DE19838444A1 - Hydrodynamischer Drehmomentwandler - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft einen hydrodynamischer Drehmomentwandler mit einem in einem Gehäuse aufgenommenen Pumpenrad, einem Turbinenrad und gegebenenfalls einem Leitrad, mit einer Wandlerüberbrückungskupplung mit einem axial verlagerbaren Kolben und einem Torsionsschwingungsdämpfer mit einem Eingangsteil und einem Ausgangsteil, die zumindest entgegen der Rückstellkraft von zwischen diesen angeordneten Kraftspeichern zueinander verdrehbar sind.

Solche hydrodynamischen Drehmomentwandler sind beispielsweise durch die DE-OS 195 14 411 bekannt geworden. Bei diesen Drehmomentwandlern nach dem Stand der Technik weist das Turbinenrad eine eigene Turbinenradnabe auf, die durch eine spielbehaftete Mitnahmeverzahnung mit einer entsprechenden Mitnahmeverzahnung einer Abtriebsnabe mit Verdrehspiel in Verbindung steht, wobei das antriebsseitige Drehmoment von dem Turbinenrad zum einen über das Eingangsteil des Dämpfers an das Ausgangsteil des Dämpfers und von dort auf die Abtriebsnabe übertragen wird und zum anderen bei Überbrückung des Verdrehspiels zwischen Turbinenradnabe und Abtriebsnabe direkt von dem Turbinenrad an die Abtriebsnabe übertragen wird.

Aufgabe der Erfindung ist es, einen hydrodynamischen Drehmomentwandler der eingangs genannten Art zu schaffen, der gegenüber dem Stand der Technik einfach und kostengünstig herzustellen ist, indem beispielsweise kosten intensive Bearbeitungsschritte reduziert oder vermieden werden können.

Weiterhin ist es die Aufgabe der Erfindung, einen Drehmomentwandler zu schaffen, der bausraumsparend herzustellen ist, da die für Drehmomentwandler vorzusehenden Einbauräume immer beengter werden.

Dies wird erfindungsgemäß dadurch erreicht, daß das Turbinenrad eine Turbinenradnabe aufweist die auf einer Abtriebsnabe des Drehmomentwandlers in axialer Richtung zu dieser mittels zumindest eines Axiallagers axial fest gelagert ist und in radialer Richtung mittels eines Radiallagers gelagert ist, eine Verbindung mit Verdrehspiel zwischen der Turbinenradnabe und der Abtriebsnabe mittels einer Anschlagverzahnung vorgesehen ist und weiterhin mittels einer Mitnahmeverzahnung zwischen dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers und der Turbinenradnabe eine drehfeste Verbindung vorgesehen ist, wobei die Mitnahmeverzahnung und die Anschlagverzahnung im wesentlichen auf gleicher axialer Position und radial innerhalb einander angeordnet sind.

Nach einem weiteren erfinderischen Gedanken wird dies bei einem hydrodynamischer Drehmomentwandler mit einem innerhalb eines Gehäuses angeordneten Pumpenrad, einem Turbinenrad und einem Leitrad, sowie mit einer Wandlerüberbrückungskupplung mit einem axial verlagerbaren Kolben, mit einem Torsionsschwingungsdämpfer mit einem Eingangsteil und einem Ausgangsteil, die zumindest entgegen der Rückstellkraft von zwischen diesen angeordneten Kraftspeichern zueinander verdrehbar sind, auch dadurch erreicht, indem das Turbinenrad eine Turbinenradnabe aufweist die auf einer Abtriebsnabe des Drehmomentwandlers in axialer Richtung zu dieser axial fest gelagert ist und in radialer Richtung gelagert ist, eine Verbindung mit Verdrehspiel zwischen der Turbinenradnabe und der Abtriebsnabe mittels einer Anschlagverzahnung vorgesehen ist und weiterhin mittels einer Mitnahmeverzahnung zwischen dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers und der Turbinenradnabe eine drehfeste Verbindung vorgesehen ist, wobei das Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers und die Abtriebsnabe zweiteilig ausgebildet sind und mittels einer Verstemmung oder Schweißung miteinander verbunden sind.

Weiterhin ist es nach einem weiteren erfinderischen Gedanken zweckmäßig, wenn bei einem hydrodynamischer Drehmomentwandler mit einem innerhalb eines Gehäuses angeordneten Pumpenrad, einem Turbinenrad und einem Leitrad, sowie mit einer Wandlerüberbrückungskupplung mit einem axial verlagerbaren Kolben, mit einem Torsionsschwingungsdämpfer mit einem Eingangsteil und einem Ausgangsteil, die zumindest entgegen der Rückstellkraft von zwischen diesen angeordneten ersten und zweiten Kraftspeichern zueinander verdrehbar sind, das Turbinenrad eine Turbinenradnabe aufweist die auf einer Abtriebsnabe des Drehmomentwandlers in axialer Richtung zu dieser axial fest gelagert ist und in radialer Richtung gelagert ist, eine Verbindung mit Verdrehspiel zwischen der Turbinenradnabe und der Abtriebsnabe mittels einer Anschlagverzahnung vorgesehen ist und weiterhin mittels einer Mitnahmeverzahnung zwischen dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers und der Turbinenradnabe eine drehfeste Verbindung vorgesehen ist, wobei erste zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil des Torisionsschwingungsdämpfers angeordnete Kraftspeicher im wesentlichen ohne Verdrehspiel zwischen diesen angeordnet sind und zweite zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers angeordnete Kraftspeicher mit Verdrehspiel zwischen diesen angeordnet sind.

Vorteilhaft ist dabei, wenn das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers durch zwei mit einander fest verbundenen scheibenförmige Bauteile, wie Seitenscheiben, gebildet sind und das Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers, wie Flansch, durch ein scheibenförmiges Element gebildet ist und axial zwischen diesen angeordnet ist, wobei erste und zweite Aufnahmebereiche zur Aufnahme der ersten und zweiten Kraftspeicher in dem Ein- und Ausgangsteil vorgesehen sind, wobei die ersten und zweiten Aufnahmebereiche des Eingangsteil und die ersten Aufnahmebereiche des Ausgangsteiles in Umfangsrichtung im wesentlichen die Ausdehnung der Kraftspeicher in dieser Richtung aufweisen und die zweiten Aufnahmebereiche in dem Ausgangsteil in Umfangsrichtung im wesentlichen eine größere Ausdehnung als die Ausdehnung der Kraftspeicher in dieser Richtung aufweisen.

Weiterhin ist es zweckmäßig, wenn die ersten Kraftspeicher bei einer Verdrehung zwischen Ein- und Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers unmittelbar oder nach einem geringen Verdrehwinkelspiel zwischen Ein- und Ausgangsteil in Umfangsrichtung kraftbeaufschlagt werden und die zweiten Kraftspeicher bei einer Verdrehung zwischen Ein- und Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers erst nach einem vorgebbaren Verdrehwinkel zwischen Ein- und Ausgangsteil in Umfangsrichtung kraftbeaufschlagt werden.

Ebenso ist es zweckmäßig, wenn das Eingangsteil relativ zum Ausgangsteil in Zugrichtung bis zu einem ersten maximalen Verdrehwinkel verdrehbar ist und in Schubrichtung bis zu einem zweiten maximalen Verdrehwinkel verdrehbar ist.

Besonders vorteilhaft ist es wenn der erste maximale Verdrehwinkel größer ist als der zweite maximale Verdrehwinkel.

Weiterhin ist es zweckmäßig, wenn der erste maximale Verdrehwinkel kleiner oder gleich ist als der zweite maximale Verdrehwinkel.

Nach einem weiteren erfinderischen Gedanken ist es zweckmäßig, wenn der vorgebbare Verdrehwinkel zwischen Ein- und Ausgangsteil, nach dessen Überschreitung die zweiten Kraftspeicher zwischen Ein- und Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers kraftbeaufschlagt werden, in Zugrichtung kleiner ist als der erste maximale Verdrehwinkel.

Ebenso ist es bei einem weiteren Ausführungsbeispiel der Erfindung vorteilhaft, wenn der vorgebbare Verdrehwinkel zwischen Ein- und Ausgangsteil, nach dessen Überschreitung die zweiten Kraftspeicher zwischen Ein- und Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers kraftbeaufschlagt werden, in Zugrichtung größer ist als der zweite maximale Verdrehwinkel.

Besonders zweckmäßig ist es nach einem weiteren erfinderischen Gedanken, wenn zumindest einer der Kraftspeicher ein bogenförmiger Kraftspeicher ist, dessen Außenkontur bogenförmig vorgekrümmt ist.

Nach einem weiteren erfinderischen Gedanken ist es zweckmäßig, wenn zwischen der Abtriebsnabe, der Turbinenradnabe und dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers ein Bajonettverschluß vorliegt, wobei eine drehfeste Verbindung zwischen der Turbinenradnabe und dem Eingangsteil vorliegt und eine Drehverbindung mit Verdrehspiel zwischen Abtriebsnabe und Turbinenradnabe.

Nach einem weiteren erfinderischen Gedanken ist es zweckmäßig, wenn die Wandlerüberbrückungskupplung als Lamellenkupplung mit einem radial äußeren Lamellenträger und einem radial inneren Lamellenträger ausgebildet ist, wobei der radial äußere Lamellenträger gehäusefest verbunden ist und der radial innere Lamellenträger radial außerhalb der Kraftspeicher des Torsionsschwingungsdämpfers mit dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers drehfest verbunden ist.

