EP3948022A1 - Hydrodynamischer drehmomentwandler und drehschwingungsdämpfer für diesen - Google Patents

Hydrodynamischer drehmomentwandler und drehschwingungsdämpfer für diesen

Info

Publication number
EP3948022A1
EP3948022A1 EP20708411.2A EP20708411A EP3948022A1 EP 3948022 A1 EP3948022 A1 EP 3948022A1 EP 20708411 A EP20708411 A EP 20708411A EP 3948022 A1 EP3948022 A1 EP 3948022A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
torque converter
intermediate flange
hydrodynamic torque
output
torsional vibration
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP20708411.2A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
David SCHNÄDELBACH
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Schaeffler Technologies AG and Co KG
Original Assignee
Schaeffler Technologies AG and Co KG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Schaeffler Technologies AG and Co KG filed Critical Schaeffler Technologies AG and Co KG
Publication of EP3948022A1 publication Critical patent/EP3948022A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H45/00—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches
    • F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D13/00—Friction clutches
    • F16D13/58—Details
    • F16D13/60—Clutching elements
    • F16D13/64—Clutch-plates; Clutch-lamellae
    • F16D13/68—Attachments of plates or lamellae to their supports
    • F16D13/683—Attachments of plates or lamellae to their supports for clutches with multiple lamellae
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/131—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses
    • F16F15/133—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses using springs as elastic members, e.g. metallic springs
    • F16F15/134—Wound springs
    • F16F15/13469—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations
    • F16F15/13476—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations resulting in a staged spring characteristic, e.g. with multiple intermediate plates
    • F16F15/13484—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations resulting in a staged spring characteristic, e.g. with multiple intermediate plates acting on multiple sets of springs
    • F16F15/13492—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations resulting in a staged spring characteristic, e.g. with multiple intermediate plates acting on multiple sets of springs the sets of springs being arranged at substantially the same radius
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/14—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers
    • F16F15/1407—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using masses freely rotating with the system, i.e. uninvolved in transmitting driveline torque, e.g. rotative dynamic dampers the rotation being limited with respect to the driving means
    • F16F15/145—Masses mounted with play with respect to driving means thus enabling free movement over a limited range
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F2232/00—Nature of movement
    • F16F2232/02—Rotary
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F2236/00—Mode of stressing of basic spring or damper elements or devices incorporating such elements
    • F16F2236/08—Torsion
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H45/00—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches
    • F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F16H2045/0221—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type with damping means
    • F16H2045/0226—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type with damping means comprising two or more vibration dampers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H45/00—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches
    • F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F16H2045/0221—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type with damping means
    • F16H2045/0263—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type with damping means the damper comprising a pendulum
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H45/00—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches
    • F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F16H2045/0273—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type characterised by the type of the friction surface of the lock-up clutch
    • F16H2045/0284—Multiple disk type lock-up clutch

