SE509739C2

SE509739C2 - Hydrodynamic torque converter

Info

Publication number: SE509739C2
Application number: SE9500134A
Authority: SE
Inventors: Ernst Walth; Georg Weidner
Original assignee: Luk Getriebe Systeme Gmbh
Priority date: 1994-01-21
Filing date: 1995-01-17
Publication date: 1999-03-01
Also published as: DE19500814A1; SE9500134L; JPH07208577A; CN1111329A; KR100408334B1; FR2715448A1; CN1077968C; DE19500814B4; GB2285851B; SE9500134D0; FR2715448B1; GB9501113D0; KR950033157A; GB2285851A

Abstract

A friction ring for use in a wet-type clutch, more particularly for a bridging clutch 15, Fig. 1, of a hydrodynamic torque converter 3 has a friction face 21 with an outer circumference and an inner circumference. Grooves such as 24, 26, Fig. 2, are provided in the surface of the friction face 21 for cooling. These grooves ensure a connection between the outer circumference and inner circumference. The grooves form over part of their extended length at least one throttle point 30 which determines the volume of cooling fluid which can flow through the grooves. <IMAGE>

Description

15 20 25 30 509 739 2 på så sätt, att det i området av detta förekommer en turbulent strömning. Spårområdena, som befinner sig utanför ett sådant strypställe, ska vad avser bredden och djupet vara utformade på så sätt, att det där uppträder en åtminstone huvudsakligen laminär strömming. 15 20 25 30 509 739 2 in such a way that there is a turbulent flow in the area thereof. The groove areas, which are located outside such a throttling point, must, with regard to the width and depth, be designed in such a way that an at least substantially laminar flow occurs there.

Genom utformningen och arrangemangen av kylspåren eller kylkanalema enligt uppfinningen kan en direkt kylning av de i ingrepp befintliga friktionsytoma, speciellt vid varaktig sliming, uppnås. Genom strypningen enligt uppfinningen av volymströmmen av kylvätska i beroende av differenstrycket mellan de båda på båda sidor av en kolv anordnade kamrama hos en omvandlaröverbryggningskoppling kan en optimal kylning uppnås över hela driftsområdet för den motsvarande hydrodynamiska vridmomentomvandlaren. Utformningen enligt uppfinningen har speciellt den fördelen, att i området av strypställena förekommer på grund av den där rådande turbulenta strömningen ett förhållandevis högt tryckfall, medan däremot ide övriga spårpartierria strömningsförlusterna på grund av det rådande förhållande- vis stora genomströmningsträvsnittet är mycket små. Vid den inledningsvis nämnda teknikens ståndpunkt är spåren utformade på så sätt, att det i dessa förekommer en huvudsakligen laminär strypning över hela längden. Vid en sådan strypnig ökar volymströmmen linjärt med trycket resp. linjärt med tryckdifferensen mellan de båda karrirama i överbryggnings- kopplingen. Vid turbulent stiypning enligt föreliggande uppfinning ökar volymströmmen enligt en rotfunktion i beroende av det rådande trycket eller den rådande tryckdifferensen. Det betyder således att en turbulent strypning är gynnsammare, då praktiskt taget över hela tryckområdet, som uppträder vid en hydrodynamisk vridmomentomvandlare, förekommer under det maximalt tillåtna trycket en större volymström.By the design and arrangement of the cooling grooves or cooling channels according to the invention, a direct cooling of the friction surfaces present in engagement, especially with permanent slimming, can be achieved. By the throttling according to the invention of the volume flow of coolant in dependence on the differential pressure between the two chambers arranged on both sides of a piston of a transducer bridging coupling, an optimal cooling can be achieved over the entire operating range of the corresponding hydrodynamic torque converter. The design according to the invention has in particular the advantage that in the area of the throttling points there is a relatively high pressure drop due to the prevailing turbulent flow, while on the other hand in the other track sectional flow losses due to the prevailing relatively large flow cross-section are very small. In the state of the art mentioned in the introduction, the grooves are designed in such a way that there is a substantially laminar throttle over the entire length. In such a throttling, the volume flow increases linearly with the pressure resp. linear with the pressure difference between the two curries in the bridging coupling. In turbulent casting according to the present invention, the volume flow according to a root function increases depending on the prevailing pressure or the prevailing pressure difference. This means that a turbulent throttling is more favorable, as practically over the entire pressure range, which occurs with a hydrodynamic torque converter, a larger volume flow occurs below the maximum permissible pressure.

Genom användningen enligt uppfinningen av strypställen med en förhållandevis liten längd i förhållande till totallängden på ett spår kan vidare inflytandet av framställnings- toleranser för beläggspåren (bredd och djup) liksom inﬂytandet av framställriingstoleranser och driftsberoende deforrnationer av kolven och motfriktionsytan på beläggspårens strörnningsmotstånd hållas låg eller minimeras. Då oljeviskositeten avtar med ökande temperatur kan genom strypställena enligt uppfinningen vidare uppnås, att med ökande temperatur på kyloljan uppnås en större volymström och därmed en bättre kylning.Furthermore, by the use according to the invention of throttling points with a relatively small length in relation to the total length of a groove, the influence of production tolerances for the coating grooves (width and depth) as well as the introduction of production tolerances and operation-dependent deforneys of the piston and counter-friction surface. . As the oil viscosity decreases with increasing temperature, it can further be achieved through the throttling points according to the invention that with increasing temperature of the cooling oil a greater volume flow is achieved and thus a better cooling.

Ströniriingsmotståndet i strypställena eller beläggspåren avtar således i förhållande till oljan med tilltagande temperatur. Denna i sig positiva effekt måste emellertid begränsas genom motsvarande utformning av strypställena till den önskade storleken på oljevolymen, då vid alltför stort tryckﬂöde trycket i stängningskammaren hos överbryggningskopplingen inte längre kan bibehållas.The scattering resistance in the throttling points or coating grooves thus decreases in relation to the oil with increasing temperature. However, this positive effect in itself must be limited by the corresponding design of the throttle points to the desired size of the oil volume, since at excessive pressure the pressure in the closing chamber of the bridging coupling can no longer be maintained.

Speciellt fördelaktigt kan det vara om strypningen av kylmedlet sker i strypflänsar, 10 15 20 25 30 "509 759 3 dvs. korta kanaldelar med skarpkantigt strömningsinlopp och/eller strömningsutlopp.It can be particularly advantageous if the throttling of the coolant takes place in throttling flanges, ie short duct parts with sharp-edged flow inlet and / or flow outlet.

Därigenom kan en problemfri turbulent strömning garanteras, varigenom strömningsmot- ståndet bara är linjärt beroende av bredden och djupet på strypﬂänsen eller strypstället. Vid långa kanaler med huvudsakligen laminär strömning, såsom detta exempelvis är fallet vid den anförda teknikens ståndpunkt, är strömningsmotståndet beroende i fjärde potensen av den hydrauliska radien eller diametern. Det betyder att toleranserna för spår-måtten mycket kraftigt påverkar strömningsmotståndet.Thereby, a trouble-free turbulent flow can be guaranteed, whereby the flow resistance is only linearly dependent on the width and depth of the throttle end or throttle point. In the case of long channels with substantially laminar flow, as is the case, for example, with the state of the art, the flow resistance is dependent on the fourth power of the hydraulic radius or diameter. This means that the tolerances for the track dimensions very strongly affect the flow resistance.

Spåren eller kanalerna kan vara införda i friktionsytan hos friktionsringen eller friktionsbelägget på så sätt, att friktionsytan radiellt utåt bildar ett praktiskt taget genomgå- ende ringområde, som bara avbrytes av strypkanalema, som förlöper radiellt eller snett.The grooves or channels can be inserted into the friction surface of the friction ring or the friction lining in such a way that the friction surface radially outwards forms a practically continuous ring area, which is only interrupted by the throttle channels, which run radially or obliquely.