Dabei ist es zweckmäßig, wenn der radial innere Lamellenträger eine zylindrischen Bereich aufweist und die Verbindung zwischen dem Lamellenträger und dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers radial außerhalb des zylindrischen Bereiches erfolgt.

Nach einem weiteren erfinderischen Gedanken ist es zweckmäßig, wenn die Wandlerüberbrückungskupplung als Lamellenkupplung mit einem radial äußeren Lamellenträger und einem radial inneren Lamellenträger ausgebildet ist, wobei der radial äußere Lamellenträger gehäusefest verbunden ist und der radial innere Lamellenträger radial innerhalb der Kraftspeicher des Torsionsschwingungsdämpfers mit dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers drehfest verbunden ist.

Dabei ist es zweckmäßig, wenn der radial inneren Lamellenträger eine zylindrischen Bereich aufweist und die Verbindung zwischen dem Lamellenträger und dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers radial innerhalb des zylindrischen Bereiches erfolgt.

Ebenso ist es zweckmäßig, wenn eine drehfeste Verbindung zwischen dem Turbinenrad und dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers radial außerhalb der Kraftspeicher des Torsionsschwingungsdämpfers erfolgt.

Weiterhin ist es vorteilhaft, wenn eine drehfeste Verbindung zwischen dem Turbinenrad und dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers mittels an dem Turbinenrad befestigten Zungen und einer Verzahnung radial außen an dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers erfolgt. Dabei ist es vorteilhaft, wenn die Zungen einzeln an dem Turbinenrad befestigt, wie geschweißt, sind. In einem anderen Ausführungsbeispiel sind die Zungen vorteilhaft an einem ringförmigen Element einstückig ausgebildet und dieses Element ist an dem Turbinenrad befestigt, wie geschweißt.

Zweckmäßig ist es, wenn die Axiallagerung der Turbinenradnabe mittels eines Sicherungsringes erfolgt, der einen Außenring und einen Innenring aufweist, wobei bei der Montage der Turbinenradnabe auf der Abtriebsnabe sich der Außenring in axialer Richtung von dem Innenring löst und der Innenring sich in radialer Richtung entspannt und die Turbinenradnabe sichert.

Ebenso ist es zweckmäßig, wenn der Außenring und der Innenring einstückig mit einer Sollbruchstelle zwischen sich ausgebildet sind.

Dabei ist es vorteilhaft, wenn der Außenring und der Innenring zweiteilig ausgebildet sind und radial übereinander angeordnet sind.

Ebenso ist es zweckmäßig, wenn die Turbinenradnabe als Blechformteil ausgebildet ist. Bei einem weiteren Ausführungsbeispiel ist es vorteilhaft, wenn die Turbinenradnabe als gesintertes Teil ausgebildet ist.

Die Erfindung sei anhand der in den Zeichnungen schematisch dargestellten Ausführungsbeispielen näher erläutert. Dabei zeigen:

Fig. 1 eine Darstellung eines Drehmomentwandlers im Schnitt,

Fig. 2 ein Ausschnitt der Fig. 1,

Fig. 3 ein Ausschnitt der Fig. 1,

Fig. 4 ein Schnitt der Fig. 1,

Fig. 5 ein Diagramm,

Fig. 6 ein Schnitt der Fig. 1,

Fig. 7a ein Ausschnitt einer Drehmomentwandlers,

Fig. 7b ein Ausschnitt der Fig. 7a,

Fig. 7c eine Ansicht eines Flansches,

Fig. 8 ein Ausschnitt einer Drehmomentwandlers,

Fig. 9 ein Ausschnitt einer Drehmomentwandlers,

Fig. 10 ein Ausschnitt einer Drehmomentwandlers,

Fig. 11 ein Ausschnitt einer Drehmomentwandlers,

Fig. 11a ein Ausschnitt einer Drehmomentwandlers,

Fig. 12 ein Ausschnitt einer Drehmomentwandlers,

Fig. 13 ein Ausschnitt einer Drehmomentwandlers,

Fig. 14 ein Ausschnitt einer Drehmomentwandlers,

Fig. 14a ein Schnitt einer Drehmomentwandlers der Fig. 14 und

Fig. 15 eine Anordnung von Bauteilen eines Drehmomentwandlers.

Die Fig. 1 und 2 zeigen einen hydrodynamischen Drehmomentwandler 1, welcher innerhalb eines Antriebsstranges eines Fahrzeuges mit einem Motor und einem Getriebe vorsehbar ist, wobei das Getriebe vorzugsweise ein automatisiert schaltbares Stufenwechselgetriebe oder ein stufenlos einstellbares Kegelscheibenumschlingungsgetriebe, wie CVT-Getriebe, ist. Der Dreh­ momentwandler 1 weist ein motorseitig antreibbares Gehäuse bestehend aus zwei Gehäuseschalen 2, 3 auf, die vorteilhaft durch eine umlaufende Schweißung 7 drehfest und fluiddicht miteinander verbunden sind.

Mit dem Gehäuse 2, 3 ist ein Pumpenrad 4 drehfest verbunden, wobei die eine Gehäuseschale als Schale des Pumpenrades ausgebildet ist und die Schaufelblätter des Pumpenrades trägt. Innerhalb des Gehäuses ist weiterhin ein Turbinenrad 5 und ein Leitrad 6 aufgenommen, die im hydrodynamischen Fluidkreislauf des Wandlers antreibbar sind, wobei das motorseitig angetriebene Pumpenrad den Fluidkreislauf ursächlich antreibt. Das Leitrad 6 ist auf einer Leitradnabe 8 aufgenommen, die mittels einer Freilaufkupplung 9, wie beispielsweise Rollenfreilauf, gegenüber einer gehäusefesten Welle 10 im Wandlungsbereich des Drehmomentwandlers abstützbar ist und im Kupplungsbereich des Wandlers verdrehbar ist.

Das Turbinenrad 5 weist eine Turbinenradschale 11 auf, die mit Schaufelblättern 12a versehen ist, wobei das Pumpenrad und das Leitrad ebenfalls mit Schaufelblättern 12b, 12c versehen sind. Das Turbinenrad 5 ist im radial inneren Bereich 11a der Turbinenradschale 11 mit einer Turbinenradnabe 13 verbunden. Diese Verbindung kann vorteilhaft eine Schweißung 14 oder eine formschlüssige Verbindung, wie Vernietung, sein.

Die Turbinenradnabe 13 ist auf einer Abtriebsnabe 15 derart aufgenommen, daß die radial innere Zylindermantelfläche 16 der Nabe 13 auf einer Außenmantelfläche 17 der Abtriebsnabe 15 aufgenommen und relativ zu dieser zumindest in einem begrenzten Winkelbereich gegenüber dieser verdrehbar gelagert ist und mittels dieser in radialer Richtung zentriert ist. Die Zylindermatelfläche 16 der Turbinenradnabe 13 ist in vorteilhafter Weise direkt auf der Gegenfläche, wie Außenfläche 17, der Abtriebsnabe 15 aufgenommen, so daß die Flächen 16 und 17 relativ zueinander gleitbar aufeinander liegen. Die korrespondierenden Verzahnungen von Abtriebsnabe und Turbinenradnabe stellen somit eine Zentriereinrichtung dar.

Die Turbinenradnabe 13 ist in axialer Richtung relativ zu der Abtriebsnabe 15 durch zum einen die sich in radialer Richtung erstreckende Seitenfläche 20 der Abtriebsnabe 15 sowie zum anderen durch den sich in radialer Richtung sich erstreckenden Sicherungsring 21 mit seiner Seitenfläche 23 fixiert. Der Sicherungsring 21 ist in einer Umfangsnut 22 der Abtriebsnabe aufgenommen. Als Sicherungsring 21 kann ein wieder lösbarer und entfernbarer Sprengring verwendet werden. Die Turbinenradnabe 13 steht somit mit ihrer einen Seitenfläche 24 in Kontakt zu der Seitenfläche 20 der Abtriebsnabe und mit ihrer anderen Seitenfläche 25 zumindest im radial inneren Bereich in Kontakt mit der Seitenfläche 23 des Sicherungsringes. Dadurch ist die Turbinenradnabe 13 auf der Abtriebsnabe 15 axial fest und zumindest über einen vorgebbaren Verdrehwinkel drehbar gelagert aufgenommen. Die derart ausgebildete Radiallagerung und Axiallagerung, wie Gleitlagerung 16, 17, 20, 24, 23, 25 kann auch der Zentrierung des Turbinenrades 5 auf der Abtriebsnabe 15 dienen. Durch die Lösbarkeit der Sicherungsringes 21 kann auch die Turbinenradnabe von der Abtriebsnabe wieder entfernt werden. Dies ist im Falle einer Reparatur des Drehmomentwandlers von Vorteil. Die Lagerflächen 16, 24, 25 der Turbinenradnabe sind einteilig oder integral mit der Turbinenradnabe ausgebildet. Die Lagerflächen 17 und 20 der Abtriebsnabe sind einteilig oder integral mit der Abtriebsnabe ausgebildet, wobei die Lagerfläche 23 zweiteilig lösbar mit der Abtriebsnabe verbunden ist.

In einem weiteren Ausführungsbeispiel kann zwischen dem Sicherungsring 21 und der Turbinenradnabe noch ein Ring als Anlaufscheibe, wie Gleitscheibe, angeordnet sein, die gegebenenfalls gehärtet ist und in einer Freisparung der Turbinenradnabe radial und axial aufgenommen ist.

