WO2014044476A2 - Hydrodynamische kopplungsanordnung, insbesondere drehmomentwandler - Google Patents

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Definitions

  • the present invention relates to a hydrodynamic coupling arrangement, in particular a torque converter, comprising a fluid-filled or fillable housing arrangement, a pump wheel rotatable with the housing arrangement about a rotation axis, a turbine wheel arranged in the housing arrangement and rotatable with an output member about the rotation axis, a lockup clutch for producing a A torque-transmitting connection between the housing assembly and the output member, a torsional vibration damping arrangement having an input region and an output region, wherein between the input region and the output region, a first torque transmission path and parallel thereto a second torque transmission path and a coupling arrangement for superimposing the guided over the torque transmission paths torques are provided, wherein the torsional vibration damping arrangement further at least in one, preferably in the first torque transmission path a Phase shifter assembly comprises rotational irregularities directed over the other, preferably the second torque transmission path, for causing a phase shift of rotational nonuniformities conducted via said torque transmission path, said planetary gear arrangement having a planet gear carrier connected to
  • the hydrodynamic coupling arrangement 10 embodied as a torque converter comprises a housing arrangement 12. On the drive side, this is connected to a drive shaft 14, for example crankshaft, of a drive unit 1 6, for example an internal combustion engine, shown only schematically, for common rotation about an axis of rotation A. coupled.
  • a drive shaft 14 for example crankshaft
  • a drive unit 1 6 for example an internal combustion engine, shown only schematically, for common rotation about an axis of rotation A. coupled.
  • an impeller generally designated 18, having a plurality of impeller blades 20 provided thereon.
  • the impeller 18 In the interior of the housing assembly 12 is the impeller 18 axially opposite a turbine 22 with a plurality of turbine blades provided thereon 24.
  • stator 26 In the radially inner region is located between the impeller 18 and the turbine 22, a stator 26 provided thereon Leitradschaufeln 28.
  • the stator 26 is over a freewheel assembly 30 rotatably supported on a support hollow shaft 32 in a direction about the rotation axis A.
  • a torsional vibration damping arrangement 34 is provided in the generally with fluid, for.
  • a torsional vibration damping arrangement 34 is provided. This comprises a by means of a lock-up clutch 36 with the housing assembly 12 coupled input portion 38 and a driven member 40, such as output hub, with an output shaft 42, such as transmission input shaft, for common rotation about the axis of rotation A coupled output region 44.
  • a lock-up clutch 36 with the housing assembly 12 coupled input portion 38 and a driven member 40, such as output hub, with an output shaft 42, such as transmission input shaft, for common rotation about the axis of rotation A coupled output region 44.
  • an output shaft 42 such as transmission input shaft
  • a generally designated 50 phase shifter arrangement is provided in the first of these Drehmomentübertagungswege 46, 48, so the torque transmission path 46.
  • This comprises a vibration system 52, which in the example shown has two mutually serially effective vibration dampers 54, 56.
  • a primary side 58 of a first vibration damper of the two vibration dampers 54, 56, ie of the vibration damper 54, can be coupled to the housing arrangement 12 via the lockup clutch 36.
  • a secondary side 60 of the first damper 54 is coupled to the primary side 58 for common rotation about the axis of rotation A via a damper element assembly 62, such as a plurality of damper springs parallel to each other and / or serially, but with respect to the return action of the damper element assembly 62 therearound Rotary axis A rotatable.
  • a friction device Parallel to the damper element assembly 62, a friction device, generally designated 64, may be operative.
  • the secondary side 60 of the first vibration damper 54 is connected to a primary side 66 of the second of the vibration dampers 54, 56, that is to say of the vibration damper 56, and / or provides these.
  • a secondary side 68 of the second vibration damper 56 is coupled by means of a damper element assembly 70 with the primary side 66 for common rotation about the axis of rotation A, but against the restoring action of the damper element assembly 70 with respect to the primary side 66 rotatable.
  • This damper element arrangement 70 can also comprise a plurality of damper springs acting in parallel and / or in series with one another. Parallel to
  • Damper element assembly 70 for example, a friction device 72 may be effective.
  • a coupling arrangement 74 embodied as a planetary gear arrangement comprises a planet carrier 76 which is connected to the second torque transmission path 48 and / or which supplies it with a plurality of planetary gears 78 distributed about the rotation axis A and rotatably supported on the planet carrier 76.
  • the planetary gears 78 each have two toothed areas , A first one of the gear portions is in mesh with a first clutch gear 80 formed as a ring gear in the example shown.
  • a second of the gear portions meshes with a second clutch gear 82 equally formed as a ring gear.
  • the first clutch gear 80 is connected to the secondary 68 of the second damper 56; which likewise provides a secondary side or the output of the vibration system 52, coupled.
  • the second coupling wheel assembly 82 is coupled to the output portion 44 and may provide it.
  • the transmission ratio of the two Koppelradanowski extract 80, 82 with the respective cooperating tooth areas of the planetary gears 78 By selecting the transmission ratio of the two Koppelradan onionen 80, 82 with the respective cooperating tooth areas of the planetary gears 78, the division of the introduced via the input portion 38 and to be transmitted torque to the two torque transmission paths 46, 48 done.
  • a phase shift of rotational irregularities for example torsional vibrations, of up to 180 °, which are conducted via the first torque transmission path 46, is achieved, in particular when this changes into a supercritical vibration state.
  • an additional mass 84 can, for example, be assigned to the vibration system 52 on the secondary side 68 in order to increase the output-side mass of the vibration system 52.
  • the output region 44 can be assigned a further vibration damping system 86, for example in the form of a so-called speed-adaptive absorber. This is tuned to a predetermined excitation order and has a natural frequency with the speed-dependent excitation order shifting.
  • a speed-adaptive absorber may be formed with a deflection mass carrier and one or more deflection masses carried thereon.
  • Auslenkungsmassenarme and / or at the Auslenkungsmassen guideways are provided with radially outer and radially inner peak areas. Upon movement of the deflection masses or of these coupling coupling elements along the guideways, the deflection masses are forcibly displaced radially inwardly when rotational irregularities occur and thereby absorb potential energy.
  • the Auslenkungsmassen be connected via elastiche, such as resilient elements to the Auslenkungsmassenexcellent whose resonant frequency with varying free bending length can vary depending on the speed.
  • a so-called fixed frequency damper may also be provided.
  • This can comprise a deflection mass arrangement with one or more deflection masses which can be deflected relative to the restoring effect of a damper element arrangement, that is to say for example damper springs, with respect to a deflection mass carrier.
  • a damper element arrangement that is to say for example damper springs
  • the resonance frequency of such a fixed-frequency damper can be defined.
  • a hydrodynamic coupling arrangement in particular a torque converter, comprising a fluid-filled or fillable housing arrangement, a pump wheel rotatable with the housing arrangement about a rotation axis, a turbine wheel arranged in the housing arrangement and rotatable with an output member about the rotation axis, a lock-up clutch for Manufacture of a torque transmission connection between the housing assembly and the output member, a torsional vibration damping arrangement having an input region and an output region, wherein between the input region and the output region, a first torque transmission path and parallel thereto a second torque transmission path and a coupling arrangement for superimposing the guided over the torque transmission paths torques are provided the torsional vibration damping arrangement further at least in one, preferably in the first Drehmomentübert
  • the coupling arrangement comprises a planetary gear arrangement with a planetary gear carrier connected to the second torque transmission path with a plurality of planetary gears rotatably supported thereon and also a planetary gear arrangement with a plurality
  • the vibration system comprises vibration damper, which are arranged serially and / or parallel to each other, wherein in the serial arrangement, the primary side of a first vibration damper is coupled or coupled to the housing assembly and the secondary side of a second damper with the planetary gear arrangement, preferably the first coupling wheel assembly is coupled, and wherein the first vibration damper is disposed radially within the second vibration damper.
  • the structure according to the invention is thus provided in a serial arrangement that the recorded from the housing assembly and toward the output member to be transmitted torque initially via a further radially inwardly positioned vibration damper, from this to a further radially outwardly positioned vibration damper and then this example is transmitted to the first coupling wheel assembly.
  • an axially compact size is obtained.
  • the torque component conducted via the first torque transmission path is emitted via the comparatively far radially outwardly positioned secondary side of the second vibration damper or introduced into the first coupling wheel arrangement, which likewise can contribute to a compact design.
  • a parallel arrangement at least two mutually parallel vibration damper is included.
  • one or more vibration dampers can be arranged serially effective, whereby again a parallel arrangement of a plurality of vibration damper or damper element arrangements can be provided.
  • Damper element arrangement of the first vibration damper is arranged substantially radially within a toothed region of the first coupling wheel arrangement.
  • the secondary side of one, preferably the second vibration damper at least one, preferably a plurality of associated with the planetary gear assembly, preferably the first coupling wheel Ausformung comprises tabs.
  • the secondary side of a vibration damper has at least one axially and / or radially supporting guide element of its damper element arrangement and that at least one deflection pocket is provided on a guide element of a vibration damper. It is achieved in this way aêtsverschmelzung in at least one of the guide elements.
  • the at least one Ausbiegelasche comprises an axially and / or radially in the direction of the first coupling wheel extending to itself Ausbiegelasche.
  • a hydrodynamic coupling arrangement in particular torque converter, comprising a fluid-filled or fillable housing arrangement, a pump wheel rotatable with the housing arrangement about an axis of rotation, a housing arrangement arranged in the housing arrangement and rotatable about the axis of rotation with a driven element Turbine wheel, a lockup clutch for establishing a torque transmission connection between the housing assembly and the output member, a torsional vibration damping arrangement having an input area and an output area, wherein between the input area and the output area, a first torque transmission path and parallel thereto a second torque transmission
  • the rotary vibration damping arrangement further comprises a phase shifter arrangement in at least one, preferably in the first torque transmission path for generating a phase shift of rotational irregularities conducted via the one torque transmission path with respect to rotational irregularities conducted via the other torque transmission path wherein the coupling assembly meshes with a planetary gear assembly having a planetary carrier connected to the second torque transmission path with a plurality
  • the body region of the second coupling wheel arrangement preferably has, in association with at least one planetary gear, preferably each planetary gear, an axial formation engaging in a recess in the body region of the first coupling wheel arrangement.
  • an axial formation may be provided as a bending lug from a disk-shaped component, but may equally be formed at respective arm portions which engage radially outward from a central region.
  • first coupling wheel assembly and the second coupling wheel assembly each comprise a ring gear with a toothed area and the toothed area bearing body portion, wherein the body portion and / or the toothed portion of first coupling wheel arrangement, the second coupling wheel arrangement radially au Shen axially at least partially overlaps and the toothed portion of the first coupling wheel arrangement overlaps radially with the second coupling wheel arrangement.
  • the two Koppelradan onionen are designed so that they are nested in each other, however, however, allow a required interaction, so the meshing engagement, with the planetary gears of the coupling arrangement.
  • This also supports a compact design in the area of the coupling arrangement, which offers the possibility of making available sufficient installation space for the oscillation damping system, which is the substantial oscillation system, ie the phase shifter arrangement.
  • the construction may be such that the toothed region of the first coupling wheel arrangement radially overlaps therewith on a first axial side of the second coupling wheel arrangement and that the body region of the first coupling wheel arrangement radially overlaps therewith on a second axial side of the second coupling wheel arrangement.
  • the body region of the first coupling wheel arrangement engages over the second coupling wheel arrangement substantially completely radially.
  • Coupling gear formed separately and thus radially outside the second Coupling gear, preferably by screwing, riveting and / or VerSchwei ßung connected.
  • a hydrodynamic coupling arrangement with a construction described above can be designed such that the first coupling wheel arrangement is rotatably mounted with respect to the output member.
  • a body region of the first coupling wheel arrangement has, for example, in its radially inner region, a bearing projection mounted with respect to the driven element or is firmly connected thereto.
  • the input region can be coupled to the housing arrangement by means of a bridging clutch.
  • a speed-adaptive absorber may be provided at the exit area for eliminating rotational irregularities contained in the torque to be transmitted.
  • a fixed-frequency damper may be provided at the output region, which may be constructed, for example, with a deflection mass carrier and a deflection mass arrangement which can be deflected against the return action of a damper element arrangement with respect thereto in the event of rotational nonuniformities.
  • the first Koppelradan extract and thus also the second Koppelradan extract each comprise a ring gear, so that the output from the vibration system radially outward torque in a comparatively far radially outwardly positioned assembly, namely a ring gear, can be initiated.
  • FIG. 1 shows the basic structure of a hydrodynamic coupling arrangement with a torsional vibration damping arrangement with power split in partial longitudinal section.
  • FIG. 2 is a fragmentary longitudinal sectional view of a hydrodynamic coupling assembly having a power split torsional vibration damping assembly integrated therein;
  • FIG. 3 is a representation corresponding to FIG. 2 of an alternative embodiment
  • FIG. 4 shows a partial longitudinal sectional view of a hydrodynamic coupling arrangement with a power split torsional vibration damping arrangement integrated therein.
  • FIG. 2 an embodiment of a hydrodynamic coupling arrangement in the form of a torque converter will now be described, which basically has the structure shown in FIG. 1 and also described with reference to FIG. There are therefore for components or assemblies, which previously described with reference to FIG. 1 already described components or assemblies in terms of structure or function, designated by the same reference numerals.
  • the housing arrangement 12 comprises a connection to the drive unit. dende drive-side housing shell 90, a pump housing 18 also providing the output side housing shell 92 and a two housing shells 90, 92 interconnecting, ring-like housing part 94.
  • This ring-like housing part 94 provides essentially those space in which the in the hydrodynamic coupling assembly 10 to integrating coupling arrangement 74, so the planetary gear, is added.
  • the lock-up clutch 36 is also provided substantially. This includes with this drive-side housing shell 90 for common rotation coupled drive-side friction elements, such as fins, and coupled to a friction element support 96 for common rotation driven-side friction elements or fins.
  • a clutch piston 98 By means of a clutch piston 98, the drive-side friction elements and the driven-side friction elements can be pressed into frictional engagement with one another to produce the bridging state.
  • the friction element carrier 96 is fixedly connected, for example by riveting, to two cover plate elements 100, 102 which essentially provide the primary side 58 of the first and further radially inwardly positioned vibration damper 54.
  • these two cover disk elements 100, 102 are firmly connected, for example by riveting, to a bearing projection 104 and the planetary gear carrier 76 and are rotatably mounted on the output member 40 via a bearing 132.
  • the two cover disk elements 100, 102 can also provide the or a part of the input region 38, to which the planet carrier 76 is connected and to which the two torque transmission paths 46, 48 branch.
  • a central disk element 106 positioned between the two cover disk elements 100, 102 provides in its radially inner region the secondary side 60 of the first vibration damper 54 and provides in its radially outer region the primary side 66 of the second radially outer vibration damper 56.
  • the damper springs of the damper element arrangement act between the two cover disk elements 100, 102 and the central disk element 106
  • the secondary side 68 of the second vibration damper 56 likewise comprises two cover disk elements 108, 110 formed, for example, from sheet metal material.
  • the cover disk elements 108, 110 surround the damping springs of the damper element arrangement 70 and cooperate with these . lead these in the axial and in the radial direction.
  • the central disk element 106 In order to be able to introduce the primary side 66 of the second damper 56, essentially provided by radially outwardly gripping arm sections of the central disk element 106, for interaction with the damper springs of the damper element arrangement 70 in the space area enclosed by the two cover disk elements 108, 110, is the central disk element 106 in its radially outer, provide substantially arm sections section initially in the axial direction and then bent back radially outward. In association with these arm sections, axially open insertion regions are present in the cover disk element 108, which allow axial movement of the central disk element 106 axially with its radially outer region and the two cover disk elements 108, 110.
  • the coupled to the secondary side 68 of the second damper 56 first Koppelradan onion 80 comprises a ring disk-like and constructed, for example, sheet metal body portion 1 12. This is connected in its radially inner end region, for example by riveting or screwing or welding with a bearing attachment 1 14, which via a Bearing 1 1 6, for example, plain bearings or WälzSystemlager such.
  • B. needle roller bearings is mounted rotatably on the output member 40 effective output hub.
  • the first coupling wheel assembly 80 further includes a toothed portion 1 18, which is fixedly connected for example by screwing, riveting or welding to the body portion 1 12.
  • deflection tongues 120 are fixedly connected to the first coupling wheel arrangement 80 on the secondary side 68 of the second vibration damper 56, in particular the output side cover disk element 110 thereof.
  • the body portion 1 12 extends radially beyond this connection region to the outside and there is repeatedly bent in the axial direction and connected, for example, with one or more additional mass parts to provide the additional mass 84 on the secondary side 68 of the vibration damper 56 and thus at the output of the vibration system 52.
  • the toothed portion 1 18, here designed to provide a ring gear with internal teeth, is in meshing engagement with the larger diameter gear areas of the planetary gears 76 carried on the planet gears 78. Since only limited relative circumferential movement will occur between the planet carrier 76 and the first coupling wheel assembly 80 , the toothed portion 1 18 may be formed like a segment, but may equally be formed as a ring-like circumferential inner toothing about the axis of rotation A.
  • the second coupling wheel arrangement 82 comprises a body region 122 which is constructed, for example, of sheet metal material.
  • the latter is firmly connected in its radially inner region, for example by riveting, screwing or welding, to the abradable hub acting as the output member 40 and essentially also provides the output region 44 of the torsional vibration damping arrangement 34.
  • the body region 122 In its radially outer region, the body region 122 carries a ring-like or segment-like toothing region 124, which in the illustrated example is in meshing engagement with the smaller diameter toothing sections of the planetary gears 78.
  • recesses 126 are provided in the circumferential direction about the axis of rotation A and are provided in the circumferential direction and also in the radial direction. These are advantageously positioned in those peripheral regions in which the planet wheels 78 are provided or supported on the planet carrier 76.
  • the body region 122 of the second coupling wheel arrangement 82 has axial formations 128 which engage axially in the recesses 126.
  • These axial formations can be generated for example by Ausbiegelaschen from an annular disk-like component.
  • these axial formations can also be provided on and / or through the toothed region 124 bearing and radially outwardly reaching arm portions of the body portion 122. These too can be used to provide sufficient space for the planetary gears 78 are advantageously provided or formed in those areas in which the planet wheels 78 are positioned.
  • the turbine wheel 22, with its turbine wheel shell 130 carrying the turbine wheel blades 24, is connected to the body region 12 of the first coupling wheel arrangement 80 by welding, for example, and thus contributes to increasing the secondary side or output side mass of the vibration system 52. Together with the body portion 1 12 of the first coupling wheel assembly 80, the turbine wheel 22 is rotatably mounted on the output member 40.
  • the torque which is to be transmitted via the hydrodynamic coupling arrangement 10 is picked up and then emitted further radially outward to the second torsional vibration damper 56.
  • This initiates in a radially outer region of the torque in the first Koppelradan Aunt 80, which is particularly advantageous because it is designed as a ring gear and thus a comparatively short, by the Ausbiegelaschen 120 nevertheless stably provided connection path is obtained.
  • the torque-transmitting assemblies, in particular in the first torque transmission path 46 comprising the vibration system 52 thus each have short power flows or lever lengths, which leads to a stable construction and at the same time enables a rigid mounting of the transmission.
  • Another substantial advantage in the design of the vibration system 52 with the two vibration dampers 54 and 56 is that in the event that the damper element arrangement 70 of the second vibration damper 56 is blocked due to centrifugal force and an elasticity in this area is no longer provided, then only the lesser Centrifugal underlying damper element assembly 62 of the further radially inwardly positioned first damper 54 may be elastically effective and thus can fulfill the functionality of the phase shift.
  • the secondary side 68 is formed with the two cover plate elements 108, 1 10 so that it supports the damper springs of the damper element assembly 70 in particular radially outward and in the axial direction and leads, so specified for this comparatively strong centrifugal forces damper springs a defined positioning can be.
  • the cover Disk elements 108, 1 10 as well as the cover disk elements 100, 102 and memorisabstweil Schemee for torque-transmitting interaction with the
  • the cover disk element 108 is shaped or cut out in such a way that the radially outwardly reaching arm portions of the central disk element 106, which essentially provide the primary side 66 of the second vibration damper 56, move axially forward and, if appropriate, then following relative rotational movement into the torque-transmitting interaction With the damper springs of the damper element assembly 70 required positioning can be brought.
  • These recesses and openings provided in the cover disk element 108 may further be shaped such that they also provide the rotational angle limit for the second vibration damper 56 by abutment interaction with the central disk element 106.
  • the distribution of the torque components on the two torque transmission paths between the input region 38 and the output region 44 is essentially determined by the ratio of the ratio between the planetary gears 78 and the first coupling wheel assembly 80 on the one hand and the second coupling wheel assembly 82 on the other.
  • gear ratios of greater than 1 1, it is necessary or advantageous to provide the planet gears 78 stepped with two toothing areas with different diameters. For smaller gear ratios, this can also be achieved by utilizing profile shifts.
  • the split configuration of the second coupling wheel assembly 80 is particularly advantageous.
  • a further advantageous aspect is that the mass moment of inertia at the output of the vibration system 52 varies over a very wide range due to the configuration of the first coupling wheel arrangement 80 with the region providing radially outside and an additional mass 84, and thus can be adapted to the required vibration characteristics.
  • the body region 12 may be folded over several times in order to provide a comparatively large mass radially on the outside.
  • one or more additional mass parts may also be provided in this area on the second coupling wheel arrangement 80.
  • vibration damping systems such as a fixed-frequency damper or a speed-adaptive absorber to provide.
  • This could for example be positioned in the radially outer region between the turbine wheel 22 and the first coupling wheel assembly 80.
  • the connection to the exit region can take place in that region of the body region 122 of the second coupling wheel arrangement 82, in which it extends axially into the recesses 126 of the body region 12 of the first coupling wheel arrangement 80 and thus free for access from the side facing the turbine wheel 22 lies.
  • FIG. 2 An alternative embodiment of the hydrodynamic coupling arrangement 10 is shown in FIG. This corresponds in its basic structure to the structure described above, so that reference can essentially be made to the above statements. In the following, the design differences according to FIG. 2 are primarily discussed.
  • the planet carrier 76 in its radially inner region as an integral part of the same provides the bearing projection 104, which on the bearing 132, for example, plain bearings or rolling element bearings, such. B. needle bearing, is rotatably mounted on the output member 40.
  • the cover disk elements 100, 102 of the first vibration damper 56 are firmly connected by riveting or the like in their radially inner region.
  • the bearing portion 1 14 of the first coupling wheel arrangement 80 is also provided radially on the body region 1 12 as an integral part of the bearing attachment. This is rotatably mounted on the output member 40 via the bearing 1 1 6.
  • the turbine wheel shell 130 is firmly connected in its radially inner region with the body portion 1 12 radially within the recesses 126 provided therein, for example by riveting. In his about the connection of the toothing region 1 18 radially outward continued area of the body portion 1 12 of the first coupling wheel assembly 80 as the other integral part of the same
  • the support of the damper elements of the damper element arrangement 70 can take place via one or more sliding bearing inserts 134 provided on this cover disk element 110. conditions that contribute to a reduction in friction.
  • the circumferential support of the Dämpfiereiemete the damper element assembly 70 can be done via one or more U-shaped support members 136, which is fixed together with the additional mass 84 by riveting on the body portion 1 12 / are.
  • the central disk element 106 which provides the primary side 66 of the second vibration damper 56 in its radially outer region, is deflected axially toward the turbine wheel 22 for interaction with the damper elements of the damper element assembly 70 and engages with its arm portions radially between the two U-legs of the Supporting element 136 and thus can fulfill the Abstützfunktiontechnisch for the damper elements of the damper element assembly 70.
  • the joining of the two vibration dampers 54, 56 can be carried out here by moving them axially towards one another or into one another.
  • FIG. 10 Another embodiment of the hydrodynamic coupling arrangement 10 is shown in FIG. This substantially corresponds to areas of the design variants described above, in particular with regard to the structure of the two vibration dampers 54 and 56 of the embodiment shown in Fig. 3.
  • a difference is in the configuration of the body portion 1 12 of the second Koppelradanix 80. This is with respect to the cover plate member 1 10 of the secondary side 68 of the second vibration damper 56 again formed as a separate component and connected thereto and the toothed portion 1 18, for example by riveting.
  • the additional mass 84 is fixed together with the support element 136, for example by riveting on the cover disk element 1 10 and thus the secondary side 68 of the vibration damper 56.
  • the second coupling wheel 82 extends axially across, toward the turbine wheel 22 and is fixedly connected thereto by welding, for example in the radial region of the turbine blades 24.
  • the turbine wheel 130 extends radially inward and provides with its radially inner region about the bearing 1 1 6 rotatably mounted on the output member 40 bearing projection 1 14 as an integral part.
  • the turbine wheel 130 forms With its radially inwardly guided turbine wheel shell 130, a part of the first coupling wheel arrangement 80 or essentially also provides the bearing projection 14 for the first coupling wheel arrangement 80.
  • the recesses 126 described above with respect to the body region 1 12 could be provided here, for example, in the region of the turbine wheel shell 130 located radially inside the turbine wheel blades, into which corresponding axial formations of the body region 122 of the second Coupling wheel 82 can engage.

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Abstract

Eine hydrodynamische Kopplungsanordnung, insbesondere Drehmomentwandler, umfassend eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung (12), ein mit der Gehäuseanordnung (12) um eine Drehachse (A) drehbares Pumpenrad (18), ein in der Gehäuseanordnung (12) angeordnetes und mit einem Abtriebsorgan (40) um die Drehachse (A) drehbares Turbinenrad (22), eine Überbrückungskupplung (36) zur Herstellung einer Drehmomentübertragungsverbindung zwischen der Gehäuseanordnung (12) und dem Abtriebsorgan (40), eine gemäß dem Funktionsprinzip der Leistungsverzweigung aufgebaute Drehschwingungsdämpfungsanordnung (34) mit einem Eingangsbereich (38) und einem Ausgangsbereich (44), wobei zwischen dem Eingangsbereich (38) und dem Ausgangsbereich (44) ein erster Drehmomentübertragungsweg (46) und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg (48) sowie eine Kopplungsanordnung (74) zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege (46, 48) geleiteten Drehmomente vorgesehen sind. Ein als Phasenschieberanordnung (50) in einem der Drehmomentübertragungswege (46, 48) wirksames Schwingungssystem umfasst (52) wenigstes zwei zueinander seriell angeordnete Schwingungsdämpfer (54, 56), wobei die Primärseite (58) eines ersten Schwingungsdämpfers (54) mit der Gehäuseanordnung (12) gekoppelt oder koppelbar ist und die Sekundärseite (68) eines zweiten Schwingungsdämpfers (56) mit einer als Kopplungsanordnung (74) wirksamen Planetegetriebeanordnung gekoppelt ist, und wobei der erste Schwingungsdämpfer (54) radial innerhalb des zweiten Schwingungsdämpfers (56) angeordnet ist.

Description

Hydrodynamische Kopplunqsanordnunq, insbesondere Drehmomentwandler
Die vorliegende Erfindung betrifft eine hydrodynamische Kopplungsanordnung, insbesondere Drehmomentwandler, umfassend eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung, ein mit der Gehäuseanordnung um eine Drehachse drehbares Pumpenrad, ein in der Gehäuseanordnung angeordnetes und mit einem Abtriebsorgan um die Drehachse drehbares Turbinenrad, eine Überbrückungskupplung zur Herstellung einer Drehmomentübertragungsverbindung zwischen der Gehäuseanordnung und dem Abtriebsorgan, eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit einem Eingangsbereich und einem Ausgangsbereich, wobei zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich ein erster Drehmomentübertragungsweg und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg sowie eine Kopplungsanordnung zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege geleiteten Drehmomente vorgesehen sind, wobei die Drehschwingungsdämpfungsanordnung ferner wenigstens in einem, vorzugsweise im ersten Drehmomentübertragungsweg eine Phasenschieberanordnung umfasst zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über diesen Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den anderen, vorzugsweise den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten, wobei die Kopplungsanordnung eine Planetengetriebeanordnung mit einem an den zweiten Drehmomentübertragungsweg angebundenen Planetenradträger mit einer Mehrzahl von daran drehbar getragenen Planetenrädern sowie einer an den ersten Drehmomentübertragungsweg angebundenen ersten Koppelradanordnung in Kämmeingriff mit den Planetenrädern und einer an den Ausgangsbereich angebundenen zweiten Koppelradanordnung in Kämmeingriff mit den Planetenrädern umfasst, wobei die Phasenschieberanordnung ein Schwingungssystem mit wenigstens einem Schwingungsdämpfer mit einer Primärseite und einer gegen die Wirkung einer Dämpferele- mentenanordnung bezüglich dieser drehbaren Sekundärseite umfasst.
Der grundsätzliche Aufbau einer derartigen als Drehmomentwandler ausgebildeten hydrodynamischen Kopplungsanordnung ist in Fig. 1 veranschaulicht. Die als Drehmomentwandler ausgeführte hydrodynamische Kopplungsanordnung 10 umfasst eine Gehäuseanordnung 12. Diese ist antriebsseitig mit einer Antriebswelle 14, beispielsweise Kurbelwelle, eines nur schematisch dargestellten Antriebsaggregats 1 6, beispielsweise Brennkraftmaschine, zur gemeinsamen Drehung um eine Drehachse A gekoppelt. An der Gehäuseanordnung 12 ist ein allgemein mit 18 bezeichnetes Pumpenrad mit einer Mehrzahl von daran vorgesehenen Pumpenradschaufeln 20 ausgebildet. Im Inneren der Gehäuseanordnung 12 liegt dem Pumpenrad 18 axial gegenüber ein Turbinenrad 22 mit einer Mehrzahl von daran vorgesehenen Turbinenradschaufeln 24. Im radial inneren Bereich liegt zwischen dem Pumpenrad 18 und dem Turbinenrad 22 ein Leitrad 26 mit daran vorgesehenen Leitradschaufeln 28. Das Leitrad 26 ist über eine Freilaufanordnung 30 auf einer Stützhohlwelle 32 in einer Richtung um die Drehachse A drehbar getragen.
In der allgemein mit Fluid, z. B. Öl, gefüllten oder fühlbaren Gehäuseanordnung 12 ist eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 34 vorgesehen. Diese umfasst einen vermittels einer Überbrückungskupplung 36 mit der Gehäuseanordnung 12 koppelbaren Eingangsbereich 38 sowie einen über ein Abtriebsorgan 40, beispielsweise Abtriebsnabe, mit einer Abtriebswelle 42, beispielsweise Getriebeeingangswelle, zur gemeinsamen Drehung um die Drehachse A gekoppelten Ausgangsbereich 44. Zwischen dem Eingangsbereich 38 und dem Ausgangsbereich 44 liegen zwei zueinander parallel wirksame Drehmomentübertragungswege 46, 48. Die Drehmomentübertragungswege 46, 48 zweigen im Eingangsbereich 38 auf und sind im Ausgangsbereich 44 wieder zusammengeführt.
Im ersten dieser Drehmomentübertagungswege 46, 48, also dem Drehmomentübertragungsweg 46, ist eine allgemein mit 50 bezeichnete Phasenschieberanordnung vorgesehen. Diese umfasst ein Schwingungssystem 52, das im dargestellten Beispiel zwei zueinander seriell wirksame Schwingungsdämpfer 54, 56 aufweist. Eine Primärseite 58 eines ersten Schwingungsdämpfers der beiden Schwingungsdämpfer 54, 56, also des Schwingungsdämpfers 54, ist über die Überbrückungskupplung 36 an die Gehäuseanordnung 12 ankoppelbar. Eine Sekundärseite 60 des ersten Schwingungsdämpfers 54 ist über eine Dämpferelementenanordnung 62, beispielsweise eine Mehrzahl von zueinander parallel oder/und seriell wirksamen Dämpferfedern, mit der Primärseite 58 zur gemeinsamen Drehung um die Drehachse A gekoppelt, bezüglich dieser jedoch gegen die Rückstellwirkung der Dämpferelementenanordnung 62 um die Drehachse A drehbar. Parallel zu der Dämpferelementenanordnung 62 kann eine allgemein mit 64 bezeichnete Reibeinrichtung wirksam sein. Die Sekundärseite 60 des ersten Schwingungsdämpfers 54 ist mit einer Primärseite 66 des zweiten der Schwingungsdämpfer 54, 56, also des Schwingungsdämpfers 56, verbunden oder/und stellt diese bereit. Eine Sekundärseite 68 des zweiten Schwingungsdämpfers 56 ist vermittels einer Dämpferelementenanordnung 70 mit der Primärseite 66 zur gemeinsamen Drehung um die Drehachse A gekoppelt, gegen die Rückstellwirkung der Dämpferelementenanordnung 70 jedoch bezüglich der Primärseite 66 drehbar. Auch diese Dämpferelementenanordnung 70 kann eine Mehrzahl von parallel oder/und seriell zueinander wirkenden Dämpferfedern umfassen. Parallel zur
Dämpferelementenanordnung 70 kann beispielsweise eine Reibeinrichtung 72 wirksam sein.
Eine als Planetengetriebeanordnung ausgebildete Kopplungsanordnung 74 um- fasst einen an den zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 angebundenen oder/und diesen bereitstellenden Planetenradträger 76 mit einer Mehrzahl von um die Drehachse A verteilt liegenden und am Planetenradträger 76 drehbar getragenen Planetenrädern 78. Die Planetenräder 78 weisen jeweils zwei Verzahnungsbereiche auf. Ein erster der Verzahnungsbereiche steht in Kämmeingriff mit einer im dargestellten Beispiel als Hohlrad ausgebildeten ersten Koppelradanordnung 80. Ein zweiter der Verzahnungsbereiche steht in Kämmeingriff mit einer gleichermaßen als Hohlrad ausgebildeten zweiten Koppelradanordnung 82. Die erste Koppelradanordnung 80 ist an die Sekundärseite 68 des zweiten Schwingungsdämpfers 56, welche gleichermaßen eine Sekundärseite bzw. den Ausgang des Schwingungssystems 52 bereitstellt, angekoppelt. Die zweite Koppelradanordnung 82 ist an den Ausgangsbereich 44 angekoppelt bzw. kann diesen bereitstellen. Durch die Auswahl des Übersetzungsverhältnisses der beiden Koppelradanordnungen 80, 82 mit den damit jeweils zusammenwirkenden Verzahnungsbereichen der Planetenräder 78 kann die Aufteilung des über den Eingangsbereich 38 eingeleiteten und zu übertragenden Drehmoments auf die beiden Drehmomentübertragungswege 46, 48 erfolgen. Durch das Bereitstellen des Schwingungssystems 52 im ersten Drehmomentübertragungsweg wird insbesondere dann, wenn dieses in einen überkritischen Schwingungszustand übergeht, eine Phasenverschiebung von über den ersten Drehmomentübertragungsweg 46 geleiteten Drehungleichförmigkeiten, beispielsweise Drehschwingungen, von bis zu 180° erreicht. Werden die beiden über die Drehmomentübertragungswege 46, 48 geleiteten Drehmometenanteile im Bereich der Kopplungsanordnung 74 wieder zusammengeführt und sind die Drehungleichförmigkeiten des über den ersten Drehmomentübertragungsweg 46 geleiteten Drehmomentenanteils bezüglich der im zweiten Drehmomentübertragungsweg 48 übertragenen Drehungleich- förmigkeiten phasenverschoben, so entsteht bei der Überlagerung in der Kopplungsanordnung 74 idealerweise eine gegenseitige Auslöschung der Ungleichförmigkeiten, so dass ein im Wesentlichen konstantes Drehmoment über den Ausgangsbereich 44 in die Abtriebswelle 42 eingeleitet werden kann.
Um dieses Dämpfungsverhalten weiter beeinflussen zu können, kann beispielsweise dem Schwingungssystem 52 an der Sekundärseite 68 eine Zusatzmasse 84 zugeordnet sein, um die ausgangsseitige Masse des Schwingungssystems 52 zu erhöhen. Ferner kann beispielsweise dem Ausgangsbereich 44 ein weiteres Schwingungs- dämpfungssystem 86, beispielsweise in Form eines so genannten drehzahladaptiven Tilgers zugeordnet sein. Dieser ist auf eine vorbestimmte Anregungsordnung abgestimmt und weist eine mit der drehzahlabhängigen Anregungsordnung sich verschiebende Eigenfrequenz auf. Beispielsweise kann ein derartiger drehzahladaptiver Tilger ausgebildet sein mit einem Auslenkungsmassenträger und einer oder mehrerer daran getragenen Auslenkungsmassen. Am Auslenkungsmassenträger oder/und an den Auslenkungsmassen sind Führungsbahnen mit radial außen bzw. radial innen liegenden Scheitelbereichen vorgesehen. Bei Bewegung der Auslenkungsmassen bzw. von diese ankoppelnden Kopplungselementen entlang der Führungsbahnen werden die Auslenkungsmassen bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten zwangsweise nach radial innen verlagert und nehmen dabei potentielle Energie auf. Bei einer alternativen Ausgestaltung können die Auslenkungsmassen über elastiche, beispielsweise federelastische Elemente an den Auslenkungsmassenträger angebunden sein, deren die Resonanzfrequenz mit beeinflussende freie Biegelänge drehzahlabhängig variieren kann. Bei einer weiteren Ausgestaltungsart kann bei diesem zusätzlichen Schwingungsdämpfungs- system 86 auch ein so genannter Festfrequenzdämpfer vorgesehen sein. Dieser kann eine Auslenkungsmassenanordnung mit einer oder mehreren Auslenkungsmassen umfassen, die gegen die Rückstellwirkung einer Dämpferelementenanordnung, also beispielsweise Dämpferfedern, bezüglich eines Auslenkungsmassenträgers auslenkbar ist. Durch die Auswahl der Federsteifigkeit einerseits und des Massenträgheitsmoments der Auslenkungsmassenanordnung andererseits kann die Resonanzfrequenz eines derartigen Festfrequenzdämpfers definiert werden. Bei Integration einer derartigen mit Leistungsaufzweigung arbeitenden Dreh- schwingungsdämpfungsanordnung in eine hydrodynamische Kopplungsanordnung, wie z. B. hydrodynamischer Drehmomentwandler oder Fluidkupplung, besteht die Notwendigkeit, zusätzliche Baugruppen, insbesondere die beispielsweise als Planetengetriebeanordnung ausgeführte Kopplungsanordnung, in die Gehäuseanordnung zu integrieren. Es ist daher die Zielsetzung der vorliegenden Erfindung, einen kompakten Aufbau einer derartigen hydrodynamischen Kopplungsanordnung bereitzustellen, welche gleichwohl eine verbesserte Dämpfungscharakteristik erreichen kann.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe gelöst durch eine hydrodynamische Kopplungsanordnung, insbesondere Drehmomentwandler, umfassend eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung, ein mit der Gehäuseanordnung um eine Drehachse drehbares Pumpenrad, ein in der Gehäuseanordnung angeordnetes und mit einem Abtriebsorgan um die Drehachse drehbares Turbinenrad, eine Überbrückungskupplung zur Herstellung einer Drehmomentübertragungsverbindung zwischen der Gehäuseanordnung und dem Abtriebsorgan, eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit einem Eingangsbereich und einem Ausgangsbereich, wobei zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich ein erster Drehmomentübertragungsweg und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg sowie eine Kopplungsanordnung zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege geleiteten Drehmomente vorgesehen sind, wobei die Drehschwingungsdämpfungsanordnung ferner wenigstens in einem, vorzugsweise im ersten Drehmomentübertragungsweg eine Phasenschieberanordnung umfasst zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über diesen Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den anderen, vorzugsweise den zweiten Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten, wobei die Kopplungsanordnung eine Planetengetriebeanordnung mit einem an den zweiten Drehmomentübertragungsweg angebundenen Planetenrad- träger mit einer Mehrzahl von daran drehbar getragenen Planetenrädern sowie einer an den ersten Drehmomentübertragungsweg angebundenen ersten Koppelradanordnung in Kämmeingriff mit den Planetenrädern und einer an den Ausgangsbereich angebundenen zweiten Koppelradanordnung in Kämmeingriff mit den Planetenrädern umfasst, wobei die Phasenschieberanordnung ein Schwingungssystem mit einem Schwingungsdämpfer mit einer Primärseite und einer gegen die Wirkung einer Dämpferele- mentenanordnung bezüglich dieser drehbaren Sekundärseite umfasst. Dabei ist vorgesehen, dass das Schwingungssystem Schwingungsdämpfer um- fasst, die seriell und / oder parallel zueinander angeordnet sind, wobei bei der seriellen Anordnung die Primärseite eines ersten Schwingungsdämpfers mit der Gehäuseanordnung gekoppelt oder koppelbar ist und die Sekundärseite eines zweiten Schwingungsdämpfers mit der Planetengetriebeanordnung, vorzugsweise der ersten Koppelradanordnung gekoppelt ist, und wobei der erste Schwingungsdämpfer radial innerhalb des zweiten Schwingungsdämpfers angeordnet ist.
Bei dem erfindungsgemäßen Aufbau ist also bei einer seriellen Anordnung vorgesehen, dass das von der Gehäuseanordnung aufgenommene und in Richtung zum Abtriebsorgan zu übertragende Drehmoment zunächst über einen weiter radial innen positionierten Schwingungsdämpfer, von diesem auf einen weiter radial außen liegend positionierten Schwingungsdämpfer und von diesem dann beispielsweise in die erste Koppelradanordnung übertragen wird. Dadurch wird die Möglichkeit geschaffen, die beiden Schwingungsdämpfer so anzuordnen, dass die beiden Schwingungsdämpfer sich wenigstens bereichsweise axial überlappen, also beispielsweise die Primärseite des ersten Schwingungsdämpfers und die Sekundärseite des zweiten Schwingungsdämpfers sich wenigstens bereichsweise axial überlappen. Dadurch wird eine axial kompakte Baugröße erhalten. Des Weiteren ist dafür gesorgt, dass der über den ersten Drehmomentübertragungsweg geleitete Drehmometenanteil über die vergleichsweise weit radial außen positionierte Sekundärseite des zweiten Schwingungsdämpfers abgegeben bzw. in die erste Koppelradanordnung eingeleitet wird, was ebenfalls zu einem kompakten Aufbau beitragen kann.
Bei einer parallelen Anordnung sind wenigstens zwei zueinander parallel wirksame Schwingungsdämpfer umfasst. Zu derartigen parallel wirksamen Schwingungsdämpfern, die auch ineinander integriert bzw. ineinander geschachtelt angeordnet sein können, können dann ein- oder mehrere Schwingungsdämpfer seriell wirksam angeordnet sein, wobei auch hier wieder eine parallele Anordnung mehrerer Schwingungsdämpfer bzw. Dämpferelementenanordnungen vorgesehen sein kann.
Durch das Bereitstellen zweier axial bzw. radial geschachtelter Schwingungsdämpfer wird ein vergleichsweiser großer Gesamtdämpfer- bzw. -federweg erhalten, was trotz kompakter, insbesondere axial kompakter Baugröße zu einem sehr guten Schwingungsdämpfungsverhalten, insbesondere Phasenverschiebungsverhalten z. B. im ersten Drehmomentübertragungsweg beiträgt.
Hierzu kann insbesondere auch vorgesehen sein, dass wenigstens die
Dämpferelementenanordnung des ersten Schwingungsdämpfers im Wesentlichen radial innerhalb eines Verzahnungsbereichs der ersten Koppelradanordnung angeordnet ist.
Zu einem kompakten und auch einfach zu gestaltenden Aufbau trägt bei einem gattungsgemäßen bzw. dem vorangehend beschriebenen Aufbau bei, dass die Sekundärseite eines, vorzugsweise des zweiten Schwingungsdämpfers wenigstens eine, vorzugsweise eine Mehrzahl von mit der Planetengetriebeanordnung, vorzugsweise der ersten Koppelradanordnung verbundenen Ausbiegelaschen umfasst.
Dazu kann beispielsweise vorgesehen sein, dass die Sekundärseite des einen Schwingungsdämpfers wenigstens ein dessen Dämpferelementenanordnung axial o- der/und radial stützendes Führungselement aufweist und dass wenigstens eine Ausbiegelasche an einem Führungselement des einen Schwingungsdämpfers vorgesehen ist. Es wird auf diese Weise eine Funktionenverschmelzung in zumindest einem der Führungselemente erreicht. Beispielsweise kann vorgesehen sein, dass die wenigstens eine Ausbiegelasche eine axial oder/und radial in Richtung auf die erste Koppelradanordnung zu sich erstreckende Ausbiegelasche umfasst.
Gemäß einem weiteren Aspekt wird die eingangs genannte Aufgabe gelöst durch eine hydrodynamische Kopplungsanordnung, insbesondere Drehmomentwandler, umfassend eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung, ein mit der Gehäuseanordnung um eine Drehachse drehbares Pumpenrad, ein in der Gehäuseanordnung angeordnetes und mit einem Abtriebsorgan um die Drehachse drehbares Turbinenrad, eine Überbrückungskupplung zur Herstellung einer Drehmomentübertragungsverbindung zwischen der Gehäuseanordnung und dem Abtriebsorgan, eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit einem Eingangsbereich und einem Ausgangsbereich, wobei zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich ein erster Drehmomentübertragungsweg und parallel dazu ein zweiter Drehmomentüber- tragungsweg sowie eine Kopplungsanordnung zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege geleiteten Drehmomente vorgesehen sind, wobei die Dreh- schwingungsdämpfungsanordnung ferner wenigstens in einem, vorzugsweise im ersten Drehmomentübertragungsweg eine Phasenschieberanordnung umfasst zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über den einen Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den anderen Drehmomentübertragungsweg geleiteten Drehungleichförmigkeiten, wobei die Kopplungsanordnung eine Planetengetriebeanordnung mit einem an den zweiten Drehmomentübertragungsweg angebundenen Planetenradträger mit einer Mehrzahl von daran drehbar getragenen Planetenrädern sowie mit einer an den ersten Drehmomentübertragungsweg angebundenen ersten Koppelradanordnung in Kämmeingriff mit den Planetenrädern und mit einer an den Ausgangsbereich angebundenen zweiten Koppelradanordnung in Kämmeingriff mit den Planetenrädern umfasst. Ein derartiger Aufbau kann beispielsweise mit einigen o- der allen der vorangehend bereits erläuterten Merkmalsgruppen kombiniert sein.
Bei diesem Aufbau ist weiter vorgesehen, dass die erste Koppelradanordnung und die zweite Koppelradanordnung jeweils ein Hohlrad mit einem Verzahnungsbereich und einem den Verzahnungsbereich tragenden Körperbereich umfassen, wobei der Körperbereich von einer der Koppelradanordnungen wenigstens eine in Umfangsrich- tung begrenzte Aussparung aufweist und der Körperbereich der anderen Koppelradanordnung axial in die wenigstens eine Aussparung eingreift. Durch das Bereitstellen von Aussparungen in einem der Körperbereiche und das Eingreifen des anderen Körperbereichs in diese Aussparungen wird ein axiales Ineinandereintauchen der beiden Koppelradanordnungen erreicht, was wiederum zu einem kompakten Aufbau beiträgt. Ein gegenseitiges Stören der Koppelradanordnungen wird vermieden, da diese nur in begrenztem Ausmaß relativ zueinander zu drehen sind.
Bei diesem Aufbau kann beispielsweise vorgesehen sein, dass der Körperbereich der zweiten Koppelradanordnung vorzugsweise in Zuordnung zu wenigstens einem Planetenrad, vorzugsweise jedem Planetenrad, eine in eine Aussparung des Körperbereichs der ersten Koppelradanordnung eingreifende axiale Ausformung aufweist. Eine derartige axiale Ausformung kann als Ausbiegelasche aus einem scheibenförmigen Bauteil bereitgestellt sein, kann gleichermaßen aber auch an jeweiligen von einem zentralen Bereich nach radial außen greifenden Armabschnitten ausgebildet sein. Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung kann bei einem vorangehend beschriebenen Aufbau einer hydrodynamischen Kopplungsanordnung vorgesehen sein, dass die erste Koppelradanordnung und die zweite Koppelradanordnung jeweils ein Hohlrad mit einem Verzahnungsbereich und einem den Verzahnungsbereich tragenden Körperbereich umfassen, wobei der Körperbereich oder/und der Verzahnungsbereich der ersten Koppelradanordnung die zweite Koppelradanordnung radial au ßen axial wenigstens teilweise übergreift und der Verzahnungsbereich der ersten Koppelradanordnung sich mit der zweiten Koppelradanordnung radial überlappt.
Auch bei derartigem Aufbau sind die beiden Koppelradanordnungen so gestaltet, dass sie ineinander geschachtelt sind, gleichwohl jedoch eine erforderliche Wechselwirkung, also den Kämmeingriff, mit den Planetenrädern der Kopplungsanordnung ermöglichen. Auch dadurch wird ein kompakter Aufbau im Bereich der Kopplungsanordnung unterstützt, was die Möglichkeit bietet, für das für das Schwingungsdämpfungs- verhalten substantielle Schwingungssystem, also die Phasenschieberanordnung, ausreichend Bauraum zur Verfügung zu stellen.
Beispielsweise kann der Aufbau derart sein, dass der Verzahnungsbereich der ersten Koppelradanordnung sich an einer ersten axialen Seite der zweiten Koppelradanordnung damit radial überlappt und dass der Körperbereich der ersten Koppelradanordnung sich an einer zweiten axialen Seite der zweiten Koppelradanordnung damit radial überlappt.
Insbesondere zum Bereitstellen einer Lagerungs- bzw. Zentrierfunktionalität für die erste Koppelradanordnung bzw. die damit auch verbundene Sekundärseite des Schwingungssystems ist es vorteilhaft, wenn der Körperbereich der ersten Koppelradanordnung die zweite Koppelradanordnung radial im Wesentlichen vollständig übergreift.
Um in einfacher Weise den ineinander geschachtelten Aufbau der beiden Koppelradanordnungen bereitstellen zu können, wird weiter vorgeschlagen, dass der Verzahnungsbereich der ersten Koppelradanordnung von dem Körperbereich der ersten
Koppelradanordnung getrennt ausgebildet und damit radial außerhalb der zweiten Koppelradanordnung, vorzugsweise durch Verschraubung, Vernietung oder/und VerSchwei ßung, verbunden ist.
Gemäß einem weiteren Aspekt der Erfindung kann eine hydrodynamische Kopplungsanordnung mit einem vorangehend beschriebenen Aufbau derart ausgebildet sein, dass die erste Koppelradanordnung bezüglich des Abtriebsorgans drehbar gelagert ist.
Zur Bereitstellung dieser Lagerungsfunktionalität kann dann vorgesehen sein, dass ein Körperbereich der ersten Koppelradanordnung beispielsweise in seinem radial inneren Bereich einen bezüglich des Abtriebsorgans gelagerten Lagerungsansatz aufweist oder damit fest verbunden ist.
Eine Funktionenverschmelzung mit einem weiteren Beitrag zu einem kompakten Aufbau kann dadurch erreicht werden, dass der Lagerungsansatz am Turbinenrad vorgesehen ist, beispielsweise den radial inneren Bereich einer Turbinenradschale um- fasst.
Um bei kompaktem Aufbau im Überbrückungszustand die Drehmomentübertragung über die beiden parallelen Drehmomentübertragungswege der Drehschwingungs- dämpfungsanordnung erreichen zu können, wird vorgeschlagen, dass der Eingangsbereich vermittels einer Überbrückungskupplung mit der Gehäuseanordnung koppelbar ist.
Weiter kann zum Eliminieren von in dem zu übertragenen Drehmoment enthaltenen Drehungleichförmigkeiten am Ausgangsbereich ein drehzahladaptiver Tilger vorgesehen sein. Alternativ oder zusätzlich kann am Ausgangsbereich ein Festfrequenzdämpfer vorgesehen sein, der beispielsweise mit einem Auslenkungsmassenträger und einer gegen die Rückstellwirkung einer Dämpferelementenanordnung bezüglich diesem bei Auftreten von Drehungleichförmigkeiten auslenkbaren Auslenkungsmassenanord- nung aufgebaut sein kann.
Wie vorangehend dargelegt, kann insbesondere in Verbindung mit der radialen Staffelung der beiden Schwingungsdämpfer der Schwingungssystems vorteilhafter- weise die erste Koppelradanordnung und damit auch die zweite Koppelradanordnung jeweils ein Hohlrad umfassen, so dass das vom Schwingungssystem radial außen abgegebene Drehmoment in eine vergleichsweise weit radial außen positionierte Baugruppe, nämlich eine Hohlradanordnung, eingeleitet werden kann.
Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Figuren beschrieben. Es zeigt:
Fig. 1 den prinzipiellen Aufbau einer hydrodynamischen Kopplungsanordnung mit einer Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit Leistungsverzweigung im Teil-Längsschnitt;
Fig. 2 eine Teil-Längsschnittansicht einer hydrodynamischen Kopplungsanordnung mit einer darin integrierten Drehschwingungsdämpfungsan- ordnung mit Leistungsverzweigung;
Fig. 3 eine der Fig. 2 entsprechenden Darstellung einer alternativen Ausgestaltungsart;
Fig. 4 eine Teil-Längsschnittansicht einer hydrodynamischen Kopplungsanordnung mit einer darin integrierten Drehschwingungsdämpfungsan- ordnung mit Leistungsverzweigung.
Mit Bezug auf die Fig. 2 wird nachfolgend eine Ausgestaltungsform einer hydrodynamischen Kopplungsanordnung in Form eines Drehmomentwandlers beschrieben, welche grundsätzlich den in Fig. 1 dargestellten und mit Bezug auf die Fig. 1 auch beschriebenen Aufbau aufweist. Es sind daher für Bauteile oder Baugruppen, welche vorangehend mit Bezug auf die Fig. 1 bereits beschriebenen Bauteilen oder Baugruppen hinsichtlich Aufbau bzw. Funktion entsprechen, mit den selben Bezugszeichen bezeichnet.
Bei dem in Fig. 2 dargestellten Aufbau einer hydrodynamischen Kopplungsanordnung 10 umfasst die Gehäuseanordnung 12 eine an das Antriebsaggregat anzubin- dende antriebsseitige Gehäuseschale 90, eine auch das Pumpenrad 18 bereitstellende abtriebsseitige Gehäuseschale 92 sowie ein diese beiden Gehäuseschalen 90, 92 miteinander verbindendes, ringartig aufgebautes Gehäuseteil 94. Dieses ringartige Gehäuseteil 94 stellt im Wesentlichen denjenigen Bauraum bereit, in welchem die in die hydrodynamische Koplungsanordnung 10 zu integrierende Kopplungsanordnung 74, also das Planetengetriebe, aufgenommen ist.
In der antriebsseitigen Gehäuseschale 90 ist im Wesentlichen auch die Überbrü- ckungskupplung 36 vorgesehen. Diese umfasst mit dieser antriebsseitigen Gehäuseschale 90 zur gemeinsamen Drehung gekoppelte antriebsseitige Reibelemente, beispielsweise Lamellen, sowie mit einem Reibelemententräger 96 zur gemeinsamen Drehung gekoppelte abtriebsseitige Reibelemente bzw. Lamellen. Durch einen Kupplungskolben 98 können zur Herstellung des Überbrückungszustands die antriebsseitigen Reibelemente und die abtriebsseitigen Reibelemente in Reibeingriff miteinander ge- presst werden.
Der Reibelemententräger 96 ist beispielsweise durch Vernietung mit zwei im Wesentlichen die Primärseite 58 des ersten und weiter radial innen positionierten Schwingungsdämpfers 54 bereitstellenden Deckscheibenelementen 100, 102 fest verbunden. In ihrem radial inneren Bereich sind diese beiden Deckscheibenelemente 100, 102 beispielsweise durch Vernietung mit einem Lagerungsansatz 104 und dem Plane- tenradträger 76 fest verbunden und über ein Lager 132 auf dem Abtriebsorgan 40 drehbar gelagert. Zusammen mit dem Reibelemententräger 96 können die beiden Deckscheibenelemente 100, 102 auch den bzw. einen Teil des Eingangsbereichs 38 bereitstellen, an welchen auch der Planetenradträger 76 angebunden ist und an dem die beiden Drehmomentübertragungsswege 46, 48 aufzweigen.
Ein zwischen den beiden Deckscheibenelementen 100, 102 positioniertes Zent- ralscheibenelement 106 stellt in seinem radial inneren Bereich die Sekundärseite 60 des ersten Schwingungsdämpfers 54 bereit und stellt in seinem radial äußeren Bereich die Primärseite 66 des weiter radial außen positionierten zweiten Schwingungsdämpfers 56 bereit. Zwischen den beiden Deckscheibenelementen 100, 102 und dem Zent- ralscheibenelement 106 wirken die Dämpferfedern der Dämpferelementenanordnung
62 des radial inneren bzw. ersten Schwingungsdämpfers 54. Die Sekundärseite 68 des zweiten Schwingungsdämpfers 56 umfasst ebenfalls zwei beispielsweise auch aus Blechmaterial geformte Deckscheibenelemente 108, 1 10. Ähnlich wie die Deckscheibenelemente 100, 102 des ersten Schwingungsdämpfers 54 umgreifen die Deckscheibenelemente 108, 1 10 die mit diesen zusammenwirkenden Dämpferfedern der Dämpferelementenanordnung 70 und stützen bzw. führen diese in axialer sowie auch in radialer Richtung.
Um die Primärseite 66 des zweiten Dämpfers 56, im Wesentlichen bereitgestellt durch nach radial au ßen greifende Armabschnitte des Zentralscheibenelements 106, zur Wechselwirkung mit den Dämpferfedern der Dämpferelementenanordnung 70 in den von den beiden Deckscheibenelementen 108, 1 10 umschlossenen Raumbereich einführen zu können, ist das Zentralscheibenelement 106 in seinem radial äußeren, im Wesentlichen auch Armabschnitte bereitstellen Abschnitt zunächst in axialer Richtung und dann wieder nach radial außen abgekröpft. In Zuordnung zu diesen Armabschnitten sind im Deckscheibenelement 108 axial offene Einführbereiche vorhanden, die ein axiales Ineinanderbewegen des Zentralscheibenelements 106 mit seinem radial äußeren Bereich und der beiden Deckscheibenelemente 108, 1 10 gestatten.
Die mit der Sekundärseite 68 des zweiten Schwingungsdämpfers 56 gekoppelte erste Koppelradanordnung 80 umfasst einen ringscheibenartig ausgebildeten und beispielsweise aus Blechmaterial aufgebauten Körperbereich 1 12. Dieser ist in seinem radial inneren Endbereich beispielsweise durch Vernietung oder Verschraubung oder Verschweißung mit einem Lagerungsansatz 1 14 verbunden, welcher über ein Lager 1 1 6, beispielsweise Gleitlager oder Wälzkörperlager, wie z. B. Nadellager, auf der als Abtriebsorgan 40 wirksamen Abtriebsnabe drehbar gelagert ist.
Die erste Koppelradanordnung 80 umfasst ferner einen Verzahnungsbereich 1 18, welcher beispielsweise durch Verschraubung, Vernietung oder Verschweißung mit dem Körperbereich 1 12 fest verbunden ist. Im Bereich dieser Verbindung oder durch separate Anbindungselemente sind an der Sekundärseite 68 des zweiten Schwingungsdämpfers 56, insbesondere dem abtriebsseitigen Deckscheibenelement 1 10 derselben, Ausbiegelaschen 120 mit der ersten Koppelradanordnung 80 fest verbunden. Der Körperbereich 1 12 erstreckt sich über diesen Verbindungsbereich radial weiter nach außen und ist dort mehrfach in axialer Richtung abgekröpft und beispielsweise mit einem oder mehreren zusätzlichen Masseteilen verbunden, um die Zusatzmasse 84 an der Sekundärseite 68 des Schwingungsdämpfers 56 und somit am Ausgang des Schwingungssystems 52 bereitzustellen.
Der Verzahnungsbereich 1 18, hier zum Bereitstellen eines Hohlrads mit einer Innenverzahnung ausgebildet, steht in Kämmeingriff mit den hier mit größerem Durchmesser ausgebildeten Verzahnungsbereichen der am Planetenradträger 76 getragenen Planetenräder 78. Da nur eine begrenzte Relativumfangsbewegung zwischen dem Planetenradträger 76 und der ersten Koppelradanordnung 80 auftreten wird, kann der Verzahnungsbereich 1 18 segmentartig ausgebildet sein, kann gleichermaßen aber auch als um die Drehachse A ringartig umlaufende Innenverzahnung ausgebildet sein.
Die zweite Koppelradanordnung 82 umfasst einen beispielsweise auch aus Blechmaterial aufgebauten Körperbereich 122. Dieser ist in seinem radial inneren Bereich beispielsweise durch Vernietung, Verschraubung oder Verschweißung mit der als Abtriebsorgan 40 wirksamen Abriebsnabe fest verbunden und stellt im Wesentlichen auch den Ausgangsbereich 44 der Drehschwingungsdämpfungsanordnung 34 bereit. In seinem radial äußeren Bereich trägt der Körperbereich 122 einen ringartig oder segmentartig ausgebildeten Verzahnungsbereich 124, der im dargestellten Beispiel mit den Verzahnungsabschnitten mit kleinerem Durchmesser der Planetenräder 78 in Kämmeingriff steht.
Im Körperbereich 1 12 der ersten Koppelradanordnung 80 sind in Umfangsrich- tung um die Drehachse A verteilt, in Umfangsrichtung und auch in radialer Richtung begrenzte Aussparungen 126 vorgesehen. Diese sind vorteilhafterweise in denjenigen Umfangsbereichen positioniert, in welchen auch die Planetenräder 78 vorgesehen bzw. am Planetenradträger 76 getragen sind. In diesen Umfangsbereichen weist der Körperbereich 122 der zweiten Koppelradanordnung 82 axiale Ausformungen 128 auf, die axial in die Aussparungen 126 eingreifen. Diese axialen Ausformungen können beispielsweise durch Ausbiegelaschen aus einem ringscheibenartigen Bauteil erzeugt werden. Alternativ können diese axialen Ausformungen auch an bzw. durch den Verzahnungsbereich 124 tragende und nach radial außen greifende Armabschnitte des Körperbereichs 122 bereitgestellt werden. Auch diese können zum Bereitstellen von ausreichend Bauraum für die Planetenräder 78 vorteilhafterweise in denjenigen Bereichen vorgesehen bzw. ausgeformt sein, in welchen die Planentenräder 78 positioniert sind.
Das Turbinenrad 22 ist mit seiner die Turbinenradschaufeln 24 tragenden Turbi- nenradschale 130 beispielsweise durch Verschweißung an den Körperbereich 1 12 der ersten Koppelradanordnung 80 angebunden und trägt somit zur Erhöhung der sekun- därseitigen bzw. ausgangsseitigen Masse des Schwingungssystems 52 bei. Zusammen mit dem Körperbereich 1 12 der ersten Koppelradanordnung 80 ist das Turbinenrad 22 auf dem Abtriebsorgan 40 drehbar gelagert.
Bei diesem Aufbau einer hydrodynamischen Kopplungsanordnung 10 mit einer mit dem Prinzip der Leistungsverzweigung arbeitenden Drehschwingungsdämpfungs- anordnung 34 sind verschiedene zum Erhalt eines kompakten Aufbaus einerseits und zum Sicherstellen einer hervorragenden Schwingungsdämpfungscharakteristik andererseits vorteilhafte Aspekte realisiert. Zum einen ist erkennbar, dass die beiden Schwingungsdämpfer 54, 56 radial gestaffelt liegen und sich zumindest bereichsweise axial überlappen. Deutlich zu erkennen ist dabei, dass die Dämpferelementenanord- nung 62 des ersten Schwingungsdämpfers 54 im Wesentlichen radial innerhalb des Verzahnungsbereichs 1 18 der ersten Koppelradanordnung 80 positioniert ist. Durch diesen radial weiter innen liegend positionierten ersten Schwingungsdämpfer 54 wird das Drehmoment, welches über die hydrodynamische Kopplungsanordnung 10 zu übertragen ist, aufgenommen und dann weiter nach radial außen zum zweiten Drehschwingungsdämpfer 56 abgegeben. Dieser wiederum leitet in einem radial außen liegenden Bereich das Drehmoment in die erste Koppelradanordnung 80 ein, was insbesondere daher vorteilhaft ist, da diese als Hohlrad ausgebildet ist und somit ein vergleichsweise kurzer, durch die Ausbiegelaschen 120 gleichwohl jedoch stabil bereitgestellter Anbindungsweg erhalten ist. Die drehmomentübertragenden Baugruppen insbesondere im das Schwingungssystem 52 umfassenden ersten Drehmomentübertragungsweg 46 weisen somit jeweils kurze Kraftflüsse bzw. Hebellängen auf, was zu einem stabilen Aufbau führt und gleichzeitig auch eine steife Lagerung des Getriebes ermöglicht.
Weiter ist zu erkennen, dass das zwischen den beiden Schwingungsdämpfern 54 und 56 drehmomentübertragende Bauteil, nämlich das Zentralscheibeneiement 106, ein vergleichsweise einfach aufgebautes Bauteil mit geringem Massenträgheitsmoment ist, was das Schwingungsverhalten vorteilhaft beeinflusst. Demgegenüber könnten alle an die Sekundärseite des zweiten Schwingungsdämpfers 56 angebundenen bzw. diese bereitstellenden Bauteile zur Erhöhung des ausgangsseitigen Massenträgheitsmoments genutzt werden.
Ein weiterer substantieller Vorteil in der Ausgestaltung des Schwingungssystems 52 mit den beiden Schwingungsdämpfern 54 und 56 liegt darin, dass für den Fall, dass fliehkraftbedingt die Dämpferelementenanordnung 70 des zweiten Schwingungsdämpfers 56 blockiert und eine Elastizität in diesem Bereich nicht mehr bereitgestellt ist, weiterhin die nur geringeren Fliehkräften unterliegende Dämpferelementenanordnung 62 des weiter radial innen positionierten ersten Schwingungsdämpfers 54 elastisch wirksam sein kann und somit die Funktionalität der Phasenschiebung erfüllen kann.
Resultierend aus der vorteilhaften Kraft- bzw. Drehmomentenübertragung über den radial innen positionierten ersten Schwingungsdämpfers 54 und den radial weiter außen positionierten zweiten Schwingungsdämpfer 56 ergibt sich in Verbindung mit der Ausgestaltung der Koppelradanordnungen 80, 82 als Hohlräder der Vorteil, dass ein vergleichsweise kurzer Verbindungsweg zwischen der Sekundärseite 68 des zweiten Schwingungsdämpfers 56 und der ersten Koppelradanordnung 80 besteht. Somit ist es möglich, in einfacher Weise durch Bereitstellen der Ausbiegelaschen 120 am Deckscheibenelement 1 10 in gleichwohl jedoch stabiler Art und Weise eine Anbindung zwischen diesen Baugruppen herzustellen. Die Ausbiegelaschen können aus dem allgemein aus Blechmaterial aufgebauten Deckscheibenelement 1 10 durch Freischneiden bzw. Stanzen und Herausbiegen bereitgestellt werden und können mit der ersten Koppelradanordnung 80 durch Verschraubung, Vernietung, Verschweißung oder in sonstiger Weise fest verbunden werden.
Weiterhin ist die Sekundärseite 68 mit den beiden Deckscheibenelementen 108, 1 10 so gebildet, dass sie die Dämpferfedern der Dämpferelementenanordnung 70 insbesondere nach radial außen hin und in axialer Richtung abstützen bzw. führt, so dass für diese vergleichsweise starken Fliehkräften unterworfenen Dämpferfedern eine definierte Positionierung vorgegeben werden kann. Selbstverständlich stellen die Deck- Scheibenelemente 108, 1 10, ebenso wie die Deckscheibenelemente 100, 102 auch Umfangsabstützbereiche zur Drehmomentübertragungswechselwirkung mit den
Dämpferelementenanordnungen 62, 70 der beiden Schwingungsdämpfer 56 bzw. 54 bereit.
Weiter ist insbesondere das Deckscheibenelement 108 so geformt bzw. ausgeschnitten, dass die nach radial außen greifenden Armabschnitte des Zentralscheiben- elements 106, welche im Wesentlichen die Primärseite 66 des zweiten Schwingungsdämpfers 56 bereitstellen, durch axiales Heranbewegen und ggf. dann folgende Relativdrehbewegung in die zur Drehmomentübertragungswechselwirkung mit den Dämpferfedern der Dämpferelementenanordnung 70 erforderliche Positionierung gebracht werden können. Diese im Deckscheibenelement 108 bereitgestellten Aussparungen und Öffnungen können des Weiteren so geformt sein, dass sie durch Anschlagwechselwirkung mit dem Zentralscheibenelement 106 auch die Drehwinkelbegrenzung für den zweiten Schwingungsdämpfer 56 bereitstellen.
Ein weiterer wesentlicher Vorteil bei dieser hydrodynamischen Kopplungsanordnung 10 liegt in der Ausgestaltung bzw. auch der Relativpositionierung der beiden Koppelradanordnungen 80, 82. Insbesondere die Umfassung der zweiten Koppelradanordnung 82 durch die erste Koppelradanordnung 80 führt zu einer axial sehr kompakten Bauweise, bei welcher gleichwohl die Möglichkeit geschaffen ist, dass die beiden Verzahnungsbereiche 1 18, 124 definiert mit den Planetenrädern 78 zusammenwirken können. Dabei übergreift die erste Koppelradanordnung 80 teilweise mit ihrem Körperbereich 1 12 und teilweise mit dem Verzahnungsbereich 1 18 die zweite Koppelradanordnung 82 radial au ßen in axialer Richtung, wobei diese beiden Bauteile der ersten Koppelradanordnung 80 radial außerhalb der zweiten Koppelradanordnung 82 dann miteinander fest verbunden sind. Es ergibt sich somit eine derartige Positionierung, dass der Verzahnungsbereich 1 18 der ersten Koppelradanordnung 80 sich mit der zweiten Koppelradanordnung 82 an einer axialen Seite, nämlich der dem Antriebsaggregat zugeordneten axialen Seite, radial überlappt, während der Körperbereich 1 12 der ersten Koppelradanordnung 80 sich mit der zweiten Koppelradanordnung 82 an der anderen axialen Seite, nämlich der einem Getriebe zugewandten axialen Seite, radial überlappt bzw. die zweite Koppelradanordnung 82 nach radial innen hin im Wesentlichen vollständig übergreift. Dabei taucht die zweite Koppelradanordnung 82 mit ihrem Körperbe- reich 122 axial in die Aussparungen 126 des Körperbereichs 1 12 ein, was eine kompakte axiale Bauweise unterstützt.
Die Aufteilung der Drehmomentenanteile auf die beiden Drehmomentübertragungswege zwischen dem Eingangsbereich 38 und dem Ausgangsbereich 44 wird im Wesentlichen bestimmt durch das Verhältnis der Übersetzung zwischen den Planetenrädern 78 und der ersten Koppelradanordnung 80 einerseits sowie der zweiten Koppelradanordnung 82 andererseits. Insbesondere bei Übersetzungsverhältnissen von größer als 1 ,1 ist es erforderlich bzw. vorteilhaft, die Planetenräder 78 gestuft mit zwei Verzahnungsbereichen mit unterschiedlichem Durchmesser bereitzustellen. Bei kleineren Übersetzungsverhältnissen kann dies auch unter Ausnutzung von Profilverschiebungen erreicht werden. Insbesondere dann, wenn die Planetenräder 78 so gestaltet sind, dass auch die erste Koppelradanordnung 80 vergleichsweise weit nach radial innen greifen muss, sich also zwangsweise mit der zweiten Koppelradanordnung 82 radial überlappen muss, um den Kämmeingriff des Verzahnungsbereich 1 18 mit den Planetenrädern 78 zu gewährleisten, ist die geteilte Ausgestaltung der zweiten Koppelradanordnung 80 besonders vorteilhaft.
Ein weiterer vorteilhafter Aspekt liegt darin, dass durch die Ausgestaltung der ersten Koppelradanordnung 80 mit dem radial außen liegenden und eine Zusatzmasse 84 bereitstellenden Bereich das Massenträgheitsmoment am Ausgang des Schwingungssystems 52 an einem sehr großen Bereich variiert und somit an die erforderlichen Schwingungscharakteristiken angepasst werden kann. Hierzu kann, wie in Fig. 2 auch dargestellt, beispielsweise der Köperbereich 1 12 mehrfach umgefaltet sein, um radial außen eine vergleichsweise große Masse bereitzustellen. Alternativ oder zusätzlich können in diesen Bereich an der zweiten Koppelradanordnung 80 auch ein oder mehrere zusätzliche Masseteile vorgesehen sein. Einen zusätzlichen Beitrag zur ausgangs- seitigen Masse des Schwingungssystems 52 liefert auch das Turbinenrad 22, das mit der Sekundärseite 68 des zweiten Schwingungsdämpfer 56 über die erste Koppelradanordnung 80 fest verbunden ist, gleichzeitig über die erste Koppelradanordnung 80 aber auch auf dem Abtriebsorgan 40 definiert und drehbar gelagert ist.
Um im Ausgangsbereich 44 möglicherweise noch vorhandene Drehmomentschwankungen weiter eliminieren zu können, ist es möglich, mit dem Ausgangsbereich ein oder mehrere weitere Schwingungsdämpfungssysteme, wie z. B. einen Festfrequenzdämpfer oder einen drehzahladaptiven Tilger, vorzusehen. Dieser könnte beispielsweise im radial äußeren Bereich zwischen dem Turbinenrad 22 und der ersten Koppelradanordnung 80 positioniert sein. Die Anbindung an den Ausgangsbereich kann in demjenigen Bereich des Körperbereichs 122 der zweiten Koppelradanordnung 82 erfolgen, in welchem diese sich axial in die Aussparungen 126 des Körperbereichs 1 12 der ersten Koppelradanordnung 80 hinein erstreckt und somit zum Zugriff von der dem Turbinenrad 22 zugewandt liegenden Seite frei liegt.
Eine alternative Ausgestaltungsform der hydrodynamischen Kopplungsanordnung 10 ist in Fig. 3 dargestellt. Diese entspricht in ihrem prinzipiellen Aufbau dem vorangehend beschriebenen Aufbau, so dass im Wesentlichen auf die voranstehenden Ausführungen verwiesen werden kann. Im Folgenden wird primär auf die zur Ausgestaltungsform gemäß Fig. 2 vorhandenen baulichen Unterschiede eingegangen.
Man erkennt, dass der Planetenradträger 76 in seinem radial inneren Bereich als integralen Bestandteil desselben den Lagerungsansatz 104 bereitstellt, welcher über das Lager 132, beispielsweise Gleitlager oder Wälzkörperlager, wie z. B. Nadellager, auf dem Abtriebsorgan 40 drehbar gelagert ist. Mit dem Planetenradträger 76 sind in ihrem radial inneren Bereich die Deckscheibenelemente 100, 102 des ersten Schwingungsdämpfers 56 durch Vernietung oder dergleichen fest verbunden.
In entsprechender Weise ist auch am Körperbereich 1 12 der ersten Koppelradanordnung 80 radial innen als integraler Bestandteil der Lagerungsansatz 1 14 vorgesehen. Dieser ist über das Lager 1 1 6 auf dem Abtriebsorgan 40 drehbar gelagert. Die Turbinenradschale 130 ist in ihrem radial inneren Bereich mit dem Körperbereich 1 12 radial innerhalb der darin vorgesehenen Aussparungen 126 beispielsweise durch Vernietung fest verbunden. In seinem über die Anbindung des Verzahnungsbereichs 1 18 nach radial außen weiter geführten Bereich stellt der Körperbereich 1 12 der ersten Koppelradanordnung 80 als weiteren integralen Bestandteil desselben das die
Dämpferelementenanordnung 70 des zweiten Schwingungsdämpfers 56 nach radial außen stützende bzw. führende Deckscheibenelement 1 10 bereit. Die Abstützung der Dämpferelemente der Dämpferelementenanordnung 70 kann über eine oder mehrere an diesem Deckscheibenelement 1 10 vorgesehene Gleitlagerungseinlagen 134 erfol- gen, welche zu einer Reibungsminderung beitragen.
Die Umfangsabstützung der Dämpfereiemete der Dämpferelementenanordnung 70 kann über ein bzw. mehrere U-förmig gestaltete Abstützelemente 136 erfolgen, das bzw. die zusammen mit der Zusatzmasse 84 durch Vernietung am Körperbereich 1 12 festgelegt ist/sind. Das Zentralscheibenelement 106, welches in seinem radial äußeren Bereich die Primärseite 66 des zweiten Schwingungsdämpfers 56 bereitstellt, ist zur Wechselwirkung mit den Dämpferelementen der Dämpferelementenanordnung 70 axial in Richtung auf das Turbinenrad 22 zu abgebogen und greift mit seinen Armabschnitten radial zwischen die beiden U-Schenkel des Abstützelements 136 ein und kann somit die Abstützfunktionalität für die Dämpferelemente der Dämpferelementenanordnung 70 erfüllen. Das Zusammenfügen der beiden Schwingungsdämpfer 54, 56 kann hier durch axiales Aufeinanderzubewegen bzw. Ineinandereinschieben erfolgen.
Eine weitere Ausgestaltungsform der hydrodynamischen Kopplungsanordnung 10 ist in Fig. 4 gezeigt. Diese entspricht im Wesentlichen Bereichen den vorangehend beschriebenen Ausgestaltungsvarianten, insbesondere hinsichtlich des Aufbaus der beiden Schwingungsdämpfer 54 und 56 der in Fig. 3 dargestellten Ausgestaltungsform.
Ein Unterschied besteht in der Ausgestaltung des Körperbereichs 1 12 der zweiten Koppelradanordnung 80. Dieser ist bezüglich des Deckscheibenelements 1 10 der Sekundärseite 68 des zweiten Schwingungsdämpfers 56 wieder als separates Bauteil ausgebildet und mit diesem sowie auch dem Verzahnungsbereich 1 18 beispielsweise durch Vernietung verbunden. Die Zusatzmasse 84 ist zusammen mit dem Abstützelement 136 beispielsweise durch Vernietung am Deckscheibenelement 1 10 und somit der Sekundärseite 68 des Schwingungsdämpfers 56 festgelegt.
Ausgehend von seinem Anbindungsbereich an den Verzahnungsbereich 1 18 erstreckt sich der Körperbereich 1 12, die zweite Koppelradanordnung 82 axial übergreifend, in Richtung auf das Turbinenrad 22 zu und ist mit diesem beispielsweise im radialen Bereich der Turbinenradschaufeln 24 durch Verschweißung fest verbunden. Die Turbinenradschale 130 erstreckt sich nach radial innen und stellt mit ihrem radial inneren Bereich den über das Lager 1 1 6 auf dem Abtriebsorgan 40 drehbar gelagerten Lagerungsansatz 1 14 als integralen Bestandteil bereit. Somit bildet das Turbinenrad 130 mit seiner nach radial innen geführten Turbinenradschale 130 auch einen Teil der ersten Koppelradanordnung 80 bzw. stellt im Wesentlichen auch den Lagerungsansatz 1 14 für die erste Koppelradanordnung 80 bereit.
Um eine axial noch kürzer bauende Ausgestaltung zu erhalten, könnten hier beispielsweise in dem radial innerhalb der Turbinenradschaufeln 24 liegenden Bereich der Turbinenradschale 130 die vorangehend mit Bezug auf den Körperbereich 1 12 beschriebenen Aussparungen 126 vorgesehen sein, in welche entsprechende axiale Ausformungen des Körperbereichs 122 der zweiten Koppelradanordnung 82 eingreifen können.
Es sei abschließend darauf hingewiesen, dass selbstverständlich bei den verschiedenen vorangehend beschriebenen Ausgestaltungsformen die für die vorliegende Erfindung besonders vorteilhaften Aspekte in der Ausgestaltung der Schwingungsdämpfer bzw. des Schwingungssystems einerseits und der Ausgestaltung der Kopplungsanordnung mit ihren Koppelradanordnungen andererseits beliebig miteinander kombiniert werden können.
Bezuqszeichen Kopplungsanordnung
Gehäuseanordnung
Antriebswelle
Antriebsaggregat
Pumpenrad
Pumpenradschaufeln
Turbinenrad
Turbinenradschaufeln
Leitrad
Leitradschaufeln
Freilaufanordnung
Stützhohlwelle
Drehschwingungsdämpfungsanordnung Überbrückungskupplung
Eingangsbereich
Abtriebsorgan
Abtriebswelle
Ausgangsbereich
erster Drehmomentübertragungsweg zweiter Drehmomentübertragungsweg Phasenschieberanordnung
Schwingungssystem
Schwingungsdämpfer
zweiter Schwingungsdämpfer
Primärseite
Sekundärseite
Dämpferelementenanordnung
Reibeinrichtung
Primärseite
Sekundärseite
Dämpferelementenanordnung
Reibeinrichtung 74 Kopplungsanordnung
76 Planetenradträger
78 Planetenräder
80 Koppelradanordnung
82 zweite Koppelradanrodnung
84 Zusatzmasse
86 Schwingungsdämpfungssystem
90 antriebsseitige Gehäuseschale
92 abtriebsseitige Gehäuseschale
94 ringartiges Gehäuseteil
96 Reibelemententräger
98 Kupplungskolben
100 Deckscheibenelement
102 Deckscheibenelement
104 Lagerungsansatz
106 Zentralscheibenelement
108 Deckscheibenelement
1 10 Deckscheibenelement
1 12 Körperbereich
1 14 Lagerungsansatz
1 1 6 Lager
1 18 Verzahnungsbereich
120 Ausbiegelasche
122 Körperbereich
124 Verzahnungsbereich
126 Aussparung
128 axiale Ausformung
130 Turbinenradschale
1 32 Lager
134 Gleitlagerungseinlagen
136 Abstützelement

Claims

Patentansprüche
1 . Hydrodynamische Kopplungsanordnung, insbesondere Drehmomentwandler, umfassend eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung (1 2), ein mit der Gehäuseanordnung (1 2) um eine Drehachse (A) drehbares Pumpenrad (1 8), ein in der Gehäuseanordnung (1 2) angeordnetes und mit einem Abtriebsorgan (40) um die Drehachse (A) drehbares Turbinenrad (22), eine Überbrückungskupplung (36) zur Herstellung einer Drehmomentübertragungsverbindung zwischen der Gehäuseanordnung (1 2) und dem Abtriebsorgan (40), eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung (34) mit einem Eingangsbereich (38) und einem Ausgangsbereich (44), wobei zwischen dem Eingangsbereich (38) und dem Ausgangsbereich (44) ein erster Drehmomentübertragungsweg (46) und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg (48) sowie eine Kopplungsanordnung (74) zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege (46, 48) geleiteten Drehmomente vorgesehen sind, wobei die Drehschwin- gungsdämpfungsanordnung (34) ferner wenigstens in einem, vorzugsweise im ersten Drehmomentübertragungsweg (46) eine Phasenschieberanordnung (50) umfasst zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über diesen Drehmomentübertragungsweg (46) geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den anderen, vorzugsweise den zweiten Drehmomentübertragungsweg (48) geleiteten Drehungleichförmigkeiten, wobei die Kopplungsanordnung (74) eine Planetengetriebeanordnung mit einem an den zweiten Drehmomentübertragungsweg (48) angebundenen Planetenradträger (76) mit einer Mehrzahl von daran drehbar getragenen Planetenrädern (78) sowie mit einer an den ersten Drehmomentübertragungsweg (46) angebundenen ersten Koppelradanordnung (80) in Kämmeingriff mit den Planetenrädern (78) und mit einer an den Ausgangsbereich (44) angebundenen zweiten Koppelradanordnung (82) in Kämmeingriff mit den Planetenrädern (78) umfasst, wobei die Phasenschieberanordnung (50) ein Schwingungssystem (52) mit einem Schwingungsdämpfer (54, 56) mit einer Primärseite (58, 66) und einer gegen die Wirkung einer Dämpferelementenanordnung (62, 70) bezüglich dieser drehbaren Sekundärseite (60, 68) umfasst, dadurch gekennzeichnet, dass das Schwingungssystem (52) Schwingungsdämpfer (54, 56) umfasst, die zueinander seriell oder/und parallel angeordnet sind, wobei bei einer seriellen Anordnung die Primärseite (58) eines ersten Schwingungsdämpfers (54) mit der Gehäuseanordnung (1 2) gekoppelt oder koppelbar ist und die Sekundärseite (68) eines zweiten Schwingungsdämpfers (56) mit der Planetengetriebeanordnung, vorzugsweise der ers- ten Koppelradanordnung (80) gekoppelt ist, und wobei der erste Schwingungsdämpfer (54) radial innerhalb des zweiten Schwingungsdämpfers (56) angeordnet ist.
2. Hydrodynamische Kopplungsanordnung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass bei einer seriellen Anordnung der Schwingungsdämpfer die Primärseite (58) des ersten Schwingungsdämpfers (54) und die Sekundärseite (68) des zweiten Schwingungsdämpfers (56) sich wenigstens bereichsweise axial überlappen.
3. Hydrodynamische Kopplungsanordnung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens die Dämpferelementenanordnung (62) des ersten Schwingungsdämpfers (54) im Wesentlichen radial innerhalb eines Verzahnungsbereichs (1 18) der ersten Koppelradanordnung (80) angeordnet ist.
4. Hydrodynamische Kopplungsanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche oder dem Oberbegriff des Anspruchs 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Sekundärseite (68) eines, vorzugsweise des zweiten Schwingungsdämpfers (56) wenigstens eine, vorzugsweise eine Mehrzahl von mit der Planetengetriebeanordnung, vorzugsweise der ersten Koppelradanordnung (80) verbundenen Ausbiegelaschen (120) umfasst.
5. Hydrodynamische Kopplungsanordnung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Sekundärseite (68) des einen Schwingungsdämpfers (56) wenigstens ein dessen Dämpferelementenanordnung (70) axial oder/und radial stützendes Führungselement (108, 1 10) aufweist und dass wenigstens eine Ausbiegelasche (120) an einem Führungselement (1 10) des einen Schwingungsdämpfers (56) vorgesehen ist.
6. Hydrodynamische Kopplungsanordnung nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass die wenigstens eine Ausbiegelasche (120) eine axial oder/und radial in Richtung auf die erste Koppelradanordnung (80) zu sich erstreckende Ausbiegelasche (120) umfasst.
7. Hydrodynamische Kopplungsanordnung, insbesondere Drehmomentwandler, umfassend eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung, ein mit der Gehäu- seanordnung (1 2) um eine Drehachse (A) drehbares Pumpenrad (1 8), ein in der Gehäuseanordnung (1 2) angeordnetes und mit einem Abtriebsorgan (40) um die Drehachse (A) drehbares Turbinenrad (22), eine Überbrückungskupplung (36) zur Herstellung einer Drehmomentübertragungsverbindung zwischen der Gehäuseanordnung (1 2) und dem Abtriebsorgan (40), eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung (34) mit einem Eingangsbereich (38) und einem Ausgangsbereich (44), wobei zwischen dem Eingangsbereich (38) und dem Ausgangsbereich (44) ein erster Drehmomentübertragungsweg (46) und parallel dazu ein zweiter Drehmomentübertragungsweg (48) sowie eine Kopplungsanordnung (74) zur Überlagerung der über die Drehmomentübertragungswege (46, 48) geleiteten Drehmomente vorgesehen sind, wobei die Drehschwin- gungsdämpfungsanordnung (34) ferner wenigstens in einem, vorzugsweise im ersten Drehmomentübertragungsweg (46) eine Phasenschieberanordnung (50) umfasst zur Erzeugung einer Phasenverschiebung von über diesem Drehmomentübertragungsweg (46) geleiteten Drehungleichförmigkeiten bezüglich über den anderen Drehmomentübertragungsweg (48) geleiteten Drehungleichförmigkeiten, wobei die Kopplungsanordnung (74) eine Planetengetriebeanordnung mit einem an den zweiten Drehmomentübertragungsweg (48) angebundenen Planetenradträger (76) mit einer Mehrzahl von daran drehbar getragenen Planetenrädern (48) sowie mit einer an den ersten Drehmomentübertragungsweg (46) angebundenen ersten Koppelradanordnung (80) in Kämmeingriff mit den Planetenrädern (76) und mit einer an den Ausgangsbereich (44) angebundenen zweiten Koppelradanordnung (82) in Kämmeingriff mit den Planetenrädern umfasst, vorzugsweise nach einem der vorhergehenden Ansprüche oder dem Oberbegriff des Anspruchs 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die erste Koppelradanordnung (80) und die zweite Koppelradanordnung (82) jeweils ein Hohlrad mit einem Verzahnungsbereich (1 1 8, 1 24) und einem den Verzahnungsbereich (1 1 8, 1 24) tragenden Körperbereich (1 1 2, 1 22) umfassen, wobei der Körperbereich (1 1 2) von einer der Koppelradanordnungen (80) wenigstens eine in Umfangsrichtung begrenzte Aussparung (1 26) aufweist und der Körperbereich (1 22) der anderen Koppelradanordnung (82) axial in die wenigstens eine Aussparung (1 26) eingreift.
8. Hydrodynamische Kopplungsanordnung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Körperbereich (1 22) der zweiten Koppelradanordnung (82) vorzugsweise in Zuordnung zu wenigstens einem Planetenrad (78), vorzugsweise jedem Plane- tenrad (78), eine in eine Aussparung (126) des Körperbereichs (1 12) der ersten Koppelradanordnung (80) eingreifende axiale Ausformung aufweist.
9. Hydrodynamische Kopplungsanordnung nach einem der Ansprüche 7 oder 8 oder dem Oberbegriff des Anspruchs 7, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Koppelradanordnung (80) und die zweite Koppelradanordnung (82) jeweils ein Hohlrad mit einem Verzahnungsbereich (1 18, 124) und einem den Verzahnungsbereich (1 18, 124) tragenden Körperbereich (1 12, 122) umfassen, wobei der Körperbereich (1 12) oder/und der Verzahnungsbereich (1 18) der ersten Koppelradanordnung (80) die zweite Koppeiradanordnung (82) radial außen axial wenigstens teilweise übergreift und der Verzahnungsbereich (1 18) der ersten Koppelradanordnung (80) sich mit der zweiten Koppeiradanordnung (82) radial überlappt.
10. Hydrodynamische Kopplungsanordnung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass der Verzahnungsbereich (1 18) der ersten Koppelradanordnung (80) sich an einer ersten axialen Seite der zweiten Koppelradanordnung (82) damit radial überlappt und dass der Körperbereich (1 12) der ersten Koppelradanordnung (80) sich an einer zweiten axialen Seite der zweiten Koppelradanordnung (82) damit radial überlappt.
1 1 . Hydrodynamische Kopplungsanordnung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Körperbereich (1 12) der ersten Koppelradanordnung (80) die zweite Koppelradanordnung (82) radial im Wesentlichen vollständig übergreift.
12. Hydrodynamische Kopplungsanordnung nach einem der Ansprüche 9 bis 1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Verzahnungsbereich (1 18) der ersten Koppelradanordnung (80) von dem Körperbereich (1 12) der ersten Koppelradanordnung (80) getrennt ausgebildet und damit radial außerhalb der zweiten Koppelradanordnung (82), vorzugsweise durch Verschraubung, Vernietung oder/und Verschweißung, verbunden ist.
13. Hydrodynamische Kopplungsanordnung nach einem der Ansprüche 7 bis 12 oder dem Oberbegriff des Anspruchs 7, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Koppelradanordnung (80) bezüglich des Abtriebsorgans (40) drehbar gelagert ist.
14. Hydrodynamische Kopplungsanordnung nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass ein Körperbereich (1 12) der ersten Koppelradanordnung (80) einen bezüglich des Abtriebsorgans (40) gelagerten Lagerungsansatz (1 14) aufweist oder damit fest verbunden ist.
15. Hydrodynamische Kopplungsanordnung nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass der Lagerungsansatz (1 14) am Turbinenrad (22) vorgesehen ist.
1 6. Hydrodynamische Kopplungsanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Eingangsbereich (38) vermittels einer Überbrückungskupplung (36) mit der Gehäuseanordnung (12) koppelbar ist.
17. Hydrodynamische Kopplungsanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass am Ausgangsbereich (44) ein drehzahl- adaptiver Tilger oder/und ein Festfrequenzdämpfer vorgesehen ist.
18. Hydrodynamische Kopplungsanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Koppelradanordnung (80) und die zweite Koppelradanordnung (82) jeweils ein Hohlrad umfassen.
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