WO2011045199A1 - Nasslaufende kupplungsanordnung - Google Patents

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WO2011045199A1
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Jörg SUDAU
Arthur Schröder
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ZF Friedrichshafen AG
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    • F16D25/063—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch the clutch having friction surfaces with clutch members exclusively moving axially
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    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
    • F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
    • F16F15/121—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon using springs as elastic members, e.g. metallic springs
    • F16F15/123—Wound springs
    • F16F15/12353—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations

Definitions

  • the present invention relates to a wet-running clutch assembly, in particular starting clutch for a vehicle, comprising a fluid-filled or fillable housing assembly, a Reibkupplungs Scheme with a rotating with the housing assembly about a rotation axis first Reib lakeformation and one with an output member about the rotation axis and with the first friction surface formation frictionally engageable second friction surface formation, a fluid coupling region having a pump wheel rotating about the rotation axis with the housing assembly, and a turbine wheel rotating about the rotation axis with the output element and defining a fluid circulation orifice space with the impeller.
  • a wet-running clutch assembly in particular starting clutch for a vehicle, with which an improved operating characteristic can be achieved.
  • this object is achieved by a wet-running clutch assembly, in particular starting clutch for a vehicle, comprising a fluid-filled or fillable housing assembly, a Reibkupplungs Scheme with a rotating with the housing assembly about a rotational axis first Reib lakeformation and one with an output member the rotational axis rotating and frictionally engageable with the first Reib lakeformation second friction surface formation, a fluid coupling region with a rotating with the housing assembly around the rotation impeller and a rotating with the driven element about the axis of rotation and with the impeller a Fluidzirkulationstorusraum limiting turbine wheel.
  • the fluid coupling region is arranged radially outside of the friction coupling region. Due to the radial graduation of the fluid coupling region and friction clutch region in the sense that the fluid coupling region lies radially outside the friction clutch region, it is ensured that when the vehicle is put back into operation after a longer downtime by the fluid collecting radially outward in the fluid coupling region by fluid circulation and thereby generated Torque transmission interaction between the impeller and the turbine wheel torque can be transmitted. This torque makes it possible to start even immediately after commissioning and when the housing arrangement is partially empty, until, by means of a corresponding conveying effect, a fluid pump arranged, for example, in a gearbox, which is generated by the rotation of the housing assembly.
  • a structurally particularly advantageous variant due to a small number of parts can provide that the turbine wheel is integrally formed with a friction element of the second friction surface formation.
  • the torsional vibration damper assembly may be configured to include a first torsional vibration damper portion and, in series therewith, a second torsional vibration damper portion, the second friction surface assembly having an input portion of the first torque damper portion Torsionsschwingungsdämpfer Schemes is connected and an output portion of the second torsional vibration damper portion is optionally connected via a third Torsionsschwingungsdämpfer Scheme with the output member.
  • the turbine wheel In order to be able to use both torsional vibration damper regions in the torque flow between the turbine wheel and the driven element, provision may be made for the turbine wheel to be connected to the input region of the first torsional vibration damper region.
  • the turbine wheel is connected to an output region of the first torsional vibration damper region or / and to an input region of the second torsional vibration damper region.
  • the turbine wheel is massively coupled to an intermediate region between the two Torsionsschwingungsdämpfer Suiteen so that is basically working in the manner of a three-mass damper with a drive-side vibration mass, a drive-side vibration mass and a substantially provided with the turbine wheel intermediate mass.
  • the impeller has a pump shell provided by the housing arrangement.
  • the impeller and the turbine wheel limit the Fluidzirkulationstorusraum at its radially inner region substantially at the same radial level and that the turbine wheel the Fluidzirkulationstorusraum at its radially outer region radially further limited inside than the impeller.
  • the present invention relates to a wet-running clutch assembly
  • a wet-running clutch assembly comprising a fluid-filled or fillable housing assembly, a friction clutch region having a first friction surface formation rotating about an axis of rotation with the housing assembly, and one having an output element an inner surface of the housing assembly being frictionally engageable by the pressing member into a first space portion containing the turbine wheel and an inner surface of the housing assembly being rotatable about the rotational axis and frictionally engagable with the first friction surface formation; Substantially radially within the friction surface arrangements lying second space area is divided, a separating element, which together with the pressing one of the first space area and second n space region substantially separated third spatial area limited, the third space region fluid for actuation of the pressing element can be fed.
  • the third spatial region lies on the axial side of the pressing element facing the first spatial region.
  • a biasing arrangement load the pressing element counter to the fluid pressure that can be generated in the third spatial region on the axial side of the pressing element facing away from the third spatial region.
  • the pressing member may be connected to the housing assembly for conjoint rotation, and may include a first passage opening arrangement connecting the first space area to the second space area for establishing an efficient fluid flow connection between the first space area and the second space area radially inside the friction area formations.
  • This passage opening arrangement connects the space regions which are basically at the same pressure level and are separated from one another by the contact pressure element and thus enables fluid to be conveyed radially outward through the pump wheel, in particular under the above-mentioned conveying effect of the impeller, thereby reaching the first spatial area. through the first passage opening arrangement back into the second space area and of this can flow radially outward into the region of the friction surface formations.
  • the pressing element radially within the first passage opening arrangement one the third space area with the second Has space connecting second passage opening arrangement.
  • the fluid which may also be introduced under pressure into the third space region for actuating the pressing element, can pass through this second passage opening arrangement into the second space region and leave it with flow around the friction surface formations in the direction of the first spatial region, from where it is drawn off and returned to the flow circuit becomes.
  • an overall flow cross-sectional area of the first passage opening arrangement be greater than a total flow cross-sectional area of the second passage opening arrangement.
  • the pump formation may have at least one pump delivery surface in the second spatial region, preferably radially within the friction surface formation.
  • the pump formation has at least one pump conveying surface in the first spatial region, preferably radially outside the friction surface formations.
  • the separating element of a housing shell of the housing assembly is formed axially opposite disk-like.
  • the pressing element is held substantially between the separating element and the housing shell of the housing arrangement.
  • the separating element can be connected in its radially inner region to the housing shell, for example welded.
  • the housing assembly comprises a motor facing to be positioned first housing shell and a gear facing and to be positioned radially outside with the first housing shell fluidly connected second housing shell, wherein the second housing shell is then curved radially inward in a first curvature region adjacent to the region of the connection to the first housing shell and then extends radially inward and in the direction of the first housing shell away from the first housing shell in a first transition region and in one is curved radially inward at the second transition region adjoining the first transition region and then radially inward and in the direction of the second bending region in a second transition region to extend to the first housing shell.
  • a radius of curvature in the first curvature region is at least partially larger than a radius of curvature in the second curvature region.
  • the second housing shell extends substantially rectilinearly in the first transition region and / or in the second transition region.
  • 1 is a partial longitudinal sectional view of a wet-running clutch assembly with fluid coupling portion and Reibkupplungs Symposium.
  • Fig. 2 is a representation corresponding to Figure 1 of an alternative embodiment.
  • FIG. 3 shows a representation of an alternative design form corresponding to FIG. 1;
  • FIG. Fig. 4 is a representation corresponding to Figure 1 of an alternative embodiment.
  • Fig. 5 is a representation corresponding to Figure 1 of an alternative embodiment.
  • Fig. 6 is a representation corresponding to Figure 1 of an alternative embodiment.
  • Fig. 7 is an axial view of a friction member used in the clutch assembly of Fig. 6;
  • Fig. 8 is a sectional view of the friction element of Fig. 7 taken along a line VIII - VIII;
  • FIG. 9 is a partial longitudinal sectional view of another alternative embodiment of a wet-running clutch assembly.
  • FIG. 10 is a partial longitudinal sectional view of another alternative embodiment of a wet-running clutch assembly
  • Fig. 1 1 is a partial longitudinal sectional view of another alternative embodiment of a wet-running clutch assembly
  • Fig. 12 is a partial longitudinal sectional view of another alternative embodiment of a wet-running clutch assembly.
  • a wet-running clutch assembly for the drive train of a vehicle is generally designated 10. These are used as starting elements
  • the releasable coupling arrangement 10 comprises a housing arrangement 12 with a housing shell 14 to be positioned facing the motor, and a housing shell 1 6 to be positioned facing, thus disconnected.
  • the two housing shells 14, 16 are in their regions extending radially toward one another 15, 17 together, for example, by welding firmly and together define an interior 18 of the housing assembly 12.
  • a coupling arrangement 20 is provided, via which, for example, by means of a Flexplattenan angel or der- the housing assembly 12 with a drive shaft, such as a crankshaft Internal combustion engine, for common rotation about a rotation axis A can be connected.
  • the transmission-side housing shell 1 6 has either integrally formed in its radially inner region or attached as a separate component, a to be positioned in a gear housing to be positioned pump hub for driving a fluid pump.
  • the clutch assembly 10 includes a fluid coupling portion 24 and directly radially inside thereof a friction clutch portion 26.
  • the fluid coupling portion 24 and the friction clutch portion 26 are approximately at the same axial level, so overlap each other axially. Furthermore, it can be seen that the fluid coupling region 24 is provided in the radially outermost region of the housing assembly 12, while the friction clutch region 26 is slightly offset radially inwardly with respect to this positioning.
  • the fluid coupling region 24 comprises an impeller 28 having an impeller shell 32 formed by a radially outward and in the direction of the transmission-side housing shell 166. On the inside of this impeller shell 32 a plurality of pump impeller blades 34 are carried in succession in the circumferential direction. Axially opposite to the impeller 28, a turbine wheel 36 is provided. This includes a turbine wheel shell 38 having a plurality of turbine blades 40 carried thereon and axially opposed to the impeller blades 34. The impeller 28 and the turbine wheel 36 together define a fluid circulation burst chamber 42 having an approximately circular cross-sectional geometry in the illustrated example. During relative rotation between the impeller 28 and the turbine wheel 38, a torque is transferred between them by fluid circulation.
  • the Reibkupplungs Society 26 includes two Reib phytoformationen 44, 46.
  • a first Reib lakeformation 44 includes a first friction surface 48 at a lying radially inside the impeller shell 32 and substantially rectilinear radially outwardly extending portion 50 of the motor-side housing shell 14 and a second friction surface 52 at the radially outer region of an effective as a pressing element clutch piston 54.
  • the second friction surface formation 46 comprises a friction element 62 with a friction lining carrier 64 and friction linings 66, 68 provided on both axial sides thereof.
  • the friction lining 66 cooperates with the friction surface 48, while the friction lining 68 interacts with the friction surface 52.
  • the friction element 62 or its friction lining carrier 64 is integrally formed with the turbine wheel shell 38, for example by forming an annular disk-like sheet metal blank. This leads to a very compact construction, which is easy to produce with a very small number of parts.
  • a first passage opening arrangement 74 for example with a plurality of openings which follow one another in the circumferential direction and pass through the clutch piston 54, forms a fluid exchange connection between the first space area 70 and the second space area in the region of the clutch piston 54 which adjoins the friction clutch area 26 radially inwardly 72 ago.
  • a generally disc-like trained and formed, for example, sheet material separator 76 is fixed, for example, by welding in its radially inner region.
  • the separating element 76 forms in its radially inner region an axial formation 78, in which an axial end of an output shaft 80 acting as the transmission input shaft is connected fluid-tight.
  • the clutch piston 54 is guided on the preferably integrally formed separating element axially and movable to produce a fluid-tight seal by means of respective sealing elements.
  • the separating element 76 together with the coupling piston 54, delimits a third spatial region 82.
  • This third spatial region 82 is located on the axial side of the clutch piston 54 facing the first space region 70 and can be supplied with pressurized fluid via one or more supply openings 84 formed in the axial configuration of the separation element 76 and an opening 86 formed centrally in the output shaft 80.
  • This pressure fluid can lead to a pressure build-up in the third space region 82 with a corresponding axial load of the clutch piston 54. Thereby, this is against the biasing action of a biasing assembly 88, such as disc spring, in the direction of the friction member 62 to move to engage the Reibkupplungs Symposium 26.
  • a second passage opening arrangement 90 with, for example, a plurality of circumferentially successive and the clutch piston 54 in its radially inner region passing through openings connects the second space portion 72 with the third space portion 82, so that even when pressure builds a Fuidleckage from the third space portion 82 in the second space portion 72nd can take place.
  • the third space area 82 is separated from the first space area 70 and also from the second space area 72 by the separating element 76 on the one hand and the clutch piston 54 on the other hand.
  • the provision of the second passage opening arrangement 90 results in that the second space region 72 is also supplied with fluid from radially inward.
  • This fluid also passes radially outwardly into the region of the first passage opening arrangement 74 or the friction surface formations 44, 46, depending on the centrifugal force.
  • these can have radially inward-radially outwardly leading grooves or channels, so that also in the case of Engaged or in the slip state strictly in the case of Engaged or in the slip state strictly in the case of Engaged or in the slip state strictly in the case of Engaged or in the slip state strictly in the case of Engaged or in the slip state strictly in the case of Engaged or in the slip state
  • Hydrdem Reibkupplungs Symposium 26 from radially inward to this inflowing fluid through the friction linings 66, 68 pass radially outward into the region of the fluid coupling portion 24 and thereby remove heat from the region of the friction clutch 26.
  • the first passage opening arrangement 74 preferably has a significantly larger overall flow cross-sectional area than the second passage opening arrangement 90.
  • the fluid which has passed into the first spatial region 70 via the third spatial region 82 and the second spatial region 72, flowing around the two friction surface formations 44, 46, can be attracted radially from the first spatial region 70 into a ring-shaped spatial region 92 formed between the pump hub 22 and the output shaft 80 , In the case of this flow radially inward, the fluid flows around a torsional vibration damper arrangement 94 arranged in the first space region 70, in particular in the portion of the first space region 70 enclosed by the transmission-side housing shell 16. This couples the turbine wheel 36 to a radial one this in turn, for example, by splines or the like rotatably coupled to the output shaft 80.
  • the torsional vibration damper assembly 94 is constructed with two serially effective and radially staggered torsional vibration damper regions 98, 100.
  • An input region 102 of the radially outer first torsional vibration damper region 98 comprising, for example, a central disk element is coupled axially, for example, by splines to the turbine wheel 36 and the second friction surface formation 46 formed integrally therewith.
  • a damper spring arrangement 104 of the first torsional vibration damper area 98 further transmits the torque to an output region 106 of the first torsional vibration damper area 98 comprising, for example, two cover disk elements. This, in turn, is connected to an input area 108 of the second torsional vibration damper area 100 provided further radially inwards by the same cover disk elements.