Die direkte Aufnahme und Radial- und Axiallagerung der Turbinenradnabe auf der Abtriebsnabe ist eine vorteilhafte Ausbildung eines Ausführungsbeispieles der Erfindung. Dabei ist es vorteilhaft, wenn zumindest ein Bauteil, wie Turbinenradnabe und/oder Abtriebsnabe gehärtet sind, wobei insbesondere die Gleitfläche radial innen an der Turbinenradnabe und/oder die Gleitfläche radial außen an der Abtriebsnabe gehärtet sind.

In einem weiteren erfindungsgemäßen Ausführungsbeispiel ist es zweckmäßig, wenn zwischen den Flächen 16 und 17 eine Gleithülse aufgenommen ist. Die Gleithülse kann derart ausgebildet sein, daß sie hohlzylindrisch ausgebildet ist und im wesentlichen bis auf ihre Dicke in radialer Richtung nur eine axiale Erstreckung aufweist, wobei die Gleithülse zwischen den Flächen 16 und 17 gleitend angeordnet ist. Die Gleithülse kann auch eine l-förmige oder u-förmige Querschnittskontur mit an ihren axialen Enden vorgesehenen sich in radialer Richtung erstreckenden Armen aufweisen. In diesem Ausführungsbeispiel kommt zumindest ein sich in radialer Richtung erstreckender Arm der Gleithülse zwischen den axialen Anlagebereichen zwischen den Flächen 20, 24 und/oder 25/23 zur Anlage.

Bei der Lagerung der Turbinenradnabe direkt auf der Abtriebsnabe ist es besonders vorteilhaft, wenn die Turbinenradnabe und/oder die Abtriebsnabe im Bereich der gegenseitigen Lagerflächen oder Laufflächen gehärtet werden. Durch dieses Härten kann bei erfindungsgemäßen Ausführungsbeispielen eine zwischen die Flächen von Turbinenradnabe und Abtriebsnabe plazierte Anlaufbuchse eingespart werden.

Die Abtriebsnabe 15 weist an ihrer radial inneren hohlzylindrischen Fläche eine Innenverzahnung 30, wie Mitnahmeverzahnung, auf zur Aufnahme und drehfesten Antriebsverbindung mit einer Getriebeeingangswelle 31, die ihrerseits ebenfalls eine Mitnahmeverzahnung, wie Außenverzahnung, aufweist.

Die Nabe 15 weist einen mit der Nabe einstückig ausgebildeten und sich in radialer Richtung erstreckenden im wesentlichen ringförmigen Bereich 33 auf, an welchem im radial äußeren Bereich eine Verzahnung 32 ausgebildet ist.

Die Turbinenradnabe 13 weist ebenfalls eine Verzahnung 34 auf, die an einem axialen Ansatz 35 oder als axialer Ansatz ausgebildet ist. Die Verzahnung 35 ist axiale neben den Seitenflächen 24, 25 und radial außerhalb der Fläche 16 der Turbinenradnabe 13 angeordnet. Die Verzahnung 34 und der Ansatz 35 übergreifen somit die Abtriebsnabe 15 zumindest teilweise. In die Verzahnung 32 der Abtriebsnabe 15 greift die Verzahnung 34 der Turbinenradnabe mit Verdrehspiel ein, so daß die Turbinenradnabe relativ zu der Abtriebsnabe in einem vorgebbaren Winkelbereich, wie Freiwinkel, verdrehbar ist und erst nach Überwindung dieses Freiwinkels die Verzahnung 32 mit der Verzahnung 34 auf Anschlag kommt und eine Relativverdrehung zwischen der Nabe 13 und der Nabe 15 begrenzt ist.

Der hydrodynamische Drehmomentwandler 1 weist weiterhin einen Torsionsschwingungsdämpfer 40 auf. Der Torsionsschwingungsdämpfer 40 ist mit einem Eingangsteil und einem Ausgangsteil versehen, wobei Ein- und Ausgangsteil entgegen einer Rückstellkraft von zwischen diesen Teilen angeordneten Kraftspeichern, wie Federn, relativ zueinander in einem vorgebbaren Winkelbereich verdrehbar sind.

Das Eingangsteil ist im wesentlichen aus einer ersten Seitenscheibe 41 und einer zweiten Seitenscheibe 42, die mittels des Verbindungsmittels 46, wie Niet, drehfest miteinander verbunden sind. Zumindest eine der Seitenscheiben 41 und 42 ist als im wesentlichen kreisringförmige Scheiben aus Blech hergestellt. Die Seitenscheibe 41 weist in ihrem radial inneren Bereich eine durch in radialer Richtung nach innen ausgebildete Zungen gebildete Verzahnung 41a auf, die in die Verzahnungslücken der in axialer Richtung hervorstehenden Zähne der Verzahnung 35 der Turbinenradnabe 13 drehfest und ohne Verdrehspiel eingreift. Die Seitenscheibe 41 wird über die Flanken der Verzahnungen 35/41a in radialer Richtung zentriert. Die korrespondierenden Verzahnungen von Seitenscheibe und Turbinenradnabe stellen somit eine Zentriereinrichtung dar. Dadurch ist das Eingangsteil des Dämpfers 40 auf der Turbinenradnabe 13 zentriert. Die Seitenscheiben 41 und 42 weisen Auswölbungen oder Fenster 47, 48 auf, welche die Kraftspeicher 49 zumindest teilweise in Umfangsrichtung aufnehmen und welche in Umfangsrichtung betrachtet Endanschläge für die Anlage der Kraftspeicher bilden. Somit kann eine Drehmomentübertragung von dem Eingangsteil des Dämpfers 40 auf die Kraftspeicher erfolgen. Die Kraftspeicheraufnahmen 47, 48 können durch Öffnungen in den Seitenteilen oder durch fluiddichte Auswölbungen in den Seitenteilen ausgebildet sein.

Die Seitenscheibe 41 kann auch in ihrem radial inneren Bereich in axialer Richtung plastisch umgeformt sein, so daß der Verzahnungseingriff zwischen den Eingangsteil des Dämpfers und der Turbinenradnabe durch eine Verzahnung im Bereich des in axialer Richtung hervorstehenden inneren Bereiches der Seitenscheibe erfolgt.

Axial zwischen den Seitenscheiben 41 und 42, die das Eingangsteil des Dämpfers 40 bilden, ist ein kreisringförmiges, scheibenförmiges Bauteil 50 aufgenommen, welches das Ausgangsteil des Dämpfers 40 bildet. Das scheibenförmige Bauteil 50, wie Flansch, weist Aufnahmen 51, wie Fenster, auf, in welchen die Kraftspeicher 49 des Dämpfers 40 aufgenommen sind. Die Fenster weisen in Umfangsrichtung Endanschläge auf, die eine Anlagefläche für die Endwindungen der Kraftspeicher zur Drehmomentübertragung darstellen. Der Drehmomentfluß erfolgt von den beiden Seitenscheiben 41, 42 über die Federfensterendflächen auf die Kraftspeicher 49, von diesen über die Endwindungen der Kraftspeicher auf den Flansch 50.

Die Aufnahmebereiche 47, 48 und 51 der Kraftspeicher 49 weisen radial außen Anlagebereiche auf, die die Kraftspeicher zumindest teilweise in radialer Richtung umgreifen. Diese dienen der Fliehkraftabstützung der Kraftspeicher innerhalb der Aufnahmebereiche der Seitenscheiben und des Flansches.

Der Flansch 50 ist als scheibenförmiges Bauteil radial innen mit der Abtriebsnabe verbunden. Vorteilhaft ist der Flansch 50 mit der Nabe 15 mittels Verstemmung 52 oder Schweißung verbunden. Dadurch kann eine kostengünstige Herstellung des Ausgangsteiles des Torsionsschwingungsdämpfers erreicht werden, wobei das Bauteil des Flansches beispielsweise als Stanzteil einfach hergestellt und mit der Nabe verbunden werden kann.

Besonders vorteilhaft bei der zweiteiligen Herstellung von Flansch und Nabe und deren Verbindung durch Verstemmung oder Schweißung ist die mögliche Wahl verschiedener Materialien bei der Herstellung der beiden Bauteile.

Dadurch kann eine einteilige Ausbildung der Nabe mit Flansch durch eine kosten- und aufwandsintensive Herstellungsmethode, wie zur Herstellung von Sinternaben mit einstückig ausgebildeten Flansch, vermieden werden. Die Verbindung 52, wie Verstemmung, des Flansches 50 mit der Abtriebsnabe 15 erfolgt in einem Bereich 53 der Abtriebsnabe 15, der in axialer Richtung gegenüber der Verzahnung 32 hervorsteht, wobei dieser in axialer Richtung hervorstehende Bereich als Absatz ausgebildet ist.

Sowohl die Abtriebsnabe als auch die Turbinenradnabe weisen Öffnungen 55 auf, die der Montage dienen. Dadurch kann bei der Montage die Lage der Nabe fixiert werden. Gleichzeitig dienen die Öffnungen 55 der besseren Fluiddurchströmung im Betrieb des Drehmomentwandlers.

Die Kraftspeicher 49 sind innerhalb ihrer Aufnahmen 47, 48, 51 angeordnet, wobei die Kraftspeicher in einem vorteilhaften Ausführungsbeispiel als vorgekrümmte Kraftspeicher ausgebildet sind, deren radial äußere Kontur in einer Seitenansicht den im wesentlichen kreisringsegmentförmigen Fenstern 51 im wesentlichen gleicht. In einem weitern Ausführungsbeispiel sind die Kraftspeicher als nicht gekrümmte, wie zylindrisch gewickelte Kraftspeicher, ausgebildet, die bei der Montage in die Fenster unter Kraftbeaufschlagung eingelegt werden.

