WO2002063186A1 - Hydrodynamische kopplungseinrichtung - Google Patents

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WO2002063186A1
WO2002063186A1 PCT/EP2002/000314 EP0200314W WO02063186A1 WO 2002063186 A1 WO2002063186 A1 WO 2002063186A1 EP 0200314 W EP0200314 W EP 0200314W WO 02063186 A1 WO02063186 A1 WO 02063186A1
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WO
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friction
turbine wheel
coupling device
arrangement
hydrodynamic coupling
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PCT/EP2002/000314
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English (en)
French (fr)
Inventor
Christoph Sasse
Original Assignee
Zf Sachs Ag
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Publication date
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Priority to US10/433,988 priority patent/US6851531B2/en
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    • 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
    • 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 coupling device, in particular a torque converter or a fluid coupling, comprising a housing arrangement, a turbine wheel provided in the housing arrangement, a lock-up clutch arrangement, by means of which a torque transmission connection between the turbine wheel and the housing arrangement can optionally be established, the lock-up clutch arrangement comprising: at least - At least one essentially ring-like friction element connected to the turbine wheel for common rotation about an axis of rotation with a friction surface area and a pressing element which is connected to the housing arrangement for common rotation about the axis of rotation and through which the friction surface area of the at least one friction element for establishing the torque transmission connection can be acted upon between the turbine wheel and the housing arrangement.
  • Bridging clutch arrangement has two friction elements coupled to the turbine wheel for common rotation, between which an intermediate friction element coupled to the housing arrangement for common rotation is positioned.
  • the individual friction surface regions of the friction elements, the intermediate friction element, the clutch piston and the housing arrangement are brought into mutual interaction by the clutch piston, which is radially connected to the housing arrangement and acts as a pressing element.
  • a disadvantage of the known coupling devices of the type described above is that a connection arrangement is provided for connecting the friction element or elements to the turbine wheel, said connection arrangement “bypassing” the pressure element on its outer circumference.
  • This connection takes up space and increases the weight of the coupling device.
  • the arrangement of the additional mass in the radially outer region also leads to a particularly pronounced increase in the moment of inertia of the turbine wheel.
  • a disadvantage of the known coupling device with regard to the total weight is also the mounting of the radially inner region of the pressing element on a section projecting axially from the housing arrangement into the interior thereof.
  • the pressing element is connected to the housing arrangement in a substantially rotationally rigid manner radially outside the friction surface area.
  • connection of the pressing element provided radially outside the friction surface area creates the possibility of connecting the friction element (s) to the turbine wheel in a much simpler manner without any significant additional effort.
  • the friction elements can be connected to the turbine wheel without bypassing the radially outer circumference of the pressure element, so that the mass of the coupling device and the moment of inertia of the turbine wheel are kept small.
  • the pressing element is preferably connected to the housing arrangement via an elastic device, in particular a tangential leaf spring arrangement.
  • an elastic device in particular a tangential leaf spring arrangement.
  • this device should be arranged in a radially outer region of the pressing element.
  • the pressing element on its outer circumference with radial indentations, so that when the coupling device is assembled, the leaf springs can first be fastened, for example riveted, to the radial lugs of the pressing element remaining on the outer circumference, in order to later free ones located in the area of the radial indentations
  • a riveting of the leaf spring ends on the housing side is preferably carried out on housing pins which are formed by a local deformation (for example pressing in) of the housing material.
  • the pressing element is preferably axially displaceable on the turbine wheel and rotatably mounted relative to the turbine wheel. This avoids a projection of the housing arrangement provided in known coupling devices for the mounting of the pressing element or an additional component. With regard to driving the pressing element by pressurization, this measure also allows fluid sealing between the inner circumference of the pressing element and the turbine wheel.
  • the pressing element is preferably mounted on the peripheral surface of a hub of the turbine wheel.
  • the at least one friction element if desired via a torsional vibration damper, is connected to the turbine wheel in a substantially torsionally rigid manner radially within the friction surface area.
  • the friction element can comprise a friction element support section that extends radially inward starting from the friction surface area. If a plurality of friction elements are provided, each of these elements can have a friction element carrier section running in this way.
  • a radially inward extending, common to the friction elements Friction element carrier section is provided, which is connected on its inner circumference to the turbine wheel, in particular the turbine wheel hub, and on its outer circumference carries a friction element driver for driving, in particular positive driving, of the individual friction elements.
  • a common friction element carrier can be connected to the turbine wheel, for example, by means of a weld. It should be noted here that a weld in the region of the turbine wheel hub advantageously avoids any deformation in the region of the turbine wheel shell.
  • the friction element carrier section or sections should extend substantially axially in order to save material. However, it is entirely possible to provide a course deviating therefrom, in particular a substantially straight oblique course, for example in order to bridge an axial offset between the friction surface area and the point at which the connection to the turbine wheel takes place.
  • connection to the turbine wheel is preferably made via radial toothing, which is preferably provided between the friction element (or friction element carrier) and a peripheral surface of a turbine wheel hub.
  • a plurality of friction elements is provided, wherein an intermediate friction element which is connected to the pressing element in an essentially rotationally rigid manner is arranged in each case between the friction surface regions of two adjacent friction elements.
  • the torsionally rigid connection to the pressing element ensures in a simple manner the entrainment of the intermediate friction element when the housing arrangement rotates.
  • Each intermediate friction element or a plurality of intermediate friction element carriers common extends preferably engaging in driving recesses of the pressing element.
  • the entrainment recesses are formed by the radial indentations already mentioned above on the outer circumference of the pressing element, which are thus given a further function.
  • a particularly simple construction of a hydrodynamic coupling device which works according to the principle of a 2-line system, can be obtained by dividing the interior of the housing arrangement into a first spatial area, in which the turbine wheel is arranged, and a second spatial area by the pressing element and that for the exchange of working fluid provided in the interior, working fluid can be introduced into the first room area and working fluid can be discharged from the second room area, or vice versa.
  • working fluid can be introduced into the first room area and working fluid can be discharged from the second room area, or vice versa.
  • Flow channel arrangement is provided.
  • This flow channel arrangement is then preferably open to the two spatial areas, so that due to the pressure difference between the two spatial areas, which is already present in these coupling states, a fluid passage will take place through the flow channel arrangement and the thermal energy generated in this spatial area can be efficiently dissipated.
  • the coupling device according to the invention can also be designed as a so-called 3-line system, in which two fluid lines for fluid exchange and a further fluid line for fluid pressure-controlled actuation of the clutch piston are provided.
  • the housing arrangement has a shape which is adapted to the contour of the bridging coupling arrangement and has an axial bulge in the region of the bridging coupling arrangement.
