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Die
Erfindung betrifft einen hydrodynamischen Drehmomentwandler gemäß dem Oberbegriff des
Anspruchs 1.
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Durch
die
US 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 Torsionsschwingungsdämpfer angeordnet
ist. Dieser ist einerseits mit dem Pumpenrad und andererseits mit
einer Steuerscheibe in Wirkverbindung, die über eine erste Abtriebswelle
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 bereitgestelltes Drehmoment unter
Umgehung des Wandlerkreises auf das Getriebe übertragbar ist.
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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. Torsionsschwingungen werden
durch den Wandlerkreis gedämpft.
In einer zweiten, leistungsteilenden Betriebsweise ist dagegen eine
der beiden Kupplungen geschlossen und die andere geöffnet, so
daß ein
Teil des eingeleiteten Drehmomentes in der zuvor erläuterten
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
leistungsteilenden Betriebszustand vertauscht, was zur Folge hat,
daß das
eingeleitete Drehmoment ausschließlich über den Torsionsschwingungsdämpfer und
die Steuerscheibe unter Umgehung des Wandlerkreises in das Getriebe übertragen
wird. Da bei dem letztgenannten Betriebszustand der Wandlerkreis
keine schwingungsdämpfende
Funktion zu übernehmen
vermag, muß der
Torsionsschwingungsdämpfer
zur Übernahme
dieser Funktion zwangsläufig
mit dem Pumpenrad verbunden sein.
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Aufgrund
der in der US-Patentschrift behandelten Ausführungsform des hydrodynamischen Drehmomentwandlers
mit zwei Abtriebswellen ist eine Anordnung des Torsionsschwingungsdämpfers in üblicher
Weise, also axial zwischen einem antriebsseitigen Radialflansch
des Wandlergehäuses und
dem Turbinenrad, konstruktiv überaus
problematisch, da hierbei die Turbinennabe axial übergriffen werden
müßte, um
eine Verbindung zwischen dem Torsionsschwingungsdämpfer und
der zugeordneten Abtriebswelle herzustellen, welche die Abtriebswelle des
Turbinenrades radial umschließt.
Aus diesem Grund ist der Torsionsschwingungsdämpfer zwangsläufig im
Innentorus des Wandlerkreises angeordnet.
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Ein
anderer hydrodynamischer Drehmomentwandler für ein leistungsteilendes automatisches
Getriebe ist der
DE
35 31 521 A1 entnehmbar.
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Das
zuvor gewürdigte
leistungsteilende automatische Getriebe ist konstruktiv sehr aufwendig 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 , beispielsweise
in
1, behandelt sind.
Bei einem solchen Drehmomentwandler ist der Kolben einer Überbrückungskupplung
axial zwischen einem antriebsseitigen Radialflansch des Wandlergehäuses und
dem Turbinenrad angeordnet und über
einen Torsionsschwingungsdämpfer,
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 gelangt ist, wird
somit über
den Torsionsschwingungsdämpfer
auf die Turbinennabe und von dieser aufgrund deren Verzahnung mit
der Getriebeeingangswelle, auf die letzgenannte 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 geleitet.
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Dem
konstruktiv einfachen Aufbau dieses Drehmomentwandlers steht folgender
Nachteil gegenüber:
Moderne
hydrodynamische Drehmomentwandler müssen, da der Einbauraum im
Fahrzeug 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 Wandlerkreis, wodurch dessen Wirkungsgrad sinkt. Hinzu kommt,
daß, um
den axialen Platzbedarf des Torsionsschwingungsdämpfers zu begrenzen, der letztgenannte
mit Federn relativ kleinen Durchmessers versehen wird. Entsprechend
hoch muß die Steifigkeit
dieser Federn gewählt
werden, so daß der Torsionsschwingungsdämpfer nur
ein begrenztes Dämpfungsverhalten
insbesondere bei Torsionsschwingungen geringer Frequenz entfalten
kann. Dieser Nachteil kann vermindert werden, indem der Torsionsschwin gungsdämpfer, wie
in der
DE 44 24 988
C1 gezeigt, radial sehr weit nach außen gesetzt wird, jedoch ergibt
sich auch dann kein optimales Dämpfungsverhalten.