Radiellt innanför ringpartiet är spårpartier eller kanalpartier med i förhållande till en strypkanals tvärsnitt avsevärt större tvärsnitt anordnade, så att idessa partier i jämförelse med det i strypkanalerna rådande strömningsmotståndet enbart ett mycket lågt strömningsmotstånd förekommer. Huvuddelen av totalströmningsmotståndet i kylspåren är således rådande i området av strypställena eller strypkanalema.Radially inside the ring portion, groove portions or channel portions with considerably larger cross-sections in relation to a cross-section of a choke channel are arranged, so that these portions in comparison with the flow resistance prevailing in the choke channels only a very low flow resistance occurs. The main part of the total flow resistance in the cooling grooves is thus prevailing in the area of the throttling points or the throttling channels.

Strypställena är lämpligtvis anordnade vid ytterdiametern av överbryggnings- kopplingen eller friktionsringen, då därigenom anpressningskraften eller stängningskraften för överbryggningskopplingen kan ökas. Detta kan tillbakaledas till att över den största delen av den radiella utsträckningen av de i ingrepp stående friktionsytorna råder ett till en väsentligt lägre trycknivå strypt tryck, varigenom stängningsltmften kan ökas i motsvarande grad.The throttling points are suitably arranged at the outer diameter of the bridging coupling or the friction ring, as this can thereby increase the pressing force or closing force of the bridging coupling. This can be traced back to the fact that over the largest part of the radial extent of the engaged friction surfaces there is a pressure throttled to a substantially lower pressure level, whereby the closing temperature can be increased correspondingly.

Vidare är det särskilt fördelaktigt om strypställena är anordnade på så sätt, att dessa alltid ligger i ett bärande område av friktionsytan, så att strypningen inte kan passeras genom spalt mellan beläggytan och utanpå motfriktionsytan. För detta hänvisas till ﬁg. 7 och 8.Furthermore, it is particularly advantageous if the throttling points are arranged in such a way that these always lie in a bearing area of the friction surface, so that the throttling cannot be passed through a gap between the coating surface and the outside of the counter-friction surface. For this, refer to ﬁ g. 7 and 8.

Såvida de övriga beläggpartierna, i vilka kanalavsnittet är försett med förhållandevis stort tvärsnitt, inte helt anligger mot motytan och därmed överströmmas sänks totalströmningsmot- ståndet till ett mått, som inte påverkar funktionen, då det här anordnade kanalavsnittet enbart övertar en mycket liten andel av totalstrypningen. Företrädesvis är kyloljespåren eller kanalerna utformade förhållandevis djupa, varigenom inflytandet av frarnställningstoleranser och sättningen av belägget på strömningsmotståndet minimeras. Kanalstymingen ska ske på sätt att inga döda områden förekommer, som inte kan genornströrnrnas. De i friktionsytan eller i friktionsbelägget anordnade spåren kan vara präglade eller genomstansade.Unless the other coating portions, in which the duct section is provided with a relatively large cross-section, do not completely abut the counter surface and are thus flooded, the total flow resistance is reduced to a measure which does not affect the function, as the duct section here only takes over a very small proportion of the total choke. Preferably, the cooling oil grooves or channels are formed relatively deep, thereby minimizing the influence of manufacturing tolerances and the deposition of the coating on the flow resistor. The channel control must take place in such a way that there are no dead areas that cannot be re-routed. The grooves arranged in the friction surface or in the friction lining can be embossed or punched through.

Längden på ett strypställe kan på fördelaktigt sätt ligga mellan 2 och 8 mm, lämpligare i storleksordningen mellan 3 och 5 mm.The length of a throttle point can advantageously be between 2 and 8 mm, more preferably in the order of between 3 and 5 mm.

Tvärsnittsförhållandet mellan de lângsträckta partiema av spåren med större tvärsnitt 10 15 20 25 30 5 0 9 7 'á 9 4 och ett strypställe kan ligga i storleksordningen mellan 3 till 1 och 8 till 1, företrädesvis i storleksordningen mellan 4 till 1 och 6 till 1. Det är emellertid även beroende på använd- ningsfall möjligt med större och mindre förhållanden.The cross-sectional relationship between the elongate portions of the grooves with larger cross-sections and a throttling point may be in the order of 3 to 1 and 8 to 1, preferably in the order of 4 to 1 and 6 to 1. However, depending on the case of use, it is also possible with larger and smaller conditions.

Ytterligare lämpliga utfornmingsmöj ligheter av uppfinningen framgår av underkraven liksom av den följande figurbeskrivningen.Further suitable embodiments of the invention appear from the subclaims as well as from the following description of the figures.

Med hjälp av fig. 1 till 11 ska uppfinningen förklaras närmare. Där visar fig. 1 ett snitt genom en anordning med en vátkoppling, som uppvisar en friktionsring enligt uppfinningen, fig. 2 en delvy av ett enligt uppfinningen utformat friktionsbelägg, fig. 3 ett i större skala âtergivet snitt längs linjen III i fig. 2, fig. 4 ett snitt längs linjen IV i fig. 2, fig. 5 den genom anordníngen enligt uppfinningen av ett strypställe enligt uppfinningen i området av friktionsytan eller i spåren uppnåbara tryckfördelningen i radiell riktning, fig. 6 ett diagram, med vars hjälp verkan av den förbättrade spårutfonnningen förklaras, fig. 7 och 8 en anordningsvariant för ett friktionsbelägg, och fig. 9 till 11 ytterligare utforrririingsmöjlig- heter av kylkanaler eller kylspår.With the aid of Figs. 1 to 11, the invention will be explained in more detail. Fig. 1 shows a section through a device with a wet coupling, which has a friction ring according to the invention, Fig. 2 a partial view of a friction coating formed according to the invention, Fig. 3 a section shown on a larger scale along the line III in Fig. 2, Fig. 4 is a section along the line IV in Fig. 2, Fig. 5 is a pressure distribution in the radial direction achievable by the device according to the invention according to the invention according to the invention in the region of the friction surface or in the grooves, Fig. 6 is a diagram, by means of which the improved groove design is explained, Figs. 7 and 8 show a device variant for a friction lining, and Figs. 9 to 11 show further possibilities of cooling channels or cooling grooves.

Den i fig. 1 visade anordníngen _l har ett hus 2, som upptar en hydrodynamisk vridmomentomvandlare 3. Huset 2 är förbindbart med en drivande axel, som kan vara bildad genom den drivna axeln på en förbränningsmotor, såsom t.ex. vevaxeln. Den vridfasta förbindningen mellan den drivande axeln och huset 2 kan ske via en drivplåt, som radiellt invändigt är vridfast förbindbar med den drivande axeln och radiellt utvändigt med huset 2.The device 1 shown in Fig. 1 has a housing 2 which receives a hydrodynamic torque converter 3. The housing 2 is connectable to a driving shaft, which may be formed by the driven shaft of an internal combustion engine, such as e.g. crankshaft. The torsionally fixed connection between the driving shaft and the housing 2 can take place via a drive plate, which is radially internally connectable to the driving shaft and radially externally to the housing 2.

En sådan drivplåt är exempelvis känd genom JP-PS 58-30532.Such a drive plate is known, for example, from JP-PS 58-30532.

Huset 2 är bildat genom en intill den drivande axeln eller förbränningsmotom liggande husskàl 4 liksom en på denna fastsatt ytterligare husskål 5. De båda husskålarria 4 och 5 är radiellt utvändigt genom en svetsförbindning 6 fast tätande förbundna med varandra.The housing 2 is formed by a housing shell 4 lying next to the driving shaft or the internal combustion engine as well as an additional housing bowl 5 attached thereto. The two housing housing rings 4 and 5 are radially externally connected to each other by a welded connection 6.

Vid det visade utföringsexemplet utnyttjas för bildandet av den yttre manteln på pumphjulet 7 husskålen 5. För detta är skovelplåtar 8 på i sig känt sätt fastsatta på husskålen 5.In the embodiment shown, the housing bowl 5 is used for the formation of the outer jacket on the impeller 7. For this purpose, vane plates 8 are attached to the housing bowl 5 in a manner known per se.