  • the housing arrangement is designed with a higher degree of rigidity, in particular in its area which is also provided for the lockup clutch arrangement or for its effect. This leads to a significantly lower bulging or a significantly lower inflation of the housing arrangement under the fluid pressure prevailing inside the housing. Therefore, even with friction areas that are relatively wide in the radial direction, an edge loading of friction linings or the like induced by bulging cannot occur.
  • an essentially ring-shaped coupling element For coupling the coupling device according to the invention to a drive shaft, an essentially ring-shaped coupling element can be provided, which is connected in its radially inner region to an outside of the housing arrangement, preferably by laser welding, and fixed in its radially outer region for coupling to a drive shaft connected or connectable second coupling element is formed.
  • a ratio of an outside flow diameter in the region of the turbine wheel to an outside friction diameter of the at least one friction element in the region of 1.30 to 1.80, preferably 1.35 to 1.70, and / or that a ratio of an outer friction diameter of the at least one friction element to an inner friction diameter of the at least one friction element is in the range from 1.10 to 1.30, preferably 1. , 15 to 1, 25.
  • FIG. 1 is a partial axial sectional view of a hydrodynamic coupling device according to the invention.
  • FIG. 2 shows a detailed view in the direction of arrow II in FIG. 1.
  • FIG. 1 shows a hydrodynamic torque converter 10, comprising a housing arrangement 12, a turbine wheel 14 provided in the housing arrangement 12 and a lock-up clutch arrangement 16.
  • the housing arrangement 12 comprises a housing cover 18 which is fixedly connected in its radially outer region, for example by welding, to an impeller shell 20. Radially on the inside, the impeller shell 20 is firmly connected to an impeller hub 22. On its inner side facing the housing interior 24, the impeller shell 20 carries a plurality of impeller blades 26 that follow one another in the circumferential direction. The impeller shell 20 together with the impeller hub 22 and the impeller blades 26 essentially form an impeller 28.
  • the housing cover 18 is also on its outer side a centering pin 34 arranged coaxially to an axis of rotation A, which is inserted into a corresponding centering recess of a drive shaft, not shown, for example a crankshaft of an internal combustion engine, for aligning the axis of rotation A of the torque converter 10 with respect to the axis of rotation of the drive shaft.
  • the turbine wheel 14 is arranged in the interior 24 of the converter 10 and, in the radially outer region, comprises a turbine wheel shell 36 which carries a plurality of turbine wheel blades 38 on its side facing the pump wheel 28. Radially on the inside, the turbine wheel shell 36 is firmly connected to a turbine wheel hub 40, for example by welding or screwing at 39.
  • the turbine wheel hub 14 can in turn be connected in a rotationally fixed manner to an output shaft, for example a transmission input shaft.
  • a stator 42 is provided axially between the pump wheel 28 and the turbine wheel 14.
  • the stator 42 comprises on a stator ring 44 a plurality of stator blades 46 positioned between the radially inner end portions of the impeller blades 26 and the turbine blades 38.
  • the stator ring 44 can be rotated in a direction around the axis of rotation A via a freewheel arrangement 48 on a support element (not shown), for example a hollow support shaft, but is blocked against rotation in the other direction of rotation.
  • the stator 42 is axially supported via two bearing arrangements 50, 52 with respect to the pump wheel 28 on the one hand and with respect to the turbine wheel 14 on the other hand.
  • the lock-up clutch arrangement 16 serves to establish a direct mechanical torque transmission connection between the turbine wheel 14 and the housing arrangement 12 and comprises a coupling piston 56 which, with a radially inner cylindrical section on an outer circumferential surface of the turbine wheel hub 40, is axially displaceable via a slide bearing 58 and rotatably supported relative to the turbine wheel 14 is.
  • the coupling piston 56 is connected at its radially outer end region to the housing cover 18 in an essentially torsionally rigid manner via an elastic arrangement, in the example shown a tangential leaf spring arrangement 60.
  • the clutch piston 56 is thereby held axially movable with respect to the housing cover 18.
  • the lock-up clutch arrangement 16 further comprises two disk or friction elements 62, 64, which in their radially outer region each have friction linings 66, 68, 70, 72 on both axial end faces.
  • each friction element 62, 64 comprises a friction element carrier section 74, 76, which extends radially inward from a friction surface region R defined by the expansion of the friction linings 66, 68, 70, 72.
  • the friction element carrier sections 74, 76 are formed in one piece with the sections of the friction elements 62, 64 that carry the friction linings.
  • the friction element carrier sections 74, 76 are formed at their radially inner end region with an internal toothing which is in meshing engagement with a corresponding external toothing 80 of the turbine wheel hub 40. A torsionally rigid connection is thus created between the friction elements 62, 64 and the turbine wheel 14.
  • Axially between the two friction elements 62, 64 is an intermediate friction element 82 which, starting from the friction surface area R, extends radially outward and engages in driving recesses 84 of the clutch piston 56.
  • a torsionally rigid connection is thus created between the intermediate friction element 82 and the clutch piston 56 and thus the housing arrangement 12.
  • the interior space 24 of the housing arrangement 12 is divided by the clutch piston 56 into a first space area 86, in which the turbine wheel 14 is arranged, and a second space area 88.
  • the fluid pressure in the room area 86 is increased above the fluid pressure prevailing in the room area 88.
  • fluid can be introduced into the space region 86 via a passage opening arrangement 90 in the region of the stator 42 by a fluid pump (not shown) via an intermediate space formed, for example, between the output shaft (not shown) and a support hollow shaft become.
  • the fluid can then enter the area 88 by flowing around the friction elements 62, 64 and flow via a through-opening arrangement 92 leading radially inward through the output shaft and from there to a fluid reservoir (not shown).
  • a fluid reservoir not shown.
  • at least one fluid passage opening 94 is provided in the clutch piston 56 radially within the friction surface area R, which enables the fluid exchange between the first space region 86 and the second space region 88.
  • the friction linings 66, 68, 70, 72 can have lining grooves with, for example, an arcuate course, which are open in the radially outer region towards the spatial region 86 and are open in the radially inner region towards the spatial region 88, so that they are also completely bridged or in the slip region Condition which can be dissipated more quickly by the flow of fluid in the area of the friction linings 66, 68, 70, 72.
  • the outer friction diameter b of the friction linings 66, 68, 70, 72 is kept comparatively small.
  • a ratio of the outer fluid flow diameter a which approximately corresponds to the outer diameter of the turbine wheel 32, has a value in the range from 1.35 to 1.70 with respect to the outer friction diameter b.
