DE19801723C2 - Hydrodynamischer Drehmomentwandler mit einem Mitnehmer für den Kolben einer Überbrückungskupplung - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich auf einen hydrodynamischen Drehmomentwandler entspre­ chend dem Oberbegriff des Anspruchs 1.

Durch die US-Patentschrift 5 660 258 ist ein hydrodynamischer Drehmomentwandler bekannt, bei welchem ein Wandlerkreis vorgesehen ist, der durch ein Pumpenrad, ein Turbinenrad und ein Leitrad gebildet wird. An der Turbinenschale des Turbinenrades sind Durchgänge für axiale Vorsprünge der Turbinenschaufeln vorgesehen, wobei sich diese axialen Vorsprünge in Richtung zu einem benachbarten, in Umfangsrichtung drehbar und in Achsrichtung verschiebbar gelagerten Kolben einer Überbrückungskupp­ lung erstrecken und, in Umfangsrichtung gesehen, an Axialauswölbungen des Kolbens abstützen, wobei diese Axialauswölbungen wiederum in Richtung zum Turbinenrad ausgeformt sind. Die Vorsprünge an den Turbinenschaufeln bilden demnach einen Mit­ nehmer zur Herstellung einer in Umfangsrichtung formschlüssigen, in Achsrichtung da­ gegen eine Relativbewegung des Kolbens zulassenden Verbindung. Letztere kommt dadurch zustande, daß die Vorsprünge der Turbinenschaufeln jeweils als unter vorbe­ stimmtem Winkel zur Umfangsrichtung verlaufende, zu einander beabstandete Schenkel wirksam sind, die zur Herstellung eines Wirkkontaktes mit der jeweils zugeordneten, in Umfangsrichtung benachbarten Gegenfläche des Kolbens dienen.

Durch die zuvor beschriebene Verbindung vermag zwar auf vergleichsweise einfache Art eine Drehverbindung zwischen Kolben und Turbinenrad herstellbar sein, die aufgrund der Elastizität der Vorsprünge an den Turbinenschaufeln eventuell auch in Umfangsrich­ tung geringfügige Federeigenschaften entwickeln kann, jedoch muß davon ausgegan­ gen werden, daß aufgrund der geringen Dicke dieser Vorsprünge in Umfangsrichtung, die sich aufgrund der Ausbildung dieser Vorsprünge an den Turbinenschaufeln zwangsläufig ergibt, bereits eine geringere Überlast, beispielsweise in Form einer Torsi­ onsschwingung, genügen könnte, um die Vorsprünge dauerhaft plastisch zu verformen und damit die Verbindung zwischen Kolben und Turbinenrad zumindest negativ zu be­ einflussen oder aber, sollte es zu mehreren derartigen Überlasten insbesondere in ein­ ander entgegengesetzten Richtungen kommen, die Vorsprünge durch Bruch im Anbin­ dungsbereich zu den Turbinenschalen völlig zu zerstören. Außerdem ist das durch diese Vorsprünge erzielbare, elastische Verhalten in Umfangsrichtung zwar durch entspre­ chende Dimensionierung der Vorsprünge geringfügig beeinflußbar, jedoch sind größere Variationsbreiten aufgrund des vergleichsweise engen, wiederum durch die Ausbildung der Turbinenschaufeln bedingten Konstruktionsspielraums sehr gering. Des Weiteren müssen Fertigungsnachteile in Kauf genommen werden, da nicht auf in üblicher Weise ausgebildete Turbinenschaufeln zurückgegriffen werden kann, sondern auf spezielle Anfertigungen mit axialen Vorsprüngen.

Ein Drehmomentwandler, an dessen Turbinenschale des Turbinenrades ein Mitnehmer für den Kolben einer Überbrückungskupplung befestigt wird, ist aus der DE 195 27 853 A1 bekannt. Der Kolben weist im Umfangsbereich einen auf den Mitnehmer zu gerich­ teten Axialansatz auf, der an seinem freien Ende über den Umfang gleichmäßig verteilte Aussparungen aufweist, in welche am Mitnehmer im radialen Umfangsbereich vorgese­ hene Vorsprünge ohne Spiel in Umfangsrichtung eingreifen. Aufgrund dieses Mitneh­ mers ist das Turbinenrad drehfest mit dem Kolben verbunden, so daß vom Wandlerge­ häuse über einen Reibbelag am Kolben auf den letztgenannten übertragenes Drehmo­ ment über den Mitnehmer auf das Turbinenrad und von diesem über eine Innenverzah­ nung auf eine Abtriebswelle übertragen wird.