Die Seitenscheibe 42 ist mittels Verbindungsmittel 44, 45, wie Nietverbindungen, mit einem kreisringförmigen Element, wie Lamellenträger 43, der Wandlerüberbrückungskupplung verbunden. Die Niete 44, 45 verbinden die Seitenscheibe 42 drehfest mit dem Lamellenträger 43 und bewirken einen definierten Abstand zwischen dem radial äußeren Bereich des Lamellenträgers 43 und der Seitenscheibe 42. Der Lamellenträger 43 weist einen sich in axialer Richtung erstreckenden ringförmigen Bereich 43a auf, welcher die Lamellen trägt und einen sich in radialer Richtung erstreckenden Bereich 43b auf, welcher mit der einen Seitenscheibe- verbunden ist. Die beiden Bereich 43a, 43b des Lamellenträgers 43 sind vorteilhaft einteilig ausgebildet. Die Seitenscheibe 42, die mit dem Lamellenträger verbunden ist, ist die gehäuseseitige Seitenscheibe, wobei die turbinenseitige Seitenscheibe mit der Turbinenradnabe mittels einer Verzahnung drehfest verbunden ist.

Die Kraftspeicher 49, die auch als ineinander geschachtelte Kraftspeicherpaare ausgebildet sein können, sind derart in ihren Aufnahmebereichen der Seitenscheiben und dem Flansch aufgenommen, daß der Flansch in einer die Kraftspeicher unbelastet Betriebssituation derart zu den Seitenscheiben steht, daß der Freiwinkel α in Zugrichtung anders dimensioniert ist als der Freiwinkel β in Schubrichtung. Dabei ist der Freiwinkel α in Zugrichtung größer als der Freiwinkel β in Schubrichtung. In einem anderen vorteilhaften Ausführungsbeispiel kann auch gelten, daß der Freiwinkel α in Zugrichtung kleiner oder gleich ist als der Freiwinkel β in Schubrichtung. Der Freiwinkel α in Zugrichtung liegt im wesentlichen im Bereich von 5 bis 20 Grad, vorzugsweise im Bereich von 9 bis 10.8 Grad, 10.9 Grad oder von 11 bis 15 Grad. Der Freiwinkel 13 liegt vorzugsweise im Bereich von 5 bis 20 Grad, insbesondere besonders vorzugsweise im Bereich von 6 bis 7.9 Grad, 8 Grad oder von 8.1 bis 15 Grad.

Die Seitenscheibe 41 ist derart ausgebildet, daß sie eine Topfung 60 aufweist, in welcher sie eine im wesentlichen kreisringförmige ebene Fläche aufweist, die als Reibfläche wirkt. In dieser Reibfläche stützt sich der Flansch 50 mit einer Seitenfläche 61 ab und bildet somit einen Reibring zur Schwingungsdämpfung. Zwischen Flansch 50 und der gegenüberliegenden Seitenscheibe 42 ist ein Kraftspeicher 62, wie Tellerfeder, angeordnet, die mit ihren radial außen angeformten Bereichen in Fenster 63 der Seitenscheibe 42 drehfest eingreifen und sich mit ihrem radial inneren Ringbereich an der Seitenscheibe 42 kraftbeaufschlagt abstützt. Dadurch wird der Flansch relativ zu den beiden Seitenscheiben in axialer Richtung positioniert und es wird eine Grundreibung des Dämpfers vorgegeben.

Die Wandlerüberbrückungskupplung 70 ist als Lamellenkupplung, wie Reibscheibenkupplung, mit einer Mehrzahl von Lamellen, wie Innenlamellen und Außenlamellen, aufgebaut. Die Wandlerüberbrückungskupplung kann in einem anderen Ausführungsbeispiel auch als Reibscheibenkupplung oder Reibungskupplung mit einer Reibscheibe, wie mit Reibfläche und Gegenreibfläche ausgebildet sein. Dabei kann die Reibfläche an einem axial verlagerbaren Kolben befestigt sein oder mit diesem zweiteilig ausgebildet sein. Die damit zusammenwirkende Gegenreibfläche kann einstückig mit dem Gehäuse des Drehmomentwandlers ausgebildet sein.

Bei der Verwendung von mehreren Reibscheiben besteht der wesentliche Vorteil in der kompakten Bauform der Wandlerüberbrückungskupplung, da bei einer Mehrzahl von Lamellen als Reibflächen die effektive Reibfläche trotz relativ kleinen Außendurchmessers erhalten bleibt oder gar gesteigert werden kann. Vorteilhaft ist der radial äußerer Lamellenträger 71 drehfest mit dem Gehäuse des hydrodynamischen Drehmomentwandler verbunden, wie geschweißt. In dem Lamellenträger 71 sind einzelne Außenlamellen 73 im wesentlichen drehfest und axial verschieblich eingehängt. Zwischen diesen Lamellen 73 sind weitere Innenlamellen 74 angeordnet, die mit dem radial inneren Lamellenträger 72 drehfest verbunden sind, wobei dieser Lamellenträger 72 mit der Seitenscheibe 43 einstückig ausgebildet ist. Bei einer Beaufschlagung der Lamellen in axialer Richtung auf das Turbinenrad zu, stützen sich die einzelnen Lamellen gegenseitig aneinander ab und stützen sich in axialer Richtung an dem radial außen liegenden mit dem Lamellenträger verbundenen Anlagering 71a ab, der mit dem Lamellenträger 71 verbunden ist oder einteilig ausgebildet ist. Der Außenlamellenträger 71 ist dabei als hohlzylindrisches Element, wie Ringelement, ausgebildet, das koaxial oder konzentrisch zur Achse der Getriebeeingangswelle angeordnet ist.

Zur Betätigung der Wandlerüberbrückungskupplung 70 des hydrodynamischen Drehmomentwandlers ist eine Kolben-Zylinder-Einheit innerhalb des Gehäuses des Drehmomentwandlers angeordnet. Der Zylinder der Kolben-Zylindereinheit wird durch eine sich in radialer Richtung erstreckende Wandung 80 des Gehäuses des Drehmomentwandlers, sowie durch radial innen liegende und radial außen liegende Flächen von ringförmigen Elementen 81, 82 gebildet. Die den Ringzylinder bildenden Bauteile sind mit dem Gehäuse drehfest verbunden oder mit diesem einstückig ausgebildet. Der dadurch gebildete Ringzylinder nimmt den als kreisringförmiges Bauteil ausgebildeten Kolben 75, wie Ringkolben, axial verlagerbar auf. Der Kolben 75 beaufschlagt mit seinem Beaufschlagungsbereich 75a die Lamellen der Wandlerüberbrückungskupplung gegeneinander, wodurch die Kupplung zumindest teilweise einrückbar oder schlupfend betrieben werden kann. Dazu ist ein Druckraum 76 zwischen dem Kolben 75 und dem Gehäuse ausgebildet, welcher von der Zentralachse her durch Bohrungen durch einen Zapfen 76 mit Druckmittel beaufschlagbar ist, wobei innerhalb der Getriebeeingangswelle Kanäle eingebracht sind, welche mit Bohrungen und Kanälen des Zapfens fluidverbunden sind. Der Kolben 75 ist auf dem Zapfen 76 axial verlagerbar gelagert und drehfest über eine Mitnahmeverzahnung gehaltert. Dadurch ist der Kolben relativ zum Gehäuse drehfest angeordnet. Der Kolben weist an seiner radial äußeren Bereich ein Dichtung 79 auf, die den Druckraum radial außen abdichtet. Die Dichtung ist in einer Umfangsnut in dem Kolben aufgenommen. Der Kolben ist vorteilhaft druckfest ausgebildet.

Durch die Anordnung der Verzahnung zwischen Turbinenradnabe und Abtriebsnabe auf der im wesentlichen gleichen axialen Höhe wie die Verzahnung zwischen Eingangsteil des Dämpfers und der Turbinenradnabe kann eine geringe axiale Baulänge des Drehmomentwandlers realisiert werden. Gleichzeitig ist es vorteilhaft, daß die Anschlagverzahnung zwischen Turbinenradnabe und Abtriebsnabe radial innerhalb der Mitnahmeverzahnung zwischen Eingangsteil des Dämpfers und der Turbinenradnabe angeordnet ist. Dies ist auch deshalb vorteilhaft, weil sich dadurch eine günstige Belastung der Zähne der Verzahnungen hinsichtlich des Biegemoments im Zahnfußbereich ergibt.

Bei einem oben beschriebenen hydrodynamischen Drehmomentwandler ist bei zumindest teilweise eingerückter, wie schlupfender Kupplung, der Drehmomentfluß zum einen ausgehend von den Reibflächen der Wandlerüberbrückungskupplung zum Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers und zum anderen ausgehend von dem Turbinenrad zu dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers, wobei zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers Kraftspeicher angeordnet sind, und Ein- und Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers entgegen der Rückstellkraft der Kraftspeicher verdrehbar sind. Die Drehmomentübertragung zwischen Ein- und Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers erfolgt bei nicht überbrücktem Verdrehspiel zwischen Turbinenradnabe und Ausgangsteil des Dämpfers über die Kraftspeicher des Dämpfers, wobei bei überbrücktem Verdrehspiel zwischen Turbinenradnabe und Ausgangsteil des Dämpfers das Drehmoment direkt über die Verzahnungspaarung geleitet wird.

