenlamellen
können beidseits
mit Reibbelägen 88 versehen
sein. Die Außenlamelle 86a kann
mit ihrem der Antriebswelle 1 zugewandten Reibbelag am
Wandlerdeckel 7 zur Anlage gebracht werden, während der
an der Außenlamelle 86b der
der Wandlernabe 24 zugewandte Reibbelag an einem Kolben 96 einer Überbrückungskupplung 100 in
Wirkverbindung kommen kann. Die beiden einander zugewandten Reibbeläge 88 an
den Außenlamellen 86a, 86b nehmen
dagegen eine vorzugsweise belagfreie Innenlamelle 90 zwischen
sich auf, die über
einen Haltebügel 92 mit
dem Wandlerdeckel 7 drehfest ist und gemeinsam mit den
Außenlamellen 86a, 86b ein
Lamellenpaket 94 bildet. Selbstverständlich kann auch die Innenlamelle 90 beidseits
mit Reibbelägen
ausgebildet sein, während die
einander zugewandten Seiten der Außenlamellen 86a, 86b reibbelagsfrei
ausgebildet sind. Auch kann die Anzahl der Außen- und Innenlamellen variieren.
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Der Kolben 96 der Überbrückungskupplung 100 ist
im radial inneren Bereich über
eine Dichtung 102 auf der bereits erwähnten Gehäusenabe 101 des Gehäuses 9 axial
verlagerbar angeordnet und steht radial außen in drehfester Verbindung
mit einem Halteelement 114, das seinerseits im radial inneren
Bereich an der Gehäusenabe 101 befestigt
ist. Mit diesem Halteelement 114 ist der Kolben 96 außerdem über Tangentialblattfedern 112 verbunden,
durch welche der Kolben aus seiner das Lamellenpaket 94 beaufschlagenden
Wirkposition in seine Ruheposition zurückgezogen werden kann.
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Der Kolben 96 wird seine
Wirkposition einnehmen, wenn der Druck im hydrodynamischen Kreis 81 höher ist
als in einer Druckkammer 106 axial zwischen dem Kolben 96 und
dem Wandlerdeckel 7. Die Versorgung des hydrodynamischen
Kreises erfolgt in üblicher
Weise über
eine interne Ölpumpe durch
die Ringräume 36 und 37.
Vom hydrodynamischen Kreis 81 kommendes fluidförmiges Fördermedium
kann auch bei geschlossener Überbrückungskupplung,
das heißt
bei in Wirkposition stehendem Kolben 96, über eventuell
in den Reibbelägen
vorhandene Nutungen nach radial innen in die Druckkammer 106 abströmen und
wird über
Durchflüsse 104 in der
Gehäusenabe 101 sowie über die
Axialbohrung 34 in der Getriebeeingangswelle 33 aus dem
Gehäuse 9 herausgefördert. Umgekehrt
wird bei Zufuhr von Fördermedium über die
Axialbohrung 34 Fördermedium über die
Durchflüsse 104 in
die Druckkammer 106 gelangen und den Kolben 96 aus seiner
Wirkposition in seine Ruheposition umstellen. Da bei dieser Hubbewegung
des Kolbens 96 jeweils Fördermedium aus dem hydrodynamischen
Kreis 81 nachgesaugt oder in diesen zurückgedrängt werden muss, ist im Halteelement 114 im
radial inneren Bereich desselben eine Durchgangsöffnung 120 vorgesehen,
die zumindest einen gemeinsamen Überdeckungsbereich
mit einer Durchgangsöffnung 116 im Deckblech 51b sowie
mit einer Durchgangsöffnung 118 in
der Nabenscheibe 42 aufweist. Die Durchgangsöffnung 120 wirkt
somit in Verbindung mit den Durchgangsöffnungen 116 und 118 als
Strömungsverbindung,
kann allerdings bei Ausbildung im Erstreckungsbereich der Fertigungsverbindung 72 auch
als Montageöffnung
verwendet werden, indem in Achsrichtung Montagewerkzeuge zur Herstellung der
Fertigungsverbindung 72 eingeschoben wird.