Definitions

  • the invention relates to a hydrodynamic torque converter and a torsional vibration damper for this with a pump wheel connected on the drive side and a turbine wheel driven by the latter, a torsional vibration damper with an input part connectable to the housing by means of a converter lock-up clutch and one with the output hub between a housing of the torque converter and an output hub connected output part is provided.
  • Hydrodynamic torque converters are used in drive trains of Kraftfahrzeu conditions to transmit torque while adapting the different speeds between a crankshaft of an internal combustion engine and a gearbox input shaft of a transmission.
  • the crankshaft drives a housing of the torque converter with a pump wheel that hydrodynamically drives a turbine wheel.
  • a guide wheel can also be provided to increase torque at low speeds.
  • a converter lock-up clutch can be provided between the housing and an output hub of the torque converter. Torsional vibration dampers can be seen between the converter lock-up clutch and the output hub and / or between the turbine wheel and the output hub.
  • the publication DE 10 2010 014 674 A1 shows, for example, a hydrodynamic torque converter with a torsional vibration damper arranged within its housing.
  • the torsional vibration damper has a turbine with a nenrad and an input part connected to a converter lockup clutch, an output part connected to an output hub and an intermediate flange connected in series between these by means of spring devices.
  • the intermediate flange carries a centrifugal pendulum.
  • the object of the invention is the development of a generic hydrodynamic's torque converter and a torsional vibration damper for this.
  • the object of the invention is to protect the spring devices from destruction.
  • the proposed hydrodynamic torque converter is used in particular in a drive train of a motor vehicle to transmit torque from a crankshaft of an internal combustion engine to a transmission input shaft of a gearbox, possibly adjusting different speeds and to increase torque during a start-up phase of the motor vehicle.
  • the torque converter also contains a housing with which a pump wheel is integrated in a rotationally fixed manner or which can be connected by means of a separate coupling.
  • the pump wheel drives a turbine wheel hydrodynamically.
  • the torque introduced into the torque converter is wan delt via an output hub that can be or is connected to the turbine wheel, for example transmitted excessively to a transmission input shaft of a transmission, for example a multi-stage automatic transmission.
  • a converter lock-up clutch integrated into the housing can be provided between the housing and the output hub.
  • a first torsional vibration damping device is provided for the output part of the converter lockup clutch and the output hub.
  • the turbine wheel is rotatable on the output hub counter to the action of a second Wheelschwingungseinrich device, a so-called turbine damper added.
  • the two torsional vibration damping devices are provided by means of a single torsional vibration damper.
  • the input part of the torsional vibration damper is connected to the output of the torque converter lockup clutch, e.g. a disk carrier such as an outer disk carrier and the output part with the drive hub from.
  • the torsional vibration damper has an intermediate flange which is effectively arranged between the input part and the output part by means of spring means acting in the circumferential direction.
  • the turbine wheel To connect the turbine wheel to the torsional vibration damper, it is non-rotatably connected to the intermediate flange, for example riveted and centered on the drive hub.
  • a centrifugal pendulum is added to the intermediate flange.
  • the centrifugal pendulum can be matched to a single damper order by similar training of all Pen delmassen and their self-aligning bearings with predetermined pendulum tracks with respect to the intermediate flange.
  • two damper orders can be provided which are matched to the vibration modes of the open and closed wall ler bridging clutch and / or to a different number of cylinders operated by the internal combustion engine.
  • two sets of pendulum masses with different masses and / or different chen, provided by means of appropriate training of the raceways of the pendulum bearings between pendulum mass carriers and pendulum masses provided pendulum tracks be.
  • the turbine mass can serve as an additional damper mass for the intermediate flange.
  • the spring devices can each be formed from linearly designed helical compression springs distributed over the circumference.
  • the helical compression springs can each be housed individually captive on a circumference.
  • so-called helical compression spring assemblies can be provided in which several helical compression springs are nested inside one another.
  • the helical compression springs of a helical compression spring assembly can have different lengths for setting a multi-stage characteristic curve of the torsional force over the angle of rotation of the torsional vibration damper.
  • Different helical compression springs and / or different helical compression spring assemblies can be arranged in the different circumferential directions in relation to the intermediate flange.
  • the helical compression springs can be arranged on different diameters.
  • the helical compression springs of the two spring devices are preferably on the same
  • the intermediate flange is formed from two axially spaced apart, mutually connected side parts which accommodate the input part and the output part between them.
  • the two side parts serve as a pendulum mass carrier for the pendulum masses distributed over the circumference, for example in an order of two to four.
  • the pendulum masses for example made of several sheet metal parts, are arranged axially between the side parts.
  • Side parts and pendulum masses wei sen on axially aligned recesses with raceways on which a pendulum roller axially overlaps the recess rolls.
  • the input part and the output part can be designed as disk parts formed axially next to one another.
  • a side part facing the torque converter lockup clutch can be shortened radially on the inside, so that a connection such as riveting can be formed between the output part of the converter lockup clutch and the input part of the rotary vibration damper.
  • the input part can be centered on the output hub and the output part can be connected to the output hub in a rotationally fixed manner.
  • the output part and the output hub can be designed in one piece, riveted to one another or connected to one another by means of internal and external teeth in a rotationally fixed manner and with axial play.
  • the disk parts can have impact areas arranged in one plane for the end faces of the helical compression springs.
  • parts of the disk parts can axially overlap and be designed radially one above the other, so that the helical compression springs are each acted upon axially in the center of the input part or the output part with respect to their cross section.
  • the end faces of the respective helical compression springs which are opposite in the circumferential direction to the areas of application of the input part or the output part are acted upon by the side parts.
  • axially aligned spring windows are provided in the side parts of the intermediate flange, into which the helical compression springs or helical compression spring assemblies are inserted in a loss-proof manner and supported radially against centrifugal force.
  • the radial walls of the Fe derrome serve as areas of application of the intermediate flange.
  • the areas of application of the input part and / or the output part can be of planar design or have lugs that extend in the circumferential direction and engage in the interior of at least a part of the screw compression springs.
  • the noses can be designed in such a way that the screw compression spring ends are pulled radially inward during an application and therefore friction between these ends radially on the outside is prevented or at least reduced.
  • the disk parts When the torsional vibration damper is not loaded, the disk parts preferably have radially outwardly open recesses for the helical compression springs that are axially aligned with the spring windows, with a protrusion extending over the helical compression spring in the circumferential direction being provided on at least one disc part.
  • the angle of rotation of the intermediate flange is limited.
  • the angle of rotation of the intermediate flange between the input part and the output part of the torsional vibration damper is limited, for example, to at least ⁇ 15 °. It has proven advantageous here to provide the limit stops of the intermediate flange radially inside the spring devices. As a result, the disk parts of the input part and the output part can essentially be limited to the diameter of the helical compression springs.
  • the stops of the intermediate flange for example spacer bolts between the two side parts, can be offset further radially inward, for example in the circumferential direction between the helical compression springs.
  • one of the side parts preferably the side part adjacent to the converter lock-up clutch, can have at least one bracket, preferably two to four, preferably three brackets distributed over the circumference, which are axially exposed with torsional backlash in a engage axially opposite opening of an output part of the converter lock-up clutch.