In der Fig. 4 sind die Kraftspeicher als hinter der Seitenscheibe liegend angeordnet strichliert dargestellt. Die Kraftspeicher sind dabei mit 90 und 91 bezeichnet, wobei die Kraftspeicher 90 als lange vorgekrümmte Kraftspeicher ausgebildet sind, die bereits ohne Beaufschlagung in die Kreisringsegmentförmigen Aufnahmen eingelegt werden können und die Kraftspeicher 91 sind kurze nicht vorgekrümmte oder vorgekrümmte Kraftspeicher ausgebildet. Die Verwendung von bogenförmig vorgekrümmten Kraftspeichern, wie Bogenfedern, hat den Vorteil der vereinfachten und schnelleren Montage, da die Kraftspeicher bei der Montage nicht gekrümmt werden müssen um in die Aufnahmen eingelegt zu werden. Die kurzen Kraftspeicher können mit oder ohne Vorkrümmung ausgebildet sein, da bei den kurzen Kraftspeichern die Krümmung der Fenster oder Aufnahmen nur gering ausfällt. Die Kraftspeicher 90 und 91 sind derart angeordnet, daß zwischen den beiden kurzen Kraftspeichern 91 in Umfangsrichtung betrachtet zwei lange Kraftspeicher 90 angeordnet sind.

Die Aufnahmen der Kraftspeicher 90, 91 in den beiden Seitenscheiben 41, 42 als Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers, ist derart gestaltet, daß bei keiner Relativverdrehung zwischen Flansch und Seitenscheiben die Kraftspeicher an den Endanschlägen der Aufnahmen der Seitenscheiben in Umfangsrichtung betrachtet anliegen oder nahezu anliegen.

Die Aufnahmen sind somit in Umfangsrichtung im wesentlichen so lang wie die Kraftspeicher, so daß die Kraftspeicher in einem Ausführungsbeispiel der Erfindung lose und ohne Vorspannung in den Aufnahmen aufgenommen sind. Dies hat den erfindungsgemäßen Vorteil einer schnelleren Montage der Kraftspeicher.

In einem anderen vorteilhaften Ausführungsbeispiel sind die Kraftspeicher mit einer geringen Vorspannung in den Aufnahmen angeordnet. Dies hat den Vorteil, daß sich die Kraftspeicher ohne Beaufschlagung aufgrund einer Verdrehung zwischen Flansch und Seitenscheiben auch nicht geringfügig frei bewegen können und eine Klappergeräusch verursachen können.

Die Öffnungen des Flansches, durch welche die Kraftspeicher durchgreifen, sind zum Teil in der Länge der Kraftspeicher 90, 91 oder demgegenüber verlängert ausgebildet, so daß bei den gleich großen Öffnungen im Flansch die Kraftspeicher 90 zwischen den Endanschlägen der Seitenscheiben und des Flansches schon bei kleinen Verdrehwinkeln beaufschlagt werden und die Relativverdrehung entgegen der Rückstellkraft der Kraftspeicher 90 erfolgt.

Durch ein loses Einlegen der Kraftspeicher in die Aufnahmen der Seitenscheiben und/oder des Flansches kann ein geringes Verdrehspiel zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil des Dämpfers vorliegen, bei welchem die Kraftspeicher noch nicht beaufschlagt werden und somit noch keine Rückstellkraft zwischen Ein- und Ausgangsteil wirksam ist. Die Torsionsdämpferkennlinie (Drehmoment als Funktion des Verdrehwinkels) weist somit in einem kleinen Winkelbereich um den Ursprung einen Verlauf mit Steigung im wesentlichen null auf. Erst mit Erreichen des Verdrehwinkelsspiels setzt eine positive oder negative Steigung der Kennlinie im Zug- oder Schubbereich ein.

Bei den in Umfangsrichtung gegenüber der Ausdehnung der Kraftspeicher 91 größeren Öffnungen werden die Kraftspeicher erst nach einem zu überschreitenden Verdrehwinkel zwischen Flansch und Seitenscheiben beaufschlagt werden, so daß die Rückstellkraft der Kraftspeicher 91 zwischen Ein- und Ausgangsteil des Dämpfers erst nach Überschreiten des Verdrehspiels wirkt. Dadurch ergibt sich für den Dämpfer eine zweistufige Kennlinie Drehmoment als Funktion des Verdrehwinkels.

Die Fig. 5 zeigt eine Kennlinie 100 des Torsionsschwingungsdämpfers, wobei das Verdrehmoment als Funktion des Verdrehwinkels dargestellt ist. Die Kennlinie 100 eist in einem Bereich von dem Ursprung der Kennlinie bis zum Verdrehwinkel 101a, 101b eine verdrehwinkelunabhängige Charakteristik auf. Dies resultiert aus der Tatsache der lose (ohne Vorspannung) eingelegten Kraftspeicher in den Aufnahmen. Ab dem Verdrehwinkel 101a, 101b bis zu den Verdrehwinkeln 102 oder 104 werden die ersten Kraftspeicher beaufschlagt und es entsteht eine Kennlinie mit gleicher Steigung in Zug- wie in Schubrichtung.

Bei dem Verdrehwinkel 104 geht die Verzahnung zwischen Turbinenradnabe und Abtriebsnabe in Schubrichtung auf Anschlag und die Kennlinie steigt steil an.

Bei dem Verdrehwinkel 102 wird der Freiwinkel zwischen dem Flansch und den zweiten Kraftspeicher überbrückt und die zweiten Kraftspeicher werden zusätzlich zu den ersten Kraftspeichern beaufschlagt. Dadurch ergibt sich eine steilere Kennlinie ab dem Verdrehwinkel 102, bis bei dem Verdrehwinkel 104 die Verzahnung zwischen Turbinenradnabe und Abtriebsnabe auch in Zugrichtung auf Anschlag geht und die Kennlinie steil ansteigt.

Die Fig. 6 zeigt einen Flansch 110 ohne Abtriebsnabe. Der Flansch 110 weist Aufnahmen, wie Federfenster 111, 112 auf, in welchen Kraftspeicher 113, 114, wie bogenförmig vorgekrümmte Kraftspeicher, aufgenommen sind. Die Kraftspeicher unterteilen sich vorzugsweise in lange Bogenfedern, deren Länge in Umfangsrichtung betrachtet, sich in einen Winkelbereich von etwa 60 Grad multipliziert mit dem mittleren Radius R erstrecken und in kurze Federn, deren Länge in Umfangsrichtung betrachtet, sich in einen Winkelbereich von etwa 20 Grad multipliziert mit dem mittleren Radius R erstrecken. Somit nehmen die langen Federn 114 einen Winkelbereich im Bereich von ca. 60 Grad plus/minus 10 Grad ein. Von diesen langen Federn sind vier Stück über den Umfang verteilt angeordnet. Die kurzen Federn 113 nehmen einen Winkelbereich im Bereich von ca. 20 Grad plus/minus 5 Grad ein. Von diesen kurzen Federn 113 sind vorzugsweise zwei Stück über den Umfang verteilt angeordnet.

Die Ausdehnung der Fenster 112 in Umfangsrichtung betrachtet, zur Aufnahme der langen Kraftspeicher 114, ist im wesentlichen so lang, wie die Ausdehnung der Kraftspeicher selbst, wobei geringe Unterschiede auftreten können, wenn beispielsweise die Federn mit oder ohne Kraftbeaufschlagung in die Fenster eingelegt werden. Bei einer Aufnahme ohne Kraftbeaufschlagung sind die Fenster zumindest geringfügig größer als die Federn.

Die Ausdehnung der Fenster 111 in Umfangsrichtung betrachtet, zur Aufnahme der langen Kraftspeicher 113, ist im wesentlichen größer als die Ausdehnung der Kraftspeicher selbst. Zwischen den Endlagen 116 der Kraftspeicher 113 und den Anschlägen 115 der Fenster ist im wesentlichen ein vorgebbarer Winkelbereich (Freiwinkel) im Bereich von 10 Grad plus/minus 5 Grad. Im Ausführungsbeispiel der Fig. 5 ist der Freiwinkel ca. 8,5 Grad, so daß die Zweistufigkeit des Dämpfers sich bei einem Verdrehwinkel in Schubrichtung von 8 Grad nur in Zugrichtung bemerkbar macht.

Der Dämpfer ist derart ausgelegt, daß er in der Schubrichtung eine einstufige Federcharakteristik aufweist und in der Zugrichtung eine zweistufige Federcharakteristik aufweist.

Die Fig. 7a, 7b und 7c zeigen eine weitere erfindungsgemäße und vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung. Das Turbinenrad 201 ist in dem Gehäuse des Drehmomentwandlers 200 aufgenommen, wobei zusätzlich ein Dämpfer und eine Wandlerüberbrückungskupplung vorhanden sind. Die Turbinenradnabe 202 ist auf der Abtriebsnabe 203 aufgenommen und gelagert. Im Vergleich zu der Lagerung der Turbinenradnabe auf der Abtriebsnabe der Fig. 1 oder 2, ist bei diesem Ausführungsbeispiel der Sicherungsring zwischen Turbinenradnabe und Abtriebsnabe nicht vorhanden. Die Axiallagerung der Turbinenradnabe erfolgt mittels des Wälzlagers 220 zwischen Turbinenradnabe 202 und Leitradnabe 221.

Das Eingangsteil 207 des Dämpfers ist als zweifaches verbundenes scheibenförmiges Element ausgebildet, wobei das erste scheibenförmige Element 207 und das zweite scheibenförmige Element 208 radial außen mittels eines Befestigungsmittels 230, wie Niets, miteinander verbunden sind. Das Ausgangsteil 206 des Dämpfers ist als kreisringförmiges Bauteil 206 ausgebildet, das mittels Verstemmung 222 mit der Abtriebsnabe 203 verbunden ist.

Zwischen dem Eingangsteil des Dämpfers besteht im Bereich des einen scheibenförmigen Elements 207 und der Turbinenradnabe eine spielfreie Mitnahmeverzahnung, die durch die Verzahnungen 209 und 204 gebildet ist, wobei das eine scheibenförmige Element 207 in ihrem radial inneren Bereich eine Verzahnung aufweist und die Turbinenradnabe in ihrem einen axialen Bereich 204a eine Verzahnung 204 aufweist und die beiden Verzahnungen 209, 204 in Verzahnungseingriff miteinander stehen. Die Verzahnung 204 ist axial neben der Lagerung des Turbinenrades auf der Abtriebsnabe angeordnet.

Zwischen der Turbinenradnabe 202 und der Abtriebsnabe 203 besteht eine Anschlagverzahnung mit einem Verdrehspiel, die durch die Verzahnungen 205 und 204 gebildet ist wobei die Abtriebsnabe in ihrem radial äußeren Bereich eine Verzahnung 205 aufweist und die Turbinenradnabe in ihrem einen axialen Bereich 204a eine Verzahnung 204 aufweist und die beiden Verzahnungen 205, 204 in Verzahnungseingriff mit Verdrehspiel miteinander stehen. Die Verzahnung 204 nimmt somit radial außen die Verzahnung des Eingangsteils des Dämpfers auf und radial innen die Verzahnung der Abtriebsnabe.

Der Dämpfer ist als zweistufiger Dämpfer ausgebildet, wobei die Kraftspeicher 231 und 234 in Fenstern 232 und 233 des Flansches 206 mit und ohne Spiel aufgenommen sind. Der Flansch weist radial außen Zähne 235 auf, die gegen eine Begrenzung 236 von nach radial innen weisenden Zungen der Seitenscheibe 207 anschlagen, wenn der maximale Verdrehwinkel zwischen Flansch und Eingangsteil erreicht ist.

Die Fig. 8 und 9 zeigen erfindungsgemäße Weiterbildungen eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers 300 und 350. Bei diesen Drehmomentwandlern besteht die Turbinenradnabe 302 und 352 aus Blech und diese sind als Blechformteil hergestellt, wie gestanzt und umgeformt. Dabei ist die Schale 304 oder 354 des Turbinenrades 301, 351 mit der Turbinenradnabe 302, 352 durch die Schweißung 303, 353 verbunden.

Das Blechteil 302 der Turbinenradnabe weist einen radial äußeren Randbereich 305 auf. Weiterhin weist die Nabe 302 einen radial inneren Randbereich 307 auf der als Ringbereich ausgebildet ist und sich im wesentlichen in axialer Richtung erstreckt. Der Ringbereich 307 radial innen an der Turbinenradnabe ist durch einen Stanz-, Prägevorgang oder Umformvorgang erzeugt. Dadurch wird ein im wesentlichen zylindrischer Bereich 308 erzeugt welcher eine zylindrische Innenfläche aufweist, die als Lagerfläche dient. Die Turbinenradnabe wird im diesem radial inneren Bereich von der Abtriebsnabe 310 aufgenommen und gelagert. Die Lagerfläche 311, die sich in radialer Richtung erstreckt, ist als integraler Bestandteil der Turbinenradnabe ausgebildet. Sie kommt in Anlage mit einer sich in radialer Richtung erstreckenden Seitenfläche der Abtriebsnabe, die als Axiallager dient. Die sich in radialer Richtung erstreckende Endfläche 312 des zylindrischen Bereiches 308 dient ebenfalls als Lagerfläche, die mit der Seitenfläche des Sicherungsringes 313 als Axiallager zusammenwirkt. Der Sicherungsring ist als wieder lösbarer Ring in einer Umfangsnut der Abtriebsnabe aufgenommen.

Zur Verbindung der Turbinenradnabe einerseits mit der Abtriebsnabe und andererseits mit dem Eingangsteil des Dämpfers dienen in axialer Richtung herausgestellte Lappen 315, 316, die nach Art von Verzahnungszähnen in axialer Richtung hervorstehen. Der Lappen 315 steht in Verzahnungseingriff mit der Verzahnung 317 der Abtriebsnabe, wobei ein Verdrehspiel mit einem Anschlag als Verdrehwinkelbegrenzung vorliegt. Der Lappen 316 steht in Verzahnungseingriff mit der Verzahnung 318 des Eingangsteiles des Dämpfers, wobei zwischen Turbinenradnabe und Eingangsteil im wesentlichen kein Verdrehspiel vorliegt.

Die Fig. 9 zeigt ein Ausführungsbeispiel der Erfindung, bei welchem ebenfalls ein kreisringförmiges Blechteil als Turbinenradnabe 352 vorgesehen ist. Zur Verbindung der Turbinenradnabe einerseits mit der Abtriebsnabe 355 und andererseits mit dem Eingangsteil 356 des Dämpfers dient ein in axialer Richtung herausgestellter Bereich 357 der nach Art einer Verzahnung in Umfangsrichtung betrachtet in axialer Richtung hervorstehen. Der hervorstehende Bereich 357 steht in Verzahnungseingriff mit der Verzahnung 358 der Abtriebsnabe, wobei ein Verdrehspiel mit einem Anschlag als Verdrehwinkelbegrenzung vorliegt. Der hervorstehende Bereich 357 steht weiterhin in Verzahnungseingriff mit der Verzahnung 359 des Eingangsteiles des Dämpfers, wobei zwischen Turbinenradnabe und Eingangsteil im wesentlichen kein Verdrehspiel vorliegt.

Die Ausführungsbeispiele der Fig. 8 und 9 unterscheiden sich somit dadurch, daß die Verzahnungselemente 315, 316 in der Fig. 8 als ein Element 357 in der Fig. 9 zusammengefaßt sind, wobei der radial inneren Bereich des Elementes 357 funktional dem Element 315 und der radial äußere Bereich des Elementes 357 dem Element 316 entspricht. Die Verzahnungselemente 315,316 und 357 sind durch plastische Verformung, wie Umbiegung, Umbördelung oder durch einen Stanz-, Senk- oder Tiefziehvorgang herausgearbeitet.

Die Schale des Turbinenrades 304, 354 ist in ihrem radial inneren Bereich mittels beispielsweise zumindest einer Schweißung 303, 353 mit der Turbinenradnabe 302, 352 verbunden.

Die Turbinenradnabe aus Blech als Umformteil herzustellen, hat den erfindungsgemäßen Vorteil einer kosten- und herstellungsaufwandsgünstigen Konstruktion. Die Turbinenradnabe aus Blech hat die Funktion der Zentrierung des Turbinenrades, der Verbindung zum Eingangsteil des Dämpfers und zur Ausbildung eines Anschlages nach einem vorgebbaren Verdrehwinkel zum Schutz der Federn, damit die Anschlagverzahnung zwischen Turbinenradnabe und Abtriebsnabe vor den Federwindungen auf Block geht.

Zur Fixierung des Axiallagers 330 zwischen Turbinenradnabe 302 und Leitradnabe 332 des Leitrades 333 dient ein I-förmiger Träger, wie Deckscheibe, der mit dem Leitrad radial außen verbunden ist und radial innen das Lager, wie Wälzlager aufnimmt.

Die Fig. 10 und 11 zeigen erfindungsgemäße Weiterbildungen des Ausführungsbeispieles der Fig. 9, wobei die Turbinenradnabe 360 in axialer Richtung hervorstehende Bereiche 362, die gegenüber den Grundbereichen 361 hervorstehen, zum Verzahnungseingriff mit einer radial innen liegenden Verzahnung 363 der Abtriebsnabe 364 und einer radial außen liegenden Verzahnung eines Eingangsteiles eines Dämpfers aufweist.

Der radial innere Bereich 365 der Turbinenradnabe 360 weist eine sich in axialer Richtung erstreckende zylindrische Fläche auf, die als Lagerfläche 375 dient und die die Abtriebsnabe im Bereich einer Lagerfläche 376 radial innerhalb der Lagerfläche 375 aufnimmt, wobei die beiden Lagerflächen als Radiallager zusammenwirken. Gleichzeitig weist der radial innere Bereich 365 eine sich in radialer Richtung erstreckende Fläche 378 auf, die als integraler Bestandteil der Turbinenradnabe als Wandung ausgebildet sein kann. Diese Fläche 378 steht in Kontakt mit einer sich in radialer Richtung erstreckenden Fläche 377 der Abtriebsnabe 364. Diese beiden Flächen bilden ein Axiallager.

Innerhalb der Abtriebsnabe sind zwei Umfangsnuten eingebracht, wobei die eine Nut 368 im radial inneren Bereich der Fläche 377 und die andere Nut 367 im Bereich der Fläche 376 eingebracht ist. Diese Nuten nehmen offene oder geschlossene ringförmige Elemente 369, 370 auf. Damit das eine ringförmige Element 369, wie Sicherungsring, nicht aus der Nut entweichen kann, weist die Turbinenradnabe 360 im radial inneren Bereich zumindest einen in axialer Richtung hervorstehenden Lappen 366 auf, der in radialer Richtung das Entweichen des Ringes 369 begrenzt. Vorteilhaft sind eine Mehrzahl von Lappen 369 über den Umfang der Turbinenradnabe 360 gleichmäßig oder ungleichmäßig verteilt. Das ringförmige Element 369, wie Sicherungsring, kann zweckmäßig einen eckigen, rechteckigen, runden oder ovalen Querschnitt aufweisen.

Weiterhin ist das Axiallager 371 und der Träger 371 des Axiallagers gezeigt.