Husskålen 5 är axiellt påstucken på det yttre hylsartiga partiet 4a på husskålen 4. Axiellt mellan pumphjulet 7 och den radiella väggen 9 i huset 4 är ett turbinhjul 10 anordnat, som är fast eller vridfast förbundet med ett drivnav 11, som via en innertandning är vridfast ihopkopplingsbart med en ingående axel hos växellådan. Axiellt mellan de radiellt inre partierna av pump- och turbinhjulet är ett ledhjul 12 anordnat. Husskålen 5 har radiellt invändigt ett hylsartigt nav 13, som år vridbart och tätande lagringspart på huset till en växellåda. I det genom de båda husskâlarria 4, 5 bildade innerutrymmet 14 är vidare en överbryggningskoppling 15 anordnad, som funktionsmässigt år anordnad parallellt med vridmomentomvandlaren 3. Överbryggningskopplingen 15 möjliggör en vridmomentkoppling 10 15 20 25 30 '55 Û 9 7 5 9 5 mellan drivnavet ll och den drivande husskålen 4. Funktionsmässigt i rad med överbrygg- ningskopplingen 15 är en vridelastisk dämpare 16 kopplad, som vid det visade utföringsexem- plet är anordnad mellan överbryggningskopplingens 15 ringformiga kolv 17 och drivnavet 11.The housing cup 5 is axially mounted on the outer sleeve-like portion 4a of the housing cup 4. Axially between the impeller 7 and the radial wall 9 in the housing 4 a turbine wheel 10 is arranged, which is fixedly or rotatably connected to a drive hub 11, which is rotationally via an internal toothing connectable to an input shaft of the gearbox. Axially between the radially inner portions of the pump and turbine wheel a guide wheel 12 is arranged. The housing bowl 5 has radially inside a sleeve-like hub 13, which is a rotatable and sealing bearing part on the housing of a gearbox. In the inner space 14 formed by the two housing scales 4, 5, a bridging coupling 15 is further arranged, which is functionally arranged parallel to the torque converter 3. The bridging coupling 15 enables a torque coupling 10 15 20 25 30 '55 Û 9 7 5 9 5 and between the drive hub 11 the driving housing cup 4. Functionally in line with the bridging coupling 15, a torsionally elastic damper 16 is coupled, which in the embodiment shown is arranged between the annular piston 17 of the bridging coupling 15 and the drive hub 11.

Den vridelastiska dämparen 16 innefattar på i sig känt sätt kraftrnagasin i form av skmvﬁädrar. Den axiellt mellan den radiellt förlöpande väggen 9 och turbinhjulet 10 anordnade ringforrniga kolven 17 är radiellt invändigt begränsat axiellt förskjutbart lagrad på drivnavet 11. Den ringfonniga kolven 17 uppdelar innerutrymmet 14 i en första kammare 18, som radiellt inuti friktionsingreppsområdet 19 för överbryggningskopplingen 15 är bildad axiellt mellan den ringformiga kolven 17 och den radiella husväggen 9, liksom en andra kammare 20, i vilken bl.a. pumphjulet 7, turbinhjulet 10 liksom ledhjulet 12 är upptagna.The torsionally elastic damper 16 comprises, in a manner known per se, the power magazine in the form of double springs. The annular piston 17 arranged axially between the radially extending wall 9 and the turbine wheel 10 is radially internally limited axially displaceably mounted on the drive hub 11. The annular piston 17 divides the inner space 14 into a first chamber 18, which radially inside the frictional engagement area 19 for the bridging coupling between the annular piston 17 and the radial housing wall 9, as well as a second chamber 20, in which i.a. the impeller 7, the turbine wheel 10 as well as the hinge wheel 12 are accommodated.

Husskålen 4 bildar med ett ringforrnigt, radiellt yttre parti en friktionsyta 21, som kan bringas i friktionsingrepp med ett friktionsbelägg 22, som är uppburet av det ringforrniga partiet 23 på kolven 17.The housing cup 4 forms with an annular, radially outer portion a friction surface 21, which can be brought into frictional engagement with a friction lining 22, which is supported by the annular portion 23 on the piston 17.

Vid nyare koncept för en drivlina, t.ex. ett motorfordon, drivs överbryggningskop- plingen över åtminstone en större del av driftsomrâdet för strömningsomvandlaren med slirning, varvid under slirningsfasen det i friktionsingreppsområdet 19 uppkommer en förlusteffekt i form av värme, som vid bestämda driftstillstånd kan vara mycket hög och uppgå till flera kilowatt. Sådana driftstillstând är exempelvis rådande vid bergskörning med släpvagn liksom vid växling från icke överbryggade till praktiskt överbryggade tillstånd i omvandlarkopplingen. Sådana koncept för drivningen av enomvandlaröverbryggningskoppling med slirning är exempelvis föreslagna i tyska patentansökan P 43 28 182.6.For newer concepts for a driveline, e.g. a motor vehicle, the bridging clutch is driven over at least a larger part of the operating range of the flow converter with slip, whereby during the slip phase a loss effect arises in the frictional engagement area 19 in the form of heat, which at certain operating conditions can be very high and amount to several kilowatts. Such operating conditions are prevalent, for example, when rocking with a trailer as well as when changing from unbridged to practically bridged conditions in the converter coupling. Such concepts for the operation of a transducer bridging coupling with slip are proposed, for example, in German patent application P 43 28 182.6.

För att undvika otillâtet höga temperaturer i friktionsingreppsområdet 19, och för att motverka en förstöring av åtminstone friktionsbeläggytan liksom en del av den i inner-p utrymmet 14 förekommande oljan är vid det visade utföringsexemplet anordnat medel i form av i friktionsbelägget 22 införda oljespår resp. kanaler 24, medelst vilka även vid praktiskt stängd överbryggningskoppling 15 det alltid kan ske en oljeströrririing mellan den andra kammaren 20 och den forsta kammaren 18. Oljeströmmen leds därvid via friktionsytan 22a på friktionsbelägget 22 och friktionsbelägget 21. Oljekanalerna 24 är optirnerade med avseende på sin form på så sätt, att ett gott vänneutbyte mellan de friktionsingreppet i området 19 åstadkommande konstruktionsdelarna och den genomströmmande oljan kan ske.In order to avoid impermissibly high temperatures in the frictional engagement area 19, and to counteract a destruction of at least the friction coating surface as well as a part of the oil present in the inner space 14, means are provided in the embodiment shown in the form of oil tracks introduced in the friction coating 22 resp. channels 24, by means of which even with a practically closed bridging coupling 15 there can always be an oil pipe rotation between the second chamber 20 and the first chamber 18. The oil flow is then led via the friction surface 22a on the friction lining 22 and the friction lining 21. The oil channels 24 are formed with respect to in such a way that a good exchange of friends between the frictional engagement in the area 19 which provides the structural parts and the flowing oil can take place.

En föredragen formgivning av kanalerna 24 beskrives närmare i samband med figurerna 2-4.A preferred design of the channels 24 is described in more detail in connection with Figures 2-4.

Den radiellt längre utåt liggande änden av kanalerna 24 står i förbindelse med kammaren 20 och den radiellt längre inåt liggande änden av kanalerna 24 står i förbindelse med kammaren 18. Vid stängd överbryggningskoppling 15 strömmar kyloljeströmmen via 10 15 20 25 30 509 759 6 kanalerna 24 in i kammaren 18 och i denna radiellt i riktning mot rotationsaxeln 25.The radially longer outwardly extending end of the channels 24 communicates with the chamber 20 and the radially longer inwardly extending end of the channels 24 communicates with the chamber 18. When the bridge bridge 15 is closed, the cooling oil stream flows through the channels 24 into in the chamber 18 and in this radially in the direction of the axis of rotation 25.

Denna kyloljeström kan då i området av drivnavet 11, t.ex. via en ihålig axel eller via en härför anordnad kanal ledas bort, nämligen lämpligtvis först till en oljekylare. Från denna oljekylare kan oljan ledas tillbaka till en sump och därifrån återigen in i den hydrauliska regler- eller styrkretsen. ' I ﬁg. 2 visas en del av ett cirkelringforrnigt friktionsbelägg 22, som kan ﬁnna användning vid en omvandlaröverbryggningskoppling enligt ﬁg. 1. Friktionsbelågget 22 har över Omkretsen fördelade spår eller fördjupningar 26, som bildar förbindningskanalerna 24 mellan de båda kamrarna 18 och 20.This cooling oil stream can then in the area of the drive hub 11, e.g. via a hollow shaft or via a duct provided for this purpose, namely, preferably first to an oil cooler. From this oil cooler, the oil can be led back to a sump and from there back into the hydraulic control circuit. 'I ﬁ g. 2 shows a part of a circular annular friction lining 22, which can be used in a transducer bridging coupling according to ﬁ g. The friction lining 22 has grooves or depressions 26 distributed over the circumference, which form the connecting channels 24 between the two chambers 18 and 20.