  • a stop of the tab on the walls of the opening in the circumferential direction is used to limit the VerFEwin angle of the intermediate flange relative to the input part of the torsional vibration damper after the torsional backlash has been used up.
  • the output part can be designed, for example, as a disk carrier, in particular as an outer disk carrier on the output side of the converter lockup clutch.
  • the angle of rotation between the intermediate flange and the output part of the torsional vibration damper can be limited by having at least one side part of the intermediate flange, in particular the side part connected to the turbine wheel, centered with torsional backlash and rotatably received along the torsional backlash on the output hub.
  • the output hub can have one or, for example, between two and four radially widened cams distributed over the circumference, which engage with backlash in recesses of the at least one side part made on the inner circumference.
  • a torsional vibration damper in particular for a hydrodynamic torque converter with the features listed above with an input part and an output part and an intermediate flange, the input part, intermediate flange and output part being arranged in series by means of helical compression springs acting in the circumferential direction and the input part and the output part are designed as axially adjacent disk parts which are arranged between two axially spaced apart and interconnected side parts of the intermediate flange.
  • Figure 1 shows the upper part of a rotatable about an axis of rotation
  • Figure 2 is a partial view of the torsional vibration damper of Figure 1
  • FIG. 3 shows a detail of the torsional vibration damper of FIGS. 1 and 2 in the area of the output hub
  • FIG. 4 shows a detail of the torsional vibration damper of FIGS. 1 and 2 in the region of the disk carrier
  • Figure 5 shows a detail of the torsional vibration damper of Figures 1 and 2 in the area of the stop between the input part and intermediate flange.
  • FIG. 1 shows the upper part of the torsional vibration damper 1 of a hydrodynamic torque converter, not shown in detail, which can be rotated about the axis of rotation d, in section.
  • the input part 2 is connected to the output-side disk carrier 3 of a converter lockup clutch arranged between a housing of the hydrodynamic torque converter and its output hub 4 by means of the rivets 5 distributed over the circumference.
  • the input part 2 and the disk carrier 3 are rotatably received on the output hub 4 centered.
  • the output part 6 is non-rotatably connected to the output hub 4, for example welded.
  • Input part 2 and output part 6 are designed as parallel disc parts 7, 8 angeord designated.
  • the disk part 7 is axially fixed and rotatably received by means of the ring rim 9 of the output hub 4 and is centered on the output hub 4.
  • the disk part 8 is received on the ring rim 9 in a rotationally fixed manner on the output hub 4, for example welded to it.
  • the intermediate flange 10 is formed from the two axially spaced apart side parts 12, 13 connected to one another by means of the stand bolts 11.
  • the discs parts 7, 8 are axially added between the side parts 12, 13 of the intermediate flange 10.
  • the side part 12 facing the converter lockup clutch is cut out radially on the inside in order to enable the connection of the disk carrier 3 to the input part 2.
  • Tabs 14 exposed from the side part 12 grip axially with torsional backlash into the axially opposite openings 15 and thus limit the angle of rotation between the intermediate flange 10 and the input part 2.
  • the side parts 12, 13 form the pendulum mass carrier of the centrifugal pendulum 37 received on the intermediate flange 10 and take between them over the order distributed the Pendelmas sen 16 formed from, for example, riveted sheet metal disks between them.
  • the pendulum masses 16 are suspended from the pendulum mass carrier in the centrifugal force field of the torsional vibration damper 1 rotating about the axis of rotation along a predetermined pendulum path along a predetermined pendulum path.
  • the spacer bolts 11 have stop buffers 17 to limit the oscillation angle of the pendulum masses 16.
  • Spring devices 18, 19 are effective between the input part 2, the intermediate flange 10 and the output part 6.
  • the spring devices 18, 19 are in se- rie arranged, that is, when the input part 2 is rotated with respect to the output part 6 about the axis of rotation d depending on the direction of the applied torque, those between the input part 2 and the intermediate flange 10 and between the intermediate flange 10 and the output part 6 are effectively arranged Spring devices 18, 19 loaded in series.
  • the spring devices 18, 19 are composed of linear helical compression springs 20, 21 gebil det, which are distributed over the circumference on essentially the same diameter is arranged.
  • the particular made of plastic and rotatably in the side part 13 is hung thrust washer 22 limits the axial play of the intermediate flange 10.
  • the inter mediate flange 10 is by means of the side part 13 on the output hub 4 with backlash limited rotatable and centered. Flierzu are provided on the output hub 4 distributed over the circumference radially expanded cams 23, which engage in the order on the inner circumference of the side part 13 provided recesses 24 with Ver rotational play and limit the angle of rotation of the intermediate flange 10 relative to the output part 6 of the torsional vibration damper.
  • the angle of rotation of the intermediate flange 10 with respect to the input part 2 or the output part 6 is limited, for example, to ⁇ 15 ° in such a way that ei ne block position of the helical compression springs 20, 21 is avoided and damage caused thereby is excluded.
  • the stops 25, 26 for limiting the angle of rotation of the intermediate flange 10 are provided radially inside the spring devices 18, 19, so that the installation space outside the spring devices 18, 19 for dimensioning the pendulum masses 16 can be kept free and this can be seen with increased mass and / or increased swing angle opposite radially outside the spring devices 18, 19 angeordne th stops to limit the angle of rotation of the intermediate flange 10.
  • the input-side and output-side loading of the helical compression springs 20, 21 takes place by means of the radially expanded loading areas 27, 28 each in the middle of the cross-section of the end faces of the helical compression springs, the loading areas 27, 28 of the disc parts 7, 8 in the direction of action on the disc parts 7, 8 respectively overlap.
  • the extended in the direction of application, in the interior of the screw pressure springs 20, 21 engaging nose 29 is provided to hold down the end faces of the screw compression springs 20, 21 radially.
  • the disc part 7 has projections 30 that extend in the circumferential direction and that extend the helical compression springs 20, 21 radially in part.
  • FIG. 2 shows the torsional vibration damper 1 of FIG. 1 in a partial view with the front side part removed with the helical compression springs 20, 21 of the Federeinrich lines 18, 19 alternately accommodated in the spring windows 31, 32 over the circumference.
  • the provided in both directions of rotation of the intermediate flange 10 The helical compression springs 20, 21 are acted upon by means of the radial walls 33, 34 of the spring windows 31, 32.
  • the radial support of the helical compression springs 20, 21 takes place on the input side radially on the outside by means of the projections 30 of the disc part 7 and on the output side radially on the inside by means of the lugs 29 of the Slice partly 8.
  • the pendulum masses 16 of the centrifugal pendulum pendulum 37 are pen by means of the pendulum bearings 35 on the side parts 12 ( Figure 1), 13 in the centrifugal force field of the torsional vibration damper 1 rotating about the axis of rotation d along a pendulum path given by the pendulum bearings 35 hanged in a delicately
  • the stops 25, 26 (FIG. 1) radially inside the spring devices 18, 19, the installation space radially outside the spring devices 18, 19 can be used exclusively for the pendulum masses 16 and their oscillation angle requirements.
  • Recesses 36 are hen vorgese only for the spacer bolts 11. Some of the spacer bolts 11, here to limit the circumferential movement of the pendulum masses 16, have stop buffers 17.
  • FIG. 3 shows a detail of the torsional vibration damper 1 in the area of the drive hub 4 with the stop 26 for limiting the angle of rotation between the intermediate flange 10 and the output part 6 (FIG. 1).
  • Figure 4 shows a detail of the torsional vibration damper 1 in the area of the stop 25 between the plate carrier 3 and the side part 12 of the intermediate flange 10. Due to the riveting of the disc part 7 of the input part 2 to the plate carrier 3 by means of the rivet 5, the stop 25 is between the input part 2 and the intermediate flange 10 effective and limits the torsional backlash on the input side before a block position of the helical compression springs 20, 21 is reached. to grab.
  • FIG. 5 shows a detail of the torsional vibration damper 1 from the perspective of the disk carrier 3 with the tab 14 of the side part 12 engaging in the opening 15 of the disk carrier 3 with torsional play (FIG. 1).