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Der
Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen mit einem Wandlerkreis
und einer einen Torsionsschwingungsdämpfer aufweisenden Überbrückungskupplung
versehenen, zwischen einem Antrieb und einer Abtriebswelle vorgesehenen,
hydrodynamischen Drehmomentwandler so auszubilden, daß der Torsionsschwingungsdämpfer, der
zugunsten eines geringstmöglichen
Raumbedarfs, in einem von Pumpen-, Turbinen- und Leitrad umschlossenen Innentorus
angeordent ist, ein optimales Dämpfungsverhalten
zwischen dem Turbinenrad und einer durch dasselbe ansteuerbaren,
mit der Abtriebswelle verbundenen Steuerscheibe zur Verfügung stellt.
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Diese
Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die
im Anspruch 1 angegebenen Merkmale gelöst.
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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 Strömungsbedingungen im Wandlerkreis
und somit ein extrem hoher Wirkungsgrad. Dieser Wirkungsgrad wird
nur unwesentlich durch die in den Durchgangsbereich der Wandlerströmung ragende Steuerscheibe
beeinflußt,
da diese innerhalb des zuvor genannten Durchgangsbereichs mit Ausnehmungen
versehen ist und damit der Strömung
nur wenig Widerstand entgegensetzt.
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Bedingt
durch den nun möglichen,
nahezu kreisförmigen
Querschnitt des Wandlerkreises wird ein axial sehr breiter Innentorus
erhalten, in welchem problemlos ein Torsionsschwingungsdämpfer mit
extrem großen
Federdurchmesser aufgenommen werden kann. Aufgrund dieses großen Federdurchmessers
können
die Federn mit geringer Steifigkeit ausgebildet werden, so daß auch vergleichsweise
niederfrequente Torsionsschwingungen hervorragend dämpfbar sind.
Allein durch die Möglichkeit
des großen
Federdurchmessers wird das Dämpfungsverhalten
gegenüber
einer kon ventionellen Anordnung des Torsionsschwingungsdämpfers axial
zwischen einem Kolben der Überbrückungskupplung
und dem Turbinenrad nahezu um den Faktor 2 verbessert, selbst wenn
gemäß der zuvor
erwähnten
DE 44 24 988 C1 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
Pumpen- als auch Turbinenrad radial außerhalb des Innentorus ihren schmälsten Bereich
aufweisen.
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Aufgrund
der Kombination des im Innentorus des Wandlerkreises angeordneten
Torsionsschwingungsdämpfers
mit nur einer Abtriebswelle, mit welcher der Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers drehfest
verbunden ist, besteht anspruchsgemäß einerseits eine Festverbindung
der dem Torsionsschwingungsdämpfer
zugeordneten Steuerscheibe mit der Turbinennabe und andererseits
der letztgenannten mit der Abtriebswelle. Im Gegensatz dazu ist
das Turbinenrad gegenüber
der Turbinennabe und damit gegenüber
der Steuerscheibe drehbar gelagert, so daß der Torsionsschwingungsdämpfer sowohl
bei Übertragung
des Drehmomentes über den
Wandlerkreis als auch bei Umgehung des letztgenannten unter Nutzung
der Überbrückungskupplung
in Anspruch genommen 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 Steuerscheibe und damit
an der Turbinennabe abstützen.
Jede Bewegung des Turbinenrades relativ zur Turbinennabe wird somit zwangsläufig den
Torsionsschwingungsdämpfer
in Funktion versetzen.
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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 Torsionsschwingungsdämpfers 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 Aufwand
verringert und andererseits eine Verlagerung der Federn des Torsionsschwingungsdämpfers nach
radial außen
ermöglicht.
Noch größere Federwege
sind die Folge.
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Durch
Ausbildung von Eindrückungen
sowohl am Turbinenrad als auch am Führungsring sind auf besonders
einfache und kosten- sowie materialsparende Weise Ansteuermittel
für die
Federn des Torsionsschwingungsdämpfers
herstellbar.