Friktionsbelägget 22 har en ytteromkrets eller ytterdiameter 27 liksom en inneromkrets eller innerdiameter 28. Ett kortare delavsnitt 29 av en ytterdiametern 27 med innerdiametern 28 förbindande kanal 24 bildar ett strypställe eller strypﬂäns 30. Delavsnittet 29 av en kanal 24 är därvid radiellt riktat och övergår radiellt inåt i i omkretsriktningen förlöpande, radiellt yttre kanalavsnitt 31, som via hårnålforrnigt utformade omlänkningar 32 övergår i radiellt längre inåt liggande, likaså iomkretsriktníngen förlöpande kanalavsnitt 33.The friction lining 22 has an outer circumference or outer diameter 27 as well as an inner circumference or inner diameter 28. A shorter sub-section 29 of an outer diameter 27 connecting the inner diameter 28 to the inner diameter 28 forms a choke point or choke end 30. The sub-section 29 of a channel 24 is radially inwardly radially outer channel section 31 extending in the circumferential direction, which via hairpin-shaped deflections 32 merge into radially further inwardly lying channel sections 33, also extending in the circumferential direction.

Kanalavsnitten 33 är förbundna med ett radiellt inåt öppet utloppsparti 34 för det via kanalerna 26 ledda kylmedlet. De till ett strypställe 30 anslutande kanalpartiema eller kanalavsnitten 31, 32, 33 och 34 är i tvärsnitt i förhållande till tvärsnittet på ett strypställe 30 utformade på så sätt, att i dessa förekommer i praktiken huvudsakligen en laminär strörnning även vid det maximalt uppträdande differenstrycket mellan de båda kamrarna 18 och 20 hos anordningen enligt fig. 1. I området av ett strypställe 30 sker under anordningens drift enligt ﬁg. 1 och vid friktionsingrepp av överbryggningskopplingen 15 i praktiken alltid en turbulent strörnning. Kanalerna 24 är således utformade på så sätt, att den över dessa strömmande volymen av kylvätska inte såsom vid den kända teknikens ståndpunkt bestärnrnes genom det över kanalernas totallängd åstadkomna strömningsmotståndet, utan huvudsakligen genom det i området av strypstället eller strypställena 30 rådande motståndet. Såsom vidare framgår av ﬁg. 2 har de i omkretsriktningen förlöpande kanalavsnitten 31 och 33 delavsnitt 35, 36, som, hänfört till ett strypställe 30, sträcker sig i olika vridriktningar. Delavsnitten 35, 36 är därvid - betraktat i omkretsriktningen - symmetriskt anordnade över ett strypställe 30.The duct sections 33 are connected to a radially inwardly open outlet portion 34 for the coolant led via the ducts 26. The channel portions or channel sections 31, 32, 33 and 34 adjoining a throttle point 30 are designed in cross section relative to the cross section of a throttle point 30 in such a way that in practice there is substantially a laminar distortion even at the maximum occurring differential pressure between the both chambers 18 and 20 of the device according to Fig. 1. In the area of a throttling point 30 takes place during the operation of the device according to ﬁ g. 1 and in the case of frictional engagement of the bridging coupling 15 in practice always a turbulent disturbance. The channels 24 are thus designed in such a way that the volume of coolant flowing over them is not, as in the prior art, determined by the flow resistance provided over the total length of the channels, but mainly by the resistance prevailing in the area of the throttle point or points 30. As further shown by ﬁ g. 2, the circumferentially extending channel sections 31 and 33 have sub-sections 35, 36, which, referring to a throttling point 30, extend in different directions of rotation. The sub-sections 35, 36 are then - viewed in the circumferential direction - symmetrically arranged over a throttling point 30.

Såsom framgår av figurerna 2 - 4 uppgår utsträckningen 29 av ett strypställe 30 bara till en mycket liten del av en kanals 24 totallängd. För de vanliga konstruktionsstorlekarna på våtkopplingar eller överbryggningskopplingar 15 med en yttre friktionsdiameter 27 i storleksordningen av mellan 180 och 260 mm kan längden 29 på ett strypställe 30 beroende på användningsfallet uppgå till mellan 2 och 8 mm, företrädesvis mellan 3 och 5 mm. 10 15 20 25 30 i 5 0 9 7 É- 9 7 Genomströmningstvärsnittet för ett strypställe 30 är i förhållande till genom- strömningstvärsnittet på det till utloppssidan av det motsvarande strypstället 30 anslutande spåravsnittet 31, 32, 33, 34 en multipel mindre. Förhållandet kan därvid uppgå till i storleksordningen mellan 1 till 3 till 1 till 10. För de ﬂesta användningsfall räcker emellertid ett förhållande mellan 1 till 4 och 1 till 6. På grund av det väsentligt större genomstömnings- tvärsnittet för kanalavsnitten 31, 32, 33, 34 garanteras att i dessa avsnitt uppträder praktiskt taget alltid eller övervägande en laminär strömning.As can be seen from Figures 2-4, the extent 29 of a throttling point 30 amounts to only a very small part of the total length of a channel 24. For the usual construction sizes of wet couplings or bridging couplings 15 with an external friction diameter 27 in the order of between 180 and 260 mm, the length 29 of a throttle point 30 may, depending on the application, be between 2 and 8 mm, preferably between 3 and 5 mm. 10 15 20 25 30 i 5 0 9 7 É- 9 7 The flow cross-section of a throttle point 30 is a multiple smaller than the flow cross-section of the track section 31, 32, 33, 34 adjoining the outlet side of the corresponding throttle point 30. The ratio can then be in the order of 1 to 3 to 1 to 10. For most ﬂ use cases, however, a ratio of 1 to 4 and 1 to 6 is sufficient. Due to the significantly larger flow cross-section for the channel sections 31, 32, 33, 34 it is guaranteed that in these sections a laminar flow practically always or predominantly occurs.

För att uppnå en optimal turbulent strömning i omrâdet av de genom korta kanalartiga fördjupningar bildade strypställena 30 är det lämpligt, om åtminstone tvärsnittet i inloppsområdet till strypställena 30 är skarpkantigt utformat. Vid det visade utföringsexem- plet enligt' ﬁg. 2 övergår strypställena 30 på utloppssidan via en genom avrundningar bildad gradvis vidgning ide motsvarande spårpartierrta 30. Det kan emellertid vara lämpligt om det mellan kanalavsnitten 31 och strypställena 30 är anordnat en skarpkantig tvärsnittsövergång.In order to achieve an optimal turbulent flow in the area of the throttle points 30 formed by short channel-like depressions, it is suitable if at least the cross-section in the inlet area of the throttle points 30 is sharp-edged. In the embodiment shown according to 'ﬁ g. 2, the throttle points 30 on the outlet side merge via a gradual widening formed by rounding in the corresponding groove portion area 30. However, it may be suitable if a sharp-edged cross-sectional transition is arranged between the channel sections 31 and the throttle points 30.

Ytdelen av den genom spåren eller kanalerna 24 begränsade ytan kan i förhållande till den mellan ytterdiametern 27 och innerdiarnetem 28 förekommande ytan ligga i storleksordningen av mellan 30 och 65%, företrädesvis i storleksordningen av 40 till 55%.The surface part of the surface delimited by the grooves or channels 24 can be in the order of between 30 and 65%, preferably in the order of 40 to 55%, in relation to the surface located between the outer diameter 27 and the inner diaphragm 28.

Vid det visade utföringsexemplet enligt ﬁg. 2 uppgår demia andel till cirka 50%.In the embodiment shown according to ﬁ g. 2, the share amounts to approximately 50%.