Bezugnehmend auf die Fig. 11 und 11a ist die Anordnung eines selbstverriegelnden Sicherungsringes dargestellt, bei welchem ein erster radial äußerer Ring 382 radial außerhalb eines radial inneren Ringes 381 angeordnet ist. Der Ring 381 ist innerhalb der Umfangsnut 383 der Abtriebsnabe 385 angeordnet. Durch ein Aufschieben der Turbinenradnabe 380 auf die Abtriebsnabe 380 in axialer Richtung, wird der radial äußere Ring 382 in axialer Richtung verschoben und in die Umfangsnut 384 plaziert. Durch das Abscheren oder Verschieben des Ringes 382 kann der Ring 381, der vorzugsweise als offener Ring ausgebildet ist, sich entspannen und sich in radialer Richtung ausdehnen, so daß eine Hinterschneidung entsteht und die Turbinenradnabe 380 axial gesichert ist. Die Fig. 11a zeigt eine Anordnung vor dem aufschieben der Turbinenradnabe und die Fig. 11 eine Anordnung nach dem Aufschieben der Turbinenradnabe. Vor der Montage der Turbinenradnabe spannt der Außenring 382 den Innenring 381 vor.

Die Fig. 12 und 13 zeigen weitere vorteilhafte Ausführungsbeispiele der Erfindung. Der hydrodynamische Drehmomentwandler 400 weist ein nicht dargestelltes Pumpenrad, ein Turbinenrad 401 und ein Leitrad 402 auf, wobei weiterhin ein Torsionsschwingungsdämpfer 403 und eine Wandler­ überbrückungskupplung 404 innerhalb des Gehäuses 405 angeordnet ist. Das Eingangsteil des Dämpfers wird durch die beiden Seitenscheiben 409, 409a gebildet, die mittels des Verbindungsmittels, wie Niet, Schweißung, oder Verschraubung, miteinander drehfest verbunden sind. Als Ausgangsteil des Dämpfers dient der Flansch 411, wobei zwischen Ein- und Ausgangsteil Kraftspeicher, wie Federn, angeordnet sind und Ein- und Ausgangsteil entgegen der Rückstellkraft der Kraftspeicher verdrehbar sind. Das Turbinenrad ist mittels in radialer Richtung sich erstreckender Zungen 407 nach Art einer Verzahnung 408, mit dem Eingangsteil des Dämpfers mittels einer Verzahnung 410 im radial äußeren Bereich der einen Seitenscheibe 409 radial außerhalb der Kraftspeicher drehfest verbunden. Die Zungen 407 können als einzeln an der Turbinenradschale 406 angebrachte, wie geschweißte, Elemente ausgebildet sein oder als an einem Ring angeordnete Zunge mit dem Ring einteilig ausgebildet sein. Die Schweißung kann dabei radial innerhalb oder außerhalb der Außenlamellenträgers 422 erfolgen. Der Dämpfer 403 ist auf einem sich in axialer Richtung erstreckenden Absatz der Abtriebsnabe mittels des radial inneren Bereiches der einen Seitenscheibe 409a zentriert.

Der radial innere Lamellenträger 414 ist im radial inneren Bereich radial innerhalb der Kraftspeicher mit der einen Seitenscheibe 409 drehfest verbunden.

Die Fig. 13 zeigt eine erfindungsgemäße Weiterbildung des Drehmomentwandlers, wobei der radial innere Lamellenträger 420 im radial äußeren Bereich radial außerhalb der Kraftspeicher mittels des Verbindungsmittels 421 mit zumindest der einen Seitenscheibe 409 und gegebenenfalls der anderen Seitenscheibe 409a drehfest verbunden ist. Weiterhin kann es auch zweckmäßig sein, wenn die Seitenscheibe selbst den Lamellenträger bildet und dazu einen in axialer Richtung umgeformten Bereich aufweist.

Die Fig. 14, 14a und 15 zeigen ein weiteres vorteilhaftes Ausführungsbeispiel der Erfindung. Der hydrodynamische Drehmomentwandler 500 weist ein nicht dargestelltes Pumpenrad, ein Turbinenrad 501 und ein Leitrad 502 auf, wobei weiterhin ein Torsionsschwingungsdämpfer 504 und eine Wandlerüberbrückungskupplung 505 innerhalb des Gehäuses 503 angeordnet ist. Der Torsionsschwingungsdämpfer besteht im wesentlichen aus einem Eingangsteil, das durch die beiden Seitenscheiben 506, 507 gebildet sind, die im radial äußeren Bereich miteinander verbunden, wie vernietet, sind. Die Seitenscheiben weisen Aufnahmen für Kraftspeicher auf. Zwischen den Seitenscheiben 506, 507 ist ein Flansch 550 als Dämpferausgangsteil angeordnet, der radial innen mit der Abtriebsnabe 551 im Bereich 552 verstemmt ist.

Die turbinenseitige Seitenscheibe 506 weist radial innen Zungen 508 und 509 auf, wobei die Zungen 508 radial weiter nach innen reichen als die Zungen 509. Zwischen den Zungen 508 und 509 sind Verzahnungslücken 510 angeordnet.

Die Abtriebsnabe 551 weist an ihrem Außenumfang über den Umfang verteilt jeweils zwei in axialer Richtung beabstandete Zähne 555 und 556 auf, die durch Axiallücken 557 und Umfangslücken 558 voneinander getrennt sind.

Die Turbinenradnabe 560 ist als Blechformteil ausgebildet und mit der Schale des Turbinenrades verbunden, wie geschweißt. Sie weist an ihrem Innenbereich Zungen 561 auf, die nach radial innen ausgerichtet sind. Zwischen diesen Zungen ist eine Verzahnungslücke 564, wobei im radial äußeren Bereich der Lücke Zungen 562 in axialer Richtung umgeformt sind, derart, daß jeweils zwei Zungen 562 pro Lücke 564 durch die Lücke 563 beabstandet sind.

Die Montage der Einheit erfolgt dadurch, daß das kreisringförmige Blechteil der Turbinenradnabe 560 mit seinen radial nach innen stehenden Zungen 561 derart verdreht wird und auf die außenverzahnte Nabe 551 gesteckt wird, daß die Zungen 561 in die Lücken 558 eingreifen. Anschließend wird die Turbinenradnabe 560 um einen Winkel verdreht, so daß die Zungen in den Axiallücken 557 zwischen den Zähnen 555 und 556 stehen und somit in axialer Richtung fixiert sind. Dadurch ist eine Art Bajonettverschluß realisiert. Im Anschluß daran wird der Dämpfer mit seiner eingangsseitigen Seitenscheibe 506 derart auf die Abtriebsnabe gesteckt, daß die 508 zwischen die in axialer Richtung hervorstehenden Zungen 562 der Turbinenradnabe eingreifen und somit eine drehfeste Verbindung zwischen Turbinenradnabe und Eingangsteil des Dämpfers eingehen. Die Sicherung des Dämpfers auf der Abtriebsnabe erfolgt durch eine Verstemmung zwischen dem Flansch des Dämpfers und der Abtriebsnabe selbst. Die Zungen 508 greifen in die Nabenaußenverzahnung zwischen den Zähnen 555 ein und dienen als Dämpferanschlag bei einem vorgebbaren Verdrehwinkel. Dabei ist die Verzahnung auf der Abtriebsnabe derart ausgebildet, daß es bei einem maximalen Verdrehwinkel des Dämpfers zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil nicht zu einem Herausrutschen der Zungen 561 zwischen den Zähnen 555 und 556 kommt.

Die mit der Anmeldung eingereichten Patentansprüche sind Formulierungsvor­ schläge ohne Präjudiz für die Erzielung weitergehenden Patentschutzes. Die Anmelderin behält sich vor, noch weitere, bisher nur in der Beschreibung und/oder Zeichnungen offenbarte Merkmale zu beanspruchen.

In Unteransprüchen verwendete Rückbeziehungen weisen auf die weitere Ausbildung des Gegenstandes des Hauptanspruches durch die Merkmale des jeweiligen Unteranspruches hin; sie sind nicht als ein Verzicht auf die Erzielung eines selbständigen, gegenständlichen Schutzes für die Merkmale der rück­ bezogenen Unteransprüche zu verstehen.

Die Gegenstände dieser Unteransprüche bilden jedoch auch selbständige Erfindungen, die eine von den Gegenständen der vorhergehenden Unteransprüche unabhängige Gestaltung aufweisen.

Die Erfindung ist auch nicht auf das (die) Ausführungsbeispiel(e) der Beschrei­ bung beschränkt. Vielmehr sind im Rahmen der Erfindung zahlreiche Abände­ rungen und Modifikationen möglich, insbesondere solche Varianten, Elemente und Kombinationen und/oder Materialien, die zum Beispiel durch Kombination oder Abwandlung von einzelnen in Verbindung mit den in der allgemeinen Beschreibung und Ausführungsformen sowie den Ansprüchen beschriebenen und in den Zeichnungen enthaltenen Merkmalen bzw. Elementen oder Verfah­ rensschritten erfinderisch sind und durch kombinierbare Merkmale zu einem neuen Gegenstand oder zu neuen Verfahrensschritten bzw. Verfahrensschritt­ folgen führen, auch soweit sie Herstell-, Prüf- und Arbeitsverfahren betreffen.