Abstract

Die Erfindung betrifft einen hydrodynamischen Drehmomentwandler und einen Drehschwingungsdämpfer für diesen mit einem antriebsseitig verbundenen Pumpenrad und einem von diesem angetriebenen Turbinenrad, wobei zwischen einem Gehäuse des hydrodynamischen Drehmomentwandlers und einer Abtriebsnabe (4) ein Drehschwingungsdämpfer (1) mit einem mit dem Gehäuse mittels einer Wandlerüberbrückungskupplung verbindbaren Eingangsteil (2) und ein mit der Abtriebsnabe (4) verbundenen Ausgangsteil (6) vorgesehen ist, wobei zwischen dem Eingangsteil (2) und dem Ausgangsteil (6) ein entgegen jeweils einer in Umfangsrichtung wirksamen Federeinrichtung (18, 19) angeordneter Zwischenflansch (10) vorgesehen ist. Um die Federeinrichtungen (18, 19) bauraumneutral vor Beschädigung zu schützen, ist ein Verdrehwinkel des Zwischenflanschs (10) entgegen der Wirkung der Federeinrichtungen (18, 19) radial innerhalb der Federeinrichtungen (18, 19) begrenzt.

Description

Hydrodynamischer Drehmomentwandler und Drehschwinqunqsdämpfer für diesen
Die Erfindung betrifft einen hydrodynamischen Drehmomentwandler und einen Dreh schwingungsdämpfer für diesen mit einem antriebsseitig verbundenen Pumpenrad und einem von diesem angetriebenen Turbinenrad, wobei zwischen einem Gehäuse des Drehmomentwandlers und einer Abtriebsnabe ein Drehschwingungsdämpfer mit einem mit dem Gehäuse mittels einer Wandlerüberbrückungskupplung verbindbaren Eingangsteil und ein mit der Abtriebsnabe verbundenen Ausgangsteil vorgesehen ist. Hydrodynamische Drehmomentwandler dienen in Antriebssträngen von Kraftfahrzeu gen der Übertragung von Drehmoment unter Anpassung der unterschiedlichen Dreh zahlen zwischen einer Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine und einer Getriebeein gangswelle eines Getriebes. Hierzu treibt die Kurbelwelle ein Gehäuse des Drehmo mentwandlers mit einem Pumpenrad an, der hydrodynamisch ein Turbinenrad an treibt. Zur Drehmomentüberhöhung bei kleinen Drehzahlen kann zusätzlich ein Leitrad vorgesehen sein. Um den Schlupf des Drehmomentwandlers bei höheren Drehzahlen zu unterbinden, kann zwischen dem Gehäuse und einer Abtriebsnabe des Drehmo mentwandlers eine sogenannte Wandlerüberbrückungskupplung vorgesehen sein. Zwischen der Wandlerüberbrückungskupplung und der Abtriebsnabe und/oder zwi schen dem Turbinenrad und der Abtriebsnabe können Drehschwingungsdämpfer vor gesehen sein.
Die Druckschrift DE 10 2010 014 674 A1 zeigt beispielsweise einen hydrodynami schen Drehmomentwandler mit einem innerhalb dessen Gehäuse angeordneten Drehschwingungsdämpfer. Der Drehschwingungsdämpfer weist ein mit einem Turbi- nenrad und mit einer Wandlerüberbrückungskupplung verbundenes Eingangsteil, ein mit einer Abtriebsnabe verbundenes Ausgangsteil und einen zwischen diesen mittels Federeinrichtungen seriell geschalteten Zwischenflansch auf. Der Zwischenflansch trägt ein Fliehkraftpendel.
Aufgabe der Erfindung ist die Weiterbildung eines gattungsgemäßen hydrodynami schen Drehmomentwandlers und eines Drehschwingungsdämpfers für diesen. Insbe sondere ist Aufgabe der Erfindung, die Federeinrichtungen vor Zerstörung zu schüt zen.
Die Aufgabe wird durch die Gegenstände der Ansprüche 1 und 10 gelöst. Die von dem Anspruch 1 abhängigen Ansprüche geben vorteilhafte Ausführungsformen des Gegenstands des Anspruchs 1 wieder.
Der vorgeschlagene hydrodynamische Drehmomentwandler dient insbesondere in ei nem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs der Übertragung von Drehmoment von einer Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine auf eine Getriebeeingangswelle eines Getrie bes unter Angleichung gegebenenfalls unterschiedlicher Drehzahlen und zur Dreh momentüberhöhung während einer Anfahrphase des Kraftfahrzeugs. Flierzu enthält der Drehmomentwandler ein Gehäuse, mit dem drehfest oder mittels einer separaten Kupplung verbindbar ein Pumpenrad integriert ist. Das Pumpenrad treibt ein Turbinen rad hydrodynamisch an. Über eine mit dem Turbinenrad verbindbare oder verbundene Abtriebsnabe wird das in den Drehmomentwandler eingeleitete Drehmoment gewan delt, beispielsweise mittels eines Leitrads überhöht auf eine Getriebeeingangswelle eines Getriebes, beispielsweise eines mehrstufigen Automatgetriebes übertragen.
Zur Überbrückung des Drehmomentwandlers beispielsweise nach einem vollendeten Anfahrvorgang kann zwischen dem Gehäuse und der Abtriebsnabe eine in das Ge häuse integrierte Wandlerüberbrückungskupplung vorgesehen sein. Zwischen dem Ausgangsteil der Wandlerüberbrückungskupplung und der Abtriebsnabe ist eine erste Drehschwingungsdämpfungseinrichtung vorgesehen. Das Turbinenrad ist verdrehbar auf der Abtriebsnabe entgegen der Wirkung einer zweiten Drehschwingungseinrich tung, eines sogenannten Turbinendämpfers aufgenommen.
Die beiden Drehschwingungsdämpfungseinrichtungen sind mittels eines einzigen Drehschwingungsdämpfers vorgesehen. Hierbei ist das Eingangsteil des Drehschwin gungsdämpfers mit dem Ausgang der Wandlerüberbrückungskupplung, beispielswei se einem Lamellenträger wie Außenlamellenträger und das Ausgangsteil mit der Ab triebsnabe verbunden. Der Drehschwingungsdämpfer weist einen Zwischenflansch auf, der jeweils mittels in Umfangsrichtung wirksamer Federeinrichtung zwischen dem Eingangsteil und dem Ausgangsteil wirksam angeordnet ist.
Zur Anbindung des Turbinenrads an den Drehschwingungsdämpfer ist dieses drehfest mit dem Zwischenflansch verbunden, beispielsweise vernietet und auf der Ab triebsnabe zentriert. Zur Verbesserung der Drehschwingungsisolation des Dreh schwingungsdämpfers bei geöffneter und geschlossener Wandlerüberbrückungskupp lung ist an dem Zwischenflansch ein Fliehkraftpendel aufgenommen. Das Fliehkraft pendel kann auf eine einzige Tilgerordnung durch gleichartige Ausbildung aller Pen delmassen und deren Pendellager mit vorgegebenen Pendelbahnen gegenüber dem Zwischenflansch abgestimmt sein. Alternativ können zwei Tilgerordnungen vorgese hen sein, die auf die Schwingungsmoden der geöffneten und geschlossenen Wand lerüberbrückungskupplung und/oder auf eine unterschiedliche Anzahl von der Brenn kraftmaschine betriebener Zylinder abgestimmt sind. Hierbei können beispielsweise zwei Sätze von Pendelmassen mit unterschiedlichen Massen und/oder unterschiedli chen, mittels entsprechender Ausbildung der Laufbahnen der Pendellager zwischen Pendelmassenträger und Pendelmassen vorgesehenen Pendelbahnen vorgesehen sein. Die Turbinenmasse kann bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung als zusätzliche Tilgermasse des Zwischenflanschs dienen.
Die Federeinrichtungen können jeweils aus linear ausgebildeten, über den Umfang verteilt angeordneten Schraubendruckfedern gebildet sein. Die Schraubendruckfedern können an einem Umfang jeweils einzeln verliersicher untergebracht sein. Alternativ können sogenannte Schraubendruckfederpakete vorgesehen sein, bei denen mehrere Schraubendruckfedern ineinander geschachtelt sind. Die Schraubendruckfedern eines Schraubendruckfederpakets können zur Einstellung einer mehrstufigen Kennlinie der Torsionskraft über den Verdrehwinkel des Drehschwingungsdämpfers unterschiedlich lang ausgebildet sein. In die unterschiedlichen Umfangsrichtungen bezogen auf den Zwischenflansch können unterschiedliche Schraubendruckfedern und/oder unter schiedliche Schraubendruckfederpakete angeordnet sein. Die Schraubendruckfedern können auf unterschiedlichen Durchmessern angeordnet sein. In bevorzugter Weise sind die Schraubendruckfedern der beiden Federeinrichtungen auf demselben
Durchmesser und über den Umfang abwechselnd angeordnet.
Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform des Drehschwingungsdämpfers ist der Zwischenflansch aus zwei axial beabstandeten, miteinander verbundenen Seitenteilen gebildet, welche das Eingangsteil und das Ausgangsteil zwischen sich aufnehmen.