Nachteilig bei einem derartigen Mitnehmer ist, daß bei Übertragung des oftmals hohen Drehmomentes eine beträchtliche Flächenpressung an den miteinander in Wirkverbin­ dung stehenden Seiten je einer Aussparung am Axialansatz des Kolbens und des zuge­ ordneten Vorsprunges am Mitnehmer herrschen, die sehr schnell zu Verschleiß an die­ sen Kontaktflächen führt. Die unerwünschte Folge hiervon ist, daß die axiale Verschieb­ barkeit des Kolbens erschwert wird.

Zur Übertragung eines hohen Drehmomentes müssen die Vorsprünge am Mitnehmer in Umfangsrichtung entsprechend breit ausgebildet sein. Damit ist die Drehverbindung zwischen dem Turbinenrad und dem Kolben starr, so daß mit dem vom Wandlergehäu­ se eingeleiteten Drehmoment auf den Kolben gelangenden Drehmoment demselben überlagerte Torsionsschwingungen ungefiltert an das Turbinenrad übertragen werden. Zur Minderung dieses Problems sind entweder Torsionsdämpfeinrichtungen mit in Um­ fangsrichtung verlaufenden Federn und gegebenenfalls zumindest einer Reibvorrichtung einzufügen, wodurch Herstellkosten und Raumbedarf der Überbrückungskupplung im Drehmomentwandler erheblich ansteigt. Eine andere Lösung liegt darin, den Kolben gegenüber dem Wandlergehäuse mit Schlupf zu betreiben, um auf diese Weise die Tor­ sionsschwingungen reibungsbedingt zu reduzieren. Der Nachteil hierbei sind ver­ gleichsweise hohe Verlustleistungen und ein hoher Abführungsbedarf entstehender Reibungswärme, um eine Überhitzung der Wandlerbauteile im Erstreckungsbereich der Reibfläche zu vermeiden.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, die Verbindung zwischen dem Turbinenrad eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers und dem Kolben einer Überbrückungs­ kupplung derart auszubilden, daß trotz hoher Festigkeit in Umfangsrichtung eine vorbe­ stimmbare Elastizität erzielbar ist und damit auf den Einsatz torsionsschwingungsdämp­ fender Maßnahmen verzichtet werden kann.

Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch das Kennzeichen des Hauptanspruches gelöst.

Die Lösung liegt darin, daß der Vorsprung in Umfangsrichtung zwei unter vorbestimm­ tem Winkel zur Umfangsrichtung, vorzugsweise senkrecht hierzu verlaufende, zueinan­ der beabstandete Schenkel aufweist, die zumindest an ihren freien Enden über eine Versteifung miteinander verbunden sind. Dadurch ergibt sich, je geringer die Querschnitts­ breite dieser Schenkel in Umfangsrichtung ist, ein in dieser Richtung elastisches Verhal­ ten, insbesondere, wenn der zuvor angesprochene, vorbestimmte Winkel zur Umfangs­ richtung im wesentlichen 90° beträgt. Soll die Elastizität in Umfangsrichtung reduziert werden, so kann die Querschnittsbreite der Schenkel und damit deren Federsteifigkeit erhöht werden, was aber ebenso auch durch Ergänzung mit einer weiteren Versteifung ermöglicht wird, die in vorwählbarem Abstand zu den freien Enden der Schenkel einge­ setzt sein könnte. Umgekehrt kann durch Reduzierung der Schenkelquerschnittsbreite die Federsteifigkeit der Schenkel verringert und damit das durch diese erzielbare Fede­ rungsverhalten weicher abgestimmt werden. Es entsteht somit durch die erfindungsge­ mäße Ausbildung des Mitnehmers eine in Umfangsrichtung elastische Verbindung zwi­ schen dem Kolben der Überbrückungskupplung und dem Turbinenrad.

Anspruchsgemäß gibt es weitere Möglichkeiten, auf diese Elastizität Einfluß zu nehmen. So ist diese vergleichsweise gering, wenn jede zwischen jeweils zwei Vorsprüngen des Mitnehmers befindliche Anbindung an das Turbinenrad auch tatsächlich an dem letzt­ genannten befestigt ist, so daß zwischen zweien solcher Mitnehmer lediglich der Vor­ sprung mit seinen Schenkeln die Möglichkeit der Einbringung einer Elastizität bietet. Erstrecken sich die Aussparungen im Kolben allerdings über mehrere Vorsprünge und sind lediglich ein Teil der diese Vorsprünge miteinander koppelnden Anbindungen am Turbinenrad befestigt, so ergibt sich eine Reihenschaltung zweier oder mehrerer be­ nachbarter Vorsprünge und damit eine höhere Elastizität. Die letztgenannte ist noch­ mals steigerbar, wenn keine der Anbindungen im Erstreckungsbereich von im Umfangs­ bereich derart großer Aussparungen am Turbinenrad befestigt ist. Die Befestigungen liegen demnach lediglich noch jeweils im Bereich zwischen je zwei Aussparungen.

Eine weitere Beeinflussung der Elastizität kann dadurch erfolgen, daß zwischen zumin­ dest zweien der Vorsprünge ein Energiespeicher vorgesehen ist. Dieser kann vorzugs­ weise durch ein Elastomerelement gebildet werden, das zu seinem Schutz vor mechani­ schen Beschädigungen an seinen umfangsseitigen Flächen von einen anvulkanisierten Belag überzogen ist.

Da es erfindungsgemäß auf das durch die Schenkel gewonnene Elastizitätsverhalten ankommt, ist es unerheblich, ob sich diese Schenkel, ausgehend vom Turbinenrad, im wesentlichen nach radial außen verlaufend in die zugeordnete Aussparung im Kolben erstrecken, oder ob diese Schenkel vorzugsweise axial verlaufen und in eine solche Aus­ sparung ragen. Wesentlich hierbei ist lediglich, daß zwischen jeder Aussparung und dem zugeordneten Vorsprung eine Axialbewegung ermöglicht wird, die der Kolben für seine zwei Schaltzustände - Übertragung von Drehmoment bzw. Unwirksamkeit - benö­ tigt.

Die Schenkel weisen anspruchsgemäß an ihren von der Versteifung abgewandten Sei­ ten Übertragungsflächen auf, die zur Herstellung eines Wirkkontaktes mit je einer zuge­ ordneten, jeweils in Umfangsrichtung benachbarten Gegenfläche der Aussparung am Kolben vorgesehen sind. Dadurch bedingt, liegt eine großzügig ausgebildete Kontakt­ fläche zwischen den beiden Übertragungselementen vor, so daß die Flächenpressung nicht über ein erträgliches Maß hinaus ansteigen kann. Entsprechende Verschleißarmut dieser Vorsprünge ist die Folge.

Die Erfindung wird anschließend anhand eines Ausführungsbeispieles näher erläutert. Es zeigt im einzelnen:

Fig. 1 die obere Hälfte eines Längsschnittes durch einen hydrodynamischen Drehmo­ mentwandler mit dem Kolben einer Überbrückungskupplung und einem Mit­ nehmer am Turbinenrad, der mit dem Kolben im drehfesten Eingriff steht;

Fig. 2 die Herauszeichnung des Kolbens und des Mitnehmers in räumlicher Darstellung mit Aussparungen am Kolben für je einen Vorsprung der Mitnahme, wobei die Vorsprünge vom Turbinenrad aus im wesentlichen axial verlaufen;

Fig. 3 wie Fig. 2, aber mit Aussparungen am Kolben, in denen jeweils eine Mehrzahl von Vorsprüngen aufgenommen ist;

Fig. 4 wie Fig. 2, aber mit Vorsprüngen, die sich im wesentlichen in Radialrichtung er­ strecken;

Fig. 5 wie Fig. 4, aber mit Aussparungen im Kolben, die jeweils zur Aufnahme einer Mehrzahl von Vorsprüngen an der Mitnahme dienen;

Fig. 6 wie Fig. 2, aber mit Energiespeichern zwischen den Vorsprüngen.

Fig. 1 zeigt einen hydrodynamischen Drehmomentwandler mit einem Lagerzapfen 1 für die Anbindung in einem Antrieb, wie beispielsweise einer Brennkraftmaschine. Von die­ sem Lagerzapfen 1 aus erstreckt sich ein Primärflansch 3 nach radial außen, an welchem eine Pumpenschale 5 befestigt ist, die ihrerseits an ihrem radial inneren Ende eine hül­ senförmige Gehäusenabe 6 fest trägt. Aus den zuvor erläuterten Bauteilen wird ein Wandlergehäuse 7 gebildet, wobei die Pumpenschale 5 zusammen mit einer Beschaufe­ lung 4 ein Pumpenrad 9 bildet. Dieses wirkt mit einem Turbinenrad 11 zusammen, das eine Turbinenschale 12 aufweist, mit welchem eine Beschaufelung 13 fest verbunden ist. Die Turbinenschale 12 ist im radial inneren Bereich mit einer Turbinennabe 14 verse­ hen, die mit einer Innenverzahnung 15 versehen ist, um eine Drehbewegung des Turbi­ nenrades auf eine in üblicher Weise ausgebildete und daher nicht gezeigte Abtriebswel­ le zu übertragen, die hierfür vorzugsweise mit einer zur Innenverzahnung 15 passenden Außenverzahnung versehen ist. Die Turbinennabe 14 ist antriebsseitig über eine Axialla­ gerung 17 und abtriebsseitig über eine Axiallagerung 19 in Achsrichtung gehalten, wo­ bei die letztgenannte Axiallagerung 19 wiederum ein zwischen Pumpenrad 9 und Tur­ binenrad 11 eingreifendes Leitrad 23 abstützt, das anderenends über eine weitere Axiallagerung 21 am entsprechenden Teil des Wandlergehäuses 7 anliegt. Das zuvor genannte Leitrad 23 bildet zusammen mit dem Pumpenrad 9 und dem Turbinenrad 11 einen Wandlerkreis 29.

Auf der Turbinennabe 14 ist, auf einem sich im wesentlichen axial erstreckenden Aufla­ ger 25, ein Kolben 28 der Überbrückungskupplung 26 drehbar und axial verschiebbar angeordnet. Dieser Kolben trägt im radial äußeren Bereich einen Reibbelag 32, über welchen er mit einer entsprechenden Reibfläche am Primärflansch 3 zur Übertragung von Drehmoment in Wirkkontakt bringbar ist. Dies wird immer dann der Fall sein, wenn der Druck im Wandlerkreis 29 höher ist als derjenige in einer Kammer 30, die sich axial zwischen dem Kolben 28 und dem Primärflansch 3 befindet, und die in aus dem Stand der Technik, wie beispielsweise aus der DE 44 23 640 A1 bekannter und daher nicht näher beschriebener Weise, beispielsweise über eine Mittenbohrung in der zuvor er­ wähnten Abtriebswelle, über Nutungen 27 im Axiallager 17 mit Druck beaufschlagbar ist. Sobald auf diese Weise in der Kammer 30 ein Überdruck gegenüber dem Wandlerkreis 29 aufgebaut ist, hebt der Kolben 28 vom Primärflansch 3 ab, so daß eine Drehmomentübertragung vom Wandlergehäuse 7 lediglich noch über den Wandler­ kreis 29 auf die Turbinennabe 14 erfolgen kann.

Der Kolben 28 ist im Umfangsbereich mit einem Axialansatz 34 versehen, wobei sich der letztgenannte in Richtung zum Turbinenrad 11 erstreckt. An diesem Axialansatz sind, wie in Fig. 2 besser erkennbar, in Umfangsrichtung gesehen, Aussparungen 36 für den Eingriff von Vorsprüngen 40 vorgesehen, die über zwischen je zwei Vorsprüngen 40 vorgesehene Anbindungen 50 mittels vorzugsweise einer Schweißstelle 42 an der Tur­ binenschale 12 befestigt werden.

In Fig. 2 sind der erfindungsgemäße Kolben 28 sowie der Mitnehmer 38 jeweils als Ein­ zelteile herausgezeichnet. Die Figuren sind anhand einer Mehrzahl von mäanderförmig entlang des Umfangs verlaufenden Vorsprüngen 40 beschrieben, jedoch ist im Extrem­ fall auch die Ausbildung mit nur einem erfindungsgemäßen Vorsprung 40 denkbar, der in eine entsprechende Aussparung 36 im Kolben 28 eingreift.

Wie Fig. 2 zeigt, besteht jeder Vorsprung 40 aus zwei Schenkeln 44, 46, die sich im we­ sentlichen senkrecht zur Oberfläche der Turbinenschale 12 erstrecken, und zwar gemäß Fig. 2 im wesentlichen axial. Die beiden Schenkel 44, 46 sind in einem Abstand zueinan­ der angeordnet, der sich durch die Breite einer die freien Enden 45, 47 der Schenkel 44, 46 miteinander verbindenden Versteifung 48 ergibt. Wie der Fig. 2 entnehmbar ist, sind die Schenkel, was deren Querschnittsbreite betrifft, sehr schlank gegenüber der axialen Erstreckungslänge ausgebildet, so daß bei Einleitung eines Drehmomentes über den Kolben 28 die Schenkel 44, 46 im Rahmen ihrer Elastizität eine Auslenkung in Um­ fangsrichtung zulassen und dadurch jeweils wie eine Feder wirken. Die dadurch erzielte Federsteifigkeit ist relativ hoch, wenn jeder Vorsprung 40 in jeweils eine Aussparung 36 des Kolbens 28 eingreift und jede Anbindung 50 zwischen jeweils zweien der Vor­ sprünge 40 mittels einer Schweißstelle 42 an der Turbinenschale 12 des Turbinenra­ des 11 befestigt ist. Diese Federsteifigkeit kann nochmals dadurch erhöht werden, daß die Querschnittsbreite der Stege 44, 46 vergrößert wird und/oder eine zusätzliche Ver­ steifung 48 radial innerhalb der bereits vorhandenen vorgesehen wird, die somit in vor­ bestimmbarem Abstand zu den freien Enden 45, 47 der Schenkel 44, 46 in Richtung zur Turbinenschale 12 vorgesehen sein kann.

Bei den Schenkeln 44, 46 handelt es sich, wie aus der räumlichen Darstellung in Fig. 2 besonders gut entnehmbar, um flächige Gebilde, die an ihren der Versteifung 48 jeweils abgewandten Seiten je eine Übertragungsfläche 52, 54 aufweisen, wobei diese Übertra­ gungsflächen mit je einer Gegenfläche 56, 58 in Wirkverbindung stehen, die an den um­ fangsseitigen Enden jeder Aussparung 36 des Kolbens 28 vorgesehen sind. Aufgrund der großzügigen Ausbildung der Übertragungsflächen 52, 54 einerseits und der Gegen­ flächen 56, 58 ist auch bei Übertragung hoher Drehmomente eine akzeptable Flächen­ pressung erzielbar.

Die jeweiligen Schenkel 44, 46 gehen mit ihren turbinenschalenseitigen Enden 60, 62, wie bereits erwähnt, in Anbindungen 50 über, wobei diese Anbindungen 50 zusammen mit den mäanderförmigen Vorsprüngen 40 einen Übertragungsring 64 bilden, der als Gesamtheit an der Turbinenschale 12 des Turbinenrades 11 befestigt wird.

Für den Fall, daß der Übertragungsring 64 und damit der Mitnehmer 38 eine höhere Federungselastizität vermitteln soll, besteht gemäß Fig. 3 die Möglichkeit, jede Ausspa­ rung 36 im Kolben 28 in Umfangsrichtung so groß auszubilden, daß eine Mehrzahl von Vorsprüngen 40, gemäß Fig. 3 vier von diesen, in je eine Aussparung 36 eingreift. Die Federungselastizität ist am höchsten, wenn, wie in Fig. 3 beispielhaft dargestellt, ledig­ lich die Anbindungen 50, die jeweils einem Axialansatz 34 des Kolbens 28 axial gegen­ überliegen, über eine Schweißstelle 42 an der Turbinenschale 12 befestigt sind. Die da­ zwischenliegenden Anbindungen 50 sind dagegen relativ bewegbar gegenüber der Turbinenschale 12, so daß bei Einleitung eines Drehmomentes vom Kolben 28 über des­ sen Axialansatz 34 auf den benachbarten Vorsprung 40 dieses Drehmoment über die anderen, in der gleichen Aussparung 36 benachbarten Vorsprünge 40 übertragen wird, bevor an der Stelle, an welcher, in Umfangsrichtung gesehen, die nächste Schweißstel­ le 42 für eine Befestigung der entsprechenden Anbindung 50 an die Turbinenschale 12 sorgt, das bisher übertragene Drehmoment auf das Turbinenrad 11 weitergeleitet wird. Aufgrund der Reihenschaltung der jeweils als Einzelfedern wirksamen Vorsprünge 40 ergibt sich die zuvor bereits erwähnte, besonders weiche Federungscharakteristik. Eine mittlere Federhärte ist dagegen einstellbar, wenn weitere Schweißstellen zwischen den beiden eingezeichneten Schweißstellen 42 vorgesehen sind, wie beispielsweise die strichliniert eingetragene Schweißstelle 72. Die Anzahl hintereinander geschalteter Vorsprünge 40, die jeweils eine Federwirkung erzeugen, ergibt demnach die Federcharak­ teristik des Mitnehmers 38.

Während in den Fig. 2 und 3 die Anbindungen 50 im radial äußersten Bereich der Tur­ binenschale 12 angreifen und die Schenkel 44, 46 sich im wesentlichen axial erstrecken, zeigen die Fig. 4 und 5 im wesentlichen nach radial außen verlaufende Vorsprünge 40, deren dieselben untereinander koppelnde Anbindungen 50 radial deutlich innerhalb des Außenumfangs der Turbinenschale 12 vorgesehen sind. Eine Änderung des Wirkprinzips ergibt sich dadurch nicht. Ein Unterschied der Lösungen gemäß den Fig. 4 und 5 liegt lediglich darin, daß nach Fig. 5 wiederum die Aussparungen 36 in Umfangsrich­ tung so groß ausgebildet sind, daß sie eine Mehrzahl von Vorsprüngen 40 zugunsten einer weicheren Federungscharakteristik aufnehmen können. Vorzugsweise wird diese Maßnahme kombiniert mit einer Reduzierung von Schweißstellen 42.

Während bei den bislang beschriebenen Ausführungsbeispielen eine Federwirkung le­ diglich durch die Vorsprünge 40 selbst erzielt wird, zeigt Fig. 6 eine weitere Ausfüh­ rungsvariante, bei welcher, in Umfangsrichtung gesehen, zwischen jeweils zweien dieser Vorsprünge 40 je ein Energiespeicher 66 eingesetzt ist. Es kann sich hierbei um eine Fe­ derung beliebiger Ausbildung handeln, ist aber vorzugsweise als Elastomerelement 68 ausgebildet. Dieses ist durch ein Deckblech 70 gegen Fliehkräfte radial abgestützt und weist an seinen umfangsseitigen Flächen je einen anvulkanisierten Belag 75 zum Schutz gegen die Flächenpressung auf, die durch den Kolben 28 ausgeübt wird. Über die Aus­ wahl des Elastomers und dessen Dimensionierung kann die Federungscharakteristik noch weiter beeinflußt werden.

Bezugszeichenliste

1

Lagerzapfen

3

Primärflansch

4

Beschaufelung

5

Pumpenschale

7

Wandlergehäuse

9

Pumpenrad

10

Turbinenrad

11

Turbinenschale

13

Beschaufelung

14

Turbinennabe

15

Innenverzahnung

17

Axiallagerung

19

,

21

Axiallagerung

23

Leitrad

25

Auflager

26

Überbrückungskupplung

27

Nutungen

28

Kolben

29

Wandlerkreis

30

Kammer

32

Reibbelag

34

Axialansatz

36

Aussparung

38

Mitnehmer

40

Vorsprung

42

Schweißstelle

44

,

46

Schenkel

45

,

47

freie Enden der Schenkel

48

Versteifung

50

Anbindung

52

,

54

Übertragungsflächen

56

,

58

Gegenfläche

60

,

62

anbindungss. Enden der Schenkel

64

Übertragungsring

66

Energiespeicher

68

Elastomerelement

70

Deckblech

72

Schweißstelle

75

anvulkanisierter Belag

Claims (10)

1. Hydrodynamischer Drehmomentwandler mit einem Wandlerkreis, der zumindest durch ein Pumpenrad, ein Turbinenrad und ein Leitrad gebildet wird, wobei am Turbinenrad ein Mitnehmer für einen in Umfangsrichtung drehbar und in Achsrich­ tung verschiebbar gelagerten Kolben einer Überbrückungskupplung vorgesehen ist, und dieser Mitnehmer zur Herstellung einer in Umfangsrichtung formschlüssigen, in Achsrichtung dagegen eine Relativbewegung des Kolbens zulassenden Verbindung, bezogen auf den Umfang des Mitnehmers, eine Mehrzahl von Vorsprüngen auf­ weist, die in Richtung zum Kolben überstehen und an denen Übertragungsflächen zur Herstellung eines Wirkkontaktes mit je einer zugeordneten, jeweils in Umfangs­ richtung benachbarten Gegenfläche des Kolbens vorgesehen sind, wobei die Vor­ sprünge wenigstens zwei unter vorbestimmtem Winkel zur Umfangsrichtung verlau­ fende, zueinander beabstandete Schenkel aufweisen, dadurch gekennzeichnet, daß die Schenkel (44, 46) der Vorsprünge (40) zumindest an ihren freien Enden (45, 47) über eine Versteifung (48) miteinander verbunden sind, wobei jeder Schen­ kel (44, 46) an seinem dem freien Ende (45, 47) gegenüberliegenden Ende (60, 62) über eine Anbindung (50) mit einem Schenkel (44, 46) des in Umfangsrichtung be­ nachbarten Vorsprungs (40) gekoppelt ist, so dass die Vorsprünge (40) zusammen mit den Anbindungen (50) einen am Turbinenrad (11) befestigten Übertragungsring (64) bilden.

2. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß sich in Umfangsrichtung entlang einer Mehrzahl von Vorsprüngen (40) Ausspa­ rungen (36) des Kolbens (28) erstrecken und Übertragungsflächen (52, 54) an Schenkeln (44, 46) der Vorsprünge (40) an ihren von der Versteifung (48) abge­ wandten Seiten zur Herstellung eines Wirkkontaktes mit je einer in Umfangsrich­ tung benachbarten Gegenfläche (56, 58) der Aussparungen (36) des Kolbens (28) vorgesehen sind.

3. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß lediglich ein vorbestimmter Teil der Anbindungen (50) am Turbinenrad (11) be­ festigt ist.

4. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß ausschließlich die Anbindungen (50) zwischen je zwei Aussparungen (36) am Turbinenrad (11) befestigt sind.

5. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Vorsprünge (40) am Übertragungsring (64) mäanderförmig ausgebil­ det sind.

6. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Schenkel (44, 46) der Vorsprünge (40) sich im wesentlichen in axialer Rich­ tung in die zugeordneten Aussparungen (36) des Kolbens (28) erstrecken.

7. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Schenkel (44, 46) der Vorsprünge (40) sind im wesentlichen in radialer Richtung in die zugeordneten Aussparungen (36) des Kolbens (28) erstrecken.

8. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest zwischen zweien der Vorsprünge (40) ein Energiespeicher (66) zuge­ ordnet ist.

9. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß der Energiespeicher (66) durch ein Elastomerelement (68) gebildet ist.

10. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß das Elastomerelement (68) zumindest an seinen umfangsseitigen Flächen von einem anvulkanisierten Belag (75) überzogen ist.