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Charakteristisches Merkmal der behandelten Ausführung ist
ein Turbinenrad, bei welchem aufgrund des Verzichtes auf eine Turbinennabe
die Zentrierung gegenüber
der Getriebeeingangswelle 33 und damit auch gegenüber dem
Gehäuse 9 über den Torsionsschwingungsdämpfer 46 erfolgt.
Aus diesem Grund sind bei dem Letztgenannten die Aussparungen 43, 48, 49 sowohl
in der Nabenscheibe 42 als auch in den Deckblechen 51a, 51b in
radialer Richtung mit minimalem Spiel ausgebildet, um eine möglichst
passgenaue Zentrierung des Turbinenrades zu erzielen. Von wesentlicher
Bedeutung für
eine axiale Positionierung des Turbinenrades 76 innerhalb
des Gehäuses 9.
ist hierbei die Ausbildung entweder des Antriebselementes 52 oder
des Abtriebselementes 62 in einer Weise, dass wenigstens
eines dieser Elemente 52, 62 in Achsrichtung einen
im Wesentlichen spielfrei an das jeweils andere Element 52, 62 herangeführten Radialbereich
aufweist, der als Axialabstützung 60, 70 zur
Positionierung des Turbinenrades 76 in der auf ihr zugewandten
Axialrichtungen gegenüber
dem Gehäuse 9 der
Kopplungsvorrichtung 11 dient. Konsequenterweise muss bei
einer derartigen konstruktiven Ausbildung der Axialabstützungen 60, 70 für eine hohe
axiale Steifigkeit der Letztgenannten gesorgt werden, um bei Einleitung
von Kräften
in Achsrichtung oder mit zumindest einer Komponente in dieser Richtung
Taumelbewegungen zwischen dem Antriebselement 52 und dem
Abtriebselement 62 des Torsionsschwingungsdämpfers 46 wirksam zu
unterbinden. Insofern kommt den Axialversteifungen 54, 66 an
den Axialabstützungen 60, 70 eine
erhebliche Bedeutung beim Anmeldegegenstand zu.
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Ein weiterer Aspekt ist, dass aufgrund
der Zentrierung des Turbinenrades 76 über den Torsionsschwingungsdämpfer 46 dessen
Umfangsfedern 47 einer höheren Belastung ausgesetzt
sind, als dies bei einem unmittelbar auf der Getreibeeingangs- welle 33
zentrierten Turbinenrad der Fall wäre. Aus diesem Grund werden
die Umfangsfedern 47 vor einem Einbau in die Aussparungen 43 der
Nabenscheibe 42 sowie in die Aussparungen 48, 49 der
Deckbleche 51a, 51b vorgekrümmt, sodass sie im unbelasteten Zustand
nahezu biegespannungsfrei sind. Dadurch kann vermieden werden, dass
die Federn unter Belastung an den Beaufschlagungsbereichen von Nabenscheibe 42 und
Deckblechen 51a, 51b in Verbindung mit den bei
Einleitung von Torsionsschwingungen lokal unzulässig hohen Torsionsspannungen
sowie erhöhter
Reibung eine Schädigung
erfahren.
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Weiterhin werden die Umfangsfedern 47 warmgesetzt,
indem sie bei ihrer Herstellung in gedrücktem Zustand mittels Wärmebehandlung
auf eine bestimmte Setzlänge
eingestellt werden. Derart vorbehandelt, werden die Umfangsfedern 47 im
Dauerbetrieb bezüglich
ihrer Setzlänge
nicht unter ein vorbestimmtes Niveau absinken, sodass Klappergeräusche infolge
von zu starken Setzerscheinungen an den Umfangsfedern 47 zumindest
weitgehend reduziert werden können.