Die beiden Seitenteile dienen dabei als Pendelmassenträger für die über den Umfang verteilt, beispielsweise in Zweier- bis Viererordnung angeordneten Pendelmassen. Die beispielsweise aus mehreren Blechteilen geschichtet ausgebildeten Pendelmassen sind axial zwischen den Seitenteilen angeordnet. Seitenteile und Pendelmassen wei sen dabei axial fluchtende Ausnehmungen mit Laufbahnen auf, auf denen eine axial die Ausnehmung übergreifende Pendelrolle abwälzt. Das Eingangsteil und das Ausgangsteil können als axial nebeneinander ausgebildete Scheibenteile ausgebildet sein. Dabei kann ein der Wandlerüberbrückungskupplung zugewandtes Seitenteil radial innen verkürzt ausgebildet sein, so dass zwischen dem Ausgangsteil der Wandlerüberbrückungskupplung und dem Eingangsteil des Dreh schwingungsdämpfers eine Verbindung wie beispielsweise eine Vernietung ausgebil det sein kann. Das Eingangsteil kann auf der Abtriebsnabe zentriert und das Aus gangsteil drehfest mit der Abtriebsnabe verbunden sein. Beispielsweise können das Ausgangsteil und die Abtriebsnabe einteilig ausgebildet sein, miteinander vernietet oder mittels einer Innen- und Außenverzahnung miteinander drehfest und axial spiel behaftet verbunden sein.
In vorteilhafter Weise können die Scheibenteile in einer Ebene angeordnete Beauf schlagungsbereiche für die Stirnseiten der Schraubendruckfedern aufweisen. Hierzu können Teile der Scheibenteile axial sich überschneidend und radial übereinander ausgebildet sein, so dass die Schraubendruckfedern jeweils bezogen auf ihren Quer schnitt jeweils axial mittig von dem Eingangsteil beziehungsweise dem Ausgangsteil beaufschlagt sind. Die in Umfangsrichtung den Beaufschlagungsbereichen des Ein gangsteils beziehungsweise des Ausgangsteils gegenüberliegenden Stirnseiten der jeweiligen Schraubendruckfedern sind durch die Seitenteile beaufschlagt. Hierzu sind in den Seitenteilen des Zwischenflanschs axial fluchtende Federfenster vorgesehen, in die die Schraubendruckfedern oder Schraubendruckfederpakte verliersicher und radial gegen Fliehkraft abgestützt eingebracht sind. Die radialen Wandungen der Fe derfenster dienen dabei als Beaufschlagungsbereiche des Zwischenflanschs.
Die Beaufschlagungsbereiche des Eingangsteils und/oder des Ausgangsteils können plan ausgebildet sein oder in das innere zumindest eines Teils der Schraubendruckfe dern eingreifende in Umfangsrichtung erweiterte Nasen aufweisen. Die Nasen können derart ausgebildet sein, dass während einer Beaufschlagung die Schraubendruckfe derenden nach radial innen gezogen und daher eine Reibung dieser radial außen un terbunden oder zumindest verringert wird.
Die Scheibenteile weisen bevorzugt bei nicht belastetem Drehschwingungsdämpfer axial mit den Federfenstern fluchtende radial außen geöffnete Ausnehmungen für die Schraubendruckfedern auf, wobei radial außen an zumindest einem Scheibenteil ein die Schraubendruckfeder in Umfangsrichtung übergreifender Vorsprung vorgesehen ist.
Um die Schraubendruckfedern vor Zerstörung, beispielsweise durch eine Blocklage dieser zu schützen, ist der Verdrehwinkel des Zwischenflanschs begrenzt. In bevor zugter Weise ist dabei der Verdrehwinkel des Zwischenflanschs zwischen dem Ein gangsteil und dem Ausgangsteil des Drehschwingungsdämpfers beispielsweise auf zumindest ± 15° begrenzt. Dabei hat sich als vorteilhaft erwiesen, die Anschlagbe grenzungen des Zwischenflanschs radial innerhalb der Federeinrichtungen vorzuse- hen. Flierdurch können die Scheibenteile des Eingangsteils und des Ausgangsteils im Wesentlichen auf den Durchmesser der Schraubendruckfedern begrenzt werden. Die Anschläge des Zwischenflanschs, beispielsweise Abstandsbolzen zwischen den bei den Seitenteilen, können weiter nach radial innen, beispielsweise in Umfangsrichtung zwischen die Schraubendruckfedern versetzt werden. Durch diese Maßnahmen kön- nen Pendelmassen des gegebenenfalls an dem Zwischenteil aufgenommenen Flieh kraftpendels bei gleichem Durchmesser des Drehschwingungsdämpfers ohne Aus sparungen für die Anschläge ausgebildet und größer dimensioniert werden, so dass diese aufgrund der vergrößerten Masse beziehungsweise eines vergrößerten Schwingwinkels eine verbesserte Drehschwingungstilgung ermöglichen. Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform des hydrodynamischen Drehmoment wandlers beziehungsweise des Drehschwingungsdämpfers kann eines der Seitentei le, bevorzugt das der Wandlerüberbrückungskupplung benachbarte Seitenteil zumin dest einer Lasche, bevorzugt zwei bis vier, bevorzugt drei über den Umfang verteilt angeordnete Laschen aufweisen, die axial ausgestellt unter Verdrehspiel in eine axial gegenüberliegende Öffnung eines Ausgangsteils der Wandlerüberbrückungskupplung eingreifen. Ein Anschlag der Lasche an den Wandungen der Öffnung in Umfangsrich tung dient dabei nach Aufbrauch des Verdrehspiels der Begrenzung des Verdrehwin kels des Zwischenflanschs gegenüber dem Eingangsteil des Drehschwingungsdämp fers. Das Ausgangsteil kann beispielsweise als Lamellenträger, insbesondere als aus gangsseitige Außenlamellenträger der Wandlerüberbrückungskupplung ausgebildet sein.
Eine Begrenzung des Verdrehwinkels zwischen dem Zwischenflansch und dem Aus gangsteil des Drehschwingungsdämpfers kann erfolgen, indem zumindest ein Seiten teil des Zwischenflanschs, insbesondere das mit dem Turbinenrad verbundene Sei tenteil mit Verdrehspiel zentriert und entlang des Verdrehspiels verdrehbar auf der Ab triebsnabe aufgenommen ist. Hierzu kann die Abtriebsnabe eine oder beispielsweise zwischen zwei und vier über den Umfang verteilte, radial erweiterte Nocken aufwei sen, die mit Verdrehspiel in am Innenumfang ausgenommenen Aussparungen des zumindest einen Seitenteils eingreifen.
Die Aufgabe wird zudem durch einen Drehschwingungsdämpfer insbesondere für ei nen hydrodynamischen Drehmomentwandler mit den zuvor aufgeführten Merkmalen mit einem Eingangsteil und einem Ausgangsteil sowie einem Zwischenflansch gelöst, wobei Eingangsteil, Zwischenflansch und Ausgangsteil mittels in Umfangsrichtung wirksamer Schraubendruckfedern seriell angeordnet sind und das Eingangsteil und das Ausgangsteil als axial benachbarte Scheibenteile ausgebildet sind, welche zwi schen zwei axial beabstandeten und miteinander verbundenen Seitenteilen des Zwi- schenflanschs angeordnet sind. Die Begrenzung des Verdrehspiels zum Schutz der Schraubendruckfedern vor einer Blocklage ist radial innerhalb der Federeinrichtung beispielsweise zwischen einem Ausgangsteil, beispielsweise einem Lamellenträger der Wandlerüberbrückungskupplung und einem Seitenteil des Zwischenflanschs oder zwischen der Abtriebsnabe und einem Seitenteil des Zwischenflanschs vorgesehen. Die Erfindung wird anhand des in den Figuren 1 bis 5 dargestellten Ausführungsbei spiels näher erläutert. Diese zeigen:
Figur 1 den oberen Teil eines um eine Drehachse verdrehbar angeordneten
Drehschwingungsdämpfers im Schnitt,
Figur 2 eine Teilansicht des Drehschwingungsdämpfers der Figur 1 ,
Figur 3 ein Detail des Drehschwingungsdämpfers der Figuren 1 und 2 im Be reich der Abtriebsnabe,
Figur 4 ein Detail des Drehschwingungsdämpfers der Figuren 1 und 2 im Be reich des Lamellenträgers
und
Figur 5 ein Detail des Drehschwingungsdämpfers der Figuren 1 und 2 im Be reich des Anschlags zwischen Eingangsteil und Zwischenflansch.
Die Figur 1 zeigt den oberen Teil des um die Drehachse d verdrehbaren Drehschwin gungsdämpfers 1 eines nicht näher dargestellten hydrodynamischen Drehmoment wandlers im Schnitt. Das Eingangsteil 2 ist mit dem ausgangsseitigen Lamellenträger 3 einer zwischen einem Gehäuse des hydrodynamischen Drehmomentwandlers und dessen Abtriebsnabe 4 angeordneten Wandlerüberbrückungskupplung mittels der über den Umfang verteilt angeordneten Niete 5 verbunden. Das Eingangsteil 2 und der Lamellenträger 3 sind auf der Abtriebsnabe 4 verdrehbar zentriert aufgenommen. Das Ausgangsteil 6 ist mit der Abtriebsnabe 4 drehfest verbunden, beispielsweise verschweißt. Eingangsteil 2 und Ausgangsteil 6 sind als parallel zueinander angeord nete Scheibenteile 7, 8 ausgebildet. Das Scheibenteil 7 ist mittels des Ringbords 9 der Abtriebsnabe 4 axial fest und verdrehbar aufgenommen und auf der Abtriebsnabe 4 zentriert. Das Scheibenteil 8 ist an dem Ringbord 9 drehfest auf der Abtriebsnabe 4 aufgenommen, beispielsweise mit dieser verschweißt.