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Anspruchsgemäß besteht
die Möglichkeit, die
beschriebene vorteilhafte Ausführungsform
des hydrodynamischen Drehmomentwandlers weiter zu verbessern, indem
der Überbrückungskupplung
ein Planetengetriebe zugeordnet ist. Bei diesem kann anspruchsgemäß sowohl
der antriebsseitige Radialflansch des Wandlergehäuses als auch der Kolben der Überbrückungskupplung
jeweils als Planetenträger
zur Aufnahme zumindest eines Planetenrades dienen, das einerseits über eine
Verzahnung mit einem Hohlrad und andererseits über eine Verzahnung mit der
als Sonnenrad wirksamen Abtriebswelle verbunden ist. Das Hohlrad
ist hierbei vorzugsweise in Umfangsrichtung schwimmend gelagert
und dient dazu, ein besonders hohes dynamisches Massenträgheitsmoment
gegen Torsionsschwingungen aufzubauen. Außerdem kann das Planetengetriebe
als Getriebestufe zwischen Ein- und Ausgang des Drehmomentwandlers
dienen, 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 Massenträgheitsmoment 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 angeschlossene
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.
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Im
Nachfolgenden wird ein Ausführungsbeispiel
der Erfindung anhand von Figuren näher erläutert. Es zeigt:
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1 eine
radiale hälftige
Darstellung eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers mit im Innentorus
des Wandlerkreises angeordnetem Torsionsschwingungsdämpfer;
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2 eine
teilweise Darstellung des Drehmomentwandlers gemäß der Schnittlinie II-II in 1;
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3 eine
Herauszeichnung des Bereichs der Überbrückungskupplung mit einem Planetengetriebe,
bei welchem ein Radialflansch des Wandlergehäuses als Planetenträger wirkt;
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4 wie 3,
aber mit Ausbildung eines Kolbens der Überbrückungskupplung als Planetenträger.
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In 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 Brennkraftmaschine, 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 ringförmigen
Kanals 16 umschließt.
Die Hülse 15 steht über eine
Verzahnung 17 in Drehverbindung mit einem Innenring 18 eines Freilaufes 19,
dessen Außenring 20 zur
Aufnahme von Schaufeln 21 eines Leitrades 23 dient,
das sich über
die zuvor erwähnte
Hülse 15 getriebeseitig
abstützt.
Die Schaufeln 21 des Leitrades 23 sind durch einen
Umfangsring 25 miteinander verbunden.
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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
verbunden, 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 Gehäusenabe 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 Überbrückungskupplung 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
Gehäusenabe 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 radial außen, wobei
die letztgenannte beidseits Reibbeläge 57 und 59 trägt. Der
Kolben 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 Nachgiebigkeit der Tangentialblattfedern 51 eine
Bewegung in Achsrichtung möglich,
während
in Umfangsrichtung eine drehfeste Anordnung des Kolbens besteht.
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Die
Lamelle 55 ist im Umfangsbereich als Zahnkranz 61 ausgebildet
und steht über
diesen mit einem Zahnkranz 63 eines an einer Turbinenschale 65 befestigten
Bügels 64 mit
der Turbinenschale 65 in drehfester Verbindung. Die Turbinenschale 65 trägt eine
Beschaufelung 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 1 auch
in 2 deutlich dargestellt und nachfolgend ausführlich beschrieben
ist.
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An
der Innenwand 78 des Turbinenrades 69 sind in
Umfangsrichtung versetzt Eindrükkungen 85 ausgebildet,
wobei diese Eindrückungen
jeweils durch einen Bügel 83 gebildet
werden, der in den Innentorus 77 eingreift. Jeder dieser
Bügel 83 dient
als antriebsseitiges 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 Eindrückungen 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 Schiebeführungen 97 auf, wie
sie im einzelnen der 2 entnehmbar sind. Hierbei weisen
die antriebsseitigen Ansteuermittel 81 nicht dargestellte
umfangsseitige Steuerkanten auf, die an einem Federtopf in Anlage
kommen, wobei in 2 ein solcher Federtopf mit
dem Bezugszeichen 100 versehen ist, dieser allerdings nicht
in Anlage an den antriebsseitigen Ansteuermitteln 81 gezeigt
ist. Ein solcher Federtopf nimmt an seiner den Steuerkanten abgewandten
Umfangsseite ein Ende einer Feder 99 auf, deren entgegengesetztes
Ende sich an einem Gleitschuh 102 abstützt, der im Gegensatz zum Federtopf
in zwei einander entgegengesetzten Umfangsrichtungen überstehende
Umfangsvorsprünge 104 aufweist.