Strypställena 30 år företrädesvis utformade på så sätt, att genom dessa cirka 60 till 85%, företrädesvis 70 till 80% sänks åtminstone den maximalt mellan de båda karnrarna 18 och 20 uppträdande tryckskillnaden. Det betyder således att efter strypställena 30 eller strax bakom strypställena 30 det i kanalavsnitten 31 rådande trycket bara med cirka 15 till 40% eller 20 till 30% är större än det i kammaren 18 rådande trycket. På grund av funktionssättet hos strypställena 30 är det lämpligt, om dessa såsom visas i ﬁg. 2, är anordnade i det yttre partiet eller vid ytterradien av friktionsringen 22, således i området av det högre trycket, då därigenom det i området av friktionsytorna 21, 22a sig uppbyggande och stängningstrycket hos överbryggningskopplingen 15 motverkande trycket kan hållas lågt. Därigenom kan det av överbryggningskopplingen 15 för en mellan de båda kamrarna 18 och 20 rådande tryckdifferens överförbara momentet jämfört med de hittills kända överbryggnings- kopplingarna med kylkartaler och en motsvarande volym på kylvätskan ökas. Genom förskjutningen av åtminstone enskilda av strypställena 30 radiellt inåt kan emellertid vridmomentkapaciteten på överbryggningskopplingen 15 även sänkas för ett givet differens- tryck mellan de båda karnrarria 18 och 20.The throttling points 30 are preferably designed in such a way that through them about 60 to 85%, preferably 70 to 80%, at least the maximum pressure difference occurring between the two cores 18 and 20 is lowered. This means that after the throttling points 30 or just behind the throttling points 30, the pressure prevailing in the channel sections 31 is only about 15 to 40% or 20 to 30% greater than the pressure prevailing in the chamber 18. Due to the operation of the throttle points 30, it is convenient, if these as shown in ﬁ g. 2, are arranged in the outer portion or at the outer radius of the friction ring 22, thus in the region of the higher pressure, whereby the pressure counteracting in the region of the friction surfaces 21, 22a and thereby the closing pressure of the bridging coupling 15 can be kept low. As a result, the transferable torque of the pressure coupling 15 for a pressure difference prevailing between the two chambers 18 and 20 can be increased compared with the hitherto known bridging couplings with cooling vessels and a corresponding volume of the coolant. However, by displacing at least some of the throttle points 30 radially inwards, the torque capacity of the bridging coupling 15 can also be reduced for a given differential pressure between the two core tubes 18 and 20.

Av ﬁg. 5 framgår inﬂytandet av det radiella arrangemanget av strypställena 30 i förhållande till det överförbara vridmomentet. l ﬁg. 5 är på den vänstra sidan i större skala 10 15 20 25 30 509 739 8 visat ett delparti av husskålen 4 liksom av kolven 17 med det därpå fastsatta friktionsbelägget 22. På den högra sidan av fig. 5 är via det radiella utsträckningspartiet av friktionsbelägget 22 och i beroende av arrangemanget av strypställena visat möjliga idealiserade tryckprofiler.Av ﬁ g. 5 shows the surface of the radial arrangement of the throttle points 30 in relation to the transferable torque. l ﬁ g. 5 shows on the left side on a larger scale a partial portion of the housing cup 4 as well as of the piston 17 with the friction lining 22 attached thereto. On the right side of Fig. 5 is via the radial extension portion of the friction lining 22 and depending on the arrangement of the throttle points shown possible idealized pressure profiles.

För ett givet högre tryck pl i kammaren 20 och ett givet lägre tryck p2 i kammaren 18 är, betraktat över den radiella utsträckningen av friktionsbelägget 22, vid ett arrangemang av strypställena 30 radiellt utåt, såsom detta är fallet i ﬁg. 2, i omrâdet mellan friktionsytan 22a hos friktionsbelägget 22 och friktionsytan 21 möjligt en enligt den streckprickade linjen 37 förlöpande tryckfördelning i kanalerna 24. Av den streckprickade linjen 37 framgår att i området av strypställena 30 sänks cirka 80% av den mellan pl och p2 rådande tryck- differensen. Differensen mellan det nära strypställenas 30 utloppssida rådande trycket Pa och trycket p2 i karrunaren 18 är därrned förhållandevis liten. Vid arrangemanget av strypställena 30 radiellt inåt, alltså i området av utloppsavsnitten 34 enligt ñg. 2, skulle en tryckfördelning i ingreppspartiet 19 enligt den streckade linjen 38 erhållas. Av de båda linjerna 37 och 38 framgår, att för en given tryckdifferens mellan de båda kamrarna 18 och 20 det av överbryggningskopplingen 15 överförbara momentet kan påverkas genom anordnande av strypställena 30 på olika diametrar. Genom anordnandet av strypställena 30 radiellt utåt kan det för överföringen av ett bestämt moment erforderliga differenstrycket mellan de båda kamrarna 18 och 20 i förhållande till de hittillsvarande överbryggningskopplingarna med en kyloljeström mellan de båda kamrarna 18, 20 reduceras. Beroende på antal och form av strypställena 30 kan genomströmningsbredden på ett sådant strypställe 30 ligga i storleksord- ningen av mellan 0,4 och 2,5 mm, företrädesvis av storleksordningen mellan 0,5 och 1,5 mm. Djupet på spåren 26 kan ligga i storleksordningen av mellan 0,2 och 1 mm, företrädes- vis i storleksordningen mellan 0,3 och 0,7 mm. Djupet på spåren 26 kan vara praktiskt taget lika över hela utsträckningen av dessa. Spåren 26 kan emellertid även uppvisa partier med olika djup. Speciellt i området av strypställena 30 liksom eventuellt i övergângsområdet mellan ett strypställe 30 och de övriga spåravsnitten 31 kan det vara av fördel, om det finns ett större djup. Detta är i ﬁg. 3 antytt genom den med hänvisningssiffran 30a försedda streckprickade linjen. Det kan således vara fördelaktigt om för att erhålla det önskade genomströrnningstvärsnittet på ett strypställe 30 strypstället i förhållande till andra spårpartier är något djupare och som utjämning för detta är något mindre i bredden. Därigenom kan garanteras, att beroendet av strypverkan hos ett strypställe 30 i förhållande till förslitningen av friktionsbelägget 22, som åstadkommer en tvärsnittsreducering av strypstället 30, minskas.For a given higher pressure p1 in the chamber 20 and a given lower pressure p2 in the chamber 18 is, viewed over the radial extent of the friction lining 22, in an arrangement of the throttle points 30 radially outwards, as is the case in ﬁ g. 2, in the area between the friction surface 22a of the friction lining 22 and the friction surface 21, a pressure distribution according to the dotted line 37 in the channels 24 is possible. From the dashed line 37 it appears that in the area of the throttle points 30 about 80% of the pressure prevailing between p1 and p2 - the difference. The difference between the pressure Pa prevailing near the outlet side of the throttling points 30 and the pressure p2 in the tubing ring 18 is relatively small down there. When arranging the throttle points 30 radially inwards, i.e. in the area of the outlet sections 34 according to ñg. 2, a pressure distribution in the engaging portion 19 according to the broken line 38 would be obtained. From the two lines 37 and 38 it appears that for a given pressure difference between the two chambers 18 and 20 the torque transferable by the bridging coupling 15 can be influenced by arranging the throttle points 30 at different diameters. By arranging the throttling points 30 radially outwards, the differential pressure required for the transmission of a certain torque between the two chambers 18 and 20 in relation to the hitherto bridging couplings with a cooling oil flow between the two chambers 18, 20 can be reduced. Depending on the number and shape of the throttle points 30, the flow width of such a throttle point 30 may be in the order of between 0.4 and 2.5 mm, preferably of the order of between 0.5 and 1.5 mm. The depth of the grooves 26 may be in the order of between 0.2 and 1 mm, preferably in the order of between 0.3 and 0.7 mm. The depth of the grooves 26 may be substantially equal over the entire extent thereof. However, the grooves 26 may also have portions of different depths. Especially in the area of the choke points 30 as well as possibly in the transition area between a choke point 30 and the other track sections 31, it can be advantageous if there is a greater depth. This is in ﬁ g. 3 indicated by the dash-dotted line provided by the reference numeral 30a. It can thus be advantageous if, in order to obtain the desired flow-through cross-section at a throttling point, the throttling point in relation to other groove portions is somewhat deeper and as a leveling for this is somewhat smaller in width. Thereby it can be guaranteed that the dependence on the throttling action of a throttling point 30 in relation to the wear of the friction lining 22, which produces a cross-sectional reduction of the throttling point 30, is reduced.

Enligt uppfinningen inställes således volymströmmen av kylvätska inuti våtkoppl ingen medelst åtminstone en strypning 30, varvid i den kvarblivande beläggytan - i strömnings- 10 15 20 25 30 S09 739 9 riktningen betraktat - efter det motsvarande strypstället 30 förhållandevis långa kanaler kan införas, vilka garanterar ett så lågt strörnningsrnotstånd som möjligt och en stor vårmeväxlan- de yta.According to the invention, the volume flow of coolant inside the wet coupling is thus adjusted by means of at least one throttling 30, whereby in the remaining coating surface - viewed in the direction of flow - relatively long channels can be inserted after the corresponding throttling point 30, which guarantees a as low disturbance resistance as possible and a large heat-changing surface.

I fig. 6 är på abskissaaxeln uppritat tryckdifferensen pl - p2 (Ap) mellan de båda kamrama 20 och 18. På ordinataaxeln är uppritat den i beroende av den rådande tryckdif- ferens sig inställande volymströmmen. Vid laminär strypning av volymströmmen över längden av de i ett friktionsbelägg införda spåren förekommer ett praktiskt taget linjärt samband mellan tryckdifferensen i spåren och volymströmmen. Detta samband representeras genom den raka, heldragna linjen i ﬁg. 6. Som tryckdifferens i spåren förstås differensen mellan trycket på inloppssidan och trycket på utloppssidan hos det motsvarande spåret eller spåren.In Fig. 6, the pressure difference p1 - p2 (Ap) is plotted on the abscissa axis between the two chambers 20 and 18. On the ordinate axis, the volume flow set in accordance with the prevailing pressure difference is plotted. In the case of laminar throttling of the volume flow over the length of the grooves inserted in a friction lining, there is a practically linear relationship between the pressure difference in the grooves and the volume flow. This relationship is represented by the straight, solid line in ﬁ g. 6. The pressure difference in the grooves means the difference between the pressure on the inlet side and the pressure on the outlet side of the corresponding groove or grooves.

En sådan laminär strypning erhålles i praktiken vid en utformning av spåren enligt den inledningsvis närrmda teknikens ståndpunkt, nämligen US-PS 4, 969,543 och 5, 056,63l. Vid denna teknikens ståndpunkt uppgår andelen av den laminära strypningen till cirka 70% av den i kanalerna skeende totalsttypningen.Such a laminar choke is obtained in practice in a design of the grooves according to the prior art, namely US-PS 4, 969,543 and 5,056.63l. At the state of the art, the proportion of the laminar choking is about 70% of the total chipping that takes place in the channels.

Den streckade linjen visar den uppnåbara volymströmmen, som kan alstras genom turbulent strypning enligt uppfinningen. Volymströmsförloppet iberoende av tryckdifferensen mellan de båda kamrarna 20, 18 motsvarar huvudsakligen förloppet av en rotfunktion. Det streckade förloppet kan erhållas genom utformningen enligt uppfinningen av spåren, speciellt enligt ﬁg. 2. Såsom framgår av fig. 6 står speciellt vid mindre tryckdifferenser vid en turbulent strömning till förfogande en större volymström än vid en laminär strypning. Detta är speciellt fördelaktigt, då vid lock-up även vid små tryckskillnader mellan de båda karnrarna 20 och 18 en så stor volymström som möjligt ska stå till förfogande, för att garantera en så god kylning som möjligt.The dashed line shows the achievable volume flow which can be generated by turbulent throttling according to the invention. The volume flow course depending on the pressure difference between the two chambers 20, 18 mainly corresponds to the course of a root function. The dashed process can be obtained by the design according to the invention of the grooves, especially according to ﬁ g. As can be seen from Fig. 6, especially with smaller pressure differences in the case of a turbulent flow, a larger volume flow is available than in the case of a laminar choke. This is particularly advantageous, since in the case of lock-up, even with small pressure differences between the two cores 20 and 18, as large a volume flow as possible must be available, in order to guarantee as good a cooling as possible.

De mot de båda linjerna enligt ñg. 6 svarande spárutfornuiingarrta är utformade på så sätt, att de för ett förbestämt Ap max garanterar samma volymström. Detta Ap max ligger vid de vanliga hydrodynamiska vridmomentomvandlarna med överbryggningskoppling i storleksordningen av mellan 7 och 10 bar. Ap max kan emellertid även ligga under eller över denna bandbredd.Those against the two lines according to ñg. 6 corresponding track output rates are designed in such a way that for a predetermined Ap max they guarantee the same volume flow. This Ap max is at the usual hydrodynamic torque converters with bridging coupling in the order of between 7 and 10 bar. However, Ap max can also be below or above this bandwidth.

Utformningen enligt uppfinningen av de för en kyloljeström anordnade spåren eller kanalerna möjliggör vidare att reducera temperaturberoendet av genomströmningen genom dessa kanaler, nämligen eftersom den övervägande strypningen, således den övervägande ttycksänkrringen sker i området av de förhållandevis korta strypställena. Spåret i området av ett strypställe ingår bara linjärt i genomströmningen eller volymströmmen, varigenom ett lägre beroende av de geometriska toleranserna garanteras. Vid en utfonnning av spåren enligt 10 15 20 25 30 5 0 9 7 3 9 10 den ovannämnda teknikens ståndpunkt sker den övervägande delen av strypningen laminärt nämligen över hela längden av spåren. Vid en sådan strypning ingår spårhöjden i fjärde potensen i genomströmningen eller volymströmmen. Därigenom erhålles ett kraftigt beroende med avseende på de geometriska toleransema hos belägget eller spåren. Vidare är till följd av den rådande laminära strypningen förekommande ett kraftigt beroende av volymströmmen av viskositeten eller temperaturen på kylmedlet.The design according to the invention of the grooves or channels arranged for a cooling oil stream further makes it possible to reduce the temperature dependence of the flow through these channels, namely because the predominant throttling, thus the predominant pressure reduction, takes place in the region of the relatively short throttling points. The groove in the area of a throttle point is included only linearly in the flow or volume flow, whereby a lower dependence on the geometric tolerances is guaranteed. In an invention of the grooves according to the state of the above-mentioned technique, the predominant part of the throttling takes place laminarly, namely over the entire length of the grooves. In such a restriction, the track height is included in the fourth power in the throughput or volume flow. Thereby a strong dependence is obtained with respect to the geometric tolerances of the coating or grooves. Furthermore, due to the prevailing laminar throttling, there is a strong dependence on the volume flow of the viscosity or temperature of the coolant.

För att garantera att spåren enligt uppfinningen alltid garanterar sin strypfunktion är en anliggning av friktionsbelägget 22 mot motfriktionsytan 21 i området av strypställena erforderlig. Det ska åtminstone vara garanterat att inte i något av de uppträdande driftstill- stånden i området av strypställena en spalt klaffar eller att en sådan spalt inte ska vara större än 0,03 mm, företrädesvis 0,01 mm. Sådana spalter kan uppstå på grund av en otillräcklig parallellitet mellan de.i ingrepp förbara friktionsytoma.In order to guarantee that the grooves according to the invention always guarantee their throttling function, an application of the friction lining 22 against the counter-friction surface 21 in the area of the throttling points is required. It must at least be guaranteed that in none of the operating conditions occurring in the area of the throttling points a gap flaps or that such a gap should not be larger than 0.03 mm, preferably 0.01 mm. Such gaps may occur due to insufficient parallelism between the frictional surfaces engaging.

För att garantera att i alla driftstillstånd, i vilka friktionsytorna står i ingrepp, strypställena 30 övertar sin funktion, är det lämpligt, om friktionsbelägget 22 enligt fig. 7 uppbäres av en konstruktionsdel, nämligen ringkolven 17.In order to guarantee that in all operating conditions, in which the friction surfaces are engaged, the throttling points 30 take over their function, it is suitable if the friction lining 22 according to Fig. 7 is supported by a structural part, namely the ring piston 17.

I fig. 7 och 8 visas i större skala ett delparti av husskålen 4 liksom av kolven 17 med det därpå fastsatta friktionsbelägget 22. I fig. 7 visas formen av kolven 17, som denna intar i ett praktiskt icke påfrestat, således avlastat tillstånd. Denna kolvform är given när det i de båda kamrarna 18 och 20 råder praktiskt taget samma tryck eller bara en förhållandevis liten tryckskillnad. I kolvens 17 avlastade tillstånd är det yttre partiet 17a, som upptar friktionsbe- lägget 22, utformat på så sätt, att friktionsytan 22a hos friktionsbelägget 22 och husets 4 friktionsyta 21 mellan sig innesluter en kilformig luftspalt 39, som vidgas radiellt inåt och uppvisar en vinkel , som kan ligga i storleksordningen av 0,5 till 3°, företrädesvis i storleksordningen av 1°.Figs. 7 and 8 show on a larger scale a partial portion of the housing cup 4 as well as of the piston 17 with the friction lining 22 attached thereto. Fig. 7 shows the shape of the piston 17, which it assumes in a practically unstressed, thus relieved state. This piston shape is given when in the two chambers 18 and 20 there is practically the same pressure or only a relatively small pressure difference. In the unloaded condition of the piston 17, the outer portion 17a, which receives the friction lining 22, is designed in such a way that the friction surface 22a of the friction lining 22 and the friction surface 21 of the housing 4 enclose a wedge-shaped air gap 39 which widens radially inwards and has an angle , which may be in the order of 0.5 to 3 °, preferably in the order of 1 °.

I fig. 8 visas läget för kolven 17, som denna intar vid ett förbestämt övertryck i kammaren 20 i förhållande till kammaren 18. Detta övertryck kan då ligga i storleksordningen mellan 4 och 8 bar, varvid beroende på önskat maximalt övertryck kolven 17 måste vara motsvarande ﬁädrande utformad.Fig. 8 shows the position of the piston 17, which it assumes at a predetermined overpressure in the chamber 20 in relation to the chamber 18. This overpressure can then be in the order of magnitude between 4 and 8 bar, whereby depending on the desired maximum overpressure the piston 17 must be corresponding ﬁ resiliently designed.

Såsom framgår av det gemensamma betraktningssättet av figurerna 7 och 8 är vid tryckjämvikt eller litet differenstryck mellan de båda karnrarna 18 och 20 friktionsbelägget 22 bara över det radiellt yttre ringforrniga friktionsyteavsnittet 40, i vilket strypställena 30 är anordnade, i friktionskontakt med friktionsytan 21. Därigenom garanteras att redan vid låga differenstryck mellan de båda karnrama 18 och 20 eller redan vid litet övertryck i kammaren 20 (t.ex. 1 bar) strypställena 30 övertar sin funktion. Med tilltagande övertryck 10 15 20 25 30 i 5 0 9 7 5 9 1 1 i kammaren 20 i förhållande till kammaren 18 deformeras kolven 17 från den i ﬁg. 7 visade formen till den i ﬁg. 8 visade formen. Därmed tilltar kontaktområdet mellan friktionsytonla 21 och 22a gradvis eller den mellan friktionsytorna 21 och 22a förekommande vinkeln blir mindre. Strypställena 30 garanterar emellertid vidare en problemfri styming av volymen av kylvätska.As can be seen from the common view of Figures 7 and 8, at pressure equilibrium or slight differential pressure between the two cores 18 and 20, the friction lining 22 is only over the radially outer annular friction surface section 40, in which the throttle points 30 are arranged, in friction surface contact with the friction surface. that even at low differential pressures between the two core frames 18 and 20 or even at low overpressure in the chamber 20 (eg 1 bar) the throttle points 30 take over their function. With increasing overpressure 10 15 20 25 30 i 5 0 9 7 5 9 1 1 in the chamber 20 relative to the chamber 18, the piston 17 is deformed from that in ﬁ g. 7 showed the shape of the i ﬁ g. 8 showed the shape. As a result, the contact area between the friction surfaces 21 and 22a gradually increases or the angle occurring between the friction surfaces 21 and 22a becomes smaller. However, the throttle points 30 further guarantee a trouble-free control of the volume of coolant.

Det i ﬁg. 2 visade friktionsbelägget eller friktionsringen 22 är utfonnad i ett stycke.That i ﬁ g. 2 or the friction ring 22 is formed in one piece.

Denna kunde emellertid också vara sammansatt av ﬂera, i omkretsriktningen samrnanfogade sektorforrniga enskilda beläggdelar.However, it could also be composed of sektor your circumferentially joined sectoral individual pieces of evidence.

I ﬁg. 9 till 10 är visat delar av friktionsbelägg 122, 222, 322, vilka är försedda med spår eller kanaler motsvarande föreliggande uppfinning.I ﬁ g. 9 to 10 show parts of friction linings 122, 222, 322, which are provided with grooves or channels corresponding to the present invention.

Gemensamt för friktionsbeläggen enligt figurerna 9 till 11 är att de har strypställen 130, 230, 330, som är fördelade över friktionsbeläggets omkrets. Dessa strypställen 230, 330, bestämmer huvudsakligen volymströmmen, som kan strömma genom kanalerna 124, 224, 324. De till strypställena 130, 230, 330 anslutande kanalavsnitten har ett väsentligt större genornströmningstvärsnitt än strypställena 130, 230, 330, så att det i dessa kanalavsnitt huvudsakligen förekommer en laminär strömning. Strömningshastigheten i dessa delavsnitt av kanalerna 124, 224, 324 är därvid avsevärt lägre än strömningshastigheten i strypställena 130, 230, 330. Därigenom uppnås även en optimal värrneövergång mellan det genomström- mande kylmedlet eller kyloljan och de angränsande konstruktionsdelama.Common to the friction pads according to Figures 9 to 11 is that they have throttle points 130, 230, 330, which are distributed over the circumference of the friction pad. These throttle points 230, 330 mainly determine the volume flow which can flow through the channels 124, 224, 324. The channel sections connecting to the throttle points 130, 230, 330 have a substantially larger through-flow cross-section than the throttle points 130, 230, 330, so that in these channel sections mainly a laminar flow occurs. The flow rate in these sub-sections of the channels 124, 224, 324 is then considerably lower than the flow rate in the throttling points 130, 230, 330. This also achieves an optimal heat transfer between the flowing coolant or cooling oil and the adjacent structural parts.

Vid utformningen enligt ﬁg. 9 har friktionsbelägget 122 ett med strypställena 130 i förbindelse stående ringformigt spår 131, som i sin tur står i förbindelse med ett flertal inåt förlöpande radiella spår 132. Friktionsbeläggets 122 friktionsyta bildas genom de mellan de enskilda spåren 132 förekommande upphöjningarna 132a och av den vid kantpartiet av friktionsringen 122 förekommande ringformiga upphöjningen l22a, som genom sttypställena 130 uppdelas i enskilda, sektorformiga avsnitt.In the design according to ﬁ g. 9, the friction lining 122 has an annular groove 131 communicating with the throttle points 130, which in turn communicates with a plurality of inwardly extending radial grooves 132. The friction surface of the friction lining 122 is formed by the ridges 132a present between the individual grooves 132 and by the edge portion of the frictional ring 1222a occurring by the friction ring 122, which is divided by the type types 130 into individual, sector-shaped sections.

Friktionsbelägget 222 enligt ﬁg. 10 har ett ﬂertal ringforrniga fördjupningar 231, 231a, 231b, som genom radiellt förlöpande spårpartier 232, 232a är förbundna med varandra.The friction lining 222 according to ﬁ g. 10 has a number of annular depressions 231, 231a, 231b, which are connected to each other by radially extending groove portions 232, 232a.

Det radiellt inre ringforrniga spårpartiet 231b är genom radiella spårpartier 232b öppet radiellt inåt. De radiella spârpartiema 232, 232a och 232b är förskjutna i förhållande till varandra i omknetsriktningen på så sätt, att en ﬂerfaldig omlänkning av den genom kanalerna 224 strömmande oljan sker.The radially inner annular groove portion 231b is open radially inwardly through radial groove portions 232b. The radial groove portions 232, 232a and 232b are displaced relative to each other in the circumferential direction in such a way that a complete deflection of the oil flowing through the channels 224 takes place.

Vid den i ﬁg. 11 visade utföringsforrnen är kanalerna 324 vid anslutningen till strypställena 330 i omkretsriktningen meanderforrnigt utformade, så att på grund av ytan liksom längden på det meanderformiga partiet hos kanalerna 324 ett gott värmeutbyte sker 10 15 20 509 759 12 mellan kyloljan och de angränsande konstruktionsdelarna eller de angränsande friktionsytorna.At the i ﬁ g. 11, the channels 324 at the connection to the throttle points 330 in the circumferential direction are meander-shaped, so that due to the surface as well as the length of the meander-shaped portion of the channels 324 a good heat exchange takes place between the cooling oil and the adjacent structural parts or adjacent parts. the friction surfaces.

Enligt en ytterligare utformningsmöjlighet av uppfinningen kan de enligt uppfinningen utformade kylspåren, i stället för att vara införda i friktionsbelägget 22 vara anordnade i området av husets 4 friktionsyta 21. Denna kan då vara bildad genom inpräglingar i plåtrnaterialet. Radiellt utåt och radiellt inåt måste de präglade kanalerna vara utformade på ~ så sätt att dessa öppna mot kamrama 18 och 20. Vidare kan friktionsbelägget 22 i stället för att vara uppbuma av kolvarna 17 även vara fastsatta på huset 4. Vidare kan ett friktionsbelägg 22 vara uppburet av en mellanlarnell såsom detta t.ex. är fallet vid några utföringsforrner av den anförda teknikens ståndpunkt. Kylkanalema enligt uppfinningen kan vidare vara direkt inpräglade i det kolven 17 bildande materialet, varvid friktionsbelägget 22 då uppbäres av huset 4 eller av en mellanlamell.According to a further design possibility of the invention, the cooling grooves formed according to the invention, instead of being inserted in the friction lining 22, can be arranged in the area of the friction surface 21 of the housing 4. This can then be formed by imprints in the sheet material. Radially outwards and radially inwards, the embossed channels must be designed in such a way that they open towards the chambers 18 and 20. Furthermore, instead of being supported by the pistons 17, the friction lining 22 can also be attached to the housing 4. Furthermore, a friction lining 22 can be supported by an intermediate joint such as this e.g. is the case with some embodiments of the state of the art. The cooling channels according to the invention can furthermore be directly embossed in the material forming the piston 17, the friction lining 22 then being supported by the housing 4 or by an intermediate lamella.

De i ett friktionsbelägg eller en friktionsring införda spåren eller kanalerna kan åstadkommas vid framställningen av friktionsbelägget, alltså före fastsättningen av friktionsbelägget på en bärarkonstruktionsdel, såsom t.ex. en ringkolv eller en latnell. Spåren, rilloma eller kanalerna kan emellertid även åstadkommas under fastsättningen, t.ex. genom fastklistring av friktionsbelägget på en bärarkonstniktionsdel, eller efter en sådan fastsättning i friktionsbelägget. Således kan friktionsbelägget, t.ex. 22 enligt ﬁg. 2, först fastsättas på ringkolven 17 och under denna fastsättning eller därefter kanalerna 24 inpräglas i friktions- ringen 22. Det senare sker medelst ett pressverktyg, som har motsvarande proﬁleringar.The grooves or channels inserted in a friction lining or a friction ring can be produced in the production of the friction lining, i.e. before the friction lining is attached to a support structural part, such as e.g. a ring piston or a latnell. However, the grooves, grooves or channels can also be provided during the attachment, e.g. by gluing the friction liner to a carrier articulation member, or after such attachment to the friction liner. Thus, the friction lining, e.g. 22 according to ﬁ g. 2, is first fastened to the ring piston 17 and during this fastening or thereafter the channels 24 are embossed in the friction ring 22. The latter takes place by means of a press tool, which has corresponding projections.

Uppfnmingen är inte begränsad till de visade och beskrivna utföringsexemplen, utan innefattar även varianter, som kan bildas genom kombinationer av enskilda, i förbindelse med de olika utföringsfonnerna beskrivna särdragen eller elementen och funktionssätten.The invention is not limited to the embodiments shown and described, but also includes variants which can be formed by combinations of individual features described in connection with the various embodiments or the elements and modes of operation.

Claims

10 15 20 25 30 ß * S09 759 Patent claim

Hydrodynamic torque converter (3) with a housing (2) which receives a pump wheel (7), a turbine wheel (10) and a guide wheel (12) as well as a bridging coupling, which bridging coupling (15) has an annular piston (17) ), on both sides of which an oil-fillable chamber (18, 20) is each arranged, and the annular piston carries at least one friction surface (22) which can be frictionally engaged with a counter-friction surface (21), characterized in that inside the friction surfaces between the annular piston and a counter-friction surface (18) is formed and at least one of the friction surfaces is formed by a friction ring, the friction ring having at least one friction surface with an inner and an outer periphery, your cooling grooves (24) are arranged in the area of the friction surface, which ensures a connection between the friction surface outer and the inner periphery, the grooves along a section of its extension forming at least one throttling point, which determines the flow flowable through the grooves. the volume of coolant.

Hydrodynamic torque converter according to Claim 1, characterized in that the throttle position is designed for a turbulent flow and the other locking sections for a substantially laminar flow.

Hydrodynamic torque converter according to claim 1 or 2, characterized in that the length of a throttle point is in the order of between 2 and 8 mm, preferably in the order of 3-5 mm.

Hydrodynamic torque converter according to one of Claims 1 to 3, characterized in that the cross-sectional ratio between the elongate portions of the larger cross-section grooves and the throttling points is in the order of between 3 to 1 and 8 to 1, preferably in the order of between 4 to 1 and 6. to 1.

Hydrodynamic torque converter according to one of Claims 1 to 4, in that the throttle points are formed by a short channel-shaped depression with the characteristics of a sharp-edged flow inlet and / or flow outlet.

Hydrodynamic torque converter according to one of Claims 1 to 5, characterized in that at least one throttling point is arranged on the outer circumference of the friction ring.

Hydrodynamic torque converter according to one of Claims 1 to 6, in that the directional ring has a radially extending radially extending throttle point extending from the outer circumference and extending in the circumferential direction, extending in the circumferential direction. which are radially inwardly connected with an outflow section open towards the inner edge of the friction ring.

Hydrodynamic torque converter according to Claim 7, characterized in that the throttling rods merge into a radially outer, circumferentially extending groove section, which is connected over a radially extending groove section to an inner, circumferentially extending groove section.

Hydrodynamic torque converter according to Claim 7 or 8, characterized in that the track sections running in the circumferential direction in relation to the associated throttle points - viewed in the circumferential direction - are arranged symmetrically.

Hydrodynamic torque converter according to one of Claims 7 to 9, characterized in that the radial direction is considered to be pinched in the middle of the opposite section.

Hydrodynamic torque converter according to one of Claims 1 to 6, in that a number of throttling points distributed over the circumference of the friction ring are known, which are arranged in zigzag or meander-shaped track sections arranged in the circumferential ring.

Hydrodynamic torque converter according to at least one of the preceding claims, characterized in that the grooves have at least two coil rings.

Hydrodynamic torque converter according to one of Claims 1 to 12, characterized in that in relation to the surface between the outer circumference and the inner circumference of the friction ring, the surface portion occupied by the grooves is in the order of 30-60%, preferably in the order of magnitude. of 40-50%.

Hydrodynamic torque converter, according to one of the preceding claims, characterized in that the grooves inserted in the friction ring during axial abutment of the friction surfaces can cause an oil flow due to the pressure difference prevailing between the two chambers.

Hydrodynamic torque converter according to claim 14, characterized in that in the area of a first throttle point the pressure difference prevailing between the two chambers is reduced by about 60-80%, preferably 70-80%.

Hydrodynamic torque converter according to one of Claims 14 to 15, characterized in that the throttling points adjoin the chamber, which has the higher pressure when the bridge is closed. "S" "509 759

17. Hydrodynamic torque converter according to one of Claims 1 to 16, characterized in that the grooves are formed by imprints or cuts in the friction ring.