Der Zwischenflansch 10 ist aus den beiden axial beabstandeten und mittels der Ab standsbolzen 11 miteinander verbundenen Seitenteile 12, 13 gebildet. Die Scheiben teile 7, 8 sind dabei axial zwischen den Seitenteilen 12, 13 des Zwischenflanschs 10 aufgenommen. Das der Wandlerüberbrückungskupplung zugewandte Seitenteil 12 ist radial innen ausgespart, um die Anbindung des Lamellenträgers 3 an das Eingangsteil 2 zu ermöglichen. Aus dem Seitenteil 12 ausgestellte Laschen 14 greifen axial mit Verdrehspiel in die axial gegenüberliegenden Öffnungen 15 und begrenzen damit den Verdrehwinkel zwischen dem Zwischenflansch 10 und dem Eingangsteil 2.
Die Seitenteile 12, 13 bilden den Pendelmassenträger des an dem Zwischenflansch 10 aufgenommenen Fliehkraftpendels 37 und nehmen zwischen sich über den Um fang verteilt die aus beispielsweise vernieteten Blechscheiben gebildeten Pendelmas sen 16 zwischen sich auf. Die Pendelmassen 16 sind mittels nicht dargestellter Pen dellager an dem Pendelmassenträger im Fliehkraftfeld des um die Drehachse d dre henden Drehschwingungsdämpfers 1 entlang einer vorgegebenen Pendelbahn pen delfähig aufgehängt. Die Abstandsbolzen 11 weisen Anschlagpuffer 17 zur Begren zung des Schwingwinkels der Pendelmassen 16 auf.
Zwischen dem Eingangsteil 2, dem Zwischenflansch 10 und dem Ausgangsteil 6 sind jeweils Federeinrichtungen 18, 19 wirksam. Die Federeinrichtungen 18, 19 sind in Se- rie angeordnet, das heißt, bei einer Verdrehung des Eingangsteils 2 gegenüber dem Ausgangsteil 6 um die Drehachse d abhängig von der Richtung des anliegenden Drehmoments werden die zwischen dem Eingangsteil 2 und dem Zwischenflansch 10 und die zwischen dem Zwischenflansch 10 und dem Ausgangsteil 6 wirksam ange ordneten Federeinrichtungen 18, 19 seriell belastet.
Die Federeinrichtungen 18, 19 sind aus linearen Schraubendruckfedern 20, 21 gebil det, die über den Umfang verteilt auf im Wesentlichen demselben Durchmesser ange ordnet sind.
Die insbesondere aus Kunststoff hergestellte und drehfest in das Seitenteil 13 einge hängte Anlaufscheibe 22 begrenzt das Axialspiel des Zwischenflanschs 10. Der Zwi schenflansch 10 ist mittels des Seitenteils 13 auf der Abtriebsnabe 4 mit Verdrehspiel begrenzt verdrehbar aufgenommen und zentriert. Flierzu sind an der Abtriebsnabe 4 über den Umfang verteilt radial erweiterte Nocken 23 vorgesehen, die in über den Um fang am Innenumfang des Seitenteils 13 vorgesehene Ausnehmungen 24 mit Ver drehspiel eingreifen und den Verdrehwinkel des Zwischenflanschs 10 gegenüber dem Ausgangsteil 6 des Drehschwingungsdämpfers begrenzen.
Durch die Anschläge 25, 26 zur Begrenzung des Verdrehwinkels mittels der Laschen 14 und der Öffnungen 15 eingangsseitig sowie den Nocken 23 und Ausnehmungen 24 wird der Verdrehwinkel des Zwischenflanschs 10 gegenüber dem Eingangsteil 2 be ziehungsweise dem Ausgangsteil 6 beispielsweise auf ± 15° derart begrenzt, dass ei ne Blocklage der Schraubendruckfedern 20, 21 vermieden wird und damit eine dadurch bedingte Schädigung dieser ausgeschlossen ist.
Die Anschläge 25, 26 zur Verdrehwinkelbegrenzung des Zwischenflanschs 10 sind radial innerhalb der Federeinrichtungen 18, 19 vorgesehen, so dass der Bauraum au ßerhalb der Federeinrichtungen 18, 19 für die Dimensionierung der Pendelmassen 16 freigehalten werden kann und diese mit vergrößerter Masse und/oder vergrößertem Schwingwinkel gegenüber radial außerhalb der Federeinrichtungen 18, 19 angeordne ten Anschlägen zur Begrenzung des Verdrehwinkels des Zwischenflanschs 10 vorge sehen sein können.
Die eingangsseitige und ausgangsseitige Beaufschlagung der Schraubendruckfedern 20, 21 erfolgt mittels der radial erweiterten Beaufschlagungsbereiche 27, 28 jeweils mittig am Querschnitt der Stirnseiten der Schraubendruckfedern, wobei sich die Be aufschlagungsbereiche 27, 28 der Scheibenteile 7, 8 in Beaufschlagungsrichtung an den Scheibenteilen 7, 8 jeweils überschneiden. An den Beaufschlagungsbereichen 28 ist die in Beaufschlagungsrichtung erweiterte, in den Innenraum der Schraubendruck federn 20, 21 eingreifende Nase 29 vorgesehen, um die Stirnseiten der Schrauben druckfedern 20, 21 radial niederzuhalten. Gegen radiales Ausweichen der Schrau bendruckfedern insbesondere an ihren Endwindungen weist das Scheibenteil 7 in Um fangsrichtung erweiterte die Schraubendruckfedern 20, 21 radial teilweise übergrei- fende Vorsprünge 30 auf.
Die Figur 2 zeigt den Drehschwingungsdämpfer 1 der Figur 1 in Teilansicht bei abge nommenem vorderem Seitenteil mit den in den Federfenstern 31 , 32 über den Um fang abwechselnd untergebrachten Schraubendruckfedern 20, 21 der Federeinrich tungen 18, 19. Die in beide Drehrichtungen des Zwischenflanschs 10 vorgesehene Beaufschlagung der Schraubendruckfedern 20, 21 erfolgt mittels der radialen Wan dungen 33, 34 der Federfenster 31 , 32. Die radiale Abstützung der Schraubendruck federn 20, 21 erfolgt eingangsseitig radial außen mittels der Vorsprünge 30 des Scheibenteils 7 und ausgangsseitig radial innen mittels der Nasen 29 des Scheiben- teils 8. Unmittelbar radial außerhalb der Schraubendruckfedern 20, 21 sind die Pendelmas sen 16 des Fliehkraftpendels 37 mittels der Pendellager 35 an den Seitenteilen 12 (Figur 1 ), 13 im Fliehkraftfeld des um die Drehachse d drehenden Drehschwingungs dämpfers 1 entlang einer mittels der Pendellager 35 vorgegebenen Pendelbahn pen delfähig aufgehängt. Infolge der Anschläge 25, 26 (Figur 1 ) radial innerhalb der Fe dereinrichtungen 18, 19 kann der Bauraum radial außerhalb der Federeinrichtungen 18, 19 ausschließlich für die Pendelmassen 16 und deren Schwingwinkelbedarf ge nutzt werden. Ausnehmungen 36 sind lediglich für die Abstandsbolzen 11 vorgese hen. Ein Teil der Abstandsbolzen 11 , hier zur Begrenzung der Umfangsbewegung der Pendelmassen 16, weisen Anschlagpuffer 17 auf.
Die Figur 3 zeigt ein Detail des Drehschwingungsdämpfers 1 im Bereich der Ab triebsnabe 4 mit dem Anschlag 26 zur Begrenzung des Verdrehwinkels zwischen dem Zwischenflansch 10 und dem Ausgangsteil 6 (Figur 1 ). Die mit dem Ausgangsteil fest verbundene wie verschweißte Abtriebsnabe 4 weist über den Umfang verteilt hier drei radial erweiterte Nocken 23 auf, die sich mit Verdrehspiel in die am Innenumfang des Seitenteils 13 des Zwischenflanschs 10 vorgesehene Ausnehmungen 24 erstrecken. Das sich dabei zwischen Nocken 23 und Ausnehmungen 24 ergebende Verdrehspiel ermöglicht einen Verdrehwinkel des Zwischenflanschs gegenüber der Abtriebsnabe 4 und damit dem Ausgangsteil 6 (Figur 1 ) im Rahmen des Arbeitsbereichs der Schrau bendruckfedern 20, 21 (Figur 1 ) mit einer Begrenzung vor Erreichung deren Blockla ge.
Die Figur 4 zeigt ein Detail des Drehschwingungsdämpfers 1 im Bereich des An schlags 25 zwischen dem Lamellenträger 3 und dem Seitenteil 12 des Zwischen flanschs 10. Aufgrund der Vernietung des Scheibenteils 7 des Eingangsteils 2 mit dem Lamellenträger 3 mittels der Niete 5 ist der Anschlag 25 zwischen dem Eingangsteil 2 und dem Zwischenflansch 10 wirksam und begrenzt das Verdrehspiel eingangsseitig vor Erreichen einer Blocklage der Schraubendruckfedern 20, 21. Hierzu sind aus dem Seitenteil 12 des Zwischenflanschs 10 über den Umfang verteilt Laschen 14 axial ausgestellt, welche mit Verdrehspiel in die Öffnungen 15 des Lamellenträgers 3 ein- greifen.
Die Figur 5 zeigt ein Detail des Drehschwingungsdämpfers 1 aus dem Blickwinkel des Lamellenträgers 3 mit der in die Öffnung 15 des Lamellenträgers 3 mit Verdrehspiel eingreifenden Lasche 14 des Seitenteils 12 (Figur 1 ).
Bezugszeichenliste Drehschwingungsdämpfer
Eingangsteil
Lamellenträger
Abtriebsnabe
Niet
Ausgangsteil
Scheibenteil
Scheibenteil
Ringbord
Zwischenflansch
Abstandsbolzen
Seitenteil
Seitenteil
Lasche
Öffnung
Pendelmasse
Anschlagpuffer
Federeinrichtung
Federeinrichtung
Schraubendruckfeder
Schraubendruckfeder
Anlaufscheibe
Nocken
Ausnehmung
Anschlag
Anschlag
Beaufschlagungsbereich
Beaufschlagungsbereich
Nase
Vorsprung
Federfenster 32 Federfenster
33 Wandung
34 Wandung
35 Pendellager
36 Ausnehmung
37 Fliehkraftpendel d Drehachse