Nach einer Mehrzahl solcher Gleitschuhe 102 mit jeweils
dazwischen angeordneten Federn 99 folgt der in 2 abgebildete
Federtopf 100, der sich mit seiner von der Feder 99 abgewandten
Umfangsseite an einem Steuerbereich 106 eines nach radial
außen
ragenden Fingers 110 einer Steuerscheibe 120 abstützt, wobei
dieser Finger 110 als abtriebsseitiges Ansteuermittel 108 für den Torsionsschwingungsdämpfer 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 aufweist und,
in Umfangsrichtung gesehen, zwischen je zwei Radialstegen 114 über jeweils
eine Ausnehmung 116 verfügt. Diese Ausnehmungen 116 sind
im Durchgangsbereich 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.
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Zurückkommend
auf 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 einem 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.
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In
einer ersten Stellung des Schaltventils 142 wird Wandlerflüssigkeit
von der Pumpe 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 Kolbens 47 der Überbrückungskupplung 49 vom
Radialflansch 5 des Wandlergehäuses 1, so daß vom Antrieb 7 auf
das Wandlergehäuse 1 geleitetes
Drehmoment vom Pumpenrad 13 aufgrund dessen Strömungsverbindung
zum Turbinenrad 69 auf das letztgenannte übertragen wird.
Das Turbinenrad 69 wirkt mit seinen antriebsseitigen Ansteuermitteln 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 abtriebsseitigen Ansteuermittel 108 der
Steuerscheibe 120 abstützen.
Bei der Verformung der Federn 99 bewegen sich die Schiebeführungen 97 entlang
der Führungsbahn 95 des
Führungsrings 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 Abtriebswelle 33.
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Sobald
das Schaltventil 142 in seine andere Position bewegt ist,
werden durch die Pumpe 148 die Kanäle 16 und 147 mit
Wandlerflüssigkeit
versorgt, wobei insbesondere entlang eines Radialdurchgangs 150 an
einer Stützscheibe 152 für die Radiallagerung 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. Aufgrund des jetzt
vorhandenen Überdrucks
im Wandlerkreis 75 wird der Kolben 47 gegen die
Wirkung der Tangentialblattfedern 51 in Richtung zum Radialflansch 5 des
Wandlergehäuses 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 geleitet.
Von dort aus erfolgt die Übertragung
des Drehmomentes in der bereits beschriebenen 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 Torsionsschwingungsdämpfer 79 ist
also unabhängig
vom jeweiligen Betriebszustand des Drehmomentwandlers wirksam.
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Die 3 und 4 zeigen
spezielle Weiterbildungen der Überbrückungskupplung 49,
wobei sich die Weiterbildungen vorteilhaft im Hinblick auf die Rückwirkung
zum Antrieb 7 bemerkbar machen, da aufgrund eines höheren dynamischen
Massenträgheitsmomentes
Torsionsschwingungen, die im Antrieb 7 im Entstehen sind,
bereits gedämpft
werden. Hierzu ist die Überbrückungskupplung 49 mit
einem Planetengetriebe 122 versehen, das über den Umfang
verteilt mehrere Planetenräder 130 aufweist. Diese
Planetenräder
sind nach 3 auf je einem Zapfen 126 gelagert,
der am Radialflansch 5 auf nicht näher gezeigte Weise befestigt
ist, so daß der
letztgenannte als Planetenträger 124 wirksam
ist. Die Planetenräder 130 sind
einerseits durch eine Radialvergrößerung 154 am Zapfen 126 und
andererseits durch eine Axialsicherung 128, beispielsweise
in Form eines in eine umlaufende Nut des Zapfens 126 eingreifenden
Sprengrings gegen Achsbewegungen gesichert. Die Planetenräder 130 sind über eine
Verzahnung 134 mit der Turbinennabe 29 in Drehverbindung,
wobei die Turbinennabe 29 als Sonnenrad 132 des
Planetengetriebes 122 wirksam ist. Über eine weitere Verzahnung 138 stehen
die Planetenräder 130 in
Drehverbindung mit einem Hohlrad 136. Dieses ist, obwohl
in 3 der Einfachheit halber nicht gezeigt, axial
gesichert, aber in Umfangsrichtung schwimmend. Das Hohlrad 136 bewirkt
eine Vergrößerung des
dynamischen Massenträgheitsmomentes.
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Abweichend
von 3 zeigt 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 3 so
daß an
dieser Stelle nicht nochmals hierauf eingegangen wird.
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- 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