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Was die Anzahl der Umfangsfedern 47 innerhalb
des Torsionsschwingungsdämpfers 46 betrifft, so
soll einerseits der Windungsdurchmesser zugunsten einer kompakten
axialen Ausbildung der Überbrückungskupplung 100 gering
sein, und andererseits soll zugunsten der gewünschten Entkopplungsgüte ein in
Umfangsrichtung ausreichender Federweg zur Verfügung stehen. Beide Faktoren
können nicht
nur. über
die Bemessung der einzelnen Umfangsfedern 47, sondern auch über deren
Anzahl beeinflusst werden. Zwar ist der Torsionsschwingungsdämpfer 46 bereits
bei Verwendung von zwei symmetrisch angeordneten Umfangsfedern 47 funktionsfähig, jedoch
hat sich für
eine saubere Zentrierung des Turbinenrades 76 am Torsionsschwingungsdämpfer 46 die
Verwendung von mindestens drei symmetrisch über den Umfang angeordneten
Umfangsfedern 47 als vorteilhaft erwiesen. Bei Verwendung
von drei bis sechs Umfangsfedern 47 wird ein optimales
Ergebnis bestehen, während
bei einer über
sechs hinausgehenden Anzahl von Umfangsfedern dieselben nicht ohne
Weiteres auf dem für
diese bestimmten Radius des Torsionsschwingungsdämpfers 46 untergebracht
werden können.
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- 1.
- Antriebswelle
- 3.
- Zentralausnehmung
- 5.
- Lagerzapfen
- 7.
- Wandlerdeckel
- 9.
- Gehäuse
- 10.
- Drehachse
- 11.
- Kopplungsvorrichtung
- 13.
- Flansch
- 15.
- Verschraubung
- 17.
- Flexplate
- 19.
- Verschraubung
- 21.
- Pumpenschale
- 22.
- Schaufeln
- 23.
- Pumpenrad
- 24.
- Wandlernabe
- 25.
- Stützwelle
- 26.
- Verzahnung
- 27.
- Freilauf
- 28.
- Leitradnabe
- 29.
- Leitrad
- 30.
- Schaufeln
- 31,32
- Axiallagerung
- 33
- Getriebeeingangswelle
- 34.
- Axialbohrung
- 35.
- Verzahnung
- 36,37
- Ringraum
- 40
- Torsionsdämpfernabe
- 41.
- Trägerelement
- 42.
- Nabenscheibe
- 43.
- Aussparungen
- 45.
- Axiallagerung
- 46.
- Torsionsschwingungsdämpfer
- 47.
- Umfangsfedern
- 48,49
- Aussparungen
- 51a,
51b
- Deckbleche
- 52.
- Antriebselement
- 53.
- Vernietung
- 54.
- Axialversteifung
- 55.
- Ausgangsebene
- 56.
- Vorsprung
- 58.
- Rücksprung
- 60.
- Axialabstützung
- 62.
- Abtriebselement
- 66.
- Axialversteifung
- 67.
- Ausgangsebene
- 68.
- Rücksprung
- 70.
- Axialabstützung
- 72.
- Fertigungsverbindung
- 74.
- Turbinenradfuß
- 76.
- Turbinenrad
- 78.
- Turbinenschale
- 80.
- Schaufeln
- 81.
- hydrodyn.
Kreis
- 82.
- Umformung
- 84.
- Außenlamellenträger
- 86a,86b
- Außenlamellen
- 88.
- Reibbeläge
- 90.
- Innenlamelle
- 92.
- Haltebügel
- 94.
- Lamellenpaket
- 96.
- Kolben
- 100.
- Überbrückungskupplung
- 101
- Gehäusenabe
- 102
- Dichtung
- 104.
- Durchfluss
- 106.
- Druckkammer
- 112.
- Tangentialblattfeder
- 114.
- Halteelement
- 116.
- Durchgangsöffnungen
- 118.
- –
- 120.
- –