Claims (26)

1. Hydrodynamischer Drehmomentwandler mit einem innerhalb eines Gehäu­ ses angeordneten Pumpenrad, einem Turbinenrad und einem Leitrad, sowie mit einer Wandlerüberbrückungskupplung mit einem axial verlagerbaren Kolben, mit einem Torsionsschwingungsdämpfer mit einem Eingangsteil und einem Ausgangsteil, die zumindest entgegen der Rückstellkraft von zwischen diesen angeordneten Kraftspeichern zueinander verdrehbar sind, dadurch gekennzeichnet, daß das Turbinenrad eine Turbinenradnabe aufweist die auf einer Abtriebsnabe des Drehmomentwandlers in axialer Richtung zu dieser mittels zumindest eines Axiallagers axial fest gelagert ist und in radialer Richtung mittels eines Radiallagers gelagert ist, eine Verbindung mit Verdrehspiel zwischen der Turbinenradnabe und der Abtriebsnabe mittels einer Anschlagverzahnung vorgesehen ist und weiterhin mittels einer Mitnahmeverzahnung zwischen dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers und der Turbinenradnabe eine drehfeste Verbindung vorgesehen ist, wobei die Mitnahmeverzahnung und die Anschlagverzahnung im wesentlichen auf gleicher axialer Position und radial innerhalb einander angeordnet sind.

2. Hydrodynamischer Drehmomentwandler mit einem innerhalb eines Gehäu­ ses angeordneten Pumpenrad, einem Turbinenrad und einem Leitrad, sowie mit einer Wandlerüberbrückungskupplung mit einem axial verlagerbaren Kolben, mit einem Torsionsschwingungsdämpfer mit einem Eingangsteil und einem Ausgangsteil, die zumindest entgegen der Rückstellkraft von zwischen diesen angeordneten Kraftspeichern zueinander verdrehbar sind, dadurch gekennzeichnet, daß das Turbinenrad eine Turbinenradnabe aufweist die auf einer Abtriebsnabe des Drehmomentwandlers in axialer Richtung zu dieser axial fest gelagert ist und in radialer Richtung gelagert ist, eine Verbindung mit Verdrehspiel zwischen der Turbinenradnabe und der Abtriebsnabe mittels einer Anschlagverzahnung vorgesehen ist und weiterhin mittels einer Mitnahmeverzahnung zwischen dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers und der Turbinenradnabe eine drehfeste Verbindung vorgesehen ist, wobei das Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers und die Abtriebsnabe zweiteilig ausgebildet sind und mittels einer Verstemmung oder Schweißung miteinander verbunden sind.

3. Hydrodynamischer Drehmomentwandler mit einem innerhalb eines Gehäu­ ses angeordneten Pumpenrad, einem Turbinenrad und einem Leitrad, sowie mit einer Wandlerüberbrückungskupplung mit einem axial verlagerbaren Kolben, mit einem Torsionsschwingungsdämpfer mit einem Eingangsteil und einem Ausgangsteil, die zumindest entgegen der Rückstellkraft von zwischen diesen angeordneten ersten und zweiten Kraftspeichern zueinander verdrehbar sind, dadurch gekennzeichnet, daß das Turbinenrad eine Turbinenradnabe aufweist die auf einer Abtriebsnabe des Drehmomentwandlers in axialer Richtung zu dieser axial fest gelagert ist und in radialer Richtung gelagert ist, eine Verbindung mit Verdrehspiel zwischen der Turbinenradnabe und der Abtriebsnabe mittels einer Anschlagverzahnung vorgesehen ist und weiterhin mittels einer Mitnahmeverzahnung zwischen dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers und der Turbinenradnabe eine drehfeste Verbindung vorgesehen ist, wobei erste zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil des Torisionsschwingungsdämpfers angeordnete Kraftspeicher im wesentlichen ohne Verdrehspiel zwischen diesen angeordnet sind und zweite zwischen Eingangsteil und Ausgangsteil des Torsions­ schwingungsdämpfers angeordnete Kraftspeicher mit Verdrehspiel zwischen diesen angeordnet sind.

4. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil des Torsions­ schwingungsdämpfers durch zwei mit einander fest verbundenen scheibenförmige Bauteile, wie Seitenscheiben, gebildet sind und das Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers, wie Flansch, durch ein scheibenförmiges Element gebildet ist und axial zwischen diesen angeordnet ist, wobei erste und zweite Aufnahmebereiche zur Aufnahme der ersten und zweiten Kraftspeicher in dem Ein- und Ausgangsteil vorgesehen sind, wobei die ersten und zweiten Aufnahmebereiche des Eingangsteil und die ersten Aufnahmebereiche des Ausgangsteiles in Umfangsrichtung im wesentlichen die Ausdehnung der Kraftspeicher in dieser Richtung aufweisen und die zweiten Aufnahmebereiche in dem Ausgangsteil in Umfangsrichtung im wesentlichen eine größere Ausdehnung als die Ausdehnung der Kraftspeicher in dieser Richtung aufweisen.

5. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die ersten Kraftspeicher bei einer Verdrehung zwischen Ein- und Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers unmittelbar oder nach einem geringen Verdrehwinkelspiel zwischen Ein- und Ausgangsteil in Umfangsrichtung kraftbeaufschlagt werden und die zweiten Kraftspeicher bei einer Verdrehung zwischen Ein- und Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers erst nach einem vorgebbaren Verdrehwinkel zwischen Ein- und Ausgangsteil in Umfangsrichtung kraftbeaufschlagt werden.

6. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Eingangsteil relativ zum Ausgangsteil in Zugrichtung bis zu einem ersten maximalen Verdrehwinkel verdrehbar ist und in Schubrichtung bis zu einem zweiten maximalen Verdrehwinkel verdrehbar ist.

7. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß der erste maximale Verdrehwinkel größer ist als der zweite maximale Verdrehwinkel.

8. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß der erste maximale Verdrehwinkel kleiner oder gleich ist als der zweite maximale Verdrehwinkel.

9. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der vorgebbare Verdrehwinkel zwischen Ein- und Ausgangsteil, nach dessen Überschreitung die zweiten Kraftspeicher zwischen Ein- und Ausgangsteil des Torisionsschwingungsdämpfers kraftbeaufschlagt werden, in Zugrichtung kleiner ist als der erste maximale Verdrehwinkel.

10. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der vorgebbare Verdrehwinkel zwischen Ein- und Ausgangsteil, nach dessen Überschreitung die zweiten Kraftspeicher zwischen Ein- und Ausgangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers kraftbeaufschlagt werden, in Zugrichtung größer ist als der zweite maximale Verdrehwinkel.

11. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest einer der Kraftspeicher ein bogenförmiger Kraftspeicher ist, dessen Außenkontur bogenförmig vorgekrümmt ist.

12. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen der Abtriebsnabe, der Turbinenradnabe und dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers ein Bajonettverschluß vorliegt, wobei eine drehfeste Verbindung zwischen der Turbinenradnabe und dem Eingangsteil vorliegt und eine Drehverbindung mit Verdrehspiel zwischen Abtriebsnabe und Turbinenradnabe.

13. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Wandlerüberbrückungskupplung als Lamellenkupplung mit einem radial äußeren Lamellenträger und einem radial inneren Lamellenträger ausgebildet ist, wobei der radial äußere Lamellenträger gehäusefest verbunden ist und der radial inneren Lamellenträger radial außerhalb der Kraftspeicher des Torsionsschwingungsdämpfers mit dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers drehfest verbunden ist.

14. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß der radial inneren Lamellenträger eine zylindrischen Bereich aufweist und die Verbindung zwischen dem Lamellenträger und dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers radial außerhalb des zylindrischen Bereiches erfolgt.

15. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Wandlerüberbrückungskupplung als Lamellenkupplung mit einem radial äußeren Lamellenträger und einem radial inneren Lamellenträger ausgebildet ist, wobei der radial äußere Lamellenträger gehäusefest verbunden ist und der radial inneren Lamellenträger radial innerhalb der Kraftspeicher des Torsionsschwingungsdämpfers mit dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers drehfest verbunden ist.

16. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß der radial innere Lamellenträger einen zylindrischen Bereich aufweist und die Verbindung zwischen dem Lamellenträger und dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers radial innerhalb des zylindrischen Bereiches erfolgt.

17. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß eine drehfeste Verbindung zwischen dem Turbinenrad und dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers radial außerhalb der Kraftspeicher des Torsionsschwingungsdämpfers erfolgt.

18. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß eine drehfeste Verbindung zwischen dem Turbinenrad und dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers mittels an dem Turbinenrad befestigten Zungen und einer Verzahnung radial außen an dem Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers erfolgt.

19. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß die Zungen einzeln an dem Turbinenrad befestigt, wie geschweißt, sind.

20. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß die Zungen an einem ringförmigen Element einstückig ausgebildet sind und dieses Element an dem Turbinenrad befestigt, wie geschweißt, ist.

21. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Axiallagerung der Turbinenradnabe mittels eines Sicherungsringes erfolgt, der einen Außenring und einen Innenring aufweist, wobei bei der Montage der Turbinenradnabe auf der Abtriebsnabe sich der Außenring in axialer Richtung von dem Innenring löst und der Innenring sich in radialer Richtung entspannt und die Turbinenradnabe sichert.

22. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, daß der Außenring und der Innenring einstückig mit einer Sollbruchstelle zwischen sich ausgebildet sind.

23. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, daß der Außenring und der Innenring zweiteilig ausgebildet sind und radial übereinander angeordnet sind.

24. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Turbinenradnabe als Blechformteil ausgebildet ist.

25. Hydrodynamischer Drehmomentwandler insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Turbinenradnabe als gesintertes Teil ausgebildet ist.

26. Hydrodynamischer Drehmomentwandler gekennzeichnet durch seine besondere Ausgestaltung und Wirkungsweise entsprechend den vorliegenden Anmeldungsunterlagen.