  • the ratio between the outer friction diameter b and the inner friction diameter c of the friction linings 66, 68, 70, 72 is preferably in a range from 1.15 to 1.25. This leads to a comparatively large radial extent of the ring-shaped friction linings and thus to one comparatively large possible power loss in the area of the lockup clutch arrangement.
  • the housing arrangement 12 has a shape which is adapted to the contour of the lock-up clutch arrangement 16 and has an axial bulge 96 in the region of the lock-up clutch arrangement 16.
  • An advantageous stiffening of the housing arrangement 12 is thus created by the contour of the housing cover 18 which is bent radially on both sides of this bulge 96.
  • the working fluid provided in the interior 24 under pressure prevents the housing 12 from bulging or swelling, with the disadvantageous consequence of edge loading in the region of the outer friction lining 66.
  • an axial indentation can alternatively also be provided, through which the same advantageous effect can be achieved and, furthermore, the axial installation space can be further reduced. In the latter case, for optimal use of the installation space, it is expedient if the friction surface area R of the lockup clutch arrangement 16 is arranged completely radially within the radial center of the turbine wheel shell 36.
  • the torque converter 10 can of course also have more than two friction elements 62, 64, for example three friction elements, and then a correspondingly larger number of intermediate friction elements 82. Only one friction element can also be used.
  • FIG. 1 Another advantage of the torque converter 10 shown lies in the way in which it is connected to a drive shaft.
  • a ring-shaped coupling element 98 which, for example, is cranked in the axial direction and is formed, for example, from sheet metal.
  • this coupling element 98 is preferably attached to the outside of the housing cover 18 by laser welding. Laser welding is advantageous here since it results in practically no deformation of the housing cover 18 and any deformation in the region in which the housing cover 18 provides a friction surface on its inside would be disadvantageous.
  • the coupling element 98 In its radially outer area, the coupling element 98 carries a plurality of nut elements 100 or the like, into which screw bolts or the like can be screwed in order to connect the coupling element 98 to a flexible plate or the like, such a plate in a manner known per se in its radially inner area can be screwed to a drive shaft, for example a crankshaft flange.
  • FIG. 2 shows a view marked II in FIG. 1 in the area of the essentially torsionally rigid connection between the clutch piston 56 and the inside of the housing cover 18.
  • the end of the tangential leaf spring 104 on the piston side is fastened to radial tabs 110 of the clutch piston 56 by riveting at 108.
  • a plurality of tangential leaf springs 104 are provided distributed over the circumference of the clutch piston 56, which ensure that the clutch piston 56 can be axially displaced during operation of the lock-up clutch arrangement 16.
  • the driver recesses 84 of the clutch piston 56 are also arranged distributed in the circumferential direction, into which engage radially outwardly projecting tabs of the intermediate friction element 82.
  • These take-out recesses 84 can alternatively also be provided in each case by a section (for example the bottom) of the radial indentations 102, for example as shown in dashed lines in FIG. 2.
  • the cover pins 106 as shown in FIG. 1, are formed by pressing in the housing cover 18.
  • the intermediate friction element or elements could also be coupled in a rotationally fixed manner to the housing cover.
  • a friction element carrier common to the friction elements could also be provided radially within the friction surface region, which holds the individual friction elements axially displaceably and is coupled in a rotationally fixed manner to the turbine wheel on its radially inner region.
  • Such a friction element carrier can also be designed as a torsional vibration damper in order to meet special vibration requirements.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine hydrodynamische Kopplungseinrichtung, insbesondere Drehmomentwandler oder Fluidkupplung, umfassend eine Gehäuseanordnung (12), ein in der Gehäuseanordnung (12) vorgesehenes Turbinenrad (14), eine Überbrückungskupplungsanordnung (16), durch welche wahlweise eine Drehmomentübertragungsverbindung zwischen dem Turbinenrad (14) und der Gehäuseanordnung (12) herstellbar ist, wobei die Überbrückungskupplungsanordnung (16) umfaßt: wenigstens ein mit dem Turbinenrad (14) zur gemeinsamen Drehung um eine Drehachse (A) verbundenes, im Wesentlichen ringartiges Reibelement (62, 64) mit einem Reiboberflächenbereich (R), ein Anpresselement (56), welches mit der Gehäuseanordnung (12) zur gemeinsamen Drehung um die Drehachse (A) verbunden ist und durch welches der Reiboberflächenbereich (R) des wenigstens einen Reibelementes (62, 64) zur Herstellung der Drehmomentübertragungs-verbindung zwischen Turbinenrad (14) und Gehäuseanordnung (12) beaufschlagbar ist. Erfindungsgemäß ist zur Vereinfachung des Aufbaus vorgesehen, dass das Anpresselement (56) radial außerhalb des Reiboberflächenbereiches (R) im Wesentlichen drehstarr mit der Gehäuseanordnung (12) verbunden ist.

Description

Hydrodynamische Kopplungseinrichtung
[Beschreibung]
[Technisches Gebiet]
Die Erfindung betrifft eine hydrodynamische Kopplungseinrichtung, insbesondere einen Drehmomentwandler oder eine Fluidkupplung, umfassend eine Gehäuseanordnung, ein in der Gehäuseanordnung vorgesehenes Turbinenrad, eine Ü- berbrückungskupplungsanordnung, durch welche wahlweise eine Drehmomentübertragungsverbindung zwischen dem Turbinenrad und der Gehäuseanordnung herstellbar ist, wobei die Überbrückungskupplungsanordnung umfasst: wenigs- tens ein mit dem Turbinenrad zur gemeinsamen Drehung um eine Drehachse verbundenes, im Wesentlichen ringartiges Reibelement mit einem Reiboberflachenbereich und ein Anpresselement, welches mit der Gehäuseanordnung zur gemeinsamen Drehung um die Drehachse verbunden ist und durch welches der Reiboberflachenbereich des wenigstens einen Reibelementes zur Herstellung der Drehmomentübertragungsverbindung zwischen Turbinenrad und Gehäuseanordnung beaufschlagbar ist.
[Stand der Technik]
Bei derartigen hydrodynamischen Kopplungseinrichtungen können insbesondere in einem Zustand, in welchem wenigstens ein Teil des über einen Antriebsstrang zu übertragenden Drehmomentes über die Überbrückungskupplungsanordnung von der Gehäuseanordnung auf das Turbinenrad geleitet wird, im Antriebssystem auftretende Drehschwingungen dadurch abgefangen werden, dass in der Über- brückungskupplungsanordnung ein bestimmter Schlupf zugelassen wird, so dass Drehmomentspitzen zu einer Relatiwerdrehung zwischen der Gehäuseanordnung und dem Turbinenrad führen können. Dies führt zu einer vergleichsweise großen Belastung der im Bereich der Überbrückungs- kupplungsanordnung reibend aneinander angreifenden Bauteile oder Oberflächenbereiche, da die zumindest bei größeren Drehmoment- Schwankungen auftretende, durch Schlupf abgefangene Verlustleistung in Wärme umgewandelt wird. Um der Anforderung nach immer größeren möglichen Verlustleistungen im Bereich der Überbrückungskupplungsanordnung gerecht werden zu können, wurden Systeme entwickelt, wie sie beispielsweise in der WO 00/03158 beschrieben sind. Bei dem aus dieser Druckschrift bekannten hydrodynamischen Drehmomentwandler weist die
Überbrückungskupplungsanordnung zwei mit dem Turbinenrad zur gemeinsamen Drehung gekoppelte Reibelemente auf, zwischen welchen ein mit der Gehäuseanordnung zur gemeinsamen Drehung gekoppeltes Zwischenreibelement positioniert ist. Durch den radial innerhalb des Reiboberflächenbereiches an der Gehäuseanordnung angebundenen und als Anpresselement wirkenden Kupplungskolben werden die einzelnen Reiboberflächenbereiche der Reibelemente, des Zwischenreibelements, des Kupplungskolbens und der Gehäuseanordnung in gegenseitige Wechselwirkung gebracht. Durch das Vorsehen mehrerer gestaffelter, miteinander in Wechselwirkung bringbarer Reibflächenpaarungen kann ohne wesentlichen Bauraumbedarf die insgesamt zur Verfügung gestellte Reiboberfläche deutlich vergrößert werden. Dies hat zur Folge, dass auch die im Schlupfbetrieb auftretende Verlustleistung über eine größere Oberfläche verteilt und somit verbessert und schneller abgeführt werden kann.
Nachteilig ist bei den bekannten Kopplungseinrichtungen der oben beschriebenen Art, dass zur Verbindung des oder der Reibelemente mit dem Turbinenrad eine Verbindungsanordnung vorgesehen ist, die das Anpress- element an seinem Außenumfang "umgeht". Diese Verbindung verbraucht Bauraum und erhöht das Gewicht der Kopplungseinrichtung. Die Anordnung der zusätzlichen Masse im radial äußeren Bereich führt zudem zu einer besonders ausgeprägten Erhöhung des Massenträgheitsmomentes des Turbinenrades. Nachteilig bei der bekannten Kopplungseinrichtung ist im Hinblick auf das Gesamtgewicht ferner die Lagerung des radial inneren Bereichs des Anpresselements an einem hierfür axial von der Gehäuseanordnung in deren Innenraum ragenden Abschnitt.
[Aufgabe der Erfindung]
Es ist eine Aufgabe der Erfindung, den Aufbau einer hydrodynamischen Kopplungseinrichtung der eingangs beschriebenen Art zu vereinfachen.
[Darstellung der Erfindung ]
Erfindungsgemäß ist vorgesehen, dass das Anpresselement radial außerhalb des Reiboberflächenbereiches im Wesentlichen drehstarr mit der Gehäuseanordnung verbunden ist.
Bei der erfindungsgemäßen Kopplungseinrichtung ist durch die radial außerhalb des Reiboberflächenbereiches vorgesehene Anbindung des Anpresselementes ohne nennenswerten Mehraufwand die Möglichkeit geschaffen, das oder die Reibelemente in wesentlich einfacherer Weise mit dem Turbinenrad zu verbinden. Insbesondere können die Reibelemente ohne Umgehung des radial äußeren Umfangs des Anpresselements an das Turbinenrad angebunden werden, so dass die Masse der Kopplungseinrichtung und das Massenträgheitsmoment des Turbinenrades klein gehalten werden.
Vorzugsweise ist das Anpresselement über eine elastische Einrichtung, insbesondere eine Tangentialblattfederanordnung, mit der Gehäuseanordnung verbunden. Um durch eine derartige elastische Einrichtung einen vergleichsweise hohen Drehmomentübertrag zwischen dem Anpresselement und der Gehäuseanordnung zu ermöglichen, sollte diese Einrichtung in einem radial äußeren Bereich des Anpresselements angeordnet sein. Im Falle einer Tangentialblattfederanordnung ist es zweckmäßig, das Anpresselement an dessen Außenumfang mit radialen Einbuchtungen vorzusehen, so dass bei der Montage der Kopplungseinrichtung die Blattfedern zunächst an am Außenumfang verbleibenden radialen Laschen des Anpresselementes befestigt, z.B. vernietet, werden können, um später im Bereich der radialen Einbuchtungen befindliche freie Enden der Blattfedern mit einer axial sich erstreckenden Innenfläche der Gehäuseanordnung zu verbinden. Eine gehäuseseitige Vernietung der Blattfederenden erfolgt vorzugsweise an Gehäusezapfen, die durch eine lokale Verformung (z.B. Eindrücken) des Gehäusematerials ausgebildet sind.
Vorzugsweise ist das Anpresselement an dem Turbinenrad axial verlagerbar und relativ zum Turbinenrad drehbar gelagert. Dadurch ist ein bei bekannten Kopplungseinrichtungen für die Lagerung des Anpresselements vorgesehener Vorsprung der Gehäuseanordnung bzw. ein zusätzliches Bauteil vermieden. Im Hinblick auf einen Antrieb des Anpresselementes durch Druckbeaufschlagung erlaubt diese Maßnahme außerdem eine Fluidabdichtung zwischen dem Innenumfang des Anpresselementes und dem Turbinenrad. Vorzugsweise ist das Anpresselement hierbei an der Umfangsfläche einer Nabe des Turbinenrades gelagert.
Ein besonders einfacher Aufbau ergibt sich, wenn das wenigstens eine Reibelement, gewünschtenfalls über einen Drehschwingungsdämpfer, radial innerhalb des Reiboberflächenbereiches im Wesentlichen drehstarr mit dem Turbinenrad verbunden ist. Beispielsweise kann das Reibelement einen Reibelementträgerabschnitt umfassen, der sich von dem Reiboberflachenbereich ausgehend nach radial innen erstreckt. Falls mehrere Reibelemente vorgesehen sind, so kann jedes dieser Elemente einen derart verlaufenden Reibelementträgerabschnitt aufweisen. Denkbar ist jedoch auch, dass ein sich nach radial innen erstreckender, den Reibelementen gemeinsamer Reibelementträgerabschnitt vorgesehen ist, der an seinem Innenumfang mit dem Turbinenrad, insbesondere der Turbinenradnabe, verbunden ist und an seinem Außenumfang einen Reibelementmitnehmer zur Mitnahme, insbesondere formschlüssigen Mitnahme, der einzelnen Reibelemente trägt. Ein gemeinsamer Reibelementträger kann beispielsweise mittels einer Verschweißung mit dem Turbinenrad verbunden sein. Zu bemerken ist hierbei, dass bei einer Verschweißung im Bereich der Turbinenradnabe vorteilhaft jedwede Verformung im Bereich der Turbinenradschale vermieden ist.
Der oder die Reibelementträgerabschnitte sollten sich zur Materialeinsparung im Wesentlichen axial erstrecken. Es ist jedoch durchaus möglich, einen davon abweichenden Verlauf, insbesondere einen im Wesentlichen geradlinig schrägen Verlauf, vorzusehen, beispielsweise um einen axialen Versatz zwischen dem Reiboberflachenbereich und derjenigen Stelle zu überbrücken, an der die Verbindung zum Turbinenrad erfolgt.
Bevorzugt erfolgt die Verbindung mit dem Turbinenrad über eine radiale Verzahnung, die vorzugsweise zwischen dem Reibelement (beziehungsweise Reibelementträger) und einer Umfangsfläche einer Turbinenradnabe vorgesehen ist.
In einer Ausführungsform ist eine Mehrzahl von Reibelementen vorgesehen, wobei jeweils zwischen Reiboberflächenbereichen von zwei einander benachbarten Reibelementen ein im Wesentlichen drehstarr mit dem Anpresselement verbundenes Zwischenreibelement angeordnet ist. Die drehstarre Verbindung mit dem Anpresselement gewährleistet in einfacher Weise die Mitnahme des Zwischenreibelementes bei einer Drehung der Gehäuseanordnung. Bevorzugt erstreckt sich jedes Zwischenreibelement oder ein mehreren Zwischenreibelementen gemeinsamer Zwischenreibelementträger in Mitnahmeaussparungen des Anpresselementes eingreifend. In einer Weiterbildung dieser Ausführungsform sind die Mitnahmeaussparungen von oben bereits erwähnten radialen Einbuchtungen am Außenumfang des Anpresselementes gebildet, denen damit eine weitere Funktion verliehen ist.
Ein besonders einfach zu realisierender Aufbau einer hydrodynamischen Kopplungseinrichtung, welche nach dem Prinzip eines 2-Leitungssystems arbeitet, kann dadurch erhalten werden, dass durch das Anpresselement ein Innenraum der Gehäuseanordnung in einen ersten Raumbereich, in welchem das Turbinenrad angeordnet ist, und einen zweiten Raumbereich unterteilt ist und dass zum Austausch von in dem Innenraum vorgesehenem Arbeitsfluid in den ersten Raumbereich Arbeitsfluid einleitbar und aus dem zweiten Raumbereich Arbeitsfluid ausleitbar ist oder umgekehrt. Um bei einem derartigen System trotz einer radial äußeren Dichtung des Anpresselementes durch die aneinander anliegenden Reiboberflächenbereiche im eingerückten Zustand der Überbrückungskupplungsanordnung einen Fluidaustausch zu ermöglichen, wird vorgeschlagen, dass in dem Anpresselement radial innerhalb des Reiboberflächenbereiches wenigstens eine Fluiddurchtrittsöffnung zum Ermöglichen eines Fluidaustausches zwischen dem ersten Raumbereich und dem zweiten Raumbereich vorgesehen ist. Ferner wird zur Verbesserung einer Fluidkühlung im eingerückten oder schlupfenden Zustand weiter vorgeschlagen, dass in dem Reiboberflachenbereich des wenigstens einen Reibelementes eine vorzugsweise mit bogenartiger Formgebung ausgebildete
Strömungskanalanordnung vorgesehen ist. Diese Strömungskanalanordnung ist dann vorzugsweise zu den beiden Raumbereichen hin offen, so dass bedingt durch die in diesen Kupplungszuständen ohnehin vorhandene Druckdifferenz zwischen den beiden Raumbereichen ein Fluiddurchtritt durch die Strömungskanalanordnung hindurch stattfinden wird und dabei die in diesem räumlichen Bereich entstehende Wärmeenergie effizient abgeführt werden kann. Selbstverständlich kann die erfindungsgemäße Kopplungseinrichtung auch als sogenanntes 3-Leitungssystem ausgebildet sein, bei dem zwei Fluidleitungen zum Fluidaustausch und eine weitere Fluidleitung zur fluiddruckgesteuerten Betätigung des Kupplungskolbens vorgesehen ist.
Vorzugsweise ist bei der erfindungsgemäßen Kopplungseinrichtung vorgesehen, dass die Gehäuseanordnung eine an die Kontur der Überbrückungs- kupplungsanordnung angepasste Formgebung mit einer axialen Ausbuchtung im Bereich der Überbrückungskupplungsanordnung aufweist. Diese Maßnahme hat zur Folge, dass die Gehäuseanordnung insbesondere in ihrem auch für die Überbrückungskupplungsanordnung beziehungsweise für deren Wirkung bereitgestellten Bereich mit höherer Steifigkeit ausgebildet ist. Dies führt zu einer deutlich geringeren Ausbauchung beziehungsweise einem deutlich geringeren Aufblähen der Gehäuseanordnung unter dem im Gehäuseinneren vorherrschenden Fluiddruck. Daher kann es selbst bei in radialer Richtung relativ breiten Reibflächenbereichen nicht zu einer durch Ausbauchung induzierten Kantenbelastung von Reibbelägen oder dergleichen kommen.
Zur Ankopplung der erfindungsgemäßen Kopplungseinrichtung an eine Antriebswelle kann ein im Wesentlichen ringartig ausgebildetes Ankoppelelement vorgesehen sein, das in seinem radial inneren Bereich an eine Außenseite der Gehäuseanordnung, vorzugsweise durch Laserschweißen, angebunden ist und in seinem radial äußeren Bereich zur Kopplung mit einem mit einer Antriebswelle fest verbundenen oder verbindbaren zweiten Ankoppelelement ausgebildet ist.
Zur Erlangung einer günstigen Massenverteilung mit der Folge eines geringeren Massenträgheitsmomentes beziehungsweise zur Vergrößerung der Reibflächenbereiche lässt sich vorsehen, dass ein Verhältnis eines Strömungsaußendurchmessers im Bereich des Turbinenrads zu einem Reibaußendurchmesser des wenigstens einen Reibelements im Bereich von 1 ,30 bis 1 ,80, vorzugsweise 1,35 bis 1,70, liegt und/oder dass ein Verhältnis eines Reibaußendurchmessers des wenigstens einen Reibelements zu einem Reibinnendurchmesser des wenigstens einen Reibelements im Bereich von 1 ,10 bis 1 ,30, vorzugsweise 1 ,15 bis 1 ,25, liegt.
Die Erfindung wird nachfolgend anhand eines Ausführungsbeispiels mit Bezug auf die beigefügten Zeichnungen näher beschrieben. Es zeigt:
Fig. 1 eine Teil-Axialschnittansicht einer erfindungsgemäßen hydro- dynamischen Kopplungseinrichtung, und
Fig. 2 eine Detailansicht in Richtung des Pfeils II in Fig. 1.
Figur 1 zeigt einen hydrodynamischen Drehmomentwandler 10, umfassend eine Gehäuseanordnung 12, ein in der Gehäuseanordnung 12 vorgesehenes Turbinenrad 14 sowie eine Überbrückungskupplungsanordnung 16.
Die Gehäuseanordnung 12 umfasst einen Gehäusedeckel 18, der in seinem radial äußeren Bereich beispielsweise durch Verschweißung mit einer Pumpenradschale 20 fest verbunden ist. Radial innen ist die Pumpenradschale 20 mit einer Pumpenradnabe 22 fest verbunden. An ihrer zum Gehäuseinnenraum 24 hingewandten Innenseite trägt die Pumpenradschale 20 eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Pumpenrad- schaufein 26. Die Pumpenradschale 20 bildet zusammen mit der Pumpenradnabe 22 und den Pumpenradschaufeln 26 im Wesentlichen ein Pumpenrad 28. Der Gehäusedeckel 18 ist an seiner Außenseite mit einem koaxial zu einer Drehachse A angeordneten Zentrierzapfen 34 versehen, welcher in eine entsprechende Zentrierausnehmung einer nicht dargestellten Antriebswelle, beispielsweise Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine, zur Ausrichtung der Drehachse A des Drehmomentwandlers 10 bezüglich der Drehachse der Antriebswelle eingesetzt wird. Das Turbinenrad 14 ist im Innenraum 24 des Wandlers 10 angeordnet und umfasst im radial äußeren Bereich eine Turbinenradschale 36, welche an ihrer dem Pumpenrad 28 zugewandten Seite eine Mehrzahl von Turbinenradschaufeln 38 trägt. Radial innen ist die Turbinenradschale 36 beispielsweise durch Verschweißung oder Verschraubung bei 39 mit einer Turbinenradnabe 40 fest verbunden. Die Turbinenradnabe 14 wiederum kann mit einer Abtriebswelle, beispielsweise einer Getriebeeingangswelle, drehfest verbunden werden.
Axial zwischen dem Pumpenrad 28 und dem Turbinenrad 14 ist ein Leitrad 42 vorgesehen. Das Leitrad 42 umfasst auf einem Leitradring 44 eine Mehrzahl von Leitradschaufeln 46, die zwischen den radial inneren Endbereichen der Pumpenradschaufeln 26 und der Turbinenradschaufeln 38 positioniert sind. Der Leitradring 44 ist über eine Freilaufanordnung 48 auf einem nicht dargestellten Stützelement, beispielsweise einer Stützhohlwelle, in einer Richtung um die Drehachse A herum drehbar, gegen eine Drehung in der anderen Drehrichtung jedoch blockiert getragen. In axialer Richtung ist das Leitrad 42 über zwei Lageranordnungen 50, 52 bezüglich des Pumpenrads 28 einerseits und bezüglich des Turbinenrads 14 andererseits axial abgestützt.
Die Überbrückungskupplungsanordnung 16 dient der Herstellung einer direkten mechanischen Drehmomentübertragungsverbindung zwischen dem Turbinenrad 14 und der Gehäuseanordnung 12 und umfasst einen Kopplungskolben 56, der mit einem radial inneren zylindrischen Abschnitt auf einer Außenumfangsfläche der Turbinenradnabe 40 über ein Gleitlager 58 axial verlagerbar und relativ zum Turbinenrad 14 drehbar gelagert ist. Der Kupplungskolben 56 ist an seinem radial äußeren Endbereich über eine elastische Anordnung, im dargestellten Beispiel eine Tangentialblattfederanordnung 60, im Wesentlichen drehstarr mit dem Gehäusedeckel 18 verbunden. Der Kupplungskolben 56 ist hierdurch bezüglich des Gehäusedeckels 18 axial bewegbar gehalten. Die Überbrückungskupplungsanordnung 16 umfasst ferner zwei Lamellen-oder Reibelemente 62, 64, welche in ihrem radial äußeren Bereich jeweils an beiden axialen Stirnflächen Reibbeläge 66, 68, 70, 72 tragen. In ihrem radial inneren Bereich umfasst jedes Reibelement 62, 64 einen Reibelementträgerabschnitt 74, 76, der sich von einem durch die Ausdehnung der Reibbeläge 66, 68, 70, 72 definierten Reiboberflachenbereich R ausgehend nach radial innen erstreckt. Im dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Reibelementträgerabschnitte 74, 76 einstückig mit den die Reibbeläge tragenden Abschnitten der Reibelemente 62, 64 ausgebildet. Die Reibelementträgerabschnitte 74, 76 sind an ihrem radial inneren Endbereich mit einer Innenverzahnung ausgebildet, die mit einer entsprechenden Außenverzahnung 80 der Turbinenradnabe 40 in Mitnahmeeingriff steht. Es ist somit eine drehstarre Verbindung zwischen den Reibelementen 62, 64 und dem Turbinenrad 14 geschaffen.
Axial zwischen den beiden Reibelementen 62, 64 liegt ein Zwischenreibelement 82, das sich von dem Reiboberflachenbereich R ausgehend nach radial außen in Mitnahmeaussparungen 84 des Kupplungskolbens 56 eingreifend erstreckt. Es ist somit eine drehstarre Verbindung zwischen dem Zwischenreibelement 82 und dem Kupplungskolben 56 und damit der Gehäuseanordnung 12 geschaffen.
Der Innenraum 24 der Gehäuseanordnung 12 wird durch den Kupplungskolben 56 in einen ersten Raumbereich 86, in welchem das Turbinenrad 14 angeordnet ist, und einen zweiten Raumbereich 88 unterteilt. Zur Herstellung des Uberbrückungszustandes wir der Fluiddruck im Raumbereich 86 über den im Raumbereich 88 vorherrschenden Fluiddruck hinaus erhöht. Zur Erhöhung des Fluiddrucks im Raumbereich 86 kann über eine Durchtrittsöffnungsanordnung 90 im Bereich des Leitrads 42 von einer nicht dargestellten Fluidpumpe über einen beispielsweise zwischen der nicht dargestellten Abtriebswelle und einer Stützhohlwelle gebildeten Zwischenraum Fluid in den Raumbereich 86 eingeleitet werden. Im nicht überbrückten Zustand kann das Fluid dann vom Raumbereich 86 unter Umströmung der Reibelemente 62, 64 in den Raumbereich 88 eintreten und über eine das Fluid nach radial innen führende Durchtrittsöffnungsanordnung 92 durch die Abtriebswelle hindurch und von dort zu einem nicht dargestellten Fluidreservoir strömen. Um im überbrückten Zustand, in welchem der Druck des Kupplungskolbens 56 zu einer Fluidabdichtung im Bereich der Reibbeläge 66, 68, 70, 72 führt, auch einen Fluidaustausch zu ermöglichen, ist in dem Kupplungskolben 56 radial innerhalb des Reiboberflächenbereiches R wenigstens eine Fluiddurchtrittsöffnung 94 vorgesehen, die den Fluidaustausch zwischen dem ersten Raumbereich 86 und dem zweiten Raumbereich 88 ermöglicht. Ferner können die Reibbeläge 66, 68, 70, 72 Belagsnutungen mit beispielsweise bogenartigem Verlauf aufweisen, die im radial äußeren Bereich zum Raumbereich 86 hin offen sind und im radial inneren Bereich zum Raumbereich 88 hin offen sind, so dass auch im vollständig überbrückten oder im schlupfenden Zustand die im Bereich der Reibbeläge 66, 68, 70, 72 entstehende Reibungswärme durch die Fluiddurchströmung rascher abgeführt werden kann.
Um eine weitere Minimierung des Massenträgheitsmomentes zu erzielen, ist der Reibaußendurchmesser b der Reibbeläge 66, 68, 70, 72 vergleichsweise klein gehalten. So weist im bevorzugten Falle ein Verhältnis des Fluidströmungsaußendurchmessers a, welcher näherungsweise dem Außendurchmesser des Turbinenrads 32 entspricht, bezüglich des Reibaußendurchmessers b einen Wert im Bereich von 1 ,35 bis 1 ,70 auf.
Des Weiteren liegt das Verhältnis zwischen dem Reibaußendurchmesser b und dem Reibinnendurchmesser c der Reibbeläge 66, 68, 70, 72 vorzugsweise in einem Bereich von 1,15 bis 1 ,25. Dies führt zu einer vergleichsweise großen Radialerstreckung der ringartig ausgebildeten Reibbeläge und damit zu einer vergleichsweise großen möglichen Verlustleistung im Bereich der Überbrückungskupplungsanordnung.
Die Gehäuseanordnung 12 weist eine an die Kontur der Überbrückungs- kupplungsanordnung 16 angepasste Formgebung mit einer axialen Ausbuchtung 96 im Bereich der Überbrückungskupplungsanordnung 16 auf. Durch die radial beiderseits dieser Ausbuchtung 96 abgeknickte Kontur des Gehäusedeckels 18 wird somit eine vorteilhafte Versteifung der Gehäuseanordnung 12 geschaffen. Dies hat zur Folge, dass durch das im Innenraum 24 unter Druck vorgesehene Arbeitsfluid ein Ausbauchen oder Aufblähen des Gehäuses 12 mit der nachteiligen Folge einer Kantenbelastung im Bereich des äußeren Reibbelages 66 vermieden werden kann. An Stelle der axialen Ausbuchtung 96 kann alternativ auch eine axiale Einbuchtung vorgesehen sein, durch die die gleiche vorteilhafte Wirkung erzielt werden kann und darüber hinaus der axiale Bauraum weiter verkleinert werden kann. In letzterem Fall ist es zur optimalen Ausnutzung des Bauraums günstig, wenn der Reiboberflachenbereich R der Überbrückungskupplungsanordnung 16 vollständig radial innerhalb des radialen Zentrums der Turbinenradschale 36 angeordnet ist.
Es sei darauf hingewiesen, dass der Drehmomentwandler 10 selbstverständlich auch mehr als zwei Reibelemente 62, 64, beispielsweise drei Reibelemente, und dann eine entsprechend größere Anzahl an Zwischenreibelementen 82 aufweisen kann. Auch kann lediglich ein Reibelement eingesetzt werden.
Ein weiterer Vorteil des dargestellten Drehmomentwandlers 10 liegt in der Art und Weise der Anbindung desselben an eine Antriebswelle. Man erkennt in Figur 1 links ein ringartig ausgebildetes Ankoppelelement 98, welches beispielsweise in axialer Richtung abgekröpft ausgebildet ist und beispielsweise aus Blech geformt ist. In seinem radial inneren Bereich ist dieses Ankoppelelement 98 vorzugsweise durch Laserschweißen an der Außenseite des Gehäusedeckels 18 angebracht. Die Laserschweißung ist hier vorteilhaft, da sie praktisch keine Verformung des Gehäusedeckels 18 zur Folge hat und jedwede Verformung in dem Bereich, in welchem der Gehäusedeckel 18 an seiner Innenseite eine Reibfläche bereitstellt, nachteilig wäre. In seinem radial äußeren Bereich trägt das Ankoppelelement 98 mehrere Mutternelemente 100 oder dergleichen, in welche Schraubbolzen oder dergleichen eingeschraubt werden können, um das Ankoppelelement 98 mit einer Flexplatte oder dergleichen zu verbinden, wobei eine derartige Platte in an sich bekannter Weise in ihrem radial inneren Bereich an eine Antriebswelle, z.B. einen Kurbelwellenflansch, angeschraubt sein kann.
Figur 2 zeigt eine in Figur 1 mit II gekennzeichnete Ansicht im Bereich der im Wesentlichen drehstarren Verbindung zwischen dem Kupplungskolben 56 und der Innenseite des Gehäusedeckels 18. Man erkennt am Außenumfang des Kupplungskolbens 56 eine von mehreren radialen Einbuchtungen 102, in deren Bereich jeweils ein gehäuseseitiges Ende einer Tangentialblattfeder 104 durch Vernietung an einem Deckelzapfen 106 angebunden ist. Das kolbenseitige Ende der Tangentialblattfeder 104 ist durch eine Vernietung bei 108 an radialen Laschen 110 des Kupplungskolbens 56 befestigt. In dieser Weise sind über den Umfang des Kupplungskolbens 56 verteilt mehrere Tangentialblattfedern 104 vorgesehen, die eine im Betrieb der Überbrückungskupplungsanordnung 16 erforderliche Axialverschiebbarkeit des Kupplungskolbens 56 gewährleisten.
Ebenfalls in Umfangsrichtung verteilt angeordnet sind die Mitnahmeaussparungen 84 des Kupplungskolbens 56, in welche radial nach außen abstehende Laschen des Zwischenreibelementes 82 eingreifen. Diese Mitnahmeaussparungen 84 können alternativ auch jeweils durch einen Abschnitt (z.B. den Grund) der radialen Einbuchtungen 102 bereitgestellt werden, z.B. wie es in Figur 2 gestrichelt dargestellt ist. In einer bevorzugten Ausführungsform sind die Deckelzapfen 106, wie in Figur 1 dargestellt, durch Eindrücken des Gehäusedeckels 18 ausgebildet.
Selbstverständlich können bei der erfindungsgemäßen Kopplungseinrichtung in verschiedenen Bereichen Veränderungen vorgenommen werden, ohne von den Prinzipien der Erfindung abzuweichen. Beispielsweise könnten das oder die Zwischenreibelemente auch mit dem Gehäusedeckel drehfest gekoppelt sein. Auch könnte radial innerhalb des Reiboberflächenbereiches ein den Reibelementen gemeinsamer Reibelementträger vorgesehen sein, der die einzelnen Reibelemente axial verlagerbar hält und an seinem radial inneren Bereich mit dem Turbinenrad drehfest gekoppelt ist. Ein derartiger Reibelementträger kann auch als Torsionsschwingungsdämpfer ausgebildet sein, um besonderen schwingungstechnischen Erfordernissen zu genügen.

Claims

[Patentansprüche]
1. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung, insbesondere Drehmomentwandler oder Fluidkupplung, umfassend: - eine Gehäuseanordnung (12), ein in der Gehäuseanordnung (12) vorgesehenes Turbinenrad (14), eine Überbrückungskupplungsanordnung (16), durch welche wahlweise eine Drehmomentübertragungsverbindung zwischen dem Turbinenrad (14) und der Gehäuseanordnung (12) herstellbar ist, wobei die Überbrückungskupplungsanordnung (16) umfasst: wenigstens ein mit dem Turbinenrad (14) zur gemeinsamen Drehung um eine Drehachse (A) verbundenes, im Wesentlichen ringartiges Reibelement (62, 64) mit einem Reiboberflachenbereich (R), ein Anpresselement (56), welches mit der Gehäuseanordnung (12) zur gemeinsamen Drehung um die Drehachse (A) verbunden ist und durch welches der Reiboberflachenbereich (R) des wenigstens einen Reibelementes (62, 64) zur Herstellung der Drehmoment- Übertragungsverbindung zwischen Turbinenrad (14) und Gehäuseanordnung (12) beaufschlagbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass das Anpresselement (56) radial außerhalb des Reiboberflächenbereiches (R) im Wesentlichen drehstarr mit der Gehäuseanordnung (12) verbunden ist.
Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Anpresselement (56) über eine elastische Einrichtung (60), insbesondere eine Tangentialblattfederanordnung, mit der Gehäuseanordnung (12) verbunden ist.
3. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Anpresselement (56) an dem Turbinenrad (14) axial verlagerbar und relativ zum Turbinenrad (14) drehbar gelagert (58) ist.
4. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine Reibelement (62, 64) radial innerhalb des Reiboberflächenbereiches (R) im Wesentlichen drehstarr mit dem Turbinenrad (14) verbunden ist.
5. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine Reibelement (62, 64) einen Reibelementträgerabschnitt (74, 76) umfasst, der sich von dem
Reiboberflachenbereich (R) ausgehend nach radial innen erstreckt.
6. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine Reibelement (62, 64) über eine radiale Verzahnung (74, 76, 80) mit dem Turbinenrad (14) verbunden ist.
7. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Verzahnung (74, 76, 80) zwischen dem wenigstens einen Reibelement (62, 64) und einer Umfangsfläche einer Nabe (40) des Turbinenrades (14) vorgesehen ist.
8. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass eine Mehrzahl von Reibelementen (62, 64) vorgesehen ist, wobei jeweils zwischen Reiboberflächenbereichen (R) von zwei einander benachbarten Reibelementen (62, 64) ein im Wesentlichen drehstarr mit dem Anpresselement (56) verbundenes Zwischenreibelement (82) angeordnet ist.
9. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Zwischenreibelement (82) sich in
Mitnahmeaussparungen (84) des Anpresselementes (56) eingreifend erstreckt.
10. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass durch das Anpresselement (56) ein Innenraum (24) der Gehäuseanordnung (12) in einen ersten Raumbereich (86), in welchem das Turbinenrad (14) angeordnet ist, und einen zweiten Raumbereich (88) unterteilt ist und dass zum Austausch von in dem Innenraum (24) vorgesehenem Arbeitsfluid in den ersten Raumbereich
(86) Arbeitsfluid einleitbar und aus dem zweiten Raumbereich (88) Arbeitsfluid ausleitbar ist oder umgekehrt.
1 1 . Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass in dem Anpresselement (56) radial innerhalb des Reiboberflächenbereiches (R) wenigstens eine Fluid- durchtrittsöffnung (94) zum Ermöglichen eines Fluidaustausches zwischen dem ersten Raumbereich (86) und dem zweiten Raumbereich (88) vorgesehen ist.
12. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 10 oder 1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass in dem Reiboberflachenbereich (R) des wenigstens einen Reibelementes (62, 64) eine vorzugsweise mit bogenartiger Formgebung ausgebildete Strömungskanalanordnung vorgesehen ist.
13. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Gehäuseanordnung (12) eine an die Kontur der Überbrückungskupplungsanordnung (16) angepasste
Formgebung mit einer axialen Ausbuchtung (96) im Bereich der Überbrückungskupplungsanordnung (16) aufweist.
14. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 13, gekennzeichnet durch ein im Wesentlichen ringartig ausgebildetes erstes Ankoppelelement (98), das in seinem radial inneren Bereich an eine Außenseite der Gehäuseanordnung (12) vorzugsweise durch Laserschweißen angebunden ist und in seinem radial äußeren Bereich zur Kopplung mit einem mit einer Antriebswelle fest verbundenen oder verbindbaren zweiten Ankoppelelement (100) ausgebildet ist.
15. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass ein Verhältnis eines Strömungsaußendurchmessers (a) im Bereich des Turbinenrads (14) zu einem Reibaußendurchmesser (b) des wenigstens einen Reibelements (62, 64) im Bereich von 1 ,30 bis 1 ,80, vorzugsweise 1 ,35 bis 1 ,70, liegt und/oder dass ein Verhältnis eines Reibaußendurchmessers (b) des wenigstens einen Reibelements (62, 64) zu einem Reibinnendurchmesser (c) des wenigstens einen Reibelements (62, 64) im Bereich von 1 ,10 bis 1 ,30, vorzugsweise 1,15 bis 1,25, liegt.
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