Claims

Patentansprüche
1. Hydrodynamischer Drehmomentwandler mit einem antriebsseitig verbundenen Pumpenrad und einem von diesem angetriebenen Turbinenrad, wobei zwi schen einem Gehäuse des hydrodynamischen Drehmomentwandlers und einer Abtriebsnabe (4) ein Drehschwingungsdämpfer (1 ) mit einem mit dem Gehäuse mittels einer Wandlerüberbrückungskupplung verbindbaren Eingangsteil (2) und ein mit der Abtriebsnabe (4) verbundenen Ausgangsteil (6) vorgesehen ist, wobei zwischen dem Eingangsteil (2) und dem Ausgangsteil (6) ein entgegen jeweils einer in Umfangsrichtung wirksamen Federeinrichtung (18, 19) ange ordneter Zwischenflansch (10) vorgesehen ist, dadurch gekennzeichnet, dass ein Verdrehwinkel des Zwischenflanschs (10) entgegen der Wirkung der Fe dereinrichtungen (18, 19) radial innerhalb der Federeinrichtungen (18, 19) be grenzt ist.
2. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 1 , dadurch ge
kennzeichnet, dass die Federeinrichtungen (18, 19) jeweils aus linear ausgebil deten, über den Umfang verteilt angeordneten Schraubendruckfedern (20, 21 ) gebildet sind.
3. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 2, dadurch ge
kennzeichnet, dass die Schraubendruckfedern (20, 21 ) der beiden Fe dereinrichtungen (18, 19) über den Umfang abwechselnd angeordnet sind.
4. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Zwischenflansch (10) aus zwei axial beab- standeten, miteinander verbundenen Seitenteilen (12, 13) gebildet ist, welche das Eingangsteil (2) und das Ausgangsteil (6) zwischen sich aufnehmen.
5. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 4, dadurch gekenn zeichnet, dass das Eingangsteil (2) auf der Abtriebsnabe (4) zentriert und das Ausgangsteil (6) drehfest mit der Abtriebsnabe (4) verbunden ist.
6. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 5, dadurch ge
kennzeichnet, dass eines der Scheibenteile (7) mittels zumindest einer axial ausgestellten Lasche (14) unter Verdrehspiel in eine axial gegenüberliegende Öffnung (15) eines Ausgangsteils der Wandlerüberbrückungskupplung eingreift.
7. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 6, dadurch ge
kennzeichnet, dass das Ausgangsteil als Lamellenträger (3) der Wandlerüber- brückungskupplung ausgebildet ist.
8. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 5 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein Seitenteil (13) des Zwischen- flanschs (10) mit Verdrehspiel zentriert und entlang des Verdrehspiels verdreh bar auf der Abtriebsnabe (4) aufgenommen ist.
9. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 8, dadurch gekenn zeichnet, dass die Abtriebsnabe (4) über den Umfang verteilt radial erweiterte Nocken (23) aufweist, die mit Verdrehspiel in am Innenumfang ausgenommene Ausnehmungen (24) des zumindest einen Seitenteils (13) eingreifen.
10. Drehschwingungsdämpfer (1 ) insbesondere für einen hydrodynamischen
Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 1 bis 9 mit einem Eingangsteil
(2) und einem Ausgangsteil (6) sowie einem Zwischenflansch (10), wobei Ein gangsteil (2), Zwischenflansch (10) und Ausgangsteil (6) mittels in Umfangs richtung wirksamer Federeinrichtungen (18, 19) seriell angeordnet sind, wobei das Eingangsteil (2) und das Ausgangsteil (6) als axial benachbarte Scheiben- teile (7, 8) ausgebildet sind, welche zwischen zwei axial beabstandeten und miteinander verbundenen Seitenteilen (12, 13) des Zwischenflanschs (10) an geordnet sind, dadurch gekennzeichnet, dass ein Verdrehwinkel des Zwischen flanschs (10) entgegen der Wirkung der Federeinrichtungen (18, 19) radial in nerhalb der Federeinrichtungen (18, 19) begrenzt ist.
EP20708411.2A 2019-04-05 2020-02-03 Hydrodynamischer drehmomentwandler und drehschwingungsdämpfer für diesen Withdrawn EP3948022A1 (de)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102019109014.8A DE102019109014A1 (de) 2019-04-05 2019-04-05 Hydrodynamischer Drehmomentwandler und Drehschwingungsdämpfer für diesen
PCT/DE2020/100065 WO2020200349A1 (de) 2019-04-05 2020-02-03 Hydrodynamischer drehmomentwandler und drehschwingungsdämpfer für diesen

Publications (1)

Publication Number Publication Date
EP3948022A1 true EP3948022A1 (de) 2022-02-09

Family

ID=69740067

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP20708411.2A Withdrawn EP3948022A1 (de) 2019-04-05 2020-02-03 Hydrodynamischer drehmomentwandler und drehschwingungsdämpfer für diesen

Country Status (5)

Country Link
US (1) US11773952B2 (de)
EP (1) EP3948022A1 (de)
CN (1) CN113412383A (de)
DE (1) DE102019109014A1 (de)
WO (1) WO2020200349A1 (de)

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102020107699A1 (de) 2020-03-20 2021-09-23 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Drehmomentübertragungseinrichtung
DE102021127456A1 (de) 2021-10-22 2023-04-27 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Drehmomentübertragungseinrichtung
FR3131608A1 (fr) * 2021-12-31 2023-07-07 Valeo Embrayages Dispositif d’amortissement de torsion

Family Cites Families (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19724973C1 (de) * 1997-06-13 1998-10-15 Daimler Benz Ag Anordnung einer 2-Wege-Torsionsdämpfereinheit und einer Kupplung in einem hydrodynamischen Drehmomentwandler
US6142272A (en) 1997-08-26 2000-11-07 Luk Getriebe-Systeme Gmbh Hydrodynamic torque converter
US6244401B1 (en) * 1998-05-06 2001-06-12 Luk Getriebe-Systeme Gmbh Force transmitting apparatus
JP4797176B2 (ja) 2001-06-12 2011-10-19 シェフラー テクノロジーズ ゲゼルシャフト ミット ベシュレンクテル ハフツング ウント コンパニー コマンディートゲゼルシャフト トルク伝達装置
DE10350935B4 (de) * 2002-11-16 2019-02-21 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Drehmomentwandler
DE10362352B3 (de) * 2003-04-05 2018-04-19 Zf Friedrichshafen Ag Torsionsschwingungsdämpfer
DE102005008660B4 (de) 2004-03-11 2019-12-12 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Drehmomentwandler
USRE48872E1 (en) * 2008-07-04 2022-01-04 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Hydrodynamic torque converter
DE102008042466A1 (de) 2008-09-30 2010-04-01 Zf Friedrichshafen Ag Nasslaufende Anfahrkupplung
DE102010014674B4 (de) * 2009-04-27 2019-07-04 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Hydrodynamischer Drehmomentwandler
DE102011010343A1 (de) * 2010-02-16 2011-08-18 Schaeffler Technologies GmbH & Co. KG, 91074 Hydrodynamischer Drehmomentwandler
DE102011101156A1 (de) * 2010-05-18 2011-11-24 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Einreihiger Seriendämpfer mit Antriebsflansch
JP5326008B2 (ja) * 2012-02-07 2013-10-30 株式会社エクセディ ダイナミックダンパ装置及び流体式動力伝達装置のロックアップ装置
DE112013003403A5 (de) * 2012-07-06 2015-04-02 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Torsionsschwingungsdämpfer sowie Anordnung und Verfahren zum Dämpfen eines Antriebsstrangs eines Kraftfahrzeugs
FR3009049B1 (fr) 2013-07-29 2016-01-22 Valeo Embrayages Disque d'embrayage pour embrayage a friction
JP6637802B2 (ja) * 2016-03-18 2020-01-29 株式会社エクセディ 振動低減装置

Also Published As

Publication number Publication date
US11773952B2 (en) 2023-10-03
DE102019109014A1 (de) 2020-10-08
CN113412383A (zh) 2021-09-17
WO2020200349A1 (de) 2020-10-08
US20220170539A1 (en) 2022-06-02

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP3948022A1 (de) Hydrodynamischer drehmomentwandler und drehschwingungsdämpfer für diesen
EP2836737B1 (de) Drehschwingungsdämpfungsanordnung
DE112011100628B4 (de) Startgerät
EP2702296B1 (de) Drehmomentübertragungsanordnung
WO2010066665A2 (de) Hydrodynamische kopplungsanordnung, insbesondere drehmomentwandler
DE202010018604U1 (de) Hydrodynamischer Drehmomentwandler
DE102010025582A1 (de) Drehmomentübertragungseinrichtung
DE112011101021T5 (de) Fliehkraftpendelschwingungsdämpfungsgerät
DE102011015637B4 (de) Torsionsschwingungsdämpfer
EP2706262A2 (de) Drehmomentübertragungseinrichtung
WO2010037661A1 (de) Nasslaufende anfahrkupplung
WO2017190725A1 (de) Drehschwingungsdämpfer
DE102020102834A1 (de) Drehschwingungsdämpfer
EP2748485B1 (de) Drehmomentübertragungseinrichtung
WO2015090308A1 (de) Drehschwingungsdämpfer mit fliehkraftpendel
DE102011104415A1 (de) Schwingungsdämpfungseinrichtung
EP2706263B1 (de) Drehmomentübertragungseinrichtung
DE102019113900A1 (de) Drehschwingungsdämpfer
EP2092213B1 (de) Torsionsschwingungsdämpferanordnung
DE102011011922A1 (de) Kraftübertragungsflansch für eine Drehmomentübertragungseinrichtung bzw. eine Dämpfereinrichtung, sowie Drehmomentübertragungseinrichtung bzw. Dämpfereinrichtung
DE102019109020B4 (de) Drehschwingungsdämpfer und Hydrodynamischer Drehmomentwandler mit diesem
WO2020052710A1 (de) Drehschwingungsdämpfer
EP3948014A1 (de) Hydrodynamischer drehmomentwandler und drehschwingungsdämpfer für diesen
DE102019129315A1 (de) Drehschwingungsdämpfer
EP2912338B1 (de) Drehschwingungsdämpfer

Legal Events

Date Code Title Description
STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: UNKNOWN

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: THE INTERNATIONAL PUBLICATION HAS BEEN MADE

PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: REQUEST FOR EXAMINATION WAS MADE

17P Request for examination filed

Effective date: 20211105

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AL AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HR HU IE IS IT LI LT LU LV MC MK MT NL NO PL PT RO RS SE SI SK SM TR

DAV Request for validation of the european patent (deleted)
DAX Request for extension of the european patent (deleted)
P01 Opt-out of the competence of the unified patent court (upc) registered

Effective date: 20230522

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: EXAMINATION IS IN PROGRESS

17Q First examination report despatched

Effective date: 20230718

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: THE APPLICATION HAS BEEN WITHDRAWN

18W Application withdrawn

Effective date: 20231116