  • a damper spring arrangement 1 10 of the second torsional vibration damper region 100 transmits the torque further to an output region 12 of the second torsional vibration damper region 100 comprising, for example, a central disk element.
  • This output region 112 can be connected to the output element 96 or formed integrally.
  • the output region 1 12 and the driven element 96 by two thrust bearings 1 14, 1 1 6 in the axial direction with respect to the motor-side housing shell 14 fixedly connected separating element 76 on the one hand and the geriebe Schoschen housing shell 1 6 supported on the other hand and thus be stored.
  • the radially outer curved portion 1 18 follows the on the motor-side housing shell 14 and connected thereto, possibly also slightly curved or partially linearly extending portion 17 of the transmission-side housing shell 1 6 and curves the gearbox-side housing shell 1 1 6 starting from the extending toward the motor-side housing shell 14 section 17 radially inward, so that a first transition region 122 from the first curvature region 1 18 radially inward, but away from the motor-side housing shell 14 is substantially rectilinear and on the second curvature region 102nd to extend.
  • FIG. 10 A modified embodiment of a wet-running clutch assembly 10 is shown in FIG. This corresponds in its basic structure to the structure described above, so that reference may be made to the above statements and will be discussed below only the essential differences.
  • the fluid circulation orifice space 42 is provided with approximately square cross-sectional geometry, that is, deviating from the circular geometry. This requires a corresponding shaping of the impeller shell 32 provided on the motor-side housing shell 14 and of the turbine shell 38 or of the vanes 34, 40 respectively carried thereon.
  • the pump impeller 28 and the turbine wheel 36 define the fluid circulation vent space 42 radially inwardly at approximately the same radial level Ri. Radially outside, however, the turbine wheel 36 limits the fluid circulation vent space 42 at a radial level R 2 that is more radially inward than a radial level R 3 on which the impeller 28 limits the fluid circulation vent space 42.
  • R 2 Radially outside, however, the turbine wheel 36 limits the fluid circulation vent space 42 at a radial level R 2 that is more radially inward than a radial level R 3 on which the impeller 28 limits the fluid circulation vent space 42.
  • R 2 Radially outside, however, the turbine wheel 36 limits the fluid circulation vent space 42 at a radial level R 2 that is more radially inward than a radial level R 3 on which the impeller 28 limits the fluid circulation vent space 42.
  • R 3 Radially outside, however, the turbine wheel 36 limits the fluid circulation vent space 42 at a radial level R 2 that is more radially inward than a
  • the turbine wheel 36 is not integrally formed with the second friction surface formation 46 and a friction lining support 64 thereof.
  • the friction lining carrier 64 and the turbine wheel shell 38 are positively intermeshed by toothing formations formed thereon.
  • Radially outside the turbine wheel shell 38 is coupled for example by welding to the input portion 102 of the radially outer first torsional vibration damper portion 98.
  • a central disk element providing the output region 12 of the second torsional vibration damper region 98 is axially supported by the axial bearing 1 1 6 with respect to the transmission-side housing shell 16, while an output element 96 provided as a separate component is connected to the output region 12 by riveting, for example and extends into the pump hub 22 with an axial end portion 130.
  • the axial bearing on the other side can be effected by a bearing, not shown in FIG. 2, which can be positioned between the separating element 76 and the driven element 96.
  • the annular flow space 92 is now formed, via which the fluid to be withdrawn from the first space region 70 can flow.
  • one or more openings 132 are formed, via which the fluid leaving the first space region 70 passes into a gap 134, which between the outside of the pump hub 22 and a gear housing 136 by a seal formation 138 on one axial side and a seal / storage formation 140 is defined at the other axial side.
  • a channel-like opening 142 formed on the transmission housing 136 above the height level of the output shaft 80 leads to the inner region of the transmission housing, where the fluid or oil sump is also formed.
  • this flow path for the fluid leaving the first space region 70 means that, especially when the flow path leading through the central opening 86 is closed by a valve arrangement, even after a long period of inactivity, the interior 18 is emptied only up to the first Height level of the channel-like opening 142 take place.
  • the supply of the fluid to the interior 18 can, as stated above, take place via the central opening 86 of the output shaft 18, the third space area 82 and the second passage opening arrangement 90 to the second space area 72 and from there to the first space area 70.
  • the gear engagement region with the output member 96 bridging the channel 144 may be formed, which consists of a formed between the output shaft 80 and the drive member 96 annular flow space 146 radially outward into the between the output member 96th and the partition 76 formed portion of the first space portion 70 leads.
  • FIG. This corresponds in many areas to the structure of FIG. 1, but shows a different construction in the area of the fluid coupling region 24. It can again be seen that the fluid circulation vent space 42 is bounded radially inwardly by the impeller 28 and the turbine wheel 36 at approximately the same radial level Ri. Radially outward, the turbine wheel 36 further restricts the fluid circulation orifice space 42 radially further inwardly than the impeller 28.
  • divergent cross-sectional geometries are selected for the impeller 28 and the turbine wheel 36 so that the portion of the fluid circulation orifice defined by the turbine wheel 36 is approximately one has circular cross-sectional geometry, while in the limited by the impeller 28 of the fluid circulation Kungstorusraums 42 a polygonal geometry is selected. Furthermore, it can be seen that here too the impeller 36 and the second friction surface formation 46 or a friction lining carrier 64 are formed as separate components.
  • the coupling to the input area 102 of the first torsional vibration damper area 98 takes place via a component 1 50 provided with an axial plug-in tooth formation, which axially engages in both the turbine wheel shell 38 and the friction lining support 64, which have corresponding tooth formations and axially in this area of the positive engagement then lie next to each other.
  • both the turbine wheel 36, and the second friction surface formation 46 coupled to the input portion 102 of the radially outer first torsional vibration damper portion 98 of the torsional vibration damper assembly 94 and thus mass associated with a drive-side mass.
  • FIG. 4 A different arrangement is shown in Fig. 4.
  • the turbine wheel 36 or its turbine wheel shell 38 is connected to the output region 106 of the first torsional vibration damper portion 98 and thus the input portion 108 of the second torsional vibration damper portion 100 coupled.
  • This can be done, for example, by appropriate design of one of the cover disk elements of the input region 106 or by the provision of a connecting component 152 that produces the connection.
  • the turbine wheel 36 is to be associated mass-moderately with an intermediate region which lies between the two damper spring arrangements 104, 110, so that the mode of action of a three-mass damper can be used more intensively here.
  • FIG. 4 Another difference that can be seen in FIG. 4 is that the intermediate space area 134 formed for receiving the outflowing fluid leads significantly further radially outward.
  • the channel-like opening 142 which lies above the height level of the output shaft 82 and leads into the interior of the transmission housing 136, lies here in a height level which approximately corresponds to the radially outer region of the housing arrangement 12 positioned at the top in the height direction. This means that even after prolonged downtime emptying of the interior 18 of the housing Arrangement 12 practically can not occur because at least up to the height level of the channel-like opening 142 fluid in the interior 18 stops.
  • Fig. 5 an embodiment of a wet-running clutch assembly is shown in which various of the aspects set forth above are combined. Furthermore, it can be seen in FIG.
  • the torsional vibration damper arrangement 94 is constructed here with three torsional vibration damper regions 98, 100 and 1 60.
  • the two serially arranged and also radially staggered torsional vibration damper regions 98, 100 are essentially constructed as can be seen in FIG. 2, for example.
  • the input portion 102 of the radially outer first torsional vibration damper portion 98 is, for example, bonded by welding to the turbine wheel shell 38, which is coupled by Vernierungs shamen form-fitting engagement with the Reibbelagitati 64 of the second friction surface formation 46.
  • the output region 1 12 of the radially inwardly disposed second torsional vibration damper region is connected to an input region 1 62 of the third torsional vibration damper region 1 60, for example by riveting.
  • This input region 1 62 may comprise two cover disk elements, one of which is extended radially inward and thus can be connected to the output region 12 of the second torsional vibration damper region 100.
  • the torsional vibration damper arrangement 94 is mounted axially on the separating element 76 via the bearing 14.
  • the axial support is provided by the radially inwardly drawn input portion 1 62 of the third torsional vibration damper portion 1 60, while the radial bearing through the radially inner end portion of the output portion 1 12 of the second Torsionsschwingungsdämpfer Schemes 100 takes place.
  • An output region 164 of the third torsional vibration damper region 1 60 for example, provided by a central disk element interposed between the cover disk elements of the input region 1 62 and coupled to the input region 1 62 via a damper spring assembly 1 66 of the third torsional vibration damper region 1 60, is coupled to the first torsional vibration damper region 1 60
  • Output element 96 for example, coupled by positive engagement.
  • the output member 96 is axially supported by the axial bearing 1 1 6 with respect to the transmission-side housing shell 1 6.
  • the two bearings 1 14, 1 1 6, ie between the output member 96 and the radially inwardly drawn portion of the input portion of the first torsional vibration damper portion 1 60 608 another two assemblies with respect to each other axially supporting bearing can be provided.
  • the third torsional vibration damper portion 1 60 is disposed axially following the assembly comprising the first torsional vibration damper portion 98 and the second torsional vibration damper portion 100 and is approximately at the mid radial level, such that the damper spring assembly 1 66 of the third torsional vibration damper portion 1 60 is radially approximately interposed between the damper spring assembly 104 of FIG first torsional vibration damper portion 98 and the damper spring assembly 1 10 of the second torsional vibration damper portion 100 is located.
  • the housing arrangement 12a comprises the motor-side housing shell 14a and the transmission-side housing shell 16a.
  • a housing hub 170a is provided, on which now the clutch piston 54a is guided in its radially inner region fluid-tight and axially movable, and with which the here annular disc-shaped separating element 76a is connected, for example by welding.
  • the openings 84a for supplying fluid into the third space area 82a are also provided.
  • This third space area 82a is not in communication with the second space area 72a, so that only a displacement of the clutch piston 54a can be achieved by feeding into the third space area 82a.
  • a fluid feed into the first space area 70a or the second space area 72a takes place via the annular flow space 146a or the channel 144a formed in the output shaft 80a, while the fluid discharge between the output element 96a and the transmission-side housing. Seschale 1 6a and via the space portion 134a and the heightwise top channel-like opening 142a takes place.
  • the friction coupling region 26a comprises the two friction surfaces 48a, 50a of the first friction surface formation 44a and the friction surfaces formed on the friction linings 66a, 68a of the friction element 62a of the second friction surface formation 46a. It can be seen that here the friction coupling region 26a is arranged in the radially outermost region of the housing arrangement 12a and the second friction surface formation 26a is coupled to the input region 102a of the first torsional vibration damper region 98a of the torsional vibration damper arrangement 94a formed in three stages.
  • the spatial distribution is basically such that the torsional vibration damper arrangement 94a is substantially completely accommodated in the volume region of the interior 18a enclosed by the transmission-side housing shell 16a, while the components associated with the friction coupling region 26a, in particular also the separation element 76a and the clutch piston 54a, in which are enclosed by the motor-side housing shell 14a enclosed volume region of the inner space 18a.
  • the first passage opening arrangement 74a again establishes a fluid exchange connection between the first space area 70a and the second space area 72a radially inside the friction surface formations 44a, 46a.
  • a pump formation generally designated 180a, is provided in order to build up the fluid circulation between the first space area 70a and the second space area 72a, which serves to flow around the friction area formations 44a, 46a.
  • this comprises a plurality of circumferentially successively arranged formations 182a of the motor-side housing shell 14a which are directed into the interior 18a and which are each oriented in the circumferential direction Provide pump delivery surfaces 184a. It can be seen that these formations 182a substantially correspond in shape to the shape of the pump piston 54a chosen in this area.
  • the coupling piston 54a is coupled to the partition member 76a by axial formations 60a formed thereon, on which formations 58a corresponding to apertures 60a are formed in association with the formations 60a.
  • the pump formation 180a with its pump delivery surfaces 184a which is formed radially within the friction surface formations 44a, 46a essentially in the second spatial region 72a, causes the fluid present in the second spatial region 72a to rotate during rotation and thereby to be conveyed radially outward under centrifugal force. In the process, it flows around the friction surface formations 44a, 46a, possibly through channel-like flow channels provided there, and then enters the first space region 70a in the radially outer region. Thus, efficient circulation is generated around the friction surface formations 44a, 46a, thus providing cooling.
  • FIGS. 7 and 8 show the friction element 62a in axial or longitudinal sectional view. It can be seen that this has a ring-like body portion 186a, on which radially outside a tooth formation 188a is formed for coupling to the Torsionsschwingungsdämpferan Aunt 94a. From the annular body portion 186a, pad support segments 190a of the friction pad support 64a extend radially inward. These lining carrier segments 190a are axially bent in an off-set region 192a which is clearly visible in FIG. 8, this bend being provided in the opposite axial direction in each case in the circumferential direction immediately following lining carrier segments 190a.
  • cranking regions 192a Radially within these cranking regions 192a are then lining carrier regions 194a which carry the friction linings 66a, 68a on both axial sides. Since the friction lining carrier 64a is generally constructed as a sheet-metal forming part, in particular made of sheet steel or spring steel sheet, this lining is integrated in such a friction element 62a by this alternating bend in different axial direction, which ensures that when engaging the friction coupling region 26a a gradual Torque increase can be generated, during which the bent portions 192a gradually spring by the resulting axial load.
  • a friction element 62a constructed in this way can also be provided in the other illustrated embodiments, in particular also when the second friction surface formation has a plurality of such friction elements 62a in axial succession.
  • the first friction surface formation could have one or more such friction elements.
  • FIG. 9 shows an embodiment variant in which the pump formation 180a is again provided on the motor-side housing shell 14a of the housing arrangement 12a.
  • the pump formation 180a here is not formed by formations, but by pump blade elements 196a fixed to the inside of the motor-side housing shell 14a, for example by riveting.
  • rivet sections formed by corresponding expansions may be provided on the motor-side housing shell 14a, so that it is not necessary to produce openings which favor potential fluid leaks in the motor-side housing shell 14a.
  • the pump blade elements 196a provide the approximately approximately circumferentially oriented Pumpen este- surfaces 184a which take the fluid contained in the second space portion 72a in the circumferential direction and thus expose a centrifugal force.
  • the pump formation 180a may also comprise an impeller annularly closed in the circumferential direction, on which the pump blade elements 196a may be formed and which is to be fixed as a component on the motor-side housing shell 14a.
  • FIG. 10 shows an embodiment variant in which it can be seen that the second friction surface formation 46a comprises two friction elements 62a arranged axially one after the other, for example with the structure that can be seen in FIGS. 7 and 8. These are radially externally coupled by gear-like form-fitting engagement to the input portion 102a of the first Torsi- onsschwingungsdämpfer Colours 98a, for example via an axially bent portion of this input portion 102a substantially providing central disk element. Between these two friction elements of the second friction surface formation 46a, each of which carries friction linings on its two axial sides, there is an annular disk-like friction element 198a of the first friction surface formation 44a.
  • This friction element 198a is formed, for example when designing the two friction elements 62a with friction linings without friction linings, and is coupled radially inwardly to the clutch piston 54a by a tooth-like positive locking engagement. This in turn is in the manner previously described via the separating element 76a to the housing assembly 12a rotatably coupled.
  • the friction member 198a rotates together with the friction surfaces 48a, 50a providing components motor-side housing shell 14a and clutch piston 54a about the rotation axis A.
  • a plurality of lobe-like deflections providing the pump formation 180a and providing respective pump delivery surfaces 184a are provided on the clutch piston 54a distributed over the circumference. These openings result in the openings of the first passage opening arrangement 74a for establishing a fluid circulation connection between the first space area 70a and the second space area 72a immediately radially inside the two friction surface formations 44a, 46a.
  • these lobe-like bends 184a thus not only form the pump blades which generate or support a fluid circulation, but also integral elements with the pump piston 54a, to which the friction element 198a of the first friction surface formation 44a is coupled substantially non-rotatably but nevertheless axially movable.
  • a modification of this embodiment is shown in Fig. 1 1.
  • the pump formation 180a is provided on the pump piston 54a coupled to the housing arrangement 12a for common rotation about the rotation axis A.
  • pump blade elements 196a following one another in the circumferential direction are radially inward for providing the pump delivery surfaces 184a on the clutch piston 54a the two friction surface formations 44a, 46a attached.
  • rivet elements can serve, which are provided, for example, by integral formations of the clutch piston 54a.
  • the passage openings of the first passage opening arrangement 74a may lie.
  • FIG. 12 shows an embodiment variant in which the pump formation 180a is provided radially inside the friction coupling region 26a on the clutch piston 54a.
  • the pump formation 180a may form an integral part of the clutch piston 54a formed by forming a sheet metal blank used to make the pump piston 54a, which has a plurality in the radial region between the third space portion 82a and the Reibkupplungs Society 26a formed formations 200a includes.
  • These circumferentially successive formations 200a form approximately circumferentially oriented pump delivery surfaces 184a through which the fluid contained in the second space portion 72a is circumferentially entrained and thus exposed to a centrifugal load that promotes it radially outward into the region of the friction clutch portion.
  • a plurality of circumferentially oriented coupling elements such as, leaf spring elements, on the motor-side housing shell 14a on the one hand and the clutch piston 54a in the region of the formations on the other hand, for example, be determined by riveting, so that in addition to the rotational coupling simultaneously Axial- mobility of the clutch piston 54a for engagement or disengagement of the friction clutch 26a is ensured.
  • the present invention ensures that in a wet-running clutch assembly, in particular if a fluid coupling region is provided in addition to the friction clutch region, even if the interior of the housing assembly is not partially filled with fluid, a torque can be transmitted. In addition, it is ensured that reliable heat removal from the region of the frictionally interacting friction surface formations is ensured by providing an impeller or a pump formation.
  • the torsional vibration damper arrangement can of course be designed in three stages or, if this is sufficient, in one stage in all design variants.
  • the coupling arrangement comprises the fluid coupling region with the impeller and the turbine wheel
  • the pump formation provided for example on the clutch piston or on the motor-side housing shell is provided to support the impeller.
  • the fluid circulation can then be generated or supported by the pump wheel arranged radially outside the friction surface on the one hand and the pump formation arranged radially inside the friction surface formations on the other hand.

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Abstract

Eine nasslaufende Kupplungsanordnung, insbesondere Anfahrkupplung für ein Fahrzeug, umfassend eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung (12), einen Reibkupplungsbereich (26) mit einer mit der Gehäuseanordnung (12) um eine Drehachse (A) rotierenden ersten Reibflächenformation (44) und einer mit einem Abtriebselement (96) um die Drehachse (A) rotierenden und mit der ersten Reibflächenformation (44) in Reibeingriff bringbaren zweiten Reibflächenformation (46), einen Fluidkupplungsbereich (24) mit einem mit der Gehäuseanordnung (12) um die Drehachse (A) rotierenden Pumpenrad (28) und einem mit dem Abtriebselement (96) um die Drehachse (A) rotierenden und mit dem Pumpenrad (28) einen Fluidzirkulationstorusraum (42) begrenzenden Turbinenrad (36), ist dadurch gekennzeichnet, dass der Fluidkupplungsbereich (24) radial außerhalb des Reibkupplungsbereichs (26) angeordnet ist.

Description

Nasslaufende Kupplungsanordnung
Beschreibung
Die vorliegende Erfindung betrifft eine nasslaufende Kupplungsanordnung, insbesondere Anfahrkupplung für ein Fahrzeug, umfassend eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung, einen Reibkupplungsbereich mit einer mit der Gehäuseanordnung um eine Drehachse rotierenden ersten Reibflächenformation und einer mit einem Abtriebselement um die Drehachse rotierenden und mit der ersten Reibflächenformation in Reibeingriff bringbaren zweiten Reibflächenformation, einen Fluidkupplungsbereich mit einem mit der Gehäuseanordnung um die Drehachse rotierenden Pumpenrad und einem mit dem Abtriebselement um die Drehachse rotierenden und mit dem Pumpenrad einen Fluidzirkulationstorusraum begrenzenden Turbinenrad.
Bei nasslaufenden Kupplungsanordnungen besteht grundsätzlich ein Problem darin, dass nach längerer Stillstandzeit das im Fahrbetrieb in der Gehäuseanordnung enthaltene Fluid teilweise aus der Gehäuseanordnung heraus und beispielsweise in einen Fluidsumpf in einem Getriebe geflossen ist. Dies bedeutet, dass für den nachfolgenden Start nur eine Teilbefüllung der Gehäuseanordnung mit Fluid, im Allgemeinen Öl, vorliegt, wobei das in der Gehäuseanordnung noch enthaltene Fluid sich bei Rotation der Gehäuseanordnung fliehkraftbedingt im radial äußeren Bereich ansammeln wird. Da jedoch im Allgemeinen Fluid erforderlich ist, um den Reibkupplungsbereich einzurücken, kann ein Zustand auftreten, in welchem über eine gewisse Zeit nach Inbetriebnahme hinweg mangels der Möglichkeit, den Kolbenraum zu befüllen und somit den Reibkupplungsbereich einzurücken, kein Drehmoment übertragen werden kann. Es ist die Zielsetzung der vorliegenden Erfindung, eine nasslaufende Kupplungsanordnung, insbesondere Anfahrkupplung für ein Fahrzeug, vorzusehen, mit welcher eine verbesserte Betriebscharakteristik erzielbar ist. Gemäß einem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird diese Aufgabe gelöst durch eine nasslaufende Kupplungsanordnung, insbesondere Anfahrkupplung für ein Fahrzeug, umfassend eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung, einen Reibkupplungsbereich mit einer mit der Gehäuseanordnung um eine Drehachse rotierenden ersten Reibflächenformation und einer mit einem Abtriebselement um die Drehachse rotierenden und mit der ersten Reibflächenformation in Reibeingriff bringbaren zweiten Reibflächenformation, einen Fluidkupplungsbereich mit einem mit der Gehäuseanordnung um die Drehachse rotierenden Pumpenrad und einem mit dem Abtriebselement um die Drehachse rotierenden und mit dem Pumpenrad einen Fluidzirkulationstorusraum begrenzenden Turbinenrad.
Dabei ist weiter vorgesehen, dass der Fluidkupplungsbereich radial außerhalb des Reibkupplungsbereichs angeordnet ist. Durch die Radialstaffelung von Fluidkupplungsbereich und Reibkupplungsbereich in dem Sinne, dass der Fluidkupplungsbereich radial außerhalb des Reibkupplungsbereichs liegt, ist dafür gesorgt, dass bei Wiederinbetriebnahme eines Fahrzeugs nach längerer Stillstandzeit durch das sich bei Rotation radial außen ansammelnde Fluid im Fluidkupplungsbereich durch Fluidzirku- lation und dabei erzeugte Drehmomentübertragungswechselwirkung zwischen dem Pumpenrad und dem Turbinenrad ein Drehmoment übertragen werden kann. Dieses Drehmoment ermöglicht das Anfahren auch unmittelbar nach Inbetriebnahme und bei teilweise leer gelaufener Gehäuseanordnung, bis durch entsprechende Förderwirkung einer beispielsweise in einem Getriebe angeordneten Fluidpumpe, die durch die Rotation der Gehäusean- Ordnung betrieben wird, allmählich Fluid in die Gehäuseanordnung nachgefördert wird und durch Aufbau eines entsprechenden Fluiddrucks auch der Reibkupplungsbereich in Richtung Einrücken gestellt werden kann. Durch die radiale Staffelung von Fluidkupplungsbereich und Reibkupplungsbereich wird gleichzeitig erreicht, dass eine die Reibflächenformationen des Reibkupplungsbereichs von radial innen nach radial außen umströmende Fluidzirkulation erzwungen wird, wodurch eine effiziente Kühlung der reibend miteinander in Wechselwirkung tretenden Oberflächenbereiche auch bei längerem Schlupfzustand erzielbar ist.
Insbesondere zum Bereitstellen des vorangehend angesprochenen Fördereffekts zum Kühlen der Reibflächenformationen ist es vorteilhaft, wenn der Reibkupplungsbereich und der Fluidkupplungsbereich sich wenigstens be- reichsweise axial überlappen.
Eine baulich auf Grund einer geringen Teilezahl besonders vorteilhafte Variante kann vorsehen, dass das Turbinenrad mit einem Reibelement der zweiten Reibflächenformation integral ausgebildet ist.
Um im Drehmomentübertragungszustand eine Dämpfung von Drehungleich- förmigkeiten im Bereich der Kupplungsanordnung zu ermöglichen, kann vorgesehen sein, dass das Turbinenrad oder/und die zweite Reibelementenan- ordnung mit dem Abtriebselement vermittels einer Torsionsschwingungs- dämpferanordnung gekoppelt ist.
Dabei kann die Torsionsschwingungsdämpferanordnung derart aufgebaut sein, dass sie einen ersten Torsionsschwingungsdämpferbereich und in Serie dazu einen zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereich aufweist, wobei die zweite Reibflächenanordnung mit einem Eingangsbereich des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs verbunden ist und ein Ausgangsbereich des zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs optional über einen dritten Torsionsschwingungsdämpferbereich mit dem Abtriebselement verbunden ist.
Um im Drehmomentenfluss zwischen dem Turbinenrad und dem Abtriebselement beide Torsionsschwingungsdämpferbereiche nutzen zu können, kann vorgesehen sein, dass das Turbinenrad mit dem Eingangsbereich des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs verbunden ist.
Bei einer alternativen, hinsichtlich der Schwingungsentkopplung sehr vorteilhaften Variante wird vorgeschlagen, dass das Turbinenrad mit einem Ausgangsbereich des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs oder/und einem Eingangsbereich des zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs verbunden ist. Hier ist also das Turbinenrad an einen Zwischenbereich zwischen den beiden Torsionsschwingungsdämpferbereichen massemäßig angekoppelt, so dass hier grundsätzlich nach Art eines Dreimassedämpfers gearbeitet wird mit einer antriebsseitigen Schwingungsmasse, einer ab- triebsseitigen Schwingungsmasse und einer im Wesentlichen auch mit dem Turbinenrad bereitgestellten Zwischenmasse.
Eine weitere Bauteileeinsparung kann dadurch erzielt werden, dass das Pumpenrad eine durch die Gehäuseanordnung bereitgestellte Pumpenrad- schale aufweist.
Bei einem vor allem hinsichtlich der Erzeugung einer Fluidzirkulation in der Gehäuseanordnung zum Kühlen der Reibflächenformation besonders vorteilhaften Variante wird optional auch in Verbindung mit den vorangehend angegebenen Aspekten bei einem eingangs definierten Aufbau einer Kupp- lungsanordnung vorgeschlagen, dass ein durch das Pumpenrad begrenzter Bereich des Fluidzirkulationstorusraums eine größere Radialerstreckung aufweist, als ein durch das Turbinenrad begrenzter Bereich des Fluidzirkulationstorusraums. Dadurch, dass das Pumpenrad eine größere Radialerstreckung für den Fluidzirkulationstorusraum vorgibt, als das Turbinenrad, wird neben der zwischen Pumpenrad und Turbinenrad im Schlupfzustand generierten Fluidumwälzung durch das größer dimensionierte Pumpenrad eine die Gehäuseanordnung durchsetzende und auch die Reibflächenformationen erfassende Fluidzirkulation generiert. Dabei kann beispielsweise vorgesehen sein, dass das Pumpenrad und das Turbinenrad den Fluidzirkulationstorusraum an seinem radial inneren Bereich im Wesentlichen auf gleichem Radialniveau begrenzen und dass das Turbinenrad den Fluidzirkulationstorusraum an seinem radial äußeren Bereich radial weiter innen begrenzt, als das Pumpenrad.
Gemäß einem weiteren, auch mit den vorangehend diskutierten Aspekten kombinierbaren Aspekt, betrifft die vorliegende Erfindung eine nasslaufende Kupplungsanordnung, umfassend eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung, einen Reibkupplungsbereich mit einer mit der Gehäusean- Ordnung um eine Drehachse rotierenden ersten Reibflächenformation und einer mit einem Abtriebselement um die Drehachse rotierenden und mit der ersten Reibflächenformation in Reibeingriff bringbaren zweiten Reibflächenformation, ein Anpresselement, durch welches die erste Reibflächenformation und die zweite Reibflächenformation in Reibeingriff bringbar sind, wobei ein Innenraum der Gehäuseanordnung durch das Anpresselement in einen das Turbinenrad enthaltenden ersten Raumbereich und einen im Wesentlichen radial innerhalb der Reibflächenanordnungen liegenden zweiten Raumbereich unterteilt ist, ein Trennelement, welches zusammen mit dem Anpresselement einen von ersten Raumbereich und von zweiten Raumbereich im Wesentlichen abgetrennten dritten Raumbereich begrenzt, wobei dem dritten Raumbereich Fluid zur Betätigung des Anpresselements zuführbar ist.
Durch das Bereitstellen eines dritten Raumbereichs, welcher zur Betätigung des Anpresselements mit unter Druck stehendem Fluid zu speisen ist, wird es möglich, den ersten Raumbereich einerseits und den zweiten Raumbereich andererseits im Wesentlichen drucklos zu halten, was eine verstärkte Umströmbarkeit der Reibflächenformationen mit insbesondere in den zweiten Raumbereich gelangendem Fluid ermöglicht. Dabei kann beispielsweise vorgesehen sein, dass der dritte Raumbereich an der dem ersten Raumbe- reich zugewandten Axialseite des Anpresselements liegt.
Um den Reibkupplungsbereich in Richtung Ausrücken stellen zu können, ohne dazu eine Fluiddruckerhöhung in einem der Raumbereiche zu benötigen, wird vorgeschlagen, dass an der von dem dritten Raumbereich abge- wandten Axialseite des Anpresselements eine Vorspannanordnung das Anpresselement entgegen dem im dritten Raumbereich erzeugbaren Fluiddruck belastet.
Das Anpresselement kann mit der Gehäuseanordnung zur gemeinsamen Drehung verbunden sein und kann zur Herstellung einer effizienten Fluid- strömungsverbindung zwischen dem ersten Raumbereich und dem zweiten Raumbereich radial innerhalb der Reibflächenformationen eine den ersten Raumbereich mit dem zweiten Raumbereich verbindende erste Durchtritts- öffnungsanordnung aufweisen. Diese Durchtrittsöffnungsanordnung verbin- det die grundsätzlich auf gleichem Druckniveau liegenden und durch das Anpresselement voneinander getrennten Raumbereiche und ermöglicht somit, dass insbesondere unter der vorangehend angesprochenen Förderwirkung des Pumpenrads Fluid, das durch das Pumpenrad nach radial außen gefördert wird und dabei in den ersten Raumbereich gelangt, durch die erste Durchtrittsöffnungsanordnung wieder in den zweiten Raumbereich und von diesem radial außen in den Bereich der Reibflächenformationen strömen kann.
Um die Kupplungsanordnung nach dem Zweitleitungsprinzip aufbauen zu können, also lediglich eine Zuführleitung zum Zuführen von Fluid und eine Abführleitung zum Abführen von Fluid vorsehen zu müssen, wird weiter vorgeschlagen, dass das Anpresselement radial innerhalb der ersten Durch- trittsöffnungsanordnung eine den dritten Raumbereich mit dem zweiten Raumbereich verbindende zweite Durchtrittsöffnungsanordnung aufweist. Das ggf. auch unter Druck in den dritten Raumbereich zur Betätigung des Anpresselements eingeleitete Fluid kann durch diese zweite Durchtrittsöffnungsanordnung in den zweiten Raumbereich gelangen und diesen unter Umströmung der Reibflächenformationen in Richtung zum ersten Raumbereich verlassen, von wo es abgezogen und in den Strömungskreislauf rück- geführt wird.
Um dabei eine übermäßige Fluidleckage mit entsprechendem Druckverlust im dritten Raumbereich zu vermeiden, wird vorgeschlagen, dass eine Ge- samtströmungsquerschnittsfläche der ersten Durchtrittsöffnungsanordnung größer ist, als eine Gesamtströmungsquerschnittsfläche der zweiten Durchtrittsöffnungsanordnung.
Insbesondere dann, wenn in der Kupplungsanordnung neben dem Reibkupplungsbereich kein insbesondere in der Startphase wirksamer Fluidkupp- lungsbereich vorgesehen ist, ist es zur Erzeugung der die Reibflächenformationen umströmenden Fluidzirkulation vorteilhaft, wenn an der Gehäuseanordnung oder/und dem Anpresselement eine Pumpenformation zur Um- fangsmitnahme von im ersten Raumbereich oder im zweiten Raumbereich enthaltenem Fluid vorgesehen ist. Dabei kann die Pumpenformation wenigstens eine Pumpenförderfläche im zweiten Raumbereich, vorzugsweise radial innerhalb der Reibflächenformation aufweisen. Durch diese wenigstens eine Pumpenförderfläche wird bei Umfangsmitnahme des im zweiten Raumbereich enthaltenen Fluids und ent- sprechender Beschleunigung nach radial außen eine unmittelbar auf die Reibflächenformationen zu gerichtete Strömung erzeugt.
Alternativ oder zusätzlich kann vorgesehen sein, dass die Pumpenformation wenigstens eine Pumpenförderfläche im ersten Raumbereich, vorzugsweise radial außerhalb der Reibflächenformationen, aufweist.
Bei einer baulich sehr einfach auszuführenden, gleichwohl jedoch auch kompakten Anordnung wird vorgeschlagen, dass das Trennelement einer Gehäuseschale der Gehäuseanordnung axial gegenüber liegend scheibenartig ausgebildet ist. Das Anpresselement ist dabei im Wesentlichen zwischen dem Trennelement und der Gehäuseschale der Gehäuseanordnung gehalten. Das Trennelement kann in seinem radial inneren Bereich an die Gehäuseschale angebunden, beispielsweise angeschweißt sein. Bei einer erfindungsgemäß aufgebauten Kupplungsanordnung mit einem Reibkupplungsbereich und einem Fluidkupplungsbereich, insbesondere bei derartigem Aufbau, bei welchem die eingangs genannte Radialstaffelung von Reibkupplungsbereich und Fluidkupplungsbereich vorgesehen ist, sind an einer getriebezugewandt zu positionierenden Gehäuseschale im Allge- meinen keine diese versteifenden und vergleichsweise weit nach radial innen sich erstreckenden Pumpenradschaufeln vorhanden, wie dies bei einem hydrodynamischen Drehmomentwandler grundsätzlich der Fall ist. Dies kann insbesondere bei größerer Drehzahl ein Problem dahingehend mit sich bringen, dass auf Grund des fliehkraftbedingt ansteigenden Fluiddrucks das nicht versteifte Gehäuse sich aufbläht. Um diesem Problem entgegenzuwirken, kann bei einer eingangs definierten und optional mit den vorangehend angegebenen Aspekten ausgestatteten Kupplungsanordnung vorgesehen sein, dass die Gehäuseanordnung eine motorzugewandt zu positionierende erste Gehäuseschale und eine getriebezugewandt zu positionierende und mit der ersten Gehäuseschale radial außen fluiddicht verbundende zweite Gehäuseschale umfasst, wobei die zweite Gehäuseschale anschließend an den Bereich der Verbindung mit der ersten Gehäuseschale in einem ersten Krümmungsbereich nach radial innen ge- krümmt ist und sich anschließend an den ersten Krümmungsbereich in einem ersten Übergangsbereich nach radial innen und in Richtung von der ersten Gehäuseschale weg erstreckt und in einem an den ersten Übergangsbereich sich anschließenden zweiten Krümmungsbereich nach radial innen gekrümmt ist und sich anschließend an den zweiten Krümmungsbe- reich in einem zweiten Übergangsbereich nach radial innen und in Richtung auf die erste Gehäuseschale zu erstreckt. Durch das Bereitstellen der beiden Krümmungsbereiche wird eine sehr steife, gleichwohl jedoch den erforderlichen Bauraum für die in der Gehäuseanordnung aufzunehmenden Komponenten bereitstellende Geometrie geschaffen.
Dabei ist vorzugsweise vorgesehen, dass ein Krümmungsradius im ersten Krümmungsbereich wenigstens bereichsweise größer ist als ein Krümmungsradius im zweiten Krümmungsbereich. Weiterhin kann insbesondere bei entsprechend großer radialer Bauweise vorzugsweise vorgesehen sein, dass die zweite Gehäuseschale sich im ersten Übergangsbereich oder/und im zweiten Übergangsbereich im Wesentlichen geradlinig erstreckt. Da bei einer Kupplungsanordnung mit dem eingangs beschriebenen Aufbau neben den zur Erzeugung der Drehmomentübertragungswechselwirkung vorgesehenen Komponenten im Allgemeinen noch weitere Komponenten wie z.B. eine Torsionsschwingungsdämpferanordnung vorgesehen sind, wird bei einem weiteren sehr vorteilhaften Aufbau vorgeschlagen, dass das Pum- penrad an einer motorseitigen Gehäuseschale der Gehäuseanordnung vorgesehen ist. Durch das Vorsehen des Pumpenrads an einer motorseitigen Gehäuseschale, möglicherweise auch in diese integriert, ist dafür gesorgt, dass im Wesentlichen alle der Drehmomentübertragungswechselwirkung dienenden Komponenten, also Pumpenrad und Turbinenrad des Fluidkupp- lungsbereichs einerseits und die Reibflächenformationen andererseits, im Bereich dieser motorseitigen Gehäuseschale angeordnet sind. Der im Wesentlichen durch die getriebeseitige Gehäuseschale bereitgestellte Volumenbereich kann dann beispielsweise genutzt werden, um darin eine Torsions- schwingungsdämpferanordnung unterzubringen. Somit ist eine sehr deutli- che bauteilemäßige Gliederung bzw. Aufteilung auf die durch die beiden Gehäuseschalen bereitgestellten Volumenbereiche gewährleistet, was insbesondere auch das Herstellen einer derartigen Kupplungsanordnung durch das Generieren von Vormontagebaugruppen erleichtert. Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Figuren detailliert beschrieben. Es zeigt:
Fig. 1 eine Teil-Längsschnittansicht einer nasslaufenden Kupplungsanordnung mit Fluidkupplungsbereich und Reibkupplungsbereich;
Fig. 2 eine der Fig. 1 entsprechende Darstellung einer alternativen Ausgestaltungsform;
Fig. 3 eine der Fig. 1 entsprechende Darstellung einer alternativen Aus- gestaltungsform; Fig. 4 eine der Fig. 1 entsprechende Darstellung einer alternativen Ausgestaltungsform;
Fig. 5 eine der Fig. 1 entsprechende Darstellung einer alternativen Ausgestaltungsform;
Fig. 6 eine der Fig. 1 entsprechende Darstellung einer alternativen Ausgestaltungsform;
Fig. 7 eine Axialansicht eines bei der Kupplungsanordnung der Fig. 6 eingesetzten Reibelements;
Fig. 8 eine Schnittansicht des Reibelements der Fig. 7, geschnitten längs einer Linie VIII - VIII ;
Fig. 9 eine Teil-Längsschnittansicht einer weiteren alternativen Ausgestaltungsform einer nasslaufenden Kupplungsanordnung;
Fig. 10 eine Teil-Längsschnittansicht einer weiteren alternativen Ausgestaltungsform einer nasslaufenden Kupplungsanordnung;
Fig. 1 1 eine Teil-Längsschnittansicht einer weiteren alternativen Ausgestaltungsform einer nasslaufenden Kupplungsanordnung;
Fig. 12 eine Teil-Längsschnittansicht einer weiteren alternativen Ausgestaltungsform einer nasslaufenden Kupplungsanordnung.
In Fig. 1 ist eine nasslaufende Kupplungsanordnung für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs allgemein mit 10 bezeichnet. Diese als Anfahrelement ein- setzbare Kupplungsanordnung 10 umfasst eine Gehäuseanordnung 12 mit einer motorzugewandt zu positionierenden, also motorseitigen Gehäuseschale 14 und einer getriebezugewandt zu positionierenden, also getrie- beseitigen Gehäuseschale 1 6. Die beiden Gehäuseschalen 14, 1 6 sind in ih- ren radial außen sich aufeinander zu erstreckenden Bereichen 15, 17 miteinander beispielsweise durch Verschweißung fest verbunden und begrenzen zusammen einen Innenraum 18 der Gehäuseanordnung 12. An der motorseitigen Gehäuseschale 14 ist eine Kopplungsanordnung 20 vorgesehen, über welche beispielsweise vermittels einer Flexplattenanordnung oder der- gleichen die Gehäuseanordnung 12 mit einer Antriebswelle, beispielsweise Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine, zur gemeinsamen Drehung um eine Drehachse A verbunden werden kann. Die getriebeseitige Gehäuseschale 1 6 weist in ihrem radial inneren Bereich entweder integral ausgebildet oder als separates Bauteil angefügt, eine in ein Getriebegehäuse eingreifend zu positionierende Pumpennabe zum Antrieb einer Fluidpumpe auf.
Die Kupplungsanordnung 10 umfasst einen Fluidkupplungsbereich 24 und direkt radial innerhalb davon einen Reibkupplungsbereich 26. Der Fluidkupplungsbereich 24 und der Reibkupplungsbereich 26 liegen näherungsweise auf gleichem axialen Niveau, überlappen sich also axial. Ferner erkennt man, dass der Fluidkupplungsbereich 24 im radial ganz außen liegenden Bereich der Gehäuseanordnung 12 vorgesehen ist, während der Reibkupplungsbereich 26 bezüglich dieser Positionierung etwas nach radial innen versetzt liegt.
Der Fluidkupplungsbereich 24 umfasst ein Pumpenrad 28 mit einer durch einen radial äußeren und in Richtung auf die getriebeseitige Gehäuseschale 1 6 abgekrümmten Bereich 30 gebildeten Pumpenradschale 32. An der Innenseite dieser Pumpenradschale 32 sind in Umfangsrichtung aufeinander folgend mehrere Pumpenradschaufeln 34 getragen. Axial dem Pumpenrad 28 gegenüber liegend ist ein Turbinenrad 36 vorgesehen. Dieses umfasst eine Turbinenradschale 38 mit einer Mehrzahl von daran getragenen und den Pumpenradschaufeln 34 axial gegenüber liegenden Turbinenradschaufeln 40. Das Pumpenrad 28 und das Turbinenrad 36 begrenzen zusammen einen Fluidzirkulationstorusraum 42, der im dargestellten Beispiel eine näherungsweise kreisrunde Querschnittsgeometrie aufweist. Bei Relativdrehung zwischen dem Pumpenrad 28 und dem Turbinenrad 38 wird durch Fluidumwälzung ein Drehmoment zwischen diesen über- tragen.
Der Reibkupplungsbereich 26 umfasst zwei Reibflächenformationen 44, 46. Die mit der Gehäuseanordnung 12 um die Drehachse A drehbare erste Reibflächenformation 44 umfasst eine erste Reibfläche 48 an einem radial innerhalb der Pumpenradschale 32 liegenden und sich im Wesentlichen geradlinig nach radial außen erstreckenden Abschnitt 50 der motorseitigen Gehäuseschale 14 sowie eine zweite Reibfläche 52 am radial äußeren Bereich eines als Anpresselement wirksamen Kupplungskolbens 54. Dieser ist in einem der Formgebung der motorseitigen Gehäuseschale 14 folgend axial ab- gekröpften Bereich 56 mit einer Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und durch Umformung beispielsweise eingebrachten Einsen- kungen 58 ausgestattet, in welche an der motorseitigen Gehäuseschale 14 gebildete Ausformungen 60 eingreifen und somit eine Drehkopplung zwischen dem Kupplungskolben 54 und der Gehäuseanordnung 12 herstellen.
Die zweite Reibflächenformation 46 umfasst ein Reibelement 62, mit einem Reibbelagträger 64 und an beiden Axialseiten davon vorgesehenen Reibbelägen 66, 68. Der Reibbelag 66 wirkt mit der Reibfläche 48 zusammen, während der Reibbelag 68 mit der Reibfläche 52 zusammenwirkt. Man erkennt in Fig. 1 , dass das Reibelement 62 bzw. dessen Reibbelagträger 64 mit der Turbinenradschale 38 integral ausgebildet ist, beispielsweise durch Umformen eines ringscheibenartigen Blechrohlings. Dies führt zu einem sehr kompakten Aufbau, der bei sehr geringer Teileanzahl leicht her- stellbar ist.
Durch den als Anpresselement wirksamen und radial außen auch einen Teil der zweiten Reibflächenformation 46 bereitstellenden Kupplungskolben 54 ist der Innenraum 18 der Gehäuseanordnung 12 in einen auch das Turbi- nenrad 36 enthaltenden ersten Raumbereich 70 und einen im Wesentlichen zwischen dem Kupplungskolben 54 und der motorseitigen Gehäuseschale 14 begrenzten zweiten Raumbereich 72 unterteilt. Eine erste Durchtrittsöff- nungsanordnung 74 beispielsweise mit einer Mehrzahl von in Umfangsrich- tung aufeinander folgenden und den Kupplungskolben 54 durchsetzenden Öffnungen stellt in dem radial innen an den Reibkupplungsbereich 26 anschließenden Bereich des Kupplungskolbens 54 eine Fluidaustauschverbin- dung zwischen dem ersten Raumbereich 70 und dem zweiten Raumbereich 72 her. An der motorseitigen Gehäuseschale 14 ist ein allgemein scheibenartig ausgebildetes und beispielsweise aus Blechmaterial geformtes Trennelement 76 beispielsweise durch Verschweißung in seinem radial inneren Bereich festgelegt. Das Trennelement 76 bildet in seinem radial inneren Bereich eine axiale Ausformung 78, in welcher ein axiales Ende einer als Abtriebswelle 80 wirksamen Getriebeeingangswelle fluiddicht angeschlossen ist. Der Kupplungskolben 54 ist auf dem vorzugsweise einteilig ausgebildeten Trennelement axial und unter Erzeugung eines fluiddichten Abschlusses vermittels jeweiliger Dichtungselemente bewegbar geführt. In seinem weiter radial außen liegenden Bereich begrenzt das Trennelement 76 zusammen mit dem Kupp- lungskolben 54 einen dritten Raumbereich 82. Dieser dritte Raumbereich 82 liegt an der dem ersten Raumbereich 70 zugewandten Axialseite des Kupplungskolbens 54 und ist über eine oder mehrere in der axialen Ausformung des Trennelements 76 gebildete Versorgungsöffnungen 84 und eine zentral in der Abtriebswelle 80 gebildete Öffnung 86 mit Druckfluid versorgbar. Die- ses Druckfluid kann zu einem Druckaufbau im dritten Raumbereich 82 mit entsprechender Axialbelastung des Kupplungskolbens 54 führen. Dadurch wird dieser entgegen der Vorspannwirkung einer Vorspannanordnung 88, beispielsweise Tellerfeder, in Richtung auf das Reibelement 62 zu verschoben, um den Reibkupplungsbereich 26 einzurücken.
Eine zweite Durchtrittsöffnungsanordnung 90 mit beispielsweise mehreren in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und den Kupplungskolben 54 in seinem radial inneren Bereich durchsetzenden Öffnungen verbindet den zweiten Raumbereich 72 mit dem dritten Raumbereich 82, so dass auch bei Druckaufbau eine Fuidleckage aus dem dritten Raumbereich 82 in den zweiten Raumbereich 72 stattfinden kann. Trotz des Vorsehens dieser zweiten Durchtrittsöffnungsanordnung 90 ist der dritte Raumbereich 82 vom ersten Raumbereich 70 und auch vom zweiten Raumbereich 72 durch das Trennelement 76 einerseits und den Kupplungskolben 54 andererseits getrennt. Das Vorsehen der zweiten Durchtrittsöffnungsanordnung 90 führt dazu, dass der zweite Raumbereich 72 auch von radial innen her mit Fluid gespeist wird. Dieses Fluid gelangt auch fliehkraftbedingt nach radial außen in den Bereich der ersten Durchtrittsöffnungsanordnung 74 bzw. der Reibflächenformationen 44, 46. Diese können im Bereich der Reibbeläge 66, 68 von ra- dial innen nach radial außen führende Nuten oder Kanäle aufweisen, so dass auch bei eingerücktem bzw. im Schlupfzustand sich befindendem Reibkupplungsbereich 26 von radial innen an diesen heranströmendes Fluid durch die Reibbeläge 66, 68 hindurch nach radial außen in den Bereich des Fluidkupplungsbereichs 24 gelangen und dabei Wärme aus dem Bereich des Reibkupplungsbereichs 26 abtragen kann. Hierzu kann nicht nur das durch die zweite Durchtrittsöffnungsanordnung 90 in den zweiten Raumbereich 72 gelangte Fluid genutzt werden, sondern auch bzw. insbesondere durch die erste Durchtrittsöffnungsanordnung 74 im radial äußeren Bereich des Kupplungskolbens 54 in den zweiten Raumbereich 72 gelangtes Fluid. Zu diesem Zwecke weist vorzugsweise die erste Durchtrittsöffnungsanordnung 74 eine deutlich größere Gesamtströmungsquerschnittsfläche auf, als die zweite Durchtrittsöffnungsanordnung 90.
Das Fördern des Fluids zum Erzeugen dieser Fluidzirkulation erfolgt auch bei eingerücktem, also nicht schlupfendem Reibkupplungsbereich 26 insbesondere durch die Förderwirkung der Pumpenradschaufeln 34. Diese nehmen das radial außerhalb des Reibkupplungsbereichs 26 sich ansammelnde Fluid in Umfangsrichtung mit und erzeugen eine Fliehkraftwirkung, die das Fluid von dem radial außen an den Reibkupplungsbereich 26 anschließenden Bereich noch weiter nach radial außen fördert und somit eine Druckdifferenz zwischen dem radial äußeren Bereich des Reibkupplungsbereichs 26 und dem radial inneren Bereich desselben erzeugt. Diese Druckdifferenz führt zu einer die Reibflächenformationen 44, 46 umströmenden Fluidzirkulation zwischen dem ersten Raumbereich 70 und dem zweiten Raumbereich 72.
Das über den dritten Raumbereich 82 und den zweiten Raumbereich 72 unter Umströmung der beiden Reibflächenformationen 44, 46 in den ersten Raumbereich 70 gelangte Fluid kann aus dem ersten Raumbereich 70 radial innen in einen zwischen der Pumpennabe 22 und der Abtriebswelle 80 gebildeten ringartigen Raumbereich 92 angezogen werden. Bei dieser Strömung nach radial innen umströmt das Fluid eine im ersten Raumbereich 70, insbesondere in dem von der getriebeseitigen Gehäuseschale 1 6 umschlossenen Anteil des ersten Raumbereichs 70 angeordnete Torsionsschwingungs- dämpferanordnung 94. Diese koppelt das Turbinenrad 36 mit einem radial innen liegenden und nabenartig ausgebildeten Abtriebselement 96. Dieses wiederum ist beispielsweise durch Keilverzahnung oder dergleichen drehfest an die Abtriebswelle 80 angekoppelt. Die Torsionsschwingungsdämpferanordnung 94 ist mit zwei seriell wirksamen und radial gestaffelt liegenden Torsionsschwingungsdämpferbereichen 98, 100 aufgebaut ist . Ein beispielsweise ein Zentralscheibenelement umfassender Eingangsbereich 102 des radial äußeren ersten Torsionsschwin- gungsdämpferbereichs 98 ist axial beispielsweise durch Steckverzahnung an das Turbinenrad 36 und die damit integral ausgebildete zweite Reibflächenformation 46 angekoppelt. Eine Dämpferfederanordnung 104 des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 98 überträgt das Drehmoment weiter auf einen beispielsweise zwei Deckscheibenelemente umfassenden Ausgangsbereich 106 des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 98. Die- ser wiederum ist verbunden mit einem beispielsweise durch die selben Deckscheibenelemente weiter radial innen bereitgestellten Eingangsbereich 108 des zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 100. Eine Dämpferfederanordnung 1 10 des zweiten Torsionsschwingungsdämpferbe- reichs 100 überträgt das Drehmoment weiter auf einen beispielsweise ein Zentralscheibenelement umfassenden Ausgangsbereich 1 12 des zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 100. Dieser Ausgangsbereich 1 12 kann mit dem Abtriebselement 96 verbunden oder integral ausgebildet sein. Insbesondere kann der Ausgangsbereich 1 12 bzw. das Abtriebselement 96 durch zwei Axiallager 1 14, 1 1 6 in axialer Richtung bezüglich des mit der motorseitigen Gehäuseschale 14 fest verbundenen Trennelement 76 einerseits und der geriebeseitigen Gehäuseschale 1 6 andererseits abgestützt und somit gelagert sein.
Bei dem in Fig. 1 dargestellten Aufbau einer nasslaufenden Kupplungsan- Ordnung 10 wird die Möglichkeit geschaffen, auch bei teilweise leer gelaufe- ner Gehäuseanordnung 12 im Anfahrzustand und dabei sich radial außen ansammelndem Fluid durch den Fluidkupplungsbereich 24 ein Drehmoment zu übertragen, auch wenn sich radial weiter innen, insbesondere im dritten Raumbereich 82, noch kein Fluid angesammelt hat, um den Kupplungskol- ben 54 zum Einrücken des Reibkupplungsbereichs 26 zu beaufschlagen. Weiterhin wird auch durch die Förderwirkung des Pumpenrads 28 eine effiziente Fluidzirkulation erzeugt, welche Wärme aus dem Bereich des unmittelbar radial innerhalb des Fluidkupplungsbereichs 24 angeordneten Reibkupplungsbereichs 26 abführt.
Es ist eine sehr Platz sparende Bauweise dadurch geschaffen, dass beide Kupplungsbereiche 24, 26 zusammen mit dem Kupplungskolben 54 und auch dem mit dem Kupplungskolben 54 den dritten Raumbereich 82 begrenzenden Trennelement 76 im Wesentlichen vollständig in dem von der motor- seitigen Gehäuseschale 14 begrenzten Anteil des Innenraums 18 aufgenommen sind. Dies hat zur Folge, dass der vollständige von der getriebeseitigen Gehäuseschale 1 6 umschlossene Anteil des Innenraums 18 zur Aufnahme der Torsionsschwingungsdämpferanordnung genutzt werden kann, die dadurch mit entsprechend großer Bauweise realisierbar ist. Dies ermöglicht den Einsatz entsprechend großer bzw. voluminöser Federn für die Dämpferfederanordnungen 104, 1 10 mit dementsprechend guter Entkopplungsqualität.
Man erkennt weiter, dass auf Grund der Tatsache, dass das Pumpenrad 28 im Bereich der motorseitigen Gehäuseschale 14 vorgesehen, im dargestellten Falle in dieses auch integriert ist, die getriebeseitige Gehäuseschale 1 6 keine zu deren Versteifung beitragende Komponenten, wie z.B. Pumpenrad- schaufein, trägt. Um im Rotationsbetrieb ein Aufblähen dieser im Allgemeinen ebenso wie die motorseitige Gehäuseschale 14 als Blechumformteil be- reitgestellten getriebeseitigen Gehäuseschale 1 6 zu vermeiden, ist diese mit zwei Krümmungsbereichen 1 18, 120 ausgebildet. Der radial äußere Krümmungsbereich 1 18 folgt auf den sich auf die motorseitige Gehäuseschale 14 zu und mit dieser verbundenen, ggf. auch leicht gekrümmt bzw. bereichsweise sich geradlinig erstreckenden Abschnitt 17 der getriebeseitigen Gehäuse- schale 1 6 und krümmt die getriebeseitige Gehäuseschale 1 1 6 ausgehend von dem sich in Richtung auf die motorseitige Gehäuseschale 14 zu erstreckenden Abschnitt 17 nach radial innen, so dass ein erster Übergangsbereich 122 sich vom ersten Krümmungsbereich 1 18 nach radial innen, jedoch von der motorseitigen Gehäuseschale 14 weg im Wesentlichen geradlinig und auf den zweiten Krümmungsbereich 102 zu erstreckt. In diesem zweiten Krümmungsbereich 120 ist die getriebeseitige Gehäuseschale 1 6 wieder nach radial innen, nunmehr aber in Richtung auf die motorseitige Gehäuseschale 14 zu gekrümmt, so dass ein zweiter Übergangsbereich 124 sich wiederum im Wesentlichen geradlinig auf die motorseitige Gehäuseschale 14 zu und nach radial innen erstreckt. Ein an den zweiten Übergangsbereich 124 anschließender, im Wesentlichen radial sich erstreckender Abschnitt 126 stellt den Anschluss zur Pumpennabe 22 her.
Durch diese Geometrie, bei welcher vorzugsweise der Krümmungsradius des radial äußeren ersten Krümmungsbereichs 1 18 größer ist, als der Krümmungsradius des weiter radial innen liegenden zweiten Krümmungsbereichs ist durch die spezielle Formgebung dafür gesorgt, dass auch größere und insbesondere fliehkraftbedingt entstehende Fluiddrücke im Innenraum 18 nicht zu einem Aufblähen der getriebeseitigen Gehäuseschale 1 6 führen können.
Da weiterhin bei dem vorangehend beschriebenen Aufbau der höchste hydraulische Druck, der auch zum Betätigen des Reibkupplungsbereichs 26 erforderlich ist, im dritten Raumbereich 22 vorherrschen wird, dieser jedoch vollständig durch den Kupplungskolben 54 und das Trennelement 76 begrenzt ist, also keine der beiden Gehäuseschalen 14, 1 6 diesen vergleichsweise hohen Druck aufnehmen wird, ist die Gefahr des Aufblähens der Gehäuseanordnung 1 2 weiter gemindert. Weiterhin ist durch diesen Aufbau dafür gesorgt, dass im Rotationszustand der Kupplungskolben 54 keiner einseitigen Fluid-Fliehkraftbelastung unterliegt, was eine deutlich bessere fluiddruckinduzierte Ansteuerung desselben ermöglicht.
Eine abgewandelte Ausgestaltungsform einer nasslaufenden Kupplungsanordnung 1 0 ist in Fig. 2 gezeigt. Diese entspricht in ihrem grundsätzlichen Aufbau dem vorangehend beschriebenen Aufbau, so dass auf die voranstehenden Ausführungen verwiesen werden kann und im Folgenden lediglich auf die wesentlichen Unterschiede eingegangen wird.
Man erkennt zunächst, dass im Fluidkupplungsbereich 24 der Fluidzirkula- tionstorusraum 42 mit näherungsweise quadratischer, also von der kreisrunden Geometrie abweichender Querschnittsgeometrie bereitgestellt ist. Dies bedingt eine entsprechende Formgebung der an der motorseitigen Gehäuseschale 14 bereitgestellten Pumpenradschale 32 sowie der Turbinenrad- schale 38 bzw. der daran jeweils getragenen Schaufeln 34, 40.
Man erkennt in Fig. 2 weiter, dass das Pumpenrad 28 und das Turbinenrad 36 den Fluidzirkulationstorusraum 42 radial innen auf näherungsweise dem gleichen radialen Niveau Ri begrenzen. Radial au ßen begrenzt jedoch das Turbinenrad 36 den Fluidzirkulationstorusraum 42 auf einem radialen Niveau R2, das weiter radial innen liegt, als ein radiales Niveau R3, auf welchem das Pumpenrad 28 den Fluidzirkulationstorusraum 42 begrenzt. Die Folge dieser Geometrie ist, dass durch die größere Erstreckungslänge des Pumpenrads 28 nach radial au ßen neben der zwischen dem Pumpenrad 28 und dem Turbinenrad 36 aufgebauten Fluidzirkulation im Fluidzirkulationstorusraum 42 ein verstärkter Fördereffekt generiert wird, in welchem Fluid unter Umströ- mung der beiden Reibflächenformationen 44, 46 nach radial außen gefördert wird. Das Fluid strömt dabei dann an der radialen Außenseite der Turbinen- radschale 38 vorbei in den die Torsionsschwingungsdämpferanordnung 94 enthaltenden Teil des ersten Raumbereichs 70.
Weiter erkennt man, dass bei dieser Ausgestaltungsform das Turbinenrad 36 nicht integral ausgebildet ist mit der zweiten Reibflächenformation 46 bzw. einem Reibbelagträger 64 derselben. Der Reibbelagträger 64 und die Turbinenradschale 38 sind durch daran gebildete Verzahnungsformationen in formschlüssigem Drehkopplungseingriff. Radial außen ist die Turbinenradschale 38 beispielsweise durch Verschweißung an den Eingangsbereich 102 des radial außen liegenden ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 98 angekoppelt. Radial innen ist ein den Ausgangsbereich 1 12 des zweiten Tor- sionsschwingungsdämpferbereichs 98 bereitstellendes Zentralscheibenele- ment über das Axiallager 1 1 6 bezüglich der getriebeseitigen Gehäuseschale 16 axial abgestützt, während ein als separates Bauteil bereitgestelltes Abtriebselement 96 an den Ausgangsbereich 1 12 beispielsweise durch Vernietung angebunden ist und sich mit einem axialen Endbereich 130 in die Pumpennabe 22 hinein erstreckt. Die axiale Lagerung an der anderen Seite kann durch ein in der Fig. 2 nicht dargestelltes Lager erfolgen, das zwischen dem Trennelement 76 und dem Abtriebselement 96 positioniert sein kann.
Zwischen dem axial sich in die Pumpennabe 22 erstreckenden Endbereich 130 des Abtriebselements 96 und der Pumpennabe 22 ist nunmehr der ring- artige Strömungsraum 92 gebildet, über welchen das aus dem ersten Raumbereich 70 abzuziehende Fluid strömen kann. In der Pumpennabe 22 sind eine oder mehrere Öffnungen 132 gebildet, über welche das den ersten Raumbereich 70 verlassende Fluid in einen Zwischenraum 134 gelangt, welcher zwischen der Außenseite der Pumpennabe 22 und einem Getriebege- häuse 136 durch eine Dichtungsformation 138 an einer axialen Seite und eine Dichtungs/Lagerungsformation 140 an der anderen axialen Seite begrenzt ist. Aus diesem Zwischenraumbereich 134 führt eine an dem Getriebegehäuse 136 über dem Höhenniveau der Abtriebswelle 80 gebildete kanalartige Öffnung 142 zum Innenbereich des Getriebegehäuses, wo auch der Fluid- bzw. Ölsumpf gebildet ist.
Das Vorsehen dieses Strömungswegs für das den ersten Raumbereich 70 verlassende Fluid hat zur Folge, dass dann, wenn insbesondere der durch die zentrale Öffnung 86 hindurch führende Strömungsweg durch eine Ventil- anordnung abgeschlossen ist, auch nach längerer Stillstandzeit ein Entleeren des Innenraums 18 nur bis zum Höhenniveau der kanalartigen Öffnung 142 erfolgen.
Die Zufuhr des Fluids zu dem Innenraum 18 kann, so wie vorangehend dar- gelegt, über die zentrale Öffnung 86 der Abtriebswelle 18, den dritten Raumbereich 82 und die zweite Durchtrittsöffnungsanordnung 90 zum zweiten Raumbereich 72 und von diesem zum ersten Raumbereich 70 erfolgen. Alternativ oder zusätzlich kann durch ein Einsatzteil in der Abtriebswelle 80 ein den Verzahnungseingriffsbereich mit dem Abtriebselement 96 überbrücken- der Kanal 144 gebildet sein, welcher aus einem zwischen der Abtriebswelle 80 und dem Antriebselement 96 gebildeten ringartigen Strömungsraum 146 nach radial außen in den zwischen dem Abtriebselement 96 und dem Trennelement 76 gebildeten Bereich des ersten Raumbereichs 70 führt. In diesem Falle könnte auf die zweite Durchtrittsöffnungsanordnung 90 verzichtet wer- den und die Kupplungsanordnung 10 nach dem Dreileitungsprinzip aufgebaut werden, bei welchem die zur Fluidzirkulation erforderliche Zufuhr und Abfuhr von Fluid völlig unabhängig von der zur Betätigung des Kupplungskolbens 54 erforderlichen Fluidzufuhr zum dritten Raumbereich 82 erfolgen kann. Um auch dabei ein unter das Niveau der kanalartigen Öffnung 42 fal- lendes Entleeren des Innenraums 18 zu vermeiden, muss beispielsweise durch eine Ventilanordnung dafür gesorgt werden, dass ein Abströmen von Fluid über den ringartigen Strömungsraum 146 in Richtung zu einer Fluid- pumpe zurück nicht erfolgen kann. Hier kann möglicherweise eine derartige Fluidpumpe selbst das Rückströmen verhindern. Ferner könnte in diesem Strömungsraum ein Rückschlagventil angeordnet sein.
Eine weitere alternative Variante der Kupplungsanordnung 1 0 ist in Fig. 3 gezeigt. Diese entspricht in weiten Bereichen dem Aufbau der Fig. 1 , zeigt jedoch im Bereich des Fluidkupplungsbereichs 24 eine abweichende Konstruktion. Man erkennt wieder, dass der Fluidzirkulationstorusraum 42 radial innen durch das Pumpenrad 28 und das Turbinenrad 36 auf näherungsweise dem gleichen radialen Niveau Ri begrenzt wird. Radial au ßen begrenzt das Turbinenrad 36 den Fluidzirkulationstorusraum 42 wieder weiter radial innen, als das Pumpenrad 28. Ferner sind für das Pumpenrad 28 und das Turbinenrad 36 voneinander abweichende Querschnittsgeometrien gewählt, so dass der durch das Turbinenrad 36 begrenzte Teil des Fluidzir- kulationstorusraums näherungsweise eine kreisrunde Querschnittsgeometrie aufweist, während im durch das Pumpenrad 28 begrenzten Teil des Fluidzir- kulationstorusraums 42 eine mehreckige Geometrie gewählt ist. Weiter er- kennt man, dass auch hier das Pumpenrad 36 und die zweite Reibflächenformation 46 bzw. ein Reibbelagträger 64 derselben als getrennte Bauteile ausgebildet sind. Die Ankopplung an den Eingangsbereich 1 02 des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 98 erfolgt über ein mit axialer Steck- verzahnungsformation bereitgestelltes Bauteil 1 50, welches axial sowohl in die Turbinenradschale 38 als auch den Reibbelagträger 64 eingreift, die entsprechende Verzahnungsformationen aufweisen und in diesem Bereich des formschlüssigen Eingriffs axial anschließend aneinander liegen.
Auch bei dieser Ausgestaltungsform sind, ebenso wie bei den vorangehend beschriebenen Ausgestaltungsformen, sowohl das Turbinenrad 36, als auch die zweite Reibflächenformation 46 an den Eingangsbereich 102 des radial äußeren ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 98 der Torsions- schwingungsdämpferanordnung 94 angekoppelt und somit massemäßig einer antriebsseitigen Masse zugeordnet.
Eine davon abweichende Anordnung ist in Fig. 4 gezeigt. Während hier die zweite Reibflächenformation 46 beispielsweise wieder so wie vorangehend mit Bezug auf die Fig. 9 dargelegt an das Bauteil 150 und somit den Eingangsbereich 100 des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 98 an- gebunden ist, ist das Turbinenrad 36 bzw. dessen Turbinenradschale 38 an den Ausgangsbereich 106 des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 98 und damit den Eingangsbereich 108 des zweiten Torsionsschwingungs- dämpferbereichs 100 angekoppelt. Dies kann beispielsweise durch entsprechende Ausgestaltung von einem der Deckscheibenelemente des Ein- gangsbereichs 106 oder durch das Vorsehen eines die Verbindung herstellenden Verbindungsbauteils 152 erfolgen.
Bei dieser Ausgestaltungsvariante ist also das Turbinenrad 36 massemäßig einem Zwischenbereich zuzuordnen, der zwischen den beiden Dämpferfe- deranordnungen 104, 1 10 liegt, so dass hier verstärkt das Wirkungsprinzip eines Dreimassendämpfers genutzt werden kann.
Ein weiterer in der Fig. 4 erkennbarer Unterschied liegt darin, dass der zur Aufnahme des abströmenden Fluids gebildete Zwischenraumbereich 134 deutlich weiter nach radial außen führt. Die über dem Höhenniveau der Abtriebswelle 82 liegende kanalartige Öffnung 142, die in das Innere des Getriebegehäuses 136 führt, liegt hier in einem Höhenniveau, welches näherungsweise dem radial äußeren und in Höhenrichtung oben positionierten Bereich der Gehäuseanordnung 12 entspricht. Dies bedeutet, dass auch nach längerer Stillstandzeit ein Entleeren des Innenraums 18 der Gehäuse- anordnung 12 praktisch nicht auftreten kann, da zumindest bis zum Höhenniveau der kanalartigen Öffnung 142 Fluid in dem Innenraum 18 stehen bleibt. In Fig. 5 ist eine Ausgestaltungsform einer nasslaufenden Kupplungsanordnung dargestellt, bei welcher verschiedene der vorangehend dargelegten Aspekte kombiniert sind. Weiterhin ist in Fig. 5 erkennbar, dass die Torsions- schwingungsdämpferanordnung 94 hier mit drei Torsionsschwingungsdämp- ferbereichen 98, 100 und 1 60 aufgebaut ist. Die beiden seriell liegenden und auch radial gestaffelt angeordneten Torsionsschwingungsdämpferbereiche 98, 100 sind im Wesentlichen so aufgebaut, wie beispielsweise in Fig. 2 erkennbar. Der Eingangsbereich 102 des radial äußeren ersten Torsions- schwingungsdämpferbereichs 98 ist beispielsweise durch Verschweißung an die Turbinenradschale 38 angebunden, die durch verzahnungsartigen Form- Schlusseingriff mit dem Reibbelagträger 64 der zweiten Reibflächenformation 46 gekoppelt ist. Der beispielsweise als Zentralscheibenelement ausgebildete Ausgangsbereich 1 12 des radial innen liegenden zweiten Torsions- schwingungsdämpferbereichs ist mit einem Eingangsbereich 1 62 des dritten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 1 60 beispielsweise durch Vernietung verbunden. Dieser Eingangsbereich 1 62 kann zwei Deckscheibenelemente umfassen, von welchen eines nach radial innen verlängert ist und somit mit dem Ausgangsbereich 1 12 des zweiten Torsionsschwingungsdämpferbe- reichs 100 verbunden werden kann. Im Bereich dieser Verbindung ist die Torsionsschwingungsdämpferanordnung 94 über das Lager 1 14 axial an dem Trennelement 76 gelagert. Die Axialabstützung erfolgt durch den nach radial innen gezogenen Eingangsbereich 1 62 des dritten Torsions- schwingungsdämpferbereichs 1 60, während die Radiallagerung durch den radial inneren Endbereich des Ausgangsbereichs 1 12 des zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 100 erfolgt. Ein Ausgangsbereich 1 64 des dritten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 1 60, beispielsweise bereitgestellt durch ein zwischen den Deckscheibenelementen des Eingangsbereichs 1 62 liegendes Zentralscheibenelement, das über eine Dämpferfederanordnung 1 66 des dritten Torsionsschwingungs- dämpferbereichs 1 60 zur Drehmomentübertragung an den Eingangsbereich 1 62 angekoppelt ist, ist mit dem Abtriebselement 96 beispielsweise durch Formschlusseingriff gekoppelt. Das Abtriebselement 96 ist über das Axiallager 1 1 6 axial bezüglich der getriebeseitigen Gehäuseschale 1 6 abgestützt. Hier könnte axial zwischen den beiden Lagern 1 14, 1 1 6, also zwischen dem Abtriebselement 96 und dem nach radial innen gezogenen Bereich des Eingangsbereichs 1 62 des dritten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 1 60 ein weiteres diese beiden Baugruppen bezüglich einander axial stützendes Lager vorgesehen sein.
Der dritte Torsionsschwingungsdämpferbereich 1 60 ist axial folgend auf die den ersten Torsionsschwingungsdämpferbereich 98 und den zweiten Torsi- onsschwingungsdämpferbereich 100 umfassende Baugruppe angeordnet und liegt näherungsweise auf mittlerem radialen Niveau, so dass die Dämpferfederanordnung 1 66 des dritten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 1 60 radial näherungsweise zwischen der Dämpferfederanordnung 104 des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 98 und der Dämpferfederanordnung 1 10 des zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 100 liegt. Es ergibt sich somit bei der Torsionsschwingungsdämpferanordnung 10 eine in Achsrichtung abgestufte Anordnung, welche an die zweifach gekrümmte Kontur der getriebeseitigen Gehäuseschale 1 6 angepasst ist.
Vorangehend sind mit Bezug auf die Fig. 1 bis 5 eine nasslaufende Kupplungsanordnung 10 bzw. verschiedene Varianten derselben beschrieben worden, bei welchen die Drehmomentübertragung durch den Fluidkupp- lungsbereich 24 und den Reibkupplungsbereich 26 erfolgt, wobei durch den Fluidkupplungsbereich 24, insbesondere dessen Pumpenrad 28, zusätzlich eine die beiden Reibflächenformationen 44, 46 effizient umströmende Fluid- zirkulation im Innenraum 18 der Gehäuseanordnung 12 generiert wird. Nachfolgend werden Ausgestaltungsformen beschrieben, bei welchen die Kupplungsanordnung nur einen Reibkupplungsbereich umfasst, gleichwohl jedoch dafür gesorgt ist, dass eine effiziente Umströmung der Reibflächenformationen erreichbar ist.
Es sei darauf hingewiesen, dass in wesentlichen Aspekten, wie z.B. dem Aufbau der Torsionsschwingungsdämpferanordnung, der Ansteuerung des Kupplungskolbens bzw. der Zufuhr bzw. der Abfuhr von Fluid in die bzw. aus der Gehäuseanordnung der Aufbau so ist bzw. sein kann, wie vorangehend dargelegt, so dass auf die diesbezüglichen Ausführungen verwiesen werden kann.
Man erkennt in Fig. 6, dass die Gehäuseanordnung 12a die motorseitige Gehäuseschale 14a und die getriebeseitige Gehäuseschale 1 6a umfasst. Am radial inneren Bereich der motorseitigen Gehäuseschale 14a ist eine Gehäusenabe 170a vorgesehen, auf welcher nunmehr der Kupplungskolben 54a in seinem radial inneren Bereich fluiddicht und axial bewegbar geführt ist, und mit welcher das hier ringscheibenartig ausgebildete Trennelement 76a beispielsweise durch Verschweißung verbunden ist. In der Gehäusenabe 170a sind auch die Öffnungen 84a zur Zufuhr von Fluid in den dritten Raumbereich 82a vorgesehen. Dieser dritte Raumbereich 82a ist nicht in Verbindung mit dem zweiten Raumbereich 72a, so dass durch Zufuhr in den dritten Raumbereich 82a lediglich eine Verschiebung des Kupplungskolbens 54a erreichbar ist. Eine Fluidzufuhr in den ersten Raumbereich 70a bzw. den zweiten Raumbereich 72a erfolgt über den ringartigen Strömungsraum 146a bzw. den in der Abtriebswelle 80a gebildeten Kanal 144a, während die Fluid- abfuhr zwischen dem Abtriebselement 96a und der getriebeseitigen Gehäu- seschale 1 6a und über den Zwischenraumbereich 134a bzw. die in Höhenrichtung oben liegende kanalartige Öffnung 142a erfolgt.
Der Reibkupplungsbereich 26a umfasst die beiden Reibflächen 48a, 50a der ersten Reibflächenformation 44a bzw. die an den Reibbelägen 66a, 68a des Reibelements 62a der zweiten Reibflächenformation 46a gebildeten Reiboberflächen. Man erkennt, dass hier der Reibkupplungsbereich 26a im radial äußersten Bereich der Gehäuseanordnung 12a angeordnet ist und die zweite Reibflächenformation 26a an den Eingangsbereich 102a des ersten Torsi- onsschwingungsdämpferbereichs 98a der hier dreistufig ausgebildeten Tor- sionsschwingungsdämpferanordnung 94a angekoppelt ist. Auch hier ist grundsätzlich die räumliche Aufteilung derart, dass die Torsionsschwin- gungsdämpferanordnung 94a im Wesentlichen vollständig in dem von der getriebeseitigen Gehäuseschale 1 6a umschlossenen Volumenbereich des Innenraums 18a aufgenommen ist, während die dem Reibkupplungsbereich 26a zugeordneten Komponenten, insbesondere auch das Trennelement 76a und der Kupplungskolben 54a, in dem von der motorseitigen Gehäuseschale 14a umschlossenen Volumenbereich des Innenraums 18a aufgenommen sind.
Die erste Durchtrittsöffnungsanordnung 74a stellt radial innerhalb der Reibflächenformationen 44a, 46a wieder eine Fluidaustauschverbindung zwischen dem ersten Raumbereich 70a und dem zweiten Raumbereich 72a her. Um die zur Umströmung der Reibflächenformationen 44a, 46a dienende Fluidzirkulation zwischen dem ersten Raumbereich 70a und dem zweiten Raumbereich 72a aufzubauen, ist eine allgemein mit 180a bezeichnete Pumpenformation vorgesehen. Diese umfasst im dargestellten Beispiel eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgend angeordneten, in den Innenraum 18a hineingerichteten Ausformungen 182a der motorseitigen Ge- häuseschale 14a, welche jeweils in Umfangsrichtung orientiert liegende Pumpenförderflächen 184a bereitstellen. Man erkennt, dass diese Ausformungen 182a in ihrer Formgebung im Wesentlichen der in diesem Bereich gewählten Formgebung des Pumpenkolbens 54a entsprechen. Es sei darauf hingewiesen, dass der Kupplungskolben 54a bei dieser Ausgestaltungsform durch an diesem gebildete axiale Ausformungen 60a an das Trennelement 76a angekoppelt ist, an welchem in Zuordnung zu den Ausformungen 60a entsprechende Öffnungen bildende Ausformungen 58a gebildet sind.
Durch die radial innerhalb der Reibflächenformationen 44a, 46a im Wesentli- chen im zweiten Raumbereich 72a gebildete Pumpformation 180a mit ihren Pumpenförderflächen 184a wird im Rotationsbetrieb das im zweiten Raumbereich 72a vorhandene Fluid in Drehung versetzt und dabei unter Fliehkrafteinwirkung nach radial außen gefördert. Dabei umströmt es die Reibflächenformationen 44a, 46a, ggf. durch dort vorgesehene kanalartige Strö- mungskanäle hindurch, und gelangt im radial äußeren Bereich dann in den ersten Raumbereich 70a. Somit wird eine effiziente Zirkulation um die Reibflächenformationen 44a, 46a herum generiert und somit für Kühlung gesorgt.
Die Fig. 7 und 8 zeigen das Reibelement 62a in Axialansicht bzw. in Längs- Schnittansicht. Man erkennt, dass dieses einen ringartigen Körperbereich 186a aufweist, an welchem radial außen eine Verzahnungsformation 188a zur Ankopplung an die Torsionsschwingungsdämpferanordnung 94a gebildet ist. Von dem ringartigen Körperbereich 186a erstrecken sich Belagträgersegmente 190a des Reibbelagträgers 64a nach radial innen. Diese Belagträger- Segmente 190a sind in einem in Fig. 8 deutlich erkennbaren Abkröpfungsbe- reich 192a axial abgekröpft, wobei diese Abkröpfung bei in Umfangsrichtung unmittelbar aufeinander folgenden Belagträgersegmenten 190a jeweils in entgegengesetzter axialer Richtung vorgesehen ist. Radial innerhalb dieser Abkröpfungsbereiche 192a liegen dann Belagträgerbereiche 194a, die an beiden axialen Seiten die Reibbeläge 66a, 68a tragen. Da der Reibbelagträger 64a im Allgemeinen als Blechumformteil, insbesondere aus Stahlblech bzw. Federstahlblech aufgebaut ist, wird durch diese alternierende Abkröpfung in verschiedener axialer Richtung eine Belagfede- rung in ein derartiges Reibelement 62a integriert, die dafür sorgt, dass beim Einrücken des Reibkupplungsbereichs 26a ein allmählicher Momentenanstieg erzeugt werden kann, während welchem die Abkröpfungsbereiche 192a durch die entstehende Axialbelastung allmählich einfedern. Es sei darauf hingewiesen, dass selbstverständlich ein derartig aufgebautes Reibelement 62a auch bei den anderen dargestellten Ausgestaltungsformen vorgesehen sein kann, insbesondere auch dann, wenn die zweite Reibflächenformation mehrere derartige Reibelemente 62a axial aufeinander folgend aufweist. Auch könnte bei anderer baulicher Ausgestaltung die erste Reibflächenformation ein oder mehrere derartige Reibelemente aufweisen.
In Fig. 9 ist eine Ausgestaltungsvariante gezeigt, bei welcher die Pumpenformation 180a wiederum an der motorseitigen Gehäuseschale 14a der Gehäuseanordnung 12a vorgesehen ist. Die Pumpenformation 180a ist hier jedoch nicht durch Ausformungen, sondern durch an der Innenseite der motorseitigen Gehäuseschale 14a beispielsweise durch Vernietung festgelegte Pum- penschaufelelemente 196a. Zur Herstellung dieser Vernietung können an der motorseitigen Gehäuseschale 14a durch entsprechende Ausdrückungen gebildete Nietabschnitte vorgesehen sein, so dass es nicht erforderlich ist, mögliche Fluidleckagen begünstigende Öffnungen in der motorseitigen Gehäuseschale 14a zu erzeugen. Die Pumpenschaufelelemente 196a stellen die jeweils näherungsweise in Umfangsrichtung orientierten Pumpenförder- flächen 184a bereit, welche das in dem zweiten Raumbereich 72a enthaltene Fluid in Umfangsrichtung mitnehmen und somit einer Fliehkraft ausset- zen. Es sei darauf hingewiesen, dass die Pumpenformation 180a auch ein in Um- fangsrichtung ringartig geschlossenes Pumpenrad umfassen kann, an welchem die Pumpenschaufelelemente 196a ausgebildet sein können und das als ein Bauteil an der motorseitigen Gehäuseschale 14a festzulegen ist.
In Fig. 10 ist eine Ausgestaltungsvariante gezeigt, bei welcher zu erkennen ist, dass die zweite Reibflächenformation 46a zwei axial aufeinander folgend angeordnete Reibelemente 62a beispielsweise mit dem in den Fig. 7 und 8 erkennbaren Aufbau umfasst. Diese sind radial außen durch verzahnungsartigen Formschlusseingriff an den Eingangsbereich 102a des ersten Torsi- onsschwingungsdämpferbereichs 98a, beispielsweise über einen axial abgebogenen Bereich des diesen Eingangsbereich 102a im Wesentlichen bereitstellenden Zentralscheibenelements angekoppelt. Zwischen diesen beiden Reibelementen der zweiten Reibflächenformation 46a, die jeweils an ihren beiden axialen Seiten Reibbeläge tragen, liegt ein ringscheibenartiges Reibelement 198a der ersten Reibflächenformation 44a. Dieses Reibelement 198a ist beispielsweise bei Ausgestaltung der beiden Reibelemente 62a mit Reibbelägen ohne Reibbeläge ausgebildet und radial innen durch verzah- nungartigen Formschlusseingriff an den Kupplungskolben 54a angekoppelt. Dieser wiederum ist in der vorangehend bereits beschriebenen Art und Weise über das Trennelement 76a an die Gehäuseanordnung 12a drehfest angekoppelt. Somit rotiert das Reibelement 198a zusammen mit den die Reibflächen 48a, 50a bereitstellenden Bauteilen motorseitige Gehäuseschale 14a und Kupplungskolben 54a um die Drehachse A.
Am Kupplungskolben 54a sind über den Umfang verteilt mehrere die Pumpenformation 180a bereitstellende und jeweilige Pumpenförderflächen 184a bereitstellende lappenartige Ausbiegungen vorgesehen. Durch diese Ausbie- gungen entstehen die Öffnungen der ersten Durchtrittsöffnungsanordnung 74a zur Herstellung einer Fluidzirkulationsverbindung zwischen dem ersten Raumbereich 70a und dem zweiten Raumbereich 72a unmittelbar radial innerhalb der beiden Reibflächenformationen 44a, 46a. Diese lappenartigen Ausbiegungen 184a bilden somit also nicht nur die eine Fluidzirkulation ge- nerierenden bzw. unterstützenden Pumpenschaufeln, sondern gleichzeitig auch mit dem Pumpenkolben 54a integrale Elemente, an welche das Reibelement 198a der ersten Reibflächenformation 44a im Wesentlichen drehfest, gleichwohl jedoch axial bewegbar angekoppelt ist. Eine Abwandlung dieser Ausgestaltungsart ist in Fig. 1 1 gezeigt. Auch hier ist die Pumpenformation 180a an dem mit der Gehäuseanordnung 12a zur gemeinsamen Rotation um die Drehachse A gekoppelten Pumpenkolben 54a vorgesehen, jedoch sind auch hier beispielsweise mehrere in Umfangs- richtung aufeinander folgende Pumpenschaufelelemente 196a zur Bereitstel- lung der Pumpenförderflächen 184a am Kupplungskolben 54a radial innerhalb der beiden Reibflächenformationen 44a, 46a angebracht. Hierzu können Nietelemente dienen, die beispielsweise durch integrale Ausformungen des Kupplungskolbens 54a bereitgestellt sind. Radial innerhalb bzw. in Um- fangsrichtung zwischen diesen Pumpenschaufelelementen 196a können die Durchtrittsöffnungen der ersten Durchtrittsöffnungsanordnung 74a liegen.
Auch hier ist es selbstverständlich möglich, ein als ringartige Baugruppe bereitgestelltes Pumpenrad am Kupplungskolben 54a festzulegen. In Fig. 12 ist eine Ausgestaltungsvariante gezeigt, bei welcher die Pumpenformation 180a radial innerhalb des Reibkupplungsbereichs 26a am Kupplungskolben 54a vorgesehen ist. Hier kann die Pumpenformation 180a einen durch Umformung eines zum Herstellen des Pumpenkolbens 54a eingesetzten Blechrohlings gebildeten integralen Bestandteil des Kupplungskolbens 54a bilden, welcher eine Mehrzahl von im radialen Bereich zwischen dem dritten Raumbereich 82a und dem Reibkupplungsbereich 26a gebildete Ausformungen 200a umfasst. Diese in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Ausformungen 200a bilden näherungsweise in Umfangsrichtung orientierte Pumpenförderflächen 184a, durch welche das im zweiten Raumbereich 72a enthaltene Fluid in Umfangsrichtung mitgenommen und somit einer Fliehkraftbelastung ausgesetzt wird, die es nach radial außen in den Bereich des Reibkupplungsbereichs fördert.
Weiter erkennt man in Fig. 12, dass die Drehankopplung des Kupplungskol- bens 54a an die motorseitige Gehäuseschale 14a im Bereich dieser Ausformungen 200a erfolgt. Hierzu können beispielsweise mehrere in Umfangsrichtung orientierte Kopplungselemente, wie z.B, Blattfederelemente, an der motorseitigen Gehäuseschale 14a einerseits und dem Kupplungskolben 54a im Bereich der Ausformungen andererseits beispielsweise durch Vernietung festgelegt sein, so dass neben der Drehankopplung gleichzeitig eine Axial- bewegbarkeit des Kupplungskolbens 54a zum Einrücken bzw. Ausrücken des Reibkupplungsbereichs 26a gewährleistet ist.
Durch die vorliegende Erfindung wird sichergestellt, dass bei einer nasslau- fenden Kupplungsanordnung insbesondere dann, wenn neben dem Reibkupplungsbereich auch ein Fluidkupplungsbereich vorgesehen ist, selbst dann, wenn der Innenraum der Gehäuseanordnung teilweise nicht mit Fluid gefüllt ist, ein Drehmoment übertragen werden kann. Zusätzlich ist gewährleistet, dass durch Bereitstellen eines Pumpenrads bzw. einer Pumpenfor- mation eine zuverlässige Wärmeabfuhr aus dem Bereich der reibend miteinander in Wechselwirkung tretenden Reibflächenformationen gewährleistet ist.
Es ist darauf hinzuweisen, dass selbstverständlich die verschiedenen voran- gehend beschriebenen und auch in den Ansprüchen definierten Aspekte mit- einander kombiniert werden können. Beispielsweise kann bei entsprechendem Dämpfungsbedarf selbstverständlich bei allen Ausgestaltungsvarianten die Torsionsschwingungsdämpferanordnung dreistufig oder, sofern dies ausreichend ist, auch einstufig ausgebildet sein. Weiter ist es selbstverständlich, dass auch dann, wenn die Kupplungsanordnung den Fluidkupplungsbereich mit dem Pumpenrad und dem Turbinenrad umfasst, zur Unterstützung des Pumpenrads die beispielsweise am Kupplungskolben oder der motorseitigen Gehäuseschale vorgesehene Pumpenformation vorgesehen werden. Es kann dann die Fluidzirkulation durch das radial außerhalb der Reibflächen- formationen angeordnete Pumpenrad einerseits und die radial innerhalb der Reibflächenformationen angeordnete Pumpenformation andererseits erzeugt bzw. unterstützt werden.

Claims

Ansprüche
Nasslaufende Kupplungsanordnung, insbesondere Anfahrkupplung für ein Fahrzeug, umfassend:
eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung (12), einen Reibkupplungsbereich (26) mit einer mit der Gehäuseanordnung (12) um eine Drehachse (A) rotierenden ersten Reibflächenformation (44) und einer mit einem Abtriebselement (96) um die Drehachse (A) rotierenden und mit der ersten Reibflächenformation (44) in Reibeingriff bringbaren zweiten Reibflächenformation (46),
einen Fluidkupplungsbereich (24) mit einem mit der Gehäuseanordnung (12) um die Drehachse (A) rotierenden Pumpenrad (28) und einem mit dem Abtriebselement (96) um die Drehachse (A) rotierenden und mit dem Pumpenrad (28) einen Fluidzirkulations- torusraum (42) begrenzenden Turbinenrad (36),
dadurch gekennzeichnet, dass der Fluidkupplungsbereich (24) radial außerhalb des Reibkupplungsbereichs (26) angeordnet ist.
Kupplungsanordnung nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass der Reibkupplungsbereich (26) und der Fluidkupplungsbereich (24) sich wenigstens bereichsweise axial überlappen.
Kupplungsanordnung nach Anspruch 1 oder 2,
dadurch gekennzeichnet, dass das Turbinenrad (36) mit einem Reibelement (62) der zweiten Reibelementenanordnung (46) integral ausgebildet ist.
4. Kupplungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Turbinenrad (36) oder/und die zweite Reibflächenformation (46) mit dem Abtriebselement (96) vermittels einer Torsionsschwingungsdämpferanordnung (94) gekoppelt ist.
5. Kupplungsanordnung nach Anspruch 4,
dadurch gekennzeichnet, dass die Torsionsschwingungsdämpferanord- nung (94) einen ersten Torsionsschwingungsdämpferbereich (98) und in Serie dazu einen zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereich (190) aufweist, wobei die zweite Reibflächenanordnung (46) mit einem Eingangsbereich (102) des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs (98) verbunden ist und ein Ausgangsbereich (1 12) des zweiten Torsi- onsschwingungsdämpferbereichs mit dem Abtriebselement verbunden ist.
6. Kupplungsanordnung nach Anspruch 5,
dadurch gekennzeichnet, dass das Turbinenrad (36) mit dem Eingangsbereich (102) des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs (98) verbunden ist.
7. Kupplungsanordnung nach Anspruch 5,
dadurch gekennzeichnet, dass das Turbinenrad (36) mit einem Ausgangsbereich (106) des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs (98) oder/und einem Eingangsbereich (108) des zweiten Torsions- schwingungsdämpferbereichs (100) verbunden ist.
8. Kupplungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 7,
dadurch gekennzeichnet, dass das Pumpenrad (28) eine durch die Gehäuseanordnung (12) bereitgestellte Pumpenradschale (32) aufweist.
9. Kupplungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 8 oder dem Oberbegriff des Anspruchs 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass ein durch das Pumpenrad (28) begrenzter Bereich des Fluidzirkulationstorusraums (42) eine größere Radialerstreckung aufweist, als ein durch das Turbinenrad (36) begrenzter Bereich des Fluidzirkulationstorusraums (42).
10. Kupplungsanordnung nach Anspruch 9,
dadurch gekennzeichnet, dass das Pumpenrad (28) und das Turbinenrad (36) den Fluidzirkulationstorusraum (42) an seinem radial inneren Bereich im Wesentlichen auf gleichem Radialniveau (R-i) begrenzen und dass das Turbinenrad (36) den Fluidzirkulationstorusraum (42) an seinem radial äußeren Bereich radial weiter innen begrenzt, als das Pumpenrad (28).
1 1 . Nasslaufende Kupplungsanordnung, insbesondere nach einem der vorangehenden Ansprüche oder dem Oberbegriff des Anspruchs 1 , umfassend:
eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung (12; 12a), einen Reibkupplungsbereich (26; 26a) mit einer mit der Gehäuseanordnung (12; 12a) um eine Drehachse (A) rotierenden ersten Reibflächenformation (44; 44a) und einer mit einem Abtriebselement (96; 96a) um die Drehachse (A) rotierenden und mit der ersten Reibflächenformation (44; 44a) in Reibeingriff bringbaren zweiten Reibflächenformation (46; 46a),
ein Anpresselement (54; 54a), durch welches die erste Reibflächenformation (44; 44a) und die zweite Reibflächenformation (46; 46a) in Reibeingriff bringbar sind, wobei ein Innenraum (18; 18a) der Gehäuseanordnung (12; 12a) durch das Anpresselement (54; 54a) in einen das Turbinenrad (36; 36a) enthaltenden ersten Raumbereich (70; 70a) und einen im Wesentlichen radial innerhalb der Reibflächenanordnungen (44, 46; 44a, 46a) liegenden zweiten Raumbereich (72; 72a) unterteilt ist,
ein Trennelement (76; 76a), welches zusammen mit dem Anpresselement (54; 54a) einen vom ersten Raumbereich (70; 70a) und vom zweiten Raumbereich (72; 72a) im Wesentlichen abgetrennten dritten Raumbereich (82; 82a) begrenzt, wobei dem dritten Raumbereich (82; 82a) Fluid zur Betätigung des Anpresselements (54; 54a) zuführbar ist.
12. Kupplungsanordnung nach Anspruch 1 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass der dritte Raumbereich (82; 82a) an der dem ersten Raumbereich (70; 70a) zugewandten Axialseite des Anpresselements (54; 54a) liegt.
13. Kupplungsanordnung nach Anspruch 1 1 oder 12,
dadurch gekennzeichnet, dass an der von dem dritten Raumbereich (82; 82a) abgewandten Axialseite des Anpresselements (54; 54a) eine Vorspannanordnung (88; 88a) das Anpresselement (54; 54a) entgegen dem im dritten Raumbereich (82; 82a) erzeugbaren Fluiddruck belastet.
14. Kupplungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 1 bis 13,
dadurch gekennzeichnet, dass das Anpresselement (54; 54a) mit der Gehäuseanordnung (12; 12a) zur gemeinsamen Drehung verbunden ist.
15. Kupplungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 1 bis 14,
dadurch gekennzeichnet, dass das Anpresselement (54; 54a) radial innerhalb der Reibflächenformationen (44, 46; 44a, 46a) eine den ersten Raumbereich (70; 70a) mit dem zweiten Raumbereich (72; 72a) verbindende erste Durchtrittsöffnungsanordnung (74; 74a) aufweist.
1 6. Kupplungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 1 bis 15,
dadurch gekennzeichnet, dass das Anpresselement (54; 54a) radial innerhalb der ersten Durchtrittsöffnungsanordnung (74; 74a) eine den dritten Raumbereich (82; 82a) mit dem zweiten Raumbereich (72; 72a) verbindende zweite Durchtrittsöffnungsanordnung (90; 90a) aufweist.
17. Kupplungsanordnung nach Anspruch 1 6,
dadurch gekennzeichnet, dass eine Gesamtströmungsquerschnittsflä- che der ersten Durchtrittsöffnungsanordnung (74; 74a) größer ist, als eine Gesamtströmungsquerschnittsfläche der zweiten Durchtrittsöffnungsanordnung (90; 90a).
18. Kupplungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 1 bis 17,
dadurch gekennzeichnet, dass an der Gehäuseanordnung (12; 12a) oder/und dem Anpresselement (54; 54a) eine Pumpenformation (28; 180a) zur Umfangsmitnahme von im ersten Raumbereich (70; 70a) oder im zweiten Raumbereich (72; 72a) enthaltenem Fluid vorgesehen ist.
19. Kupplungsanordnung nach Anspruch 18,
dadurch gekennzeichnet, dass die Pumpenformation (180a) wenigstens eine Pumpenförderfläche (184a) im zweiten Raumbereich (72a), vorzugsweise radial innerhalb der Reibflächenformationen (44a, 46a), aufweist.
20. Kupplungsanordnung nach einem der Ansprüche 18 oder 19, dadurch gekennzeichnet, dass die Pumpenformation (28) wenigstens eine Pumpenförderfläche im ersten Raumbereich (70), vorzugsweise radial außerhalb der Reibflächenformationen (44, 46), aufweist.
21 . Kupplungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 1 bis 20,
dadurch gekennzeichnet, dass das Trennelement (76; 76a) einer Gehäuseschale (14; 14a) der Gehäuseanordnung (12; 12a) axial gegenüber liegend scheibenartig ausgebildet ist.
22. Kupplungsanordnung nach Anspruch 21 ,
dadurch gekennzeichnet, dass das Trennelement (76; 76a) in seinem radial inneren Bereich an die Gehäuseschale (14; 14a) angebunden ist.
23. Kupplungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 22 oder dem Oberbegriff des Anspruchs 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass die Gehäuseanordnung (12; 12a) eine motorzugewandt zu positionierende erste Gehäuseschale (14; 14a) und eine getriebezugewandt zu positionierende und mit der ersten Gehäuseschale (14; 14a) radial außen fluiddicht verbundende zweite Gehäuseschale (1 6; 1 6a) umfasst, wobei die zweite Gehäuseschale (1 6; 1 6a) anschließend an den Bereich der Verbindung mit der ersten Gehäuseschale (14;14a) in einem ersten Krümmungsbereich (1 18, 1 18a) nach radial innen gekrümmt ist und sich anschließend an den ersten Krümmungsbereich (1 18; 1 18a) in einem ersten Übergangsbereich (122; 122a) nach radial innen und in Richtung von der ersten Gehäuseschale (14; 14a) weg erstreckt und in einem an den ersten Übergangsbereich (122; 122a) sich anschließenden zweiten Krümmungsbereich (120; 120a) nach radial innen gekrümmt ist und sich anschließend an den zweiten Krümmungsbereich (120; 120a) in einem zweiten Über- gangsbereich (124; 124a) nach radial innen und in Richtung auf die erste Gehäuseschale (14; 14a) zu erstreckt.
24. Kupplungsanordnung nach Anspruch 23,
dadurch gekennzeichnet, dass ein Krümmungsradius (1 18; 1 18a) im ersten Krümmungsbereich wenigstens bereichsweise größer ist als ein Krümmungsradius im zweiten Krümmungsbereich (120; 120a).
25. Kupplungsanordnung nach Anspruch 23 oder Anspruch 24,
dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Gehäuseschale (1 6; 1 6a) sich im ersten Übergangsbereich (122; 122a) oder/und im zweiten Übergangsbereich (124; 124a) im Wesentlichen geradlinig erstreckt.
26. Kupplungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 25,
dadurch gekennzeichnet, dass das Pumpenrad (28) an einer motorsei- tigen Gehäuseschale (14) der Gehäuseanordnung (12) vorgesehen ist.
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