WO2009068453A2 - Hydrodynamische kopplungseinrichtung - Google Patents
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Definitions
- the present invention relates to a hydrodynamic coupling device, in particular a torque converter, comprising a housing with a pump wheel, a turbine wheel arranged in an interior of the housing and a lockup clutch arrangement with a first friction surface formation which is connected to the housing for common rotation about a rotation axis of a second friction surface formation which is connected to the turbine wheel for common rotation, and a piston member, wherein the second friction surface formation is coupled via a torsion damper assembly with a turbine hub of the turbine wheel, the torsion damper assembly having a first torsional vibration damper portion having a first input portion connected to the second friction surface formation a plurality of first damper spring units with the first input range coupled first output range and a second torsional vibration damper range with a The second input region connected to the first output region and to a second output region coupled to the second input region via a plurality of second damper spring units, an assembly of the first input region and the first output region providing a termination surface surrounding the first damper spring units radially outside at
- a hydrodynamic coupling device in the form of a torque converter as is known above all with respect to the structure of the torsion damper arrangement also from DE 103 17 634 A1, will be described below with reference to FIGS. 1 and 1a.
- a hydrodynamic torque converter is generally indicated at 10.
- the torque converter 10 includes a converter housing 12 that includes two housing shells 14, 16. These are radially outside, for example by Welding firmly connected.
- the housing shell 14 has in its radially inner region on a bearing pin 18 which can be in a recess of a coupling assembly 20 and a flex plate o. The like.
- a drive shaft for example, crankshaft stored.
- the housing shell 16 forms a Pumpenradschale a pump impeller 23 which is connected in its radially inner end region with a pump hub 22 for driving an oil pump provided in a transmission and on its inside a plurality of successively arranged about the rotational axis
- a impeller blades 24 carries.
- a turbine wheel 28 is provided in an interior 26 of the converter housing 12. This has a turbine wheel shell 30 and a plurality of successively about the rotational axis A provided therethrough turbine blades 32.
- the turbine wheel 28 is coupled in the illustrated example via a torsion damper 34 with a turbine hub 36 for rotation.
- This Turbinenradnabe 36 of the hydrodynamic torque converter 10 is rotatably coupled to an output shaft, such as a transmission input shaft.
- a stator generally designated 38 is provided between the turbine wheel 28 and the impeller 23, a stator generally designated 38 is provided. This is supported by way of a freewheel arrangement 40 on a hollow support shaft, not shown, and thus rotatable about this axis of rotation A only in one direction in order to achieve torque support functionality.
- a lock-up clutch assembly 42 includes two friction surface formations 44, 46. Each of these friction surface formations 44, 46 has a plurality of friction plates 48, 50.
- the friction elements 48 of the friction surface formation 44 are in rotational coupling engagement with a toothing 52 formed on the housing shell 14.
- the friction elements 50 of the friction surface formation 46 are in meshing engagement with a toothing 54 on a friction element carrier 57. This Reibelementenarme 57 in turn is coupled via the Torsionsdämpferan Aunt 34 with the turbine 28 and the turbine hub 36 for transmitting torque.
- the two toothings 52, 54 are elongated substantially in the axial direction, in order to ensure axial mobility of the friction elements 48, 50.
- a piston 56 is guided axially movably on the housing shell 14 and sealed in a fluid-tight manner radially inward and radially outward by corresponding sealing elements.
- the piston 56 divides the interior 26 of the converter housing 12 into a first space area 58, which also contains the turbine wheel 28, the stator 38 and the friction surface formations 44, 46, and a second space area 60, which is substantially between the piston 56 and the housing shell 14 is limited.
- the piston 56 In its radially outer region, the piston 56 has a loading region 62, with which it presses the friction surface formations 44, 46 against one another during displacement in the direction of engagement and thus brings them into frictional engagement.
- a provided on the housing cover 14 circlip 64 provides an axial support.
- the movement of the piston 56 in the direction of engagement is achieved by the supply of fluid into the second space region 60.
- the fluid pressure in the second space region 60 is controlled in comparison to the fluid pressure in the first space region 58, the position of the piston element 56 and thus the torque transmission state of the lockup clutch arrangement 42 can be influenced.
- the torsion damper assembly 34 includes two torsional vibration damper portions 64, 66.
- a first input portion 68 of the radially outer first torsional vibration damper portion 64 includes a center disk member 70 fixedly connected to the friction member support 57 by one or more rivet bolts.
- a first output region 72 of the first torsional vibration damper region 64 comprises the radially outer region of two cover disks. Benium 74, 77, which are arranged on both sides of the central disk element 70 and are fixedly connected to each other, for example, by a plurality of the central disk element 70 also with circumferential movement clearance passing through studs.
- the first input region 68 and the first output region 72 for torque transmission are coupled to each other via a plurality of first damper spring units 76, but due to the spring elasticity of the first damper spring units 76 are rotatable relative to each other about the axis of rotation A. It should be pointed out that, of course, the central disk element 68 and the cover disk elements 74, 77 for the first damper spring units 76 have respective circumferential support regions in order to be able to absorb or forward a torque.
- the radially inward second torsional vibration damper region 66 comprises, as a second input region 78, the radially inner region of the two cover disk elements 74, 77, so that, by means of an integral design, they contact the respective one
- Cover disk elements 74, 77 of the first output portion 72 and the second input portion 78 are interconnected.
- Another central disk element 80 essentially forms the second output region 82 of the second torsional vibration damper region 66.
- This second output region 82 is firmly connected radially inwardly by welding to the turbine hub 36.
- radially inside the two cover disk elements 74, 77 are firmly connected to each other and the turbine wheel shell 30, so that the turbine wheel shell 30 of the turbine wheel 28 is firmly connected to the second input region 78 and thus to the first output region 72.
- a plurality of second damper spring units 84 which, similar to the first damper spring units 76, are also arranged circumferentially successively around the axis of rotation A, provide a coupling between the second input region 78, ie the radially inner regions of the cover disk elements 74, 77 , and the second output region 82, ie the second central disk element 80. Again, the respective input or Output areas on the peripheral support areas for the second damper spring units 84 on.
- first damper spring units 76 and the second damper spring units 84 are generally formed with helical compression springs, which are arranged, for example, curved in the circumferential direction.
- the damper spring units 76, 84 may comprise a helical compression spring, but may also be formed with a plurality of helical compression springs which follow one another in the circumferential direction and approximately tangentially and which are supported on one another in the circumferential end regions.
- the damper spring units 84 of the radially inward second torsional vibration damper portion 66 may include nested helical compression springs that become stepped by different length configuration depending on the relative rotational angle between each input portion and an output portion can.
- the radially outer first torsional vibration damper area 64 is effective when a torque is transmitted via the lockup clutch arrangement 42.
- the torque is then transmitted to the first output region 72 via the first input region 68 and via the first damper spring units 76.
- the torque reaches the turbine wheel hub 36 via the second damper spring units 84 and the second output region 82 from this or the second input region 78 formed therewith fixedly connected.
- the two torsional vibration damper regions 64, 66 are therefore serially effective.
- FIG. 1 a shows in block-type representation the structure of such a torque converter designed as a coupling device 10. It can be seen in a first block M + P the mass of the engine or the rotating crankshaft thereof and the housing 12 or all firmly connected assemblies, in particular also of the impeller 23. Via the lock-up clutch arrangement 42, the mass ranges of the lockup clutch 42 illustrated on the one hand and the first input range 68 of the first torsional vibration damper area 64 on the other hand are illustrated.
- the turbine wheel shell 30 Via the first torsional vibration damper region 64, which is illustrated by a spring with the spring constant CTD1, the turbine wheel shell 30 is coupled to the torque flow with all the assemblies firmly connected thereto, in particular the first output region 72 and the second input region 78, between the Block Ü and the block T next to the provided by the first damper spring units 76 spring force or spring constant CTD1 also a coulomb friction KTD1 acts.
- This is produced by the various components moving in the torque damping mode with respect to one another and thus rubbing against one another, which also applies in particular to the first damper spring units 76, which under centrifugal force will bear radially outward against a closing surface 860 on the cover disk element 77.
- the second damper spring units 84 act with their spring constant CTD2. Further, between the block T and the turbine hub 36 also coulombs Friction KTD2 generated. In the torque flow then follows a transmission input shaft, not shown, which of course also has a certain elasticity, in particular torsional elasticity.
- a basic problem of such hydrodynamic coupling devices or the torsion damper arrangements provided therein is the decoupling quality, in particular between the converter housing and an output region, ie the turbine hub or a transmission input shaft rotatably coupled thereto.
- the provision of two series-effect torsional vibration damper regions already achieves a significant improvement over embodiments with only one torsional vibration damper region, for example in the torque flow between a turbine wheel shell and the turbine hub, sufficient decoupling performance can not be achieved with such an arrangement for all operating states.
- the decoupling quality depends on various parameters, in particular the position of the natural frequency, which ideally should be well below the speed range in which an internal combustion engine is normally operated as a drive unit.
- the natural frequency of such a vibration system depends essentially on the primary and secondary inertances and the stiffness or stiffness of the damper spring units.
- An increase in the inertia which would have a positive effect on the position of the natural frequency, is possible due to the limited space and due to the often detrimental influence on driving dynamics only in a few exceptions.
- Another possibility for lowering the natural frequency involves the lowering of the spring stiffness, in particular of the radially inner, second torsional vibration damper area.
- the variation ranges possible here do not lead to a lowering of the rigidity which ensures a sufficient increase in the decoupling quality.
- a further problem is that, during rotational operation, the centrifugal forces acting on the various components of such a device primarily ensure that the first damper spring units of the radially outer ers Torsionsschwingungsdämpfer Schemes be comparatively strongly loaded radially outward and thus strongly correspondingly pressed against this radially outwardly surrounding end face. This leads due to the resulting frictional forces to a deterioration of the decoupling quality and has the consequence that the first damper spring units can not be used effectively with their entire spring volume. In extreme cases, this can lead so far that the first damper spring units can no longer be designed for the full torque due to the frictional limitation and can cover only a portion of the engine torque.
- a vibration-decoupling functionality can then provide substantially only the further radially inner second torsional vibration damper area with its second damper spring units. This problem is more pronounced especially when, to provide a larger spring volume, in particular in the first torsional vibration damper area, it is displaced comparatively far radially outwards in order to be able to provide a large circumferential extension length of the first damper spring units.
- a hydrodynamic coupling device in particular a torque converter, comprising a housing with an impeller, a turbine wheel arranged in an interior of the housing and a bridging clutch arrangement with a first friction surface formation, which is connected to the housing for common rotation about an axis of rotation a second friction surface formation coupled to the turbine wheel for common rotation and a piston element, the second friction surface formation coupled to a turbine hub of the turbine via a torsional damper assembly, the torsion damper assembly having a first torsional damper region having a first input region connected to the second friction surface formation; a first output region coupled to the first input region via a plurality of first damper spring units, and a second torsional vibration damper region h having a second input region connected to
- the available space can also be used optimally radially outward, as well as or in particular radially further outwardly arranged damper element units , which are exposed to stronger centrifugal forces, do not interfere with the decoupling quality by excessively strong frictional interaction with a closing surface or the like.
- the first output region is connected to the second input region via a third torsional vibration damper region.
- the turbine wheel shell can be connected to the third input area, the third output area, the first output area or the first input area. This means that even in the torque transmission path between the turbine wheel shell and the turbine hub, depending on the connection of the turbine wheel shell, one, two or three torsional vibration damper areas can be effective.
- the third output region may be connected to the second input region. This connection can be made directly, ie by mechanically rigid connection. Alternatively it can be provided that the third output region is connected to the second input region via a fourth torsional vibration damper region. It can also be provided for this further, fourth torsional vibration damper region that it comprises a fourth input region connected to the third output region and a fourth output region coupled to the fourth input region via a plurality of fourth damper spring units.
- At least one torsional vibration damper area be arranged in an annular space surrounded by the turbine wheel and the impeller.
- the Torsionsschwingungsdämpfer Scheme incorporated into the annulus may be the third or fourth Torsionsschwingungsdämpfer Scheme so that it is ensured that the first Torsionsschwingungsdämpfer Scheme and the second torsional vibration damper area, which ensure the direct connection to the housing on the one hand and the turbine hub on the other hand, very easy to these assemblies can be connected.
- At least one torsional vibration damper area has at least two torsional vibration damper units.
- each torsional vibration damper unit of a torsional vibration damper area has a plurality of damper spring units of this torsional vibration damper area.
- each torsional vibration damper unit having an input portion and an output portion, and the input portions of the torsional vibration damper units of a torsional vibration damper portion substantially constitute the input portion of this torsional vibration damper portion and the output portions of the torsional vibration damper units of a torsional vibration damper unit. substantially form the output range of this torsional vibration damper area.
- the available installation space can be utilized very efficiently by arranging at least one torsional vibration damper unit in an annular space surrounded by the turbine wheel and the impeller.
- At least one damper spring unit comprises a plurality of circumferentially consecutive and mutually supported damper springs.
- damper springs can be supported relative to one another via at least one intermediate support element, wherein this intermediate support element can be of annular design and thus does not require any measures for radial support of the same.
- the torsional momentum In the damper range, in which two such damper springs act serially, for example, may be the second torsional vibration damper area.
- a torsional vibration damper be provided in the torque flow in front of the housing, the input region of which is to be coupled to a drive member for common rotation about the axis of rotation and whose output region is to be coupled to the housing for common rotation about the axis of rotation.
- the other module of the first input area and first output area can have a peripheral support area for at least one circumferential end area of at least one first damper spring unit, in the area of which the first damper damper unit extends with its circumferential end area at a distance from the terminating surface.
- a frictional decoupling or a reduction in friction in the circumferential end regions of a respective first damper spring unit is therefore advantageous since it is essentially not blocked in the initial region of a respective spring in which compression begins and thus a respective affected first damper spring unit is compressed easily and reliably leaves when a corresponding circumferential load occurs.
- This reduction in friction or frictional decoupling in a peripheral end region can be achieved, for example, by the first damper spring unit being held at a radial distance from the end surface by the circumferential support region or a supporting element supporting it.
- the first damper spring unit is formed in its safeguardsend Scheme such that it runs in the absence of centrifugal force at a distance from the end face.
- the production of a distance between a respective circumferential end region and the end surface can be realized, for example, in that the first damper spring unit has a smaller outer dimension in its peripheral end region than in an area further away from the peripheral end region, preferably for ensuring the largest possible radial Distance can be provided that a longitudinal center axis of the first damper spring unit is offset radially inwardly in the circumferential end with respect to a longitudinal center axis in the region further away from the peripheral end.
- a further structurally simple way of decoupling a circumferential end region of a first damper spring unit from the end surface can be realized in that the first damper spring unit is radially outwardly overlapped in the circumferential end region by a guide section radially fixed relative to the circumferential end region.
- the interaction between a first damper spring unit and the end surface can be reduced or avoided in a peripheral end region such that the end surface in a circumferential region corresponding to the circumferential end region of the first damper spring unit has a shape deviating from a circular path about the axis of rotation has radially outward.
- This Radialab 100 may be rod-like or may alternatively be formed as a helical spring and thus even have a certain circumferential and radial elasticity or deformability.
- first damper spring unit radially outward under centrifugal force loading can also be reduced or avoided by at least a first damper spring unit being curved in a substantially unloaded state starting from a circumferential end region radially inward.
- At least one first damper spring unit is radially supported on at least one intermediate region between its circumferential end regions via a support element with respect to the end surface. In this way, even relatively long and circumferentially curved damper springs can be used for the first damper spring unit, without these generating an excessively strong frictional interaction with the end surface.
- At least one first damper spring unit comprises a plurality of damper springs following one another in the circumferential direction. This allows the use of multiple springs for a respective damper spring unit, which are then comparatively short and extend approximately tangentially. For short springs, the risk that they create centrifugally due to radially outward against the end face, significantly lower.
- the interaction affecting the vibration decoupling with respect to the terminating surface can be kept as low as possible by at least one supporting element being moved by sliding movement with respect to the sealing surface.
- che is movable in the circumferential direction.
- at least one support element is movable by rolling movement in the circumferential direction with respect to the end surface.
- at least two damper springs are supported by an annular Radialabstützan extract without contact to the end surface radially outward and in the circumferential direction with respect to each other.
- At least one first damper spring unit rests radially outwardly on the end face in a circumferential center region.
- the present invention relates to a drive system for a vehicle comprising an internal combustion engine, a hydrodynamic coupling unit coupling the internal combustion engine with a transmission, preferably in conjunction with one or more of the features described above, the transmission having at least two drive wheels respective differential gear arrangement coupling the respective drive wheel shaft assemblies, wherein the total stiffness G of the drive wheel shaft arrangements is as follows:
- the torsional elasticity of the various assemblies in particular the Antriebsradwellenanssenen used.
- their total rigidity which is of course a torsional stiffness here and is given for example in Nm, which are required to achieve a torsion by an angular unit, for example a degree, in the specified range, which in turn depends on the number of Cylinder and thus primarily also the excitation frequency, can already be provided outside of possibly provided with a torsional vibration damper hydrodynamic coupling unit for a comparatively strong damping of vibrations occurring.
- Fig. 1 is a partial longitudinal sectional view of a respect to the fundamental
- FIG. 1 a shows the hydrodynamic coupling device of FIG. 1 in a schematic representation
- FIG. 2 shows the coupling device shown in a constructive design in FIG. 1 in a basic representation
- FIG. 3 is a schematic illustration, corresponding to FIG. 2, of an embodiment of a coupling device according to the invention with three serially connected torsional vibration damper regions;
- FIG. 4 shows a further illustration corresponding to FIG. 2 of an embodiment according to the invention with three serially connected torsional vibration damper regions
- FIG. 5 shows a further illustration corresponding to FIG. 2 of an embodiment according to the invention with three serially connected torsional vibration damper regions
- FIG. 6 shows a further illustration corresponding to FIG. 2 of an embodiment according to the invention with three series-connected torsional vibration damper regions;
- FIG. 7 shows a further illustration corresponding to FIG. 2 of an embodiment according to the invention with three series-connected torsional vibration damper regions;
- FIG. 8 shows a further illustration corresponding to FIG. 2 of an embodiment according to the invention with three series-connected torsional vibration damper regions;
- FIG. 9 shows a further illustration corresponding to FIG. 2 of an embodiment according to the invention with three serially connected torsional vibration damper regions;
- FIG. 10 shows a further illustration corresponding to FIG. 2 of an embodiment according to the invention with four series-connected torsional vibration damper regions;
- FIG. 1 1 a of FIG. 2 corresponding representation of an inventive
- Fig. 12 is a corresponding to FIG. 2 representation of an inventive
- FIG. 13 shows a modification of the embodiment shown in FIG. 12, in which all the torsional vibration damper regions comprise two torsional vibration damper units;
- Fig. 14 is a representation corresponding to FIG. 2 of an inventive
- Coupling device with two serially connected torsional vibration damper areas, one of which comprises two torsional vibration damper units;
- Fig. 15 is a representation corresponding to FIG. 2 of an inventive
- Coupling device with two serially connected torsional vibration damper regions, each comprising two torsional vibration damper units;
- Fig. 16 is a representation corresponding to FIG. 1 of an inventive
- Coupling device in which a second torsional vibration damper area comprises two parallel torsional vibration damper units;
- 17 is a schematic diagram of a drive system for a vehicle
- FIG. 18 is a partial axial view of a torsion damper assembly in the radially outer region.
- Fig. 19 is a partially exploded view of a torsion damper assembly
- FIG. 20 shows a partial cross-sectional view of an alternative torsion damper arrangement in the radially outer region
- FIG. 21 is a view corresponding to FIG. 20 of an alternative embodiment
- FIG. 22 shows a further part-axial or cross-sectional view of an alternatively configured torsion damper arrangement
- FIG. 23 shows a further variant of a torsion damper arrangement with radial support for damper springs
- FIG. 24 shows a further variant of a torsion damper arrangement with radial support for damper springs
- FIG. 25 shows a circumferential section of a torsion damper arrangement with a radial support for damper springs in its circumferential end region
- Fig. 26 shows an alternative embodiment for radially supporting the peripheral end regions of damper wheels
- FIG. 27 is another partial cross-sectional view of an alternative embodiment of a torsion damper assembly
- FIG. 28 is a partially simplified view of an alternative torsional damper assembly
- 29 shows a further variant of a torsion damper arrangement with relatively long damper spring units in circumferential direction.
- FIGS. 3 to 17 relate to or illustrate the aspect or the design measures which are provided in a coupling device according to the invention, the total usable spring volume or the usable spring constant to influence. These measures are then combined according to the invention with the structural refinements explained below with reference to FIGS. 18 to 29, which are provided in order to reduce or avoid the frictional interaction, in particular of the radially outer, first torsional vibration damper area.
- FIG. 3 shows a construction in which at least the radially inner, second torsional vibration damper region 66 of the torsion damper arrangement 34 has two or at least two series-connected damper springs 86 at its respective second damper spring units 84. In circumferential direction, these are supported on respective circumferential support regions of the second input region 78 and of the second output region 82, respectively, or are supported on respective annular intermediate support elements 88, 90 in the circumferential direction. Since these ring-like insects peripheral support is required radially outward.
- the damper spring units 84 are formed, for example, with two respectively serially connected damper springs 86, the two ring-like intermediate support elements 88, 90 can be firmly connected to one another and of course provide for each second damper spring unit 84 respective support areas for their damper springs 86, which are generally designed as helical compression springs are. It should be noted here that the damper springs or helical compression springs can also comprise nested packages of helical compression springs.
- the annular intermediate support element 88 can provide support regions for the second damper spring units 84 for one of the spring pairings thus formed. and the other annular intermediate support member 90 may provide support portions for the other of the spring pairs in the various second damper spring units 84.
- the two insects 86 are in this case then to enable the compression of all three serially located damper springs 86 in the circumferential direction with respect to each other rotatable.
- the second damper spring units 84 With such a configuration of the second damper spring units 84, it becomes possible to provide a significantly increased spring volume in the circumferential direction, so that a significantly better decoupling quality can be realized on the one hand by appropriate design of the total spring travel and on the other hand by appropriate design of the spring stiffness. It should be noted that such a configuration of the damper spring units can also be realized in the radially outer, first torsional vibration damper region 64 or its first damper spring unit 76 or alternatively in the first torsional vibration damper region 64.
- the torsion damper arrangement 34 comprises three mutually separate Riell switched and radially staggered Torsionsschwingungsdämpfer Symposiume.
- the first torsional vibration damper region 64 with its first input region 68, for example provided by a central disk element, and its first output region 72, for example provided by two cover disk elements, can be seen quite radially on the outside.
- These two cover disk elements form, with their radially inner region, the third input region 92 of a third torsional vibration damper region 94, which is arranged directly radially inside the first torsional vibration damper region 64.
- a third output region 96 of this third torsional vibration damper region 94, here designed for example as a central disk element, is coupled to the third input region 92 via a plurality of third damper spring units 98.
- the third output region 96 now forms simultaneously with its radially inner region the second input region 78 of the second torsional vibration damper region 66, which is here also in the form of a central disk element and which is connected to the turbine wheel hub 36 with its second output region 82 comprising two cover disk elements.
- the second torsional vibration damper portion 66 is radially inward of the third torsional vibration damper portion 94.
- the turbine wheel shell 30 is coupled to the first output region 92 and the third input region 92, respectively. That is, with torque transfer via the turbine wheel 28 with, for example, fully disengaged lock-up clutch assembly 42, the two torsional vibration damper portions 94, 66 are effective as such.
- the three radially staggered torsional vibration damper regions 64, 94, 66 are again provided, which conduct the torque in the direction of the turbine hub 36 when the lockup clutch arrangement 42 is engaged.
- the turbine wheel shell 30 of the turbine wheel 28 is here coupled to the first input region 68, so that when the lockup clutch assembly 42 is disengaged and torque transmitted via the turbine shell 30, all three torsional vibration damper portions 64, 94 and 66 are effective, as well as in FIG In the case where the lockup clutch assembly 42 is engaged.
- a comparatively high mass of the turbine wheel shell 30 with the turbine wheel blades 32 provided thereon is particularly advantageous since then this turbine wheel shell 30 can be decoupled from the pump vibration by the two torsional vibration damper regions 64, 94 in a very effective manner.
- the configuration with the central disk element on the one hand and the cover disk elements on the other hand are interchanged here at the respective input and output regions.
- the first input region 68 has two cover disk elements
- the first output region 72 has a central disk element.
- the third input region 92 is now designed as a central disk element, while the third output region 96, as well as the second input region 78 is formed with the two cover disk elements.
- the second exit region 82 is here again realized as a central disk element. It should be noted that in the case of the other embodiments described above, any desired configuration of the input or output regions with central disk element or cover disk elements can be selected here.
- FIG. 1 Another variation of a torsional damper assembly 34 having three serially connected torsional vibration damper regions is shown in FIG.
- the torsional vibration damper regions 64, 94 which are staggered radially to one another, can be seen here again, the output region 96 of the third torsional vibration damper region 94, which is formed here for example with a central disk element, being connected to the turbine wheel shell 30.
- the third torsional vibration damper area 66 is arranged in an annular space 100 which extends annularly around the axis of rotation and which is essentially surrounded or delimited by the turbine wheel shell 30, the impeller shell 16 and also by the stator 38.
- the hydrodynamic circuit circulates around the second torsional vibration damper region 66, whose second output region 82, again formed here with a central disk element, engages in a gap between the turbine wheel or the turbine wheel shell 30 and the turbine wheel blades 32 and the stator wheel 38 provided thereon and to the turbine wheel hub 36 is connected.
- the second torsional vibration damper area 66 is effective here.
- FIG. 8 shows an embodiment variant in which the first torsional vibration damper area 64 and the second torsional vibration damper area 66 are radially staggered.
- the turbine wheel shell 30 is connected to the first output region 72.
- the third torsional vibration damper area 94 is now arranged in the annular space 100.
- the third input region 92 which is designed here with two cover disk elements, for example, is connected to the turbine wheel shell 30 or the turbine wheel blades 32 connected thereto.
- the third output with a central disk element formed here rich is connected to the second input area 78 of the second torsional vibration damper area 66.
- the third torsional vibration damper region 94 is arranged lying in the annular space 98. Its third input region 92, which is designed, for example, with two cover disk elements, is connected to the first output region 72 of the first torsional vibration damper region 64. The third output region 96 is coupled via the turbine wheel shell 30 to the second input region 78 of the second torsional vibration damper region 66.
- the three torsional vibration damper regions 64, 94, 66 are again connected in series with torque transmission via the lockup clutch arrangement 42.
- the lock-up clutch arrangement 42 is disengaged, only the second torsional vibration damper area 66 between the turbine wheel shell 30 or the turbine wheel blades 32 thereof and the turbine hub 36 is effective.
- FIG. 10 shows an embodiment variant with four torsional vibration damper regions connected in series.
- the first torsional vibration damper region 64 can be seen, whose first input region 68, for example formed again with a central disk element, is coupled to the lock-up clutch arrangement 42.
- the first output region 72 is again in communication with the third input region 92 of the third torsional vibration damper region 94.
- the third output region 96 is connected to the turbine wheel shell 30 of the turbine wheel 28.
- a fourth torsional vibration damper region 102 is now arranged in the annular space 100.
- the fourth Torsionsschwingungsdämpfer Colour 102 has a fourth input portion 104, for example, formed with two cover disk elements, which is here connected to the turbine wheel shell and thus also the turbine blades firmly connected thereto 32nd
- a fourth output region 106 of the fourth torsional vibration damper region 102 which output region can here be formed with a central disk element, is connected to the second input region 78 of the second torsional vibration damper region 66 whose second output region 82 is connected to the turbine hub 36.
- fourth damper spring units 108, the fourth input portion 104 and the fourth torque transmitting output portion 106 are coupled so as to be able to rotate relative to each other under compression of the damper spring units, as with all other torsional vibration damper portions.
- the first torsional vibration damper area 64 and the third torsional vibration damper area 94 are in the torque flow between the lockup clutch assembly 42 and the turbine wheel shell 30, while the fourth torsional vibration damper area 102 and the second torsional vibration damper area 66 in FIG Torque transmission path between the turbine shell 30 and the turbine hub 36 lie.
- the lock-up clutch arrangement 42 When the lock-up clutch arrangement 42 is engaged, all four series-connected torsional vibration damper areas 64, 94, 102 and 66 are therefore effective.
- the lock-up clutch assembly 42 is disengaged, only the two torsional vibration damper portions 102 and 66 act to dampen vibration between the turbine wheel shell 30 and the turbine hub 36.
- the available installation space is utilized particularly efficiently since three of the torsional vibration damper areas are radially staggered, while another is axially offset, namely in the annular space 100 which is otherwise unused in terms of space Annular space 100 lying fourth torsional vibration damper portion 102, the output range, as previously already set forth, coupled by an engaging between the turbine wheel shell 30 and the stator 38 section with an assembly following in the torque flow, to avoid an undesired interaction of the fluid circulation in the transition region between the turbine wheel shell 30 and the stator 38, this connecting portion with several in periodicallysshchtung discretely located and arranged with comparatively large spaces webs may be formed, between which the circulating fluid can pass substantially unhindered.
- Fig. 1 another inventively madestaltete torque converter 10 is shown in which basically in the torque transmission path between the housing 12 and the turbine hub 36, two torsional vibration damper portions 64, 66 are serially effective.
- the second torsional vibration damper portion 66 includes two mutually parallel torsional vibration damper units 66 ', 66 ".
- the first torsional vibration damper unit 66' of the second torsional vibration damper portion 66 is disposed radially staggered to the first torsional vibration damper portion 64.
- the second torsional vibration damper unit 66 of the second torsional vibration damper portion 66 is disposed in the annulus 100.
- Each of these torsional vibration damper units 66 ', 66 is in turn formed with an input region 78', 78" formed here in each case with two cover disk elements in each case, which provide the second input region 78 in their entirety.
- the input regions 78 ', 78 are connected to one another via the turbine wheel shell 30 and are furthermore connected to the first output region 72 of the first torsional vibration damper region 64.
- the two torsional vibration damper units 66 ', 66 "have an output region 82', 82", here in each case with a central region, for example. Disc element formed, which are fixedly connected to each other and provide the second output region 82 in their entirety.
- the torsional vibration damper units 66 ', 66 " for example, at least two second damper spring units 84' and 84" of the second torsional vibration damper area 66 are provided.
- the construction of the individual torsional vibration damper units 66 ', 66 can be selected as provided in the embodiment variant shown in FIG. 8 for the second torsional vibration damper area 66 and the third torsional vibration damper area 94 , the difference being that in the embodiment variant of FIG. 8 there is a serial arrangement and effect, while in the embodiment according to FIG. 11 a parallel action is present.
- FIG. 12 shows an embodiment variant of the torque converter 10, in which in turn three torsional vibration damper regions 64, 94 and 66 are basically serially effective. While the first torsional vibration damper portion 64 may again be formed as described above, two mutually parallel torsional vibration damper units 66 ', 66 ", 94', 94" are provided in the second torsional vibration damper portion 66 and the third torsional vibration damper portion 94, respectively.
- the input regions 92 ', 92 “of the torsional vibration damper units 94', 94" of the third torsional vibration damper region 94 together form its third input region 92, which is connected to the first output region 72 and in FIG. Example, the turbine wheel shell 30 of the turbine wheel 28 is connected.
- the output regions 96 ', 96 "of the torsional vibration damper units 94', 94" together again form the third output region 96 of the third torsional vibration damper region 94.
- This third output region 96 is connected to the second input region 78 of the second torsional vibration damper region 66, this second input region 78 again includes the input regions 78 ', 78 "of the torsional vibration damper units 66', 66" of the second torsional vibration damper region 66.
- the first torsional vibration damper region 64 is formed with two torsional vibration damper units 64 ', 64 "which, similar to the torsional vibration damper units 94', 94" and 66 ', 66 ",
- the first input region 68 comprises the input regions 68 ', 68 "of the torsional vibration damper units 64', 64".
- the first output region 72 which is also connected to the third input region 92, comprises the two output regions 72 'and Otherwise, with regard to the type of embodiment of the torsional vibration damper regions 94 and 66, this embodiment corresponds to that described above with reference to FIG.
- the torque converter 10 shown in Fig. 13 is particularly suitable for very large torque to be transmitted or torque fluctuations.
- FIG. 14 shows an embodiment variant in which the first torsional vibration damper region 64 is formed with two torsional vibration damper units 64 ', 64 ", of which the torsional vibration damper unit 64" is arranged in the annular space 100.
- the turbine wheel shell 30 is e.g. is connected with its turbine wheel blades 32 to the first output region 72, to which also the second input region 78 of the second torsional vibration damper region 66, which here comprises only one unit, is connected.
- the two output regions 72 'and 72 "of the first torsional vibration damper region 34 are connected to one another via the turbine wheel shell 30.
- the input region 68" of the torsional vibration damper unit 64 "arranged in the annular space 100 is connected via a gap-like intermediate space between the impeller 23 and Turbine wheel 28 cross member connected to the input portion 68 of the torsional vibration damper unit 64 '.
- This connecting member may be formed with a plurality of comparatively thin webs to affect the fluid circulation between the impeller 23 and the turbine 28 as little as possible, as in all variants with may be provided in the annular space 100 arranged torsional vibration damper.
- FIG. 15 shows an embodiment variant in which the two torsional vibration damper regions 64, 66 arranged in the converter housing 12 are again arranged staggered radially relative to each other and each comprise two axially adjacent torsional vibration damper units 64 ', 64 "and 66', 66" ,
- the turbine wheel shell 30 is connected to the first input region 68, so that both torsional vibration damper regions 64, 66 are effective even in the torque conversion state.
- various, for example ring-shaped mass parts 1 10, 1 12 and 1 14 may be provided.
- the mass part 1 is 10 provided on the turbine wheel shell 30 and the first input portion 68, while the mass portion 1 12 at the second input portion 78 and the first output portion 72, ie vibrationally between the damper spring units 76 ', 76 "of the first Torsionsschwingungsdämpfer Colours and 84', 84" of the second Torsionsschwingungsdämpfer Colours 66th is provided.
- the additional mass 1 14 may for example be designed as a starter ring gear and be provided on the outside of the housing 12 or an upstream of this assembly. This assembly is formed in the embodiment variant shown in FIG.
- a further torsional vibration damper 1 16 whose input region 1 18 comprising, for example, two deck disk elements is coupled to a drive element, for example the crankshaft of an internal combustion engine, while its output region 120 formed as a cover disk element, for example is attached to the housing 12.
- a plurality of damper spring units 126 serve for torque-transmitting coupling between the input region 118 and the output region 120.
- the output region 120 can be axially displaceably coupled to the housing 12, for example by a toothing formation, wherein circumferential clamping is preferably provided in order to realize a rattle-free connection.
- the assembly in a drive train for example, carried out so that first the torsional vibration damper 1 16 is attached to a crankshaft, while the torque converter 10 is pre-mounted on a transmission or its input shaft.
- the addressed connector is then made.
- the variant embodiment shown in Fig. 15 is particularly advantageous because even before torque introduction into the torque converter 10 torsional vibrations, in particular by the vibration excitation by periodic Ignition processes are generated in an internal combustion engine can be at least pre-filtered by the torsional vibration damper 1 16, so that the load occurring at the torque converter 10 is already significantly reduced.
- Another advantage of this embodiment is that the lock-up clutch arrangement 42 can be arranged very far radially outward, in particular radially outwardly of the two torsional vibration damper areas 64, 66. Since these already have a large spring volume by the parallel-acting torsional vibration damper units 64 ', 64 ", 66', 66", they can be formed with a somewhat reduced radial size.
- damper spring units 76 ', 76 ", 84', 84" move further radially inward, so that their centrifugal force load and friction forces occurring within the respective torsion damper units can be reduced, which in turn Decoupling quality increases.
- an additional torsional vibration damper 1 16 may be arranged in the torque flow in front of the housing 12 (based on the thrust state).
- FIG. 16 shows a constructive embodiment of a torque converter 10, which in many areas corresponds to the torque converter described above with reference to FIG. 1. It is therefore with regard to the basic structure to refer to the preceding statements.
- the radially inwardly disposed second torsional vibration damper region 66 is formed in axial staggering with the two torsional vibration damper units 66 'and 66 "already described above
- the input region 78' of the torsional vibration damper unit 66 ' comprises a ring-like design and the functionality of one Central disk element taking over component 130, which is firmly connected radially inwardly by rivet bolts 132 with the two cover disk elements 74, 77 and the Turbinenrdschale 30.
- the two cover disk elements 74, 77 in its radially inner region of the input portion 78 "of Torsionsschwingungsdämpferica 66" ready.
- Another, for example, also designed as a sheet metal part 132 surrounds the damper spring units 84 'U-shaped and is radially inwardly fixedly connected to the turbine hub 36 and the central disk element 80 by rivet bolts 134. While the component 132 essentially provides the output region 82 'of the torsional vibration damper unit 66', the central disk element 80 substantially provides the output region 82 "of the torsional vibration damper unit 66".
- FIG. 17 shows a basic representation of a drive system 140 for a vehicle.
- a direct connection for example by Annieten
- an integral connection by integral design in a single component or even an indirect connection using a compound effect producing additional component can be provided.
- 17 shows a basic representation of a drive system 140 for a vehicle.
- the output from the hydrodynamic coupling device 10 so for example a torque converter, via a transmission input shaft 146 to a trained example as an automatic transmission gear 148.
- Its output shaft 150 passes the torque to a differential 152 on.
- the differential 152 distributes the torque to be transmitted via wheel drive shafts 154, 156 to the two driven wheels 158, 160.
- the various components which transmit torques in particular also the assemblies designed here as shafts 144, 146, 150, 154 and 156, bear Because of their more or less pronounced torsional elasticity to the emergence of vibrations, especially load cycling in the low frequency range. Such load oscillations are noticeable in a vehicle due to pronounced longitudinal acceleration fluctuations.
- the radial drive shafts 154, 156 are designed to be torsionally rigid, noise problems arise because, in particular, high-frequency vibrations which can not be sufficiently filtered out in a torsional vibration damper are transmitted to the suspension or body. This leads to a humming perceivable in the vehicle interior.
- the Radantriebswellen 154, 156 form with defined torsional stiffness, which has been shown to be in terms of avoiding load cycling on the one hand and in terms of avoiding transmission of high-frequency vibrations to the Bodywork on the other hand, a good compromise can be achieved.
- a total rigidity G which is provided by the two wheel countershafts 154, 156, fulfills the condition:
- the termination surface 860 is provided by a radially outer region of the cover plate element 77, ie the first output region 72 of the first torsional vibration damper region 64, radially outwardly and axially at least partially overlapping the first damper spring units 76. It should be understood that such termination surface 860 could of course also be provided by the other cover disk element 74 or by both oppositely radially outwardly and in the axial direction partially around the first damper spring units 76 extending cover disk elements 74, 77th
- FIG. 18 shows the radially outer, first torsional vibration damper region 64 or a damper spring unit 76 thereof, which in the example shown comprises a helical compression spring 880.
- the central disk element 70 has, in association with these circumferential support regions, radially outwardly extending support arms 900, and between each two such support arms 900, a first damper spring unit 76 is held under prestress.
- the circumferential spacing of the support arms 900 preferably corresponds to the circumferential spacing of the circumferential support regions provided on the two cover disk elements 74, 77, so that the first damper spring units 76 can be effective even with the smallest deflections, regardless of the relative direction of rotation of the first input region 68 with respect to the first output region 72.
- FIG. 19 An alternative embodiment variant for this purpose is shown in FIG. 19.
- FIG. 20 shows a variant in which the first damper units 76 in their circumferential end regions 920 and 940 are again secured against movement radially outwards by radial support projections 960 provided on the support arms 900.
- first damper spring units 76 or the helical compression springs 880 of the same can be curved or precurved so that they extend at a distance from the end surface 860 at least in or near the circumferential end regions 920, 940 in the absence of centrifugal force load or missing circumferential loading .
- the frictional interaction with the end face 860 can be further reduced by providing on the cover disk element 70 an insert part 1060 formed, for example, of plastic material, ie a material with low frictional coefficient springs constructed generally of metal, which then forms the end face on its inner circumferential surface 860 against which the damper spring unit 76 abuts in its midway area 980.
- a further helical compression spring 1080 is arranged in the helical compression spring 880, which is formed here with a shorter circumferential extent than the helical compression spring 880.
- a staggered efficiency of the first damper spring units 76 can be achieved by first compressing the radially outer helical compression spring 880, which is longer in the circumferential direction, and only then also when the helical compression spring 1080 reaches a certain degree of compression.
- the increased total spring volume introduced thereby increases the decoupling quality of the radially outer first torsional vibration damper region 64.
- FIG. 21 shows an embodiment variant in which the first damper spring units 76 are formed with, for example, two helical compression springs 880 which follow one another in the circumferential direction.
- the helical compression springs 1080 shown in FIG. 20 could also be arranged in these. It can be seen first that here in the terminatesend Scheme 920 or Not shown recover the support with respect to the support arms 900 via support members 1000 takes place, which engage positively in the radial direction with the Abstützarmen 900.
- a radial support projection 960 is again provided, which in a respective circumferential end region 920 or 940 supports the radially inner winding region of the springs 880 against movement radially outward.
- the coil diameter of the springs 880 at a respective circumferential end region is smaller than the coil diameter of the springs 880 in a region 1 100 further away from the circumferential end region.
- FIGS Springs 880 so that the longitudinal center axis is displaced radially inwardly at the circumferential end region 920 with respect to the longitudinal center axis, the inner Windungs Schemee at sacrificesnova Scheme Scheme 920 thus approximately at the same radial level, as at the area 1 100, while the outer Windungs Schemee offset inwards lie.
- This also leads to an increased distance to the end face 860, which is not shown here, and at least prevents or reduces the frictional interaction with the end face 860.
- a radial retaining section 1 120 can be provided which radially outwardly overlaps it. This can be provided in a particularly advantageous manner therefore, since the helical compression spring 880 and the first damper spring unit 76 in its memorisend Scheme 920 has a radial space for the radial holding portion 1 120 creating diameter reduction. This radial holding portion 1 120 additionally ensures that especially at relatively high centrifugal force loads, the first damper spring unit 76 in a respective circumferential end region 920 or 940 can not come into frictional interaction with the end surface 860.
- the helical compression springs 880 may have a reduction in the outside diameter, preferably in a manner as shown in the circumferential end region 920.
- Radialabstützvorsprünge 1 160 may be provided on the support member 1 14O e- b whatsoever for the two helical compression springs 880, which have an identical functionality, as in the region of the circumferential ends 920, 940 effective Radialabstauervorsprünge 960th
- the support arms 900 in turn have the radial support projections 960.
- a compensatesend Scheme 920 of the first damper spring unit 76 is spaced from the support arm 900 and merely borrowed on recordssabstütz Schemee 1 180 of the cover disk elements 74, 77 is supported.
- a certain relative rotation angle is provided, in which the first damper spring units 76 are not effective.
- the end surface 860 which provides a circular surface in the largest area of its circumferential extent with respect to the axis of rotation A, has a radially outward bulge 1200, starting from the circumferential support region 1 180, on which the circumferential end region 920 is supported in the torque-free state is. If a relative rotation occurs, which causes the support arm 900 recognizable in FIG. 22 to move towards the circumferential end region 920 of the first damper spring unit 76 or the helical compression spring 880 and entrains them for movement in the circumferential direction, then due to the bulge 1200 a Friction interaction between the helical compression spring 880 and the end surface 860 in the circumferential end region 920 not possible.
- FIG. 23 shows an embodiment in which the first damper spring units 76 again have a multiplicity of helical compression springs 880 which follow one another in the circumferential direction via support elements 1 140 in the circumferential direction and radially outward with respect to the end surface 860.
- the embodiment may be such that a total of two first damper spring units 760 are provided, which in the circumferential direction successively each comprise four helical compression springs 880 and therefore three support elements 1 140.
- the first damper spring units 76 are again supported via support elements 1000 with respect to the support arms 900 and, of course, also with respect to corresponding support regions of the two cover disk elements in the circumferential direction, wherein here again a form-fitting engagement which is effective in the radial direction can exist.
- each helical compression spring 880 there is arranged a helical compression spring 1080, which is designed to have the same length as this one.
- a rod-like Radialab spalement 1220 is arranged, whose extension length is shorter than that of the respectively associated helical compression springs 880, 1080.
- These rod-like Radialab spalemente 1220 perform two functions. On the one hand, they define the maximum compression of the helical compression springs 880, 1080 in that, when a certain compression is reached, they come into contact with respective support elements 1000 or 1 140 and thus no longer permit further compression.
- FIG. 24 shows an embodiment variant in which a first damper spring unit 76 comprises a plurality of helical compression springs 880 following one another in the circumferential direction.
- each of these damper spring units 76 can have two, three or four such helical compression springs 880, for example.
- the first damper spring units 76 are supported on the support arms 900 of the central disk element 70 in their circumferential end regions 920 or the end region 940, not shown here, in which case a securing is realized radially outward by a respective radial support projection 960.
- the helical compression springs 880 are formed or preformed so that they are pre-curved in the unloaded or slightly loaded state radially inward. An occurring centrifugal force load, in particular during compression of the helical compression springs 880, then causes them to increasingly approach a linear or tangential extent, but they can not deform so far radially outward that they bear against the end surface 860.
- the effective between individual helical compression springs 880 support members 1140 also have Radialabstützvorsprünge 1 160 and are not radially guided or supported at the end face 860 in the embodiment variant shown here. Rather, the respectively corresponding support elements 1 140 of two or more first damper spring units 76 are connected to each other via a ring-like connecting element 1260, which not only the common same circumferential movement ensures each other corresponding support elements 1 140, but also takes over the radial support, without generating a frictional interaction to the end surface 860.
- the radial support or support of the first damper spring units 76 taking measures such as the radial holding portions or Radialab nulemente, the embodiments described above can be provided.
- the end face 860 essentially has the function of a geometrical closure of the first torsional vibration damper region 64 or of the torsion damper arrangement 34 radially outward.
- a guiding or Radialabstützfunktion, for example, for the acting between individual helical compression springs 880 support elements 1 140 is not provided here.
- the torsion damper arrangement 34 or the radially outer torsional vibration damper region 64 could also be open, ie without such termination surface 860 or correspondingly extended region of the cover disk element 77, although in this case at least where on the cover disk elements It must be ensured that a support of the first damper spring units 76 there against movement radially outwards is ensured there, especially if during relative rotation between the first input region 68 and the first output region 72 a Interaction of the first damper spring units 76 in a respective protectsend Scheme 920 or 940 only with the cover plate elements 74, 77 is present.
- the closing surface could be provided in circumferential direction from a plurality of discrete end surface regions where the cover disk elements 74, 76 provide the circumferential support regions for the first damper spring units 76. If there by other measures, for example, by Radialabstützvorsprünge, as described above, for a corresponding radial securing to the Cover disk elements is taken care of, can be completely dispensed with a termination surface, since the first damper spring units are then supported both at the first input portion 68, and at the first output region 72 and possibly in intermediate regions between respective policesend Schemeen in the radial direction, without additional measures, such as for example, to need the finishing surface.
- FIG. 25 shows a circumferential region of a first torsional vibration damper region 64, in which the two circumferential end regions 920, 940 of two first damper spring units 76 are supported relative to a support arm 900 of the cover disk element 70 via respective support elements 1000.
- FIG Supporting arm 900 retaining protrusions 1280 extending in the circumferential direction and lying at a radial distance to the end surface 860.
- FIG. 26 shows a design variant in which the first damper spring units 76 are supported directly on support arms 900 in their circumferential end regions, of which a circumferential end region 920 is shown here.
- the damper spring units 76 are again formed here with the radially nested helical compression springs 880, 1080, and in association with each of these helical compression springs 880, 1080 an independently acting Radialab- supporting projection 960 or 1300 is provided.
- the provided for the larger diameter helical compression spring 880 Radialabstützvorsprung 960 may here be formed like a cylinder and thus fill the circumferential end of this spring substantially completely. From this section, the radial support section 1300 then extends further into the smaller diameter section.
- a helical compression spring 880 radially outwardly overlapping Radialhalteabêt 1 120 is provided For example, as seen in Fig. 25, so that the outer helical compression spring 880 is held from the outside, while the inner helical compression spring is held from the inside.
- FIG. 27 shows an embodiment variant in which the first damper spring units 76 of the radially outer first torsional vibration damper area 64 have, for example, a single circumferentially comparatively elongated helical compression spring 880.
- the circumferential end region 940 can be seen, it can be supported via support elements 1000 in the manner described above with respect to the support arms 900.
- the helical compression springs 880 are held at a radial distance from the end surface 860.
- helical compression springs 880 Due to the long design of the helical compression springs 880, however, these are at least when centrifugal forces occur in the circumferential end regions 940 and 920 more distant areas 1 100 radially Apply externally against the end surface 860, which can lead to unfavorable friction interactions.
- one or more support elements 1 140 which are effective as sliding elements 1320, are clipped onto the helical compression springs 880, which are for example also precurved.
- Plastic material, trained sliding members 1320 prevent an immediate frictional interaction between the end face 860 and the helical compression springs 880. It should be noted that these support members 1 140 may also be configured so that they move along the closing surface 860 rolling or centrifugal force dependent switching between a Rolling movement and a sliding movement takes place.
- FIG. 28 shows an embodiment variant in which the first torsional vibration damper area 64 again has two first damper spring units 76, only one of which is shown in detail.
- the first damper spring units 76 respectively arranged between two support arms 900 each comprise five helical compression springs 880 in the circumferential direction with optionally arranged helical compression springs 1080.
- the helical compression spring 880 or helical compression spring 1080 located centrally in a respective first damper spring unit 76 is circumferentially disposed between two support members 1 140, which are supported radially outward on the end surface 860 and can move along this sliding or / and rolling.
- a support member 1140 is provided, which is fixed together with a further support member 1 140 one or more other first damper spring units 76 on an annular connecting element 1260 and by this supported radially on the outside and thus held at a distance from the end surface 860.
- FIG. 29 shows an embodiment in which each first damper spring unit 76 also again comprises five helical compression springs 880 which follow one another in the circumferential direction, whereby, as FIG. 29 clearly shows shows, of course, each other can also be designed differently, so that the serial circuit of all these helical compression springs 880 also brings a graded effectiveness with it.
- the support arms 900 of the central disk element 70 are, for example, shaped as described above with reference to FIG. 25.
- the helical compression spring which is positioned centrally in the circumferential direction, that is to say in the circumferential center region 980 of a respective damper spring unit 76, is held between two support elements 1 140 which can rub along the end surface 860.
- the successive ringenendefe80 at the respective policesend Schemee 920 and 940 880 are supported on each other via support members 1 140, which can move with respect to the end face 860 rolling, which also can be done when reaching a certain Grenzfliehkraft the transition into a sliding movement. While here the closer to the safeguardsend Schemee 920, 940 successive helical compression springs 880 are so guided and held that they can not get into Reibwechel Gold with the end face 860, provided in the codessmitten Guineaen 980 helical compression springs 880 of the first damper spring units 76 are guided or For example, they are held in abutment with the termination surface 860 over their entire circumferential length, for example. In addition, these arranged in the circumferential center region 980 helical compression springs 880 may be pre-curved.
- first torsional vibration damper portion which will have different damping characteristics depending on the relative rotational direction between the first input portion 68 and the first output portion 72 because different frictional interactions of the respective first damper spring units are generated with the end surface ,
- the measures described above for reducing or eliminating the frictional interaction can additionally or alternatively also be provided in the second torsional vibration damper area situated radially further inwards.
- the measures explained with reference to FIGS. 18 to 29 with which the frictional interaction of damper spring units impairing decoupling quality can be avoided and / or mitigated can be combined as desired with each of the above Embodiment variants explained with reference to FIGS. 3 to 17, in which a plurality of torsional vibration damper units or torsional vibration damper units is present.
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Abstract
Eine hydrodynamische Kopplungseinrichtung, insbesondere Drehmomentwandler, umfassend ein Gehäuse (12) mit einem Pumpenrad (23), ein in einem Innenraum (26) des Gehäuses (12) angeordnetes Turbinenrad (28) und eine Überbrückungskupplungsanordnung (42) mit einer ersten Reibflächenformation (44), die mit dem Gehäuse (12) zur gemeinsamen Drehung um eine Drehachse (A) verbunden ist, einer zweiten Reibflächenformation (46), die mit dem Turbinenrad (28) zur gemeinsamen Drehung verbunden ist, und einem Kolbenelement (56), wobei die zweite Reibflächenformation (46) über eine Torsionsdämpferanordnung (34) mit einer Turbinenradnabe (36) des Turbinenrads (28) gekoppelt ist, wobei die Torsionsdämpferanordnung (34) einen ersten Torsionsschwingungsdämpferbe- reich (64) mit einem mit der zweiten Reibflächenformation (46) verbundenen ersten Eingangsbereich (68) und einem über eine Mehrzahl erster Dämpferfedereinheiten (76) mit dem ersten Eingangsbereich (68) gekoppelten ersten Ausgangsbereich (72) sowie einen zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereich (66) mit einem mit dem ersten Ausgangsbereich (72) verbundenen zweiten Eingangsbereich (78) und einem über eine Mehrzahl zweiter Dämpferfedereinheiten (84) mit dem zweiten Eingangsbereich (78) gekoppelten zweiten Ausgangsbereich (82) umfasst, wobei der erste Ausgangsbereich (72) mit dem zweiten Eingangsbereich (78) über einen dritten Torsionsschwingungsdämpferbereich (94) verbunden ist und eine Baugruppe von erstem Eingangsbereich (68) und erstem Ausgangsbereich (72) eine die ersten Dämpferfedereinheiten (76) radial außen wenigstens bereichsweise umgebende Abschlussfläche (86) bereitstellt und wenigstens eine erste Dämpferfedereinheit (76) wenigstens teilweise bezüglich der Abschlussfläche (86) reibungsentkoppelt oder reibungsmindernd geführt ist.
Description
Hydrodynamische Kopplungseinrichtung (Beschreibung)
Technisches Gebiet
Die vorliegende Erfindung betrifft eine hydrodynamische Kopplungseinrichtung, insbesondere Drehmomentwandler, umfassend ein Gehäuse mit einem Pumpenrad, ein in einem Innenraum des Gehäuses angeordnetes Turbinenrad und eine Überbrückungskupplungsanordnung mit einer ersten Reibflächenformation, die mit dem Gehäuse zur gemeinsamen Drehung um eine Drehachse verbunden ist, einer zweiten Reibflächenformation, die mit dem Turbinenrad zur gemeinsamen Drehung verbunden ist, und einem Kolbenelement, wobei die zweite Reibflächenformation über eine Torsionsdämpferanordnung mit einer Turbinenradnabe des Turbinenrads gekoppelt ist, wobei die Torsionsdämpferanordnung einen ersten Torsionsschwin- gungsdämpferbereich mit einem mit der zweiten Reibflächenformation verbundenen ersten Eingangsbereich und einem über eine Mehrzahl erster Dämpferfedereinheiten mit dem ersten Eingangsbereich gekoppelten ersten Ausgangsbereich sowie einen zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereich mit einem mit dem ersten Ausgangsbereich verbundenen zweiten Eingangsbereich und einem über eine Mehrzahl zweiter Dämpferfedereinheiten mit dem zweiten Eingangsbereich gekoppelten zweiten Ausgangsbereich umfasst, wobei eine Baugruppe von erstem Eingangsbereich und erstem Ausgangsbereich eine die ersten Dämpferfedereinheiten radial außen wenigstens bereichsweise umgebende Abschlussfläche bereit- stellt.
Stand der Technik
Eine hydrodynamische Kopplungseinrichtung in Form eines Drehmomentwandlers, wie sie vor allem hinsichtlich des Aufbaus der Torsionsdämpferanordnung auch aus der DE 103 17 634 A1 bekannt ist, wird nachfolgend mit Bezug auf die Fig. 1 und 1 a beschrieben.
In Fig. 1 ist ein hydrodynamischer Drehmomentwandler allgemein mit 10 bezeichnet. Der Drehmomentwandler 10 umfasst ein Wandlergehäuse 12, das zwei Gehäuseschalen 14, 16 umfasst. Diese sind radial außen beispielsweise durch
Verschweißung fest verbunden. Die Gehäuseschale 14 weist in ihrem radial inneren Bereich einen Lagerzapfen 18 auf, der in einer Aussparung einer über eine Kopplungsanordnung 20 und eine Flexplatte o. dgl. zur Drehung um eine Drehachse A anzukoppelnden Antriebswelle, beispielsweise Kurbelwelle, gelagert werden kann.
Die Gehäuseschale 16 bildet eine Pumpenradschale eines Pumpenrads 23, die in ihrem radial inneren Endbereich mit einer Pumpennabe 22 zum Antrieb einer in einem Getriebe vorgesehenen Ölpumpe verbunden ist und an ihrer Innenseite eine Mehrzahl von um die Drehachse A aufeinander folgend angeordneten Pumpenrad- schaufeln 24 trägt.
In einem Innenraum 26 des Wandlergehäuses 12 ist ein Turbinenrad 28 vorgesehen. Dieses weist eine Turbinenradschale 30 und eine Mehrzahl von um die Drehachse A aufeinander folgend daran vorgesehenen Turbinenradschaufeln 32 auf. Das Turbinenrad 28 ist im dargestellten Beispiel über eine Torsionsdämpferanordnung 34 mit einer Turbinenradnabe 36 zur Drehung gekoppelt. Über diese Turbinenradnabe 36 ist der hydrodynamische Drehmomentwandler 10 mit einer Abtriebswelle, beispielsweise einer Getriebeeingangswelle, drehgekoppelt.
Zwischen dem Turbinenrad 28 und dem Pumpenrad 23 ist ein allgemein mit 38 bezeichnetes Leitrad vorgesehen. Dieses ist über eine Freilaufanordnung 40 auf einer nicht dargestellten Stützhohlwelle getragen und somit nur in einer Richtung um diese Drehachse A drehbar, um eine Momentenabstützfunktionalität zu errei- chen.
Eine Überbrückungskupplungsanordnung 42 umfasst zwei Reibflächenformationen 44, 46. Jede dieser Reibflächenformationen 44, 46 weist eine Mehrzahl von Reiblamellen bzw. Reibelementen 48, 50 auf. Die Reibelemente 48 der Reibflächen- formation 44 sind mit einer an der Gehäuseschale 14 gebildeten Verzahnung 52 in Drehkopplungseingriff. Die Reibelemente 50 der Reibflächenformation 46 sind mit einer Verzahnung 54 an einem Reibelemententräger 57 in Drehkopplungseingriff.
Dieser Reibelemententräger 57 wiederum ist über die Torsionsdämpferanordnung 34 mit dem Turbinenrad 28 bzw. der Turbinenradnabe 36 zur Drehmomentübertragung gekoppelt. Die beiden Verzahnungen 52, 54 sind im Wesentlichen in axialer Richtung langgestreckt, um eine Axialbewegbarkeit der Reib- elemente 48, 50 zu gewährleisten.
Ein Kolben 56 ist an der Gehäuseschale 14 axial bewegbar geführt und radial innen und radial außen durch entsprechende Dichtungselemente fluiddicht abgeschlossen. Der Kolben 56 unterteilt den Innenraum 26 des Wandlergehäuses 12 in einen ersten Raumbereich 58, welcher auch das Turbinenrad 28, das Leitrad 38 sowie die Reibflächenformationen 44, 46 enthält, und einen zweiten Raumbereich 60, welcher im Wesentlichen zwischen dem Kolben 56 und der Gehäuseschale 14 begrenzt ist. In seinem radial äußeren Bereich weist der Kolben 56 einen Beaufschlagungsbereich 62 auf, mit welchem er bei Verschiebung in Richtung Einrücken die Reibflächenformationen 44, 46 gegeneinander presst und somit in Reibeingriff bringt. Ein am Gehäusedeckel 14 vorgesehener Sicherungsring 64 sorgt für eine axiale Abstützung.
Die Bewegung des Kolbens 56 in Richtung Einrücken, also mit seinem Be- aufschlagungsbereich 62 auf die Reibflächenformationen 44, 46 zu, wird durch die Zufuhr von Fluid in den zweiten Raumbereich 60 erlangt. Durch die Variation des Fluiddrucks im zweiten Raumbereich 60 im Vergleich zum Fluiddruck im ersten Raumbereich 58 kann die Lage des Kolbenelements 56 und somit der Drehmo- mentübertragungszustand der Überbrückungskupplungsanordnung 42 beeinflusst werden.
Die Torsionsdämpferanordnung 34 umfasst zwei Torsionsschwingungs- dämpferbereiche 64, 66. Ein erster Eingangsbereich 68 des radial äußeren ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 64 umfasst ein Zentralscheibenelement 70, das durch einen bzw. durch mehrere Nietbolzen mit dem Reibelemententräger 57 fest verbunden ist. Ein erster Ausgangsbereich 72 des ersten Torsionsschwin- gungsdämpferbereichs 64 umfasst den radial äußeren Bereich zweier Deckschei-
benelemente 74, 77, die beidseits des Zentralscheibenelements 70 angeordnet sind und miteinander beispielsweise durch mehrere das Zentralscheibenelement 70 auch mit Umfangsbewegungsspiel durchsetzende Niezbolzen miteinander fest verbunden sind. Über eine Mehrzahl erster Dämpferfedereinheiten 76 sind der ers- te Eingangsbereich 68 und der erste Ausgangsbereich 72 zur Drehmomentübertragung miteinander gekoppelt, auf Grund der Federelastizität der ersten Dämpferfedereinheiten 76 jedoch bezüglich einander um die Drehachse A drehbar. Es sei darauf hingewiesen, dass selbstverständlich das Zentralscheibenelement 68 und die Deckscheibenelemente 74, 77 für die ersten Dämpferfedereinheiten 76 jeweili- ge Umfangsabstützbereiche aufweisen, um ein Drehmoment aufnehmen bzw. weiterleiten zu können.
Der radial innen liegende zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 umfasst als zweiten Eingangsbereich 78 den radial inneren Bereich der beiden Deckschei- benelemente 74, 77, so dass durch integrale Ausgestaltung an den jeweiligen
Deckscheibenelementen 74, 77 der erste Ausgangsbereich 72 und der zweite Eingangsbereich 78 miteinander verbunden sind. Ein weiteres Zentralscheibenelement 80 bildet im Wesentlichen den zweiten Ausgangsbereich 82 des zweiten Torsions- schwingungsdämpferbereichs 66. Dieser zweite Ausgangsbereich 82 ist radial in- nen durch Verschweißung mit der Turbinenradnabe 36 fest verbunden. Ferner sind radial innen die beiden Deckscheibenelemente 74, 77 miteinander und der Turbi- nenradschale 30 fest verbunden, so dass die Turbinenradschale 30 des Turbinenrads 28 mit dem zweiten Eingangsbereich 78 und mithin dem ersten Ausgangsbereich 72 fest verbunden ist.
Eine Mehrzahl zweiter Dämpferfedereinheiten 84, die, ähnlich wie die ersten Dämpferfedereinheiten 76, ebenfalls in Umfangsrichtung aufeinander folgend um die Drehachse A herum angeordnet sind, stellt eine Kopplung zwischen dem zweiten Eingangsbereich 78, also den radial innen liegenden Bereichen der Deckschei- benelemente 74, 77, und dem zweiten Ausgangsbereich 82, also dem zweiten Zentralscheibenelement 80 her. Auch hier weisen die jeweiligen Eingangs- bzw.
Ausgangsbereiche Umfangsabstützbereiche für die zweiten Dämpferfedereinheiten 84 auf.
Zu den ersten Dämpferfedereinheiten 76 bzw. den zweiten Dämpferfedereinheiten 84 sei ausgeführt, dass diese im Allgemeinen mit Schraubendruckfedern ausgebildet sind, die beispielsweise in Umfangsrichtung gekrümmt verlaufend angeordnet sind. Je nach erforderlicher Dämpfungscharakteristik, können beispielsweise bei jedem der Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 66 in Umfangsrichtung aufeinander folgend zwei derartige Dämpferfedereinheiten 76, 84 vorgesehen sein, die näherungsweise über einen Winkelbereich 180° langgestreckt sind. Wie bereits ausgeführt, können die Dämpferfedereinheiten 76, 84 eine Schraubendruckfeder umfassen, können jedoch auch mit mehreren in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und näherungsweise tangential sich erstreckenden und in Umfangsendbereichen aneinander abgestützten Schraubendruckfedern ausgebildet sein. Auch können, wie dies in der Fig. 1 anhand der Dämpferfedereinheiten 84 des radial innen liegenden zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 veranschaulicht ist, die Dämpferfedereinheiten ineinander geschachtelte Schraubendruckfedern umfassen, die durch unterschiedliche Längenausgestaltung abhängig vom Relativdrehwinkel zwischen einem jeweiligen Eingangsbereich und einem Ausgangsbe- reich gestuft wirksam werden können.
Bei der in Fig. 1 dargestellten Torsionsdämpferanordnung 34 ist also der radial äußere erste Torsionsschwingungsdämpferbereich 64 dann wirksam, wenn ein Drehmoment über die Überbrückungskupplungsanordnung 42 übertragen wird. Das Drehmoment wird dann über den ersten Eingangsbereich 68 und über die ersten Dämpferfedereinheiten 76 auf den ersten Ausgangsbereich 72 übertragen. Von diesem bzw. dem damit fest verbunden ausgebildeten zweiten Eingangsbereich 78 gelangt das Drehmoment über die zweiten Dämpferfedereinheiten 84 und den zweiten Ausgangsbereich 82 zur Turbinenradnabe 36. Die beiden Torsionsschwin- gungsdämpferbereiche 64, 66 sind also seriell wirksam.
Bei ausgerückt gehaltener Überbrückungskupplungsanordnung 42 und Drehmomentübertragung bzw. Verstärkung über den Fluidkreislauf, der zwischen dem Turbinenrad 28 und dem Pumpenrad 23 bzw. dem Leitrad 38 umgewälzt wird, wird das Drehmoment über die Turbinenradschale 30 in den ersten Ausgangsbereich 72 bzw. den zweiten Eingangsbereich 78 eingeleitet und mithin über die zweiten Dämpferfedereinheiten 84 und den zweiten Ausgangsbereich 82 auf die Turbinenradnabe 36 übertragen.
Die Fig. 1 a zeigt in blockbildartiger Darstellung den Aufbau einer derartigen als Drehmomentwandler ausgebildeten Kopplungseinrichtung 10. Man erkennt in einem ersten Block M+P die Masse des Motors bzw. der rotierenden Kurbelwelle desselben sowie des Gehäuses 12 bzw. aller damit fest verbundenen Baugruppen, insbesondere auch des Pumpenrads 23. Über die Überbrückungskupplungsanord- nung 42 sind die mit einem Block Ü veranschaulichten Massebereiche der Über- brückungskupplung 42 einerseits und des ersten Eingangsbereichs 68 des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 64 andererseits veranschaulicht. Über den ersten Torsionsschwingungsdämpferbereich 64, welcher durch eine Feder mit der Federkonstante CTD1 veranschaulicht ist, ist die Turbinenradschale 30 mit allen damit fest verbundenen Baugruppen, insbesondere auch dem ersten Ausgangsbe- reich 72 und dem zweiten Eingansgbereich 78, in den Drehmomentenfluss eingekoppelt, wobei zwischen dem Block Ü und dem Block T neben der durch die ersten Dämpferfedereinheiten 76 bereitgestellten Federkraft bzw. Federkonstante CTD1 auch eine coulombsche Reibung KTD1 wirkt. Diese wird erzeugt durch die verschiedenen im Drehmomentdämpfungsbetrieb bezüglich einander sich bewegen- den und damit aneinander reibenden Bauteile, was insbesondere auch für die ersten Dämpferfedereinheiten 76 zutrifft, die unter Fliehkrafteinwirkung sich nach radial außen hin gegen eine Abschlussfläche 860 am Deckscheibenelement 77 anlegen wird.
Zwischen dem mit T gekennzeichneten Block und der Turbinenradnabe 36 wirken die zweiten Dämpferfedereinheiten 84 mit ihrer Federkonstante CTD2. Weiterhin wird zwischen dem Block T und der Turbinenradnabe 36 ebenfalls coulombsche
Reibung KTD2 erzeugt. Im Drehmomentenfluss folgt dann eine nicht weiter dargestellte Getriebeeingangswelle, die selbstverständlich auch eine gewisse Elastizität, insbesondere Torsionselastizität aufweist.
Eine grundlegende Problematik derartiger hydrodynamischer Kopplungseinrichtungen bzw. der darin vorgesehenen Torsionsdämpferanordnungen ist die Entkopplungsgüte insbesondere zwischen dem Wandlergehäuse und einem Abtriebsbereich, also der Turbinenradnabe bzw. einer damit drehfest gekoppelten Getriebeeingangswelle. Obgleich durch das Vorsehen zweier seriell wirkender Torsions- schwingungsdämpferbereiche bereits eine deutliche Verbesserung gegenüber Ausgestaltungsformen mit nur einem Torsionsschwingungsdämpferbereich, beispielsweise im Drehmomentenfluss zwischen einer Turbinenradschale und der Turbinenradnabe, erzielt wird, kann mit einer derartigen Anordnung nicht für alle Betriebszustände eine ausreichende Entkopplungsgüte erzielt werden. Die Ent- kopplungsgüte hängt von verschiedenen Parametern, insbesondere der Lage der Eigenfrequenz ab, die idealerweise deutlich unter demjenigen Drehzahlbereich sein sollte, in welchem eine Brennkraftmaschine als Antriebsaggregat normalerweise betrieben wird. Die Eigenfrequenz eines derartigen Schwingungssystems hängt im Wesentlichen von den primärseitigen und sekundärseitigen Massenträgheiten und der Steifigkeit bzw. den Steifigkeiten der Dämpferfedereinheiten ab. Eine Erhöhung der Massenträgheiten, die sich auf die Lage der Eigenfrequenz positiv auswirken würde, ist auf Grund des begrenzten Bauraums sowie auf Grund des oftmals nachteilhaften Einflusses auf die Fahrdynamik nur in wenigen Ausnahmen möglich. Eine weitere Möglichkeit, die Eigenfrequenz zu senken, involviert die Absenkung der Federsteifigkeiten insbesondere des radial inneren, zweiten Torsionsschwin- gungsdämpferbereichs. Auch die hier möglichen Variationsbereiche führen jedoch nicht zu einer eine ausreichende Erhöhung der Entkopplungsgüte sicherstellenden Absenkung der Steifigkeit.
Ein weiteres Problem besteht darin, dass im Rotationsbetrieb die auf die verschiedenen Komponenten einer derartigen Einrichtung einwirkenden Fliehkräfte vor allem dafür sorgen, dass die ersten Dämpferfedereinheiten des radial äußeren ers-
ten Torsionsschwingungsdämpferbereichs vergleichsweise stark nach radial außen belastet werden und somit entsprechend stark gegen die diese radial außen umgebende Abschlussfläche gepresst werden. Dies führt auf Grund der dabei entstehenden Reibkräfte zu einer Beeinträchtigung der Entkopplungsgüte und hat zur Folge, dass die ersten Dämpferfedereinheiten nicht mit ihrem gesamten Federvolumen effektiv genutzt werden können. Im Extremfall kann dies so weit führen, dass die ersten Dämpferfedereinheiten auf Grund der reibungsmäßigen Begrenzung nicht mehr auf das volle Drehmoment ausgelegt werden können und nur einen Teilbereich des Motordrehmoments abdecken können. Vor allem bei hohen zu übertragenden Drehmomenten bzw. hohen Lasten wird also dieser radial äußere Torsionsschwingungsdämpferbereich im Wesentlichen überbrückt. Eine schwin- gungsentkoppelnde Funktionalität kann dann im Wesentlichen nur noch der weiter radial innen liegende zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich mit seinen zweiten Dämpferfedereinheiten bereitstellen. Dieses Problem tritt vor allem dann stär- ker in den Vordergrund, wenn zum Bereitstellen eines größeren Federvolumens insbesondere im ersten Torsionsschwingungsdämpferbereich dieser vergleichsweise weit nach radial außen verlagert wird, um eine große Umfangserstreckungs- länge der ersten Dämpferfedereinheiten bereitstellen zu können. Je weiter jedoch dieser erste Torsionsschwingungsdämpferbereich bzw. dessen erste Dämpferfe- dereinheiten nach radial außen verlagert sind, desto stärker wird der Fliehkraftein- fluss auf diese sein und sich die fliehkraftbedingten Reibeffekte entsprechend verstärken, so dass ein möglicherweise erzielbarer Gewinn an Federvolumen entsprechende Nachteile bei der Schwingungsentkopplung durch eine stärkere coulomb- sche Reibwechselwirkung mit sich bringt.
Darstellung der Erfindung
Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine derartige hydrodynamische Kopplungseinrichtung bereitzustellen, bei welcher auch unter hoher Belastung bzw. bei großen Fliehkräften eine verbesserte Schwingungsentkopplung insbesondere auch im ersten Torsionsschwingungsdämpferbereich erzielt werden kann.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe gelöst durch eine hydrodynamische Kopplungseinrichtung, insbesondere Drehmomentwandler, umfassend ein Gehäuse mit einem Pumpenrad, ein in einem Innenraum des Gehäuses angeordnetes Turbinenrad und eine Überbrückungskupplungsanordnung mit einer ersten Reibflä- chenformation, die mit dem Gehäuse zur gemeinsamen Drehung um eine Drehachse verbunden ist, einer zweiten Reibflächenformation, die mit dem Turbinenrad zur gemeinsamen Drehung verbunden ist, und einem Kolbenelement, wobei die zweite Reibflächenformation über eine Torsionsdämpferanordnung mit einer Turbinenradnabe des Turbinenrads gekoppelt ist, wobei die Torsionsdämpferanordnung einen ersten Torsionsschwingungsdämpferbereich mit einem mit der zweiten Reibflächenformation verbundenen ersten Eingangsbereich und einen über eine Mehrzahl erster Dämpferfedereinheiten mit dem ersten Eingangsbereich gekoppelten ersten Ausgangsbereich sowie einen zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereich mit einem mit dem ersten Ausgangsbereich verbundenen zweiten Eingangsbereich und einen über eine Mehrzahl zweiter Dämpferfedereinheiten mit dem zweiten Eingangsbereich gekoppelten zweiten Ausgangsbereich umfasst, wobei weiter vorgesehen ist, dass der erste Ausgangsbereich mit dem zweiten Eingangsbereich über einen dritten Torsionsschwingungsdämpferbereich verbunden ist, und dass eine Baugruppe von erstem Eingangsbereich und erstem Ausgangsbereich eine die ers- ten Dämpferfedereinheiten radial außen wenigstens bereichsweise umgebende Abschlussfläche bereitstellt und wenigstens eine erste Dämpferfedereinheit wenigstens teilweise bezüglich der Abschlussfläche reibungsentkoppelt oder rei- bungsmindernd geführt ist.
Durch die zumindest teilweise reibungsmäßige Entkopplung zumindest einer ersten Dämpferfedereinheit bezüglich der Abschlussfläche oder der reibungsmindernden Wechselwirkung zwischen diesen Baugruppen wird dafür gesorgt, dass auch bei vergleichsweise großen Drehzahlen und entsprechend hohen Fliehkraftbelastungen der ersten Dämpferfedereinheiten nach radial außen diese grundsätzlich noch ihre durch Kompression derselben eingeführte schwingungsentkoppelnde Funktionalität erfüllen können. Das Eingliedern eines bzw. ggf. mehrerer zusätzlicher Tor- sionsschwingungsdämpferbereiche in den Drehmomentübertragungsweg zwischen
einem Wandlergehäuse und einer Turbinenradnabe bzw. auch zwischen eine Tur- binenradschale und eine Turbinenradnabe erzielt eine deutliche Verbesserung der Entkopplungsqualität.
Somit wird es also möglich, einerseits durch Vergrößerung des Federvolumens eine entsprechende Schwingungsdämpfungskapazität bei hinsichtlich der auftretenden Belastungen optimierter Federkonstante bereitzustellen, wobei andererseits der zur Verfügung stehende Bauraum auch nach radial außen hin optimiert genutzt werden kann, da auch bzw. insbesondere radial weiter außen angeordnete Dämpferelementeneinheiten, die stärkeren Fliehkräften ausgesetzt sind, nicht durch übermäßig starke Reibwechselwirkung mit einer Abschlussfläche oder dergleichen die Entkopplungsqualität beeinträchtigen.
Beispielsweise kann dabei vorgesehen sein, dass der erste Ausgangsbereich mit dem zweiten Eingangsbereich über einen dritten Torsionsschwin- gungsdämpferbereich verbunden ist.
Für die Einbeziehung der Turbinnenradschale in die Staffelung der verschiedenen seriell wirksamen Torsionsschwingungsdämpferbereiche bestehen verschiedene Möglichkeiten. So kann die Turbinenradschale mit dem dritten Eingangsbereich, dem dritten Ausgangsbereich, dem ersten Ausgangsbereich oder dem ersten Eingangsbereich verbunden sein. Dies bedeutet, dass auch im Drehmomentübertragungsweg zwischen der Turbinenradschale und der Turbinenradnabe je nach Anbindung der Turbinenradschale ein, zwei oder drei Torsionsschwingungsdämpfer- bereiche wirksam sein können.
Der dritte Ausgangsbereich kann mit dem zweiten Eingangsbereich verbunden sein. Diese Verbindung kann direkt, also durch mechanisch steife Verbindung erfolgen. Alternativ kann vorgesehen sein, dass der dritte Ausgangsbereich mit dem zweiten Eingangsbereich über einen vierten Torsionsschwingungsdämpferbereich verbunden ist.
Auch für diesen weiteren, vierten Torsionsschwingungsdämpferbereich kann vorgesehen sein, dass er einen mit dem dritten Ausgangsbereich verbundenen vierten Eingangsbereich und einen über eine Mehrzahl vierter Dämpferfedereinheiten mit dem vierten Eingangsbereich gekoppelten vierten Ausgangsbereich umfasst.
Um den in einer hydrodynamischen Kopplungseinrichtung allgemein sehr begrenzten Bauraum möglichst effizient zu nutzen, wird weiter vorgeschlagen, dass wenigstens ein Torsionsschwingungsdämpferbereich in einem von dem Turbinenrad und dem Pumpenrad umgebenen Ringraum angeordnet ist. Der in den Ringraum eingegliederte Torsionsschwingungsdämpferbereich kann dabei der dritte oder vierte Torsionsschwingungsdämpferbereich sein, so dass sichergestellt ist, dass der erste Torsionsschwingungsdämpferbereich und der zweite Torsionsschwin- gungsdämpferbereich, welche die unmittelbare Anknüpfung an das Gehäuse einerseits und die Turbinenradnabe andererseits sicherstellen, sehr einfach an diese Baugruppen angebunden werden können.
Gemäß einem weiteren in Verbindung mit den vorangehend beschriebenen Aspekten grundsätzlich aber auch selbstständig zu betrachtenden Aspekt wird vorgeschlagen, dass wenigstens ein Torsionsschwingungsdämpferbereich wenigstens zwei Torsionsschwingungsdämpfereinheiten aufweist.
Durch das Vorsehen mehrerer Torsionsschwingungsdämpfereinheiten in einem Torsionsschwingungsdämpferbereich, welche Torsionsschwingungs- dämpfereinheiten dann im Wesentlichen parallel wirken, wird ein weiterer er- heblicher Einfluss auf die Dämpfungscharakteristik möglich.
Dabei kann beispielsweise vorgesehen sein, dass die wenigstens zwei Torsi- onsschwingungsdämpfereinheiten eines Torsionsschwingungsdämpferbereichs axial aufeinander folgend angeordnet sind, was auf Grund der parallelen Wirksam- keit der Torsionsschwingungsdämpfereinheiten eine leichte Kombination derselben ermöglicht.
Weiter wird vorgeschlagen, dass jede Torsionsschwingungsdämpfereinheit eines Torsionsschwingungsdämpferbereichs eine Mehrzahl von Dämpferfedereinheiten dieses Torsionsschwingungsdämpferbereichs aufweist.
Die parallele Wirksamkeit der verschiedenen Torsionsschwingungsdämp- fereinheiten kann dadurch einfach realisiert werden, dass jede Torsions- schwingungsdämpfereinheit einen Eingangsbereich und einen Ausgangsbereich aufweist und dass die Eingangsbereiche der Torsionsschwingungs- dämpfereinheiten eines Torsionsschwingungsdämpferbereichs im Wesentlichen den Eingangsbereich dieses Torsionsschwingungsdämpferbereichs bilden und die Ausgangsbereiche der Torsionsschwingungsdämpfereinheiten eines Torsions- schwingungsdämpferbereichs im Wesentlichen den Ausgangsbereich dieses Tor- sionsschwingungsdämpferbereichs bilden.
Auch bei Ausgestaltung mit mehreren Torsionsschwingungsdämpfereinheiten kann der zur Verfügung stehende Bauraum sehr effizient dadurch genutzt werden, dass wenigstens eine Torsionsschwingungsdämpfereinheit in einem von dem Turbinenrad und dem Pumpenrad umgebenen Ringraum angeordnet ist.
Gemäß einem weiteren, vorzugsweise in Verbindung mit den vorangehenden Aspekten zu betrachtenden Aspekt wird vorgeschlagen, dass bei wenigstens einem Torsionsschwingungsdämpferbereich wenigstens eine Dämpferfedereinheit eine Mehrzahl von in Umfangshchtung aufeinander folgenden und bezüglich einander abgestützten Dämpferfedern umfasst.
Auch das Vorsehen mehrerer seriell wirksamer Dämpferfedern innerhalb einer Dämpferfedereinheit vergrößert das bei Drehmomentübertragung nutzbare Federvolumen und verbessert somit die Entkopplungsgüte. Diese Dämpferfedern können über wenigstens ein Zwischenabstützelement bezüglich einander abgestützt sein, wobei dieses Zwischenabstützelement ringartig ausgebildet sein kann und somit keine Maßnahmen zur Radialabstützung desselben erfordert. Der Torsionsschwin-
gungsdämpferbereich, in dem zwei derartige Dämpferfedern seriell wirken, kann beispielsweise der zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich sein.
Um bereits im Drehmomentenfluss vor dem Gehäuse der hydrodynamischen Kopplungseinrichtung Drehungleichförmigkeiten bzw. Vibrationen dämpfen bzw. herausfiltern zu können, wird weiter vorgeschlagen, dass im Drehmomentenfluss vor dem Gehäuse ein Torsionsschwingungsdämpfer vorgesehen ist, dessen Eingangsbereich mit einem Antriebsorgan zur gemeinsamen Drehung um die Drehachse zu koppeln ist und dessen Ausgangsbereich mit dem Gehäuse zur gemein- samen Drehung um die Drehachse zu koppeln ist.
Zur Minderung der Reibwechselwirkung kann beispielsweise vorgesehen sein, dass die andere Baugruppe von erstem Eingangsbereich und erstem Ausgangsbereich für wenigstens einen Umfangsendbereich wenigstens einer ersten Dämpfer- federeinheit einen Umfangsabstützbereich aufweist in dessen Bereich die erste Dämfperfedereinheit mit ihrem Umfangsendbereich in Abstand zur Abschlussfläche verläuft. Vor allem eine Reibungsentkopplung oder eine Reibungsminderung in Umfangsendbereichen einer jeweiligen ersten Dämpferfedereinheit ist daher vorteilhaft, da damit im Anfangsbereich einer jeweiligen Feder, in welchem eine Kom- pression beginnt, im Wesentlichen nicht blockiert wird und sich somit eine jeweilige betroffene erste Dämpferfedereinheit leicht und zuverlässig komprimieren lässt, wenn eine entsprechende Umfangsbelastung auftritt.
Diese Reibungsminderung oder reibungsmäßige Entkopplung in einem Um- fangsendbereich kann beispielsweise dadurch erfolgen, dass die erste Dämpferfedereinheit durch den Umfangsabstützbereich oder ein sich daran abstützendes Abstützelement in radialem Abstand zur Abschlussfläche gehalten ist. Alternativ oder zusätzlich ist es möglich, dass die erste Dämpferfedereinheit in ihrem Umfangsendbereich derart geformt ist, dass sie bei fehlender Fliehkraftbelastung in Abstand zur Abschlussfläche verläuft.
Die Herstellung eines Abstands zwischen einem jeweiligen Umfangsendbereich und der Abschlussfläche kann beispielsweise dadurch realisiert werden, dass die erste Dämpferfedereinheit in ihrem Umfangsendbereich eine geringere Außenabmessung aufweist, als in einem von dem Umfangsendbereich weiter entfernt Ne- genden Bereich, wobei vorzugsweise zum Sicherstellen eines möglichst großen radialen Abstandes vorgesehen sein kann, dass eine Längsmittenachse der ersten Dämpferfedereinheit in dem Umfangsendbereich bezüglich einer Längsmittenachse in dem vom Umfangsendbereich weiter entfernt liegenden Bereich nach radial innen versetzt liegt.
Eine weitere baulich einfach zu realisierende Möglichkeit, einen Umfangsendbereich einer ersten Dämpferfedereinheit von der Abschlussfläche zu entkoppeln, kann dadurch realisiert werden, dass die erste Dämpferfedereinheit in dem Umfangsendbereich radial außen durch einen bezüglich des Umfangsendbe- reichs radial festen Führungsabschnitt übergriffen ist.
Bei einer alternativ oder zusätzlich vorzusehenden Variante kann in einem Umfangsendbereich die Wechselwirkung zwischen einer ersten Dämpferfedereinheit und der Abschlussfläche dadurch gemindert bzw. vermieden werden, dass die Ab- Schlussfläche in einem dem Umfangsendbereich der ersten Dämpferfedereinheit entsprechenden Umfangsbereich eine von einer Kreisbahn um die Drehachse abweichende Ausformung nach radial außen aufweist.
Um grundsätzlich die unter Fliehkraft auftretende Verformung einer jeweiligen ers- ten Dämpferfedereinheit nach radial außen und somit deren möglicherweise verstärktes Anlegen gegen die Abschlussfläche zu vermeiden oder zu mindern, kann weiter vorgesehen sein, dass in wenigstens einer ersten Dämpferfedereinheit wenigstens ein diese gegen Verformung nach radial außen stützendes Radialabstützelement angeordnet ist.
Dieses Radialabstützelement kann stangenartig ausgebildet sein oder kann alternativ auch als Schraubenfeder ausgebildet sein und somit selbst eine gewisse Um- fangs- und Radialelastizität bzw. Verformbarkeit haben.
Das Anlegen einer ersten Dämpferfedereinheit nach radial außen unter Fliehkraftbelastung kann dadurch auch gemindert oder vermieden werden, dass wenigstens eine erste Dämpferfedereinheit in einem im Wesentlichen unbelasteten Zustand ausgehend von einem Umfangsendbereich nach radial innen gekrümmt ist.
Bei der erfindungsgemäßen hydrodynamischen Kopplungseinrichtung kann beispielsweise vorgesehen sein, dass wenigstens eine erste Dämpferfedereinheit an wenigstens einem Zwischenbereich zwischen deren Umfangsendbereichen über ein Abstützelement bezüglich der Abschlussfläche radial abgestützt ist. Auf diese Art und Weise können auch vergleichsweise lange und in Umfangshchtung ge- krümmt sich erstreckende Dämpferfedern für die erste Dämpferfedereinheit eingesetzt werden, ohne dass diese eine übermäßig starke Reibwechselwirkung mit der Abschlussfläche erzeugen.
Weiter ist es möglich, dass wenigstens eine erste Dämpferfedereinheit eine Mehr- zahl von in Umfangshchtung aufeinander folgenden Dämpferfedern umfasst. Dies gestattet den Einsatz mehrerer Federn für eine jeweilige Dämpferfedereinheit, die dann vergleichsweise kurz sind und sich näherungsweise tangential erstrecken. Bei kurzen Federn ist die Gefahr, dass diese sich fliehkraftbedingt nach radial außen gegen die Abschlussfläche anlegen, deutlich geringer.
Um dabei eine Umfangswechselwirkung zwischen den einzelnen Dämpferfedern erzeugen zu können, wird vorgeschlagen, dass wenigstens zwei Dämpferfedern über ein Abstützelement in Umfangsrichtung bezüglich einander abgestützt sind.
Dabei kann die eine Schwingungsentkopplung beeinträchtigende Wechselwirkung bezüglich der Abschlussfläche dadurch möglichst gering gehalten werden, dass wenigstens ein Abstützelement durch Gleitbewegung bezüglich der Absschlussflä-
che in Umfangsrichtung bewegbar ist. Alternativ oder zusätzlich ist es möglich, dass wenigstens ein Abstützelement durch Rollbewegung in Umfangsrichtung bezüglich der Abschlussfläche bewegbar ist. Bei einer weiteren Ausgestaltungsvariante, bei welcher eine Reibwechselwirkung bezüglich der Abschlussfläche praktisch vollständig ausgeschlossen werden kann, wird vorgeschlagen, dass wenigstens zwei Dämpferfedern durch eine ringartige Radialabstützanordnung ohne Kontakt zur Abschlussfläche nach radial außen und in Umfangsrichtung bezüglich einander abgestützt sind.
Vor allem bei vergleichsweise langen, in Umfangsrichtung sich erstreckenden ersten Dämpferfedereinheiten kann vorgesehen sein, dass wenigstens eine erste Dämpferfedereinheit in einem Umfangsmittenbereich nach radial außen an der Abschlussfläche anliegt.
Gemäß einem weiteren Aspekt betrifft die vorliegende Erfindung ein Antriebssystem für ein Fahrzeug, umfassend eine Brennkraftmaschine, eine die Brennkraftmaschine mit einem Getriebe koppelnde hydrodynamische Kopplungseinheit, vorