DE19824265A1

DE19824265A1 - Hydrodynamischer Drehmomentwandler mit einem im Innentorus angeordneten Torsionsschwingungsdämpfer

Info

Publication number: DE19824265A1
Application number: DE19824265A
Authority: DE
Inventors: Christoph Sasse
Original assignee: Mannesmann Sachs AG
Current assignee: ZF Friedrichshafen AG
Priority date: 1998-05-29
Filing date: 1998-05-29
Publication date: 1999-12-02
Anticipated expiration: 2018-05-30
Also published as: US6102174A; DE19824265B4

Abstract

Ein hydrodynamischer Drehmomentwandler ist mit einem Wandlerkreis ausgebildet, der zumindest ein Pumpenrad, ein Turbinenrad mit einer Turbinennabe und ein Leitrad umfaßt, die zusammen einen Innentorus umschließen, in welchem ein Torsionsschwingungsdämpfer angeordnet ist, der an einer mit einer Abtriebswelle drehfesten Steuerscheibe in Verbindung steht. Der Drehmomentwandler ist weiterhin mit einer Überbrückungskupplung ausgebildet, durch welche ein von einem Antrieb bereitgestelltes Drehmoment unter Umgehung des Wandlerkreises übertragbar ist. Am Turbinenrad sind antriebsseitige Ansteuermittel für den Torsionsschwingungsdämpfer vorgesehen und die Steuerscheibe, die abtriebsseitige Ansteuermittel für den Torsionsschwingungsdämpfer aufweist, ist drehfest mit der Turbinennabe, aber relativ drehbar zum Turbinenrad angeordnet. Die Turbinennabe ist mit der einen in das Wandlergehäuse geführten Abtriebswelle drehfest verbunden.

Description

Die Erfindung betrifft einen hydrodynamischen Drehmomentwandler gemäß dem Ober begriff des Anspruchs 1.

Durch die US-PS 4 043 223 ist ein hydrodynamischer Drehmomentwandler mit einem Wandlerkreis bekannt, der ein Pumpenrad, ein Turbinenrad mit einer Turbinennabe und ein Leitrad umfaßt, die zusammen einen Innentorus umschließen, in welchem ein Torsi onsschwingungsdämpfer angeordnet ist. Dieser ist einerseits mit dem Pumpenrad und andererseits mit einer Steuerscheibe in Wirkverbindung, die über eine erste Abtriebswel le mit einem automatischen Getriebe in drehfester Verbindung steht. Das vorgenannte Turbinenrad steht über seine Turbinennabe in drehfester Verbindung mit einer zweiten Abtriebswelle, die ebenso wie die erste Abtriebswelle als Getriebeeingangswelle des automatischen Getriebes wirksam ist, welches für jede dieser beiden Abtriebswellen je eine Kupplung aufweist. Bei bestimmten Schaltzuständen dieser Kupplungen ergibt sich die Funktion einer Überbrückungskupplung, durch welche ein von einem Antrieb be reitgestelltes Drehmoment unter Umgehung des Wandlerkreises auf das Getriebe über tragbar ist.

Ein automatisches Getriebe mit zwei Getriebeeingangswellen wird in Fachkreisen als leistungsteilendes Getriebe bezeichnet. Bei dem Getriebe nach der US-Patentschrift gibt es eine erste rein hydrodynamische Betriebsweise, bei welcher beide Kupplungen im Getriebe offen sind. Vom Antrieb aufgenommenes Drehmoment wird vom Pumpenrad über das Turbinenrad auf die demselben zugeordnete Abtriebswelle übertragen. Torsi onsschwingungen werden durch den Wandlerkreis gedämpft. In einer zweiten, lei stungsteilenden Betriebsweise ist dagegen eine der beiden Kupplungen geschlossen und die andere geöffnet, so daß ein Teil des eingeleiteten Drehmomentes in der zuvor erläu terten Weise über den Wandlerkreis in das Getriebe gelangt, während ein zweiter Teil des Drehmomentes vom Pumpenrad über den Torsionsschwingungsdämpfer und die Steuerscheibe in das Getriebe übertragen wird. Bei einem dritten Betriebszustand ist der Öffnungs- bzw. Schließzustand der beiden Kupplungen gegenüber dem leistungsteilen den Betriebszustand vertauscht, was zur Folge hat, daß das eingeleitete Drehmoment ausschließlich über den Torsionsschwingungsdämpfer und die Steuerscheibe unter Um gehung des Wandlerkreises in das Getriebe übertragen wird. Da bei dem letztgenann ten Betriebszustand der Wandlerkreis keine schwingungsdämpfende Funktion zu über nehmen vermag, muß der Torsionsschwingungsdämpfer zur Übernahme dieser Funktion zwangsläufig mit dem Pumpenrad verbunden sein.

Aufgrund der in der US-Patentschrift behandelten Ausführungsform des hydrodynami schen Drehmomentwandlers mit zwei Abtriebswellen ist eine Anordnung des Torsions schwingungsdämpfers in üblicher Weise, also axial zwischen einem antriebsseitigen Ra dialflansch des Wandlergehäuses und dem Turbinenrad, konstruktiv überaus problema tisch, da hierbei die Turbinennabe axial übergriffen werden müßte, um eine Verbindung zwischen dem Torsionsschwingungsdämpfer und der zugeordneten Abtriebswelle her zustellen, welche die Abtriebswelle des Turbinenrades radial umschließt. Aus diesem Grund ist der Torsionsschwingungsdämpfer zwangsläufig im Innentorus des Wandler kreises angeordnet.

Ein anderer hydrodynamischer Drehmomentwandler für ein leistungsteilendes automati sches Getriebe ist der DE 35 31 521 A1 entnehmbar.

Das zuvor gewürdigte leistungsteilende automatische Getriebe ist konstruktiv sehr auf wendig und daher teuer, weshalb es in modernen Fahrzeugen nur noch in Einzelfällen zur Anwendung gelangt. Für in üblicher Weise ausgebildete automatische Getriebe, die lediglich eine Getriebeeingangswelle aufweisen, kommen dagegen hydrodynamische Drehmomentwandler zum Einsatz, wie sie beispielsweise in der DE 41 21 586 A1, bei spielsweise in Fig. 1, behandelt sind. Bei einem solchen Drehmomentwandler ist der Kolben einer Überbrückungskupplung axial zwischen einem antriebsseitigen Radial flansch des Wandlergehäuses und dem Turbinenrad angeordnet und über einen Torsi onsschwingungsdämpfer, der axial zwischen dem Kolben und dem Turbinenrad sitzt, mit der Turbinennabe in Wirkverbindung. Drehmoment, das vom Radialflansch des Wandlergehäuses über einen am Kolben vorgesehenen Reibbelag auf den Kolben ge langt ist, wird somit über den Torsionsschwingungsdämpfer auf die Turbinennabe und von dieser aufgrund deren Verzahnung mit der Getriebeeingangswelle, auf die letzge nannte geleitet, gelangt also unter Umgehung des Wandlerkreises in das Getriebe. In einem zweiten möglichen Schaltzustand wird dagegen das Drehmoment über den Wandlerkreis auf die Turbinennabe und die Getriebeeingangswelle in das Getriebe ge leitet.

Dem konstruktiv einfachen Aufbau dieses Drehmomentwandlers steht folgender Nach teil gegenüber:

Moderne hydrodynamische Drehmomentwandler müssen, da der Einbauraum im Fahr zeug für diese immer kleiner wird, axial extrem schmal ausgebildet werden. Aufgrund des erheblichen axialen Platzbedarfs für den Torsionsschwingungsdämpfer zwischen dem Kolben und dem Turbinenrad muß Bauraum dadurch eingespart werden, daß Pumpen- und Turbinenrad und damit der Wandlerkreis in Achsrichtung immer schmäler gebaut werden. Dadurch verschlechtern sich die Strömungsverhältnisse im Wandler kreis, wodurch dessen Wirkungsgrad sinkt. Hinzu kommt, daß, um den axialen Platzbe darf des Torsionsschwingungsdämpfers zu begrenzen, der letztgenannte mit Federn relativ kleinen Durchmessers versehen wird. Entsprechend hoch muß die Steifigkeit die ser Federn gewählt werden, so daß der Torsionsschwingungsdämpfer nur ein begrenz tes Dämpfungsverhalten insbesondere bei Torsionsschwingungen geringer Frequenz entfalten kann. Dieser Nachteil kann vermindert werden, indem der Torsionsschwin gungsdämpfer, wie in der DE 44 24 988 A1 gezeigt, radial sehr weit nach außen ge setzt wird, jedoch ergibt sich auch dann kein optimales Dämpfungsverhalten.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen hydrodynamischer Drehmomentwand ler so auszubilden, daß ein einer Überbrückungskupplung zugeordneter Torsions schwingungsdämpfer bei geringstmöglichem Raumbedarf ein optimales Dämpfungsver halten zur Verfügung stellt.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die im Kennzeichen des Anspruchs 1 an gegebenen Merkmale gelöst.

Erstmalig wird bei Ausbildung eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers mit nur einer Abtriebswelle, also einer Getriebeeingangswelle, ein Torsionsschwingungsdämpfer im Innentorus des Wandlerkreises angeordnet. Durch diese Maßnahme steht nahezu der gesamte axiale Bauraum im Wandlergehäuse für Pumpen- und Turbinenrad und damit den Wandlerkreis zur Verfügung, so daß dieser im Hinblick auf seine Querschnittsform nahezu kreisförmig ausgebildet werden kann. Das Ergebnis sind optimale Strömungs bedingungen im Wandlerkreis und somit ein extrem hoher Wirkungsgrad. Dieser Wir kungsgrad wird nur unwesentlich durch die in den Durchgangsbereich der Wandler strömung ragende Steuerscheibe beeinflußt, da diese innerhalb des zuvor genannten Durchgangsbereichs mit Ausnehmungen versehen ist und damit der Strömung nur we nig Widerstand entgegensetzt.

Bedingt durch den nun möglichen, nahezu kreisförmigen Querschnitt des Wandlerkrei ses wird ein axial sehr breiter Innentorus erhalten, in welchem problemlos ein Torsions schwingungsdämpfer mit extrem großen Federdurchmesser aufgenommen werden kann. Aufgrund dieses großen Federdurchmessers können die Federn mit geringer Stei figkeit ausgebildet werden, so daß auch vergleichsweise niederfrequente Torsions schwingungen hervorragend dämpfbar sind. Allein durch die Möglichkeit des großen Federdurchmessers wird das Dämpfungsverhalten gegenüber einer konventionellen An ordnung des Torsionsschwingungsdämpfers axial zwischen einem Kolben der Überbrückungs kupplung und dem Turbinenrad nahezu um den Faktor 2 verbessert, selbst wenn gemäß der zuvor erwähnten DE 44 24 988 A1 der Torsionsschwingungsdämpfer im Umfangsbereich des Kolbens angeordnet sein sollte. Im Hinblick darauf sei ergänzend angemerkt, daß bei Anordnung des Torsionsschwingungsdämpfers im Innentorus des Wandlerkreises die Federn bereits relativ weit außen angeordnet sind, da sowohl Pum pen- als auch Turbinenrad radial außerhalb des Innentorus ihren schmälsten Bereich aufweisen.

Aufgrund der Kombination des im Innentorus des Wandlerkreises angeordneten Torsi onsschwingungsdämpfers mit nur einer Abtriebswelle, mit welcher der Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers drehfest verbunden ist, besteht anspruchsgemäß einer seits eine Festverbindung der dem Torsionsschwingungsdämpfer zugeordneten Steuer scheibe mit der Turbinennabe und andererseits der letztgenannten mit der Abtriebswel le. Im Gegensatz dazu ist das Turbinenrad gegenüber der Turbinennabe und damit ge genüber der Steuerscheibe drehbar gelagert, so daß der Torsionsschwingungsdämpfer sowohl bei Übertragung des Drehmomentes über den Wandlerkreis als auch bei Umge hung des letztgenannten unter Nutzung der Überbrückungskupplung in Anspruch ge nommen werden kann. Somit wird eine Auslenkung des Turbinenrades unabhängig davon, wie das Drehmoment eingeleitet wird, stets eine Beaufschlagung der Federn des Torsionsschwingungsdämpfers zur Folge haben, die sich anderenends an der Steuer scheibe und damit an der Turbinennabe abstützen. Jede Bewegung des Turbinenrades relativ zur Turbinennabe wird somit zwangsläufig den Torsionsschwingungsdämpfer in Funktion versetzen.

Der Torsionsschwingungsdämpfer ist vorzugsweise mit Schiebeführungen für die Federn ausgebildet, so daß sich eine besonders reibungsarme Bewegung der Federn erzielen läßt. Zur Aufnahme dieser Schiebeführungen ist am Turbinenrad ein in den Innentorus ragender Führungsring befestigt, der an seiner radialen Innenseite eine Führungsbahn für die Schiebeführungen aufweist. Es handelt sich bei dieser Ausführungsform des Tor sionsschwingungsdämpfers um eine vorteilhafte Variante, allerdings nicht um die einzig mögliche Ausführungsform. Ebenso wäre denkbar, in Umfangsrichtung vorgekrümmte Federn unter Verzicht auf die Schiebeführungen unmittelbar an der Führungsbahn des Führungsrings in Anlage zu bringen. Durch diese Maßnahme würde einerseits der Auf wand verringert und andererseits eine Verlagerung der Federn des Torsionsschwin gungsdämpfers nach radial außen ermöglicht. Noch größere Federwege sind die Folge.

Durch Ausbildung von Eindrückungen sowohl am Turbinenrad als auch am Führungs ring sind auf besonders einfache und kosten- sowie materialsparende Weise Ansteuer mittel für die Federn des Torsionsschwingungsdämpfers herstellbar.

Anspruchsgemäß besteht die Möglichkeit, die beschriebene vorteilhafte Ausführungs form des hydrodynamischen Drehmomentwandlers weiter zu verbessern, indem der Überbrückungskupplung ein Planetengetriebe zugeordnet ist. Bei diesem kann an spruchsgemäß sowohl der antriebsseitige Radialflansch des Wandlergehäuses als auch der Kolben der Überbrückungskupplung jeweils als Planetenträger zur Aufnahme zu mindest eines Planetenrades dienen, das einerseits über eine Verzahnung mit einem Hohlrad und andererseits über eine Verzahnung mit der als Sonnenrad wirksamen Ab triebswelle verbunden ist. Das Hohlrad ist hierbei vorzugsweise in Umfangsrichtung schwimmend gelagert und dient dazu, ein besonders hohes dynamisches Massenträg heitsmoment gegen Torsionsschwingungen aufzubauen. Außerdem kann das Planeten getriebe als Getriebestufe zwischen Ein- und Ausgang des Drehmomentwandlers die nen, durch welche ein vorbestimmbares Drehzahlverhältnis zwischen Ein- und Ausgang herstellbar ist, wenn beispielsweise dem Hohlrad eine am Wandlergehäuse befestigte, steuerbare Bremse zugeordnet ist. Bei Ausbildung des antriebsseitigen Radialflanschs des Wandlergehäuses als Planetenträger besteht der Vorteil, das stets alle Zähne der vorgenannten Verzahnungen zum Einsatz kommen und daher gleichmäßig verschleißen, wobei dieser Verschleiß sehr gering ist. Außerdem ist dadurch das dynamische Massen trägheitsmoment auch bei geöffneter Überbrückungskupplung antriebsseitig wirksam, so daß am Antrieb entstehende Torsionsschwingungen bereits bei ihrem Entstehen wirksam gedämpft und dadurch die Motorfront entlastet wird, so daß an dieser ange schlossene Nebenaggregate schonender antreibbar sind. Der Ausbildung des Kolbens der Überbrückungskupplung als Planetenträger ist dagegen der Vorzug zu geben, wenn das Planetengetriebe nur bei geschlossener Überbrückungskupplung wirksam ist.

Im Nachfolgenden wird ein Ausführungsbeispiel der Erfindung anhand einer Zeichnung näher erläutert. Es zeigt:

Fig. 1 eine radiale hälftige Darstellung eines hydrodynamischen Drehmoment wandlers mit im Innentorus des Wandlerkreises angeordnetem Torsions schwingungsdämpfer;

Fig. 2 eine teilweise Darstellung des Drehmomentwandlers gemäß der Schnittli nie II-II in Fig. 1;

Fig. 3 eine Herauszeichnung des Bereichs der Überbrückungskupplung mit ei nem Planetengetriebe, bei welchem ein Radialflansch des Wandlergehäu ses als Planetenträger wirkt;

Fig. 4 wie Fig. 3, aber mit Ausbildung eines Kolbens der Überbrückungskupp lung als Planetenträger.

In Fig. 1 ist ein hydrodynamischer Drehmomentwandler mit einem Wandlergehäuse 1 dargestellt, welches im Bereich einer Drehachse 37 einen Lagerzapfen 3 trägt, der in eine Aussparung 4 eines Antriebes 7, wie beispielsweise der Kurbelwelle 8 einer Brenn kraftmaschine, eingreift. Der Lagerzapfen 3 ist an einem antriebsseitigen Radialflansch 5 des Wandlergehäuses 1 befestigt, der in seinem Umfangsbereich in einen Axialansatz 9 übergeht. An diesem ist eine Pumpenschale 11 befestigt, die eine Beschaufelung 12 trägt und somit als Pumpenrad 13 dient. Im radial inneren Bereich der Pumpenschale 11 ist eine Pumpennabe 14 befestigt, die radial eine Hülse 15 unter Bildung eines ringför migen Kanals 16 umschließt. Die Hülse 15 steht über eine Verzahnung 17 in Drehver bindung mit einem Innenring 18 eines Freilaufes 19, dessen Außenring 20 zur Aufnah me von Schaufeln 21 eines Leitrades 23 dient, das sich über die zuvor erwähnte Hül se 15 getriebeseitig abstützt. Die Schaufeln 21 des Leitrades 23 sind durch einen Um fangsring 25 miteinander verbunden.

Axial wird das Leitrad 23 beidseits durch Axiallagerungen 27 und 28 gesichert, wobei die Axiallagerung 27 zwischen der Pumpenschale 11 und dem Freilauf 19 und die Axiallagerung 28 zwischen dem Freilauf 19 und der Turbinennabe 29 angeordnet ist. Die letztgenannte ist über eine Verzahnung 31 mit einer Abtriebswelle 33 drehfest ver bunden, die als Getriebeeingangswelle eines nicht gezeigten automatischen Getriebes wirksam ist. Die Abtriebswelle 33 verfügt über eine Mittenbohrung 35, an welche am axial freien Ende der Abtriebswelle 33 Kanäle 43 angrenzen, die in einer Gehäusena be 41 ausgebildet sind und nach radial außen führen. Die Gehäusenabe 41 nimmt über eine Lagerung 39 die bereits genannte Turbinennabe 29 auf. Des weiteren trägt die Gehäusenabe 41 im Umfangsbereich einen Kolben 47 einer Überbrückungskupp lung 49, der axial zwischen sich und dem Radialflansch 5 des Wandlergehäuses 1 eine Kammer 45 begrenzt. Diese Kammer ist radial innen über die Kanäle 43 der Gehäuse nabe 41 mit der Mittenbohrung 35 der Abtriebswelle 33 verbunden und erstreckt sich bis an eine axial zwischen Radialflansch 5 und Kolben 47 angeordnete Lamelle 55 nach ra dial außen, wobei die letztgenannte beidseits Reibbeläge 57 und 59 trägt. Der Kol ben 47 ist über Tangentialblattfedern 51 mit einem Tragring 53 verbunden, der radial innen, vorzugsweise über eine Schweißnaht, an der Gehäusenabe 41 befestigt ist. Über diese Verbindung mit dem Tragring 53 ist dem Kolben 47 aufgrund der axialen Nach giebigkeit der Tangentialblattfedern 51 eine Bewegung in Achsrichtung möglich, wäh rend in Umfangsrichtung eine drehfeste Anordnung des Kolbens besteht.

Die Lamelle 55 ist im Umfangsbereich als Zahnkranz 61 ausgebildet und steht über die sen mit einem Zahnkranz 63 eines an einer Turbinenschale 65 befestigten Bügels 64 mit der Turbinenschale 65 in drehfester Verbindung. Die Turbinenschale 65 trägt eine Be schaufelung 67 zur Bildung eines Turbinenrades 69. Dieses bildet zusammen mit dem Leitrad 23 und dem Pumpenrad 13 einen hydrodynamischen Wandlerkreis 75, der mit Innenwänden 76 am Pumpenrad 13 und 78 am Turbinenrad 69 einen Innentorus 77 umschließt. Dieser dient zur Aufnahme eines Torsionsschwingungsdämpfers 79, der außer in Fig. 1 auch in Fig. 2 deutlich dargestellt und nachfolgend ausführlich beschrie ben ist.

An der Innenwand 78 des Turbinenrades 69 sind in Umfangsrichtung versetzt Eindrüc kungen 85 ausgebildet, wobei diese Eindrückungen jeweils durch einen Bügel 83 gebil det werden, der in den Innentorus 77 eingreift. Jeder dieser Bügel 83 dient als an triebsseitiges Ansteuermittel 81 für Federn 99 des Torsionsschwingungsdämpfers 79. An der Innenwand 78 des Turbinenrades 69 ist weiterhin eine Halterung 91 befestigt, die an ihrem pumpenradseitigen freien Ende ebenfalls in Umfangsrichtung versetzte Ein drückungen 89 aufweist, wobei diese sich in Richtung zu den Federn 99 erstrecken. Auch diese Eindrückungen 89 haben jeweils die Form eines Bügels 87 und dienen als antriebsseitiges Ansteuermittel 81. Die Halterung 91 ist als Führungsring 93 ausgebildet und weist hierzu an der Innenseite ihres Umfangs eine Führungsbahn 95 für Schiebe führungen 97 auf, wie sie im einzelnen der Fig. 2 entnehmbar sind. Hierbei weisen die antriebsseitigen Ansteuermittel 81 nicht dargestellte umfangsseitige Steuerkanten auf, die an einem Federtopf in Anlage kommen, wobei in Fig. 2 ein solcher Federtopf mit dem Bezugszeichen 100 versehen ist, dieser allerdings nicht in Anlage an den an triebsseitigen Ansteuermitteln 81 gezeigt ist. Ein solcher Federtopf nimmt an seiner den Steuerkanten abgewandten Umfangsseite ein Ende einer Feder 99 auf, deren entge gengesetztes Ende sich an einem Gleitschuh 102 abstützt, der im Gegensatz zum Feder topf in zwei einander entgegengesetzten Umfangsrichtungen überstehende Umfangs vorsprünge 104 aufweist. Nach einer Mehrzahl solcher Gleitschuhe 102 mit jeweils da zwischen angeordneten Federn 99 folgt der in Fig. 2 abgebildete Federtopf 100, der sich mit seiner von der Feder 99 abgewandten Umfangsseite an einem Steuerbe reich 106 eines nach radial außen ragenden Fingers 110 einer Steuerscheibe 120 ab stützt, wobei dieser Finger 110 als abtriebsseitiges Ansteuermittel 108 für den Torsions schwingungsdämpfer 79 wirksam ist. Die Steuerscheibe 120 weist über den Umfang versetzt mehrere Finger 110 auf, die mit ihrem radial inneren Ende jeweils in einen Ring 112 übergehen, der über Radialstege 114 eine Verbindung nach radial innen auf weist und, in Umfangsrichtung gesehen, zwischen je zwei Radialstegen 114 über jeweils eine Ausnehmung 116 verfügt. Diese Ausnehmungen 116 sind im Durchgangsbe reich 118 der Wandlerströmung zwischen Turbinenrad 69 und Leitrad 23 angeordnet und behindern, da die Radialstege 114 gegenüber den Ausnehmungen 116 sehr schmal ausgebildet sind, die Strömung nur unwesentlich. Die Steuerscheibe 120 ist an ihrem Innenumfang mit der Turbinennabe 29 drehfest verbunden. Im Gegensatz dazu sitzt die Turbinenschale 65 und damit das Turbinenrad 69 über einen Turbinenfuß 71 drehbar, aber axial gesichert, auf der Turbinennabe 29.

Zurückkommend auf Fig. 1 zeigt diese einen Vorratsbehälter 140 für Wandlerflüssigkeit, der durch eine Pumpe 148 und ein Schaltventil 142 über Leitungen 144 und 146 mit dem hydrodynamischen Drehmomentwandler verbunden ist. Eine der Leitungen führt hierbei zu dem Kanal 16 zwischen der Pumpennabe 14 und der Hülse 15 sowie zu ei nem ringförmigen Kanal 147 radial zwischen der Hülse 15 und der Abtriebswelle 33, während die andere Leitung mit der Mittenbohrung 35 der Abtriebswelle 33 verbunden ist.

In einer ersten Stellung des Schaltventils 142 wird Wandlerflüssigkeit von der Pum pe 148 in die Mittenbohrung 35 der Abtriebswelle 33 gefördert und gelangt von dort aus über die Kanäle 43 der Wandlernabe 41 in die Kammer 45, so daß diese gegenüber dem Wandlerkreis 75 unter Überdruck steht. Die Folge hiervon ist ein Abhub des Kol bens 47 der Überbrückungskupplung 49 vom Radialflansch 5 des Wandlergehäuses 1, so daß vom Antrieb 7 auf das Wandlergehäuse 1 geleitetes Drehmoment vom Pumpen rad 13 aufgrund dessen Strömungsverbindung zum Turbinenrad 69 auf das letztge nannte übertragen wird. Das Turbinenrad 69 wirkt mit seinen antriebsseitigen Ansteu ermitteln 81 über die Federtöpfe 100 auf die Federn 99 ein und verformt diese, wobei diese Federn 99 sich über die Gleitschuhe 102, die ebenso wie die Federtöpfe 100 als Schiebeführungen 97 dienen, sowie über einen weiteren Federtopf 100 am abtriebssei tigen Ansteuermittel 108 der Steuerscheibe 120 abstützen. Bei der Verformung der Fe dern 99 bewegen sich die Schiebeführungen 97 entlang der Führungsbahn 95 des Füh rungsrings 93. Beim Abstützen der Federn 99 an der Steuerscheibe 120 wird diese in Umfangsrichtung ausgelenkt und überträgt aufgrund ihrer drehfesten Verbindung zur Turbinennabe 29 das übertragene Drehmoment auf diese und damit auf die Abtriebs welle 33.

Sobald das Schaltventil 142 in seine andere Position bewegt ist, werden durch die Pum pe 148 die Kanäle 16 und 147 mit Wandlerflüssigkeit versorgt, wobei insbesondere entlang eines Radialdurchgangs 150 an einer Stützscheibe 152 für die Radiallage rung 28 Wandlerflüssigkeit in den Wandlerkreis 75 gelangt. Gleichzeitig fließt aufgrund der Drucklosigkeit in der Mittenbohrung 35 der Abtriebswelle 33 Wandlerflüssigkeit aus der Kammer 45 über die Kanäle 43 in der Wandlernabe 41 nach radial innen ab. Auf grund des jetzt vorhandenen Überdrucks im Wandlerkreis 75 wird der Kolben 47 gegen die Wirkung der Tangentialblattfedern 51 in Richtung zum Radialflansch 5 des Wand lergehäuses 1 verlagert und erzeugt so einen Kraftschluß mit dem Radialflansch über die Lamelle 55 mit deren Reibbelägen 57 und 59. Ein am Wandlergehäuse 1 anliegendes Drehmoment wird dann über den Reibbelag 57 auf die Lamelle 55 und von dieser über den Bügel 64 und das Turbinenrad 69 auf den Torsionsschwingungsdämpfer 79 gelei tet. Von dort aus erfolgt die Übertragung des Drehmomentes in der bereits beschriebe nen Weise über die Schiebeführungen 97 und die Federn 99 auf die Steuerscheibe 120 und von dieser über die Turbinennabe 29 auf die Abtriebswelle 33. Der Torsionsschwin gungsdämpfer 79 ist also unabhängig vom jeweiligen Betriebszustand des Drehmo mentwandlers wirksam.

Die Fig. 3 und 4 zeigen spezielle Weiterbildungen der Überbrückungskupplung 49, wobei sich die Weiterbildungen vorteilhaft im Hinblick auf die Rückwirkung zum An trieb 7 bemerkbar machen, da aufgrund eines höheren dynamischen Massenträgheits momentes Torsionsschwingungen, die im Antrieb 7 im Entstehen sind, bereits gedämpft werden. Hierzu ist die Überbrückungskupplung 49 mit einem Planetengetriebe 122 ver sehen, das über den Umfang verteilt mehrere Planetenräder 130 aufweist. Diese Plane tenräder sind nach Fig. 3 auf je einem Zapfen 126 gelagert, der am Radialflansch 5 auf nicht näher gezeigte Weise befestigt ist, so daß der letztgenannte als Planetenträ ger 124 wirksam ist. Die Planetenräder 130 sind einerseits durch eine Radialvergröße rung 154 am Zapfen 126 und andererseits durch eine Axialsicherung 128, beispielswei se in Form eines in eine umlaufende Nut des Zapfens 126 eingreifenden Sprengrings gegen Achsbewegungen gesichert. Die Planetenräder 130 sind über eine Verzah nung 134 mit der Turbinennabe 29 in Drehverbindung, wobei die Turbinennabe 29 als Sonnenrad 132 des Planetengetriebes 122 wirksam ist. Über eine weitere Verzah nung 138 stehen die Planetenräder 130 in Drehverbindung mit einem Hohlrad 136. Die ses ist, obwohl in Fig. 3 der Einfachheit halber nicht gezeigt, axial gesichert, aber in Um fangsrichtung schwimmend. Das Hohlrad 136 bewirkt eine Vergrößerung des dynami schen Massenträgheitsmomentes.

Abweichend von Fig. 3 zeigt Fig. 4 eine Ausführungsform, bei welcher der Kolben 47 der Überbrückungskupplung 49 als Planetenträger 124 wirksam ist. Entsprechend sind die Zapfen 126 zur Aufnahme der Planetenräder 130 am Kolben 47 vorgesehen. Die Ausbildung der Zapfen 126 selbst sowie die Axialsicherung 128 für Planetenrad 130 und Hohlrad 136 sind in identischer Weise gelöst wie bei Fig. 3, so daß an dieser Stelle nicht nochmals hierauf eingegangen wird.

Bezugszeichenliste

1

Wandlergehäuse

3

Lagerzapfen

4

Aussparung

5

Radialflansch

7

Antrieb

8

Kurbelwelle

9

Axialansatz

11

Pumpenschale

12

Beschaufelung

13

Pumpenrad

14

Pumpennabe

15

Hülse

16

Kanäle

17

Verzahnung

18

Innenring

19

Freilauf

20

Außenring

21

Schaufeln

23

Leitrad

25

Umfangsring

27

,

28

Axiallagerungen

29

Turbinennabe

31

Verzahnung

33

Abtriebswelle

35

Mittenbohrung

37

Drehachse

39

Lagerung

41

Gehäusenabe

43

Kanäle

45

Kammer

47

Kolben

49

Überbrückungskupplung

51

Tangentialblattfeder

53

Tragrind

55

Lamelle

57

,

59

Reibbeläge

61

,

63

Zahnkranz

64

Bügel

65

Turbinenschale

67

Beschaufelung

69

Turbinenrad

71

Turbinenfuß

75

Wandlerkreis

76

Innenwand

77

Innentorus

78

Innenwand

79

Torsionsschwingungsdämpfer

81

antriebsseitige Ansteuermittel

83

,

87

Bügel

85

,

89

Eindrückungen

91

Halterung

93

Führungsring

95

Führungsbahn

97

Schiebeführungen

99

Federn

100

Federtopf

102

Gleitschuh

104

Umfangsvorsprung

106

Steuerbereich

108

abtriebsseitiges Ansteuermittel

110

Finger

112

Ring

114

Radialstege

116

Ausnehmungen

118

Durchgangsbereich der Wandler strömung

120

Steuerscheibe

122

Planetengetriebe

124

Planetenträger

126

Zapfen

128

Axialsicherung

130

Planetenrad

132

Sonnenrad

134

Verzahnung

136

Hohlrad

138

Verzahnung

140

Vorratsbehälter

142

Schaltventil

144

,

146

Leitungen

147

Kanal

148

Pumpe

150

Radialdurchgang

152

Stützscheibe

154

Radialvergrößerung

Claims

1. Hydrodynamischer Drehmomentwandler mit einem Wandlerkreis, der zumindest ein Pumpenrad, ein Turbinenrad mit einer Turbinennabe und ein Leitrad umfaßt, die zu sammen einen Innentorus umschließen, in welchem ein Torsionsschwingungsdämp fer angeordnet ist, der an einer mit einer Abtriebswelle drehfesten Steuerscheibe in Wirkverbindung steht, und mit einer Überbrückungskupplung, durch welche ein von einem Antrieb bereitgestelltes Drehmoment unter Umgehung des Wandlerkreises übertragbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß am Turbinenrad (69) Ansteuermittel (81) für den Torsionsschwingungsdämp fer (79) vorgesehen sind und die Steuerscheibe (120) drehfest mit der Turbinenna be (29), aber relativ drehbar zum Turbinenrad (69) angeordnet ist, wobei die Turbi nennabe (29) mit der einen in das Wandlergehäuse (1) geführten Abtriebswelle (33) drehfest verbunden ist.

2. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Turbinenrad (69) drehbar auf der Turbinennabe (29) angeordnet ist.

3. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuerscheibe (120) im radialen Durchgangsbereich (118) der Wandierströ mung zwischen je zwei Radialstegen (114) je eine Ausnehmung (116) aufweist.

4. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß an der Steuerscheibe (120) radial außerhalb der Ausnehmungen (116) Ansteu ermittel (108) für den Torsionsschwingungsdämpfer (79) vorgesehen sind, die als nach radial außen laufende Finger (110) ausgebildet sind und über in Umfangsrich tung weisende Steuerbereiche (106) für den Torsionsschwingungsdämpfer (79) ver fügen.

5. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Torsionsschwingungsdämpfer (79) Schiebeführungen (94) für Federn (99) aufweist, die sich radial außen an einer Führungsbahn (95) abstützen, die an der ra dialen Innenseite eines Führungsrings (93) vorgesehen ist.

6. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Führungsring (93) am Turbinenrad (69) befestigt ist und in den Innento rus (77) des Wandlerkreises (75) ragt.

7. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß an einer Innenwand (78) des Turbinenrades (69) in den Innentorus (77) ragende Eindrückungen (85) vorgesehen sind, die als antriebsseitige Ansteuermittel (81) für die Federn (99) des Torsionsschwingungsdämpfers (79) wirksam sind.

8. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß am Führungsring (93) in Richtung zu den Federn (99) ausgebildete Eindrückun gen (89) vorgesehen sind, die als antriebsseitiges Ansteuermittel (108) für den Torsi onsschwingungsdämpfer (79) wirksam sind.

9. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Überbrückungskupplung (49) ein Planetengetriebe (122) zugeordnet ist, bei dem wenigstens ein Planetenrad (130) am Wandlergehäuse (1) drehbar gelagert ist, die Turbinennabe (29) als Sonnenrad (132) dient und ein Hohlrad (136) in Umfangs richtung schwimmend gelagert ist.

10. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Überbrückungskupplung (49) ein Planetengetriebe (122) zugeordnet ist, bei dem wenigstens ein Planetenrad (130) an einem Kolben (47) der Überbrückungs kupplung (49) drehbar gelagert ist, die Turbinennabe (29) als Sonnenrad (132) dient und ein Hohlrad (136) in Umfangsrichtung schwimmend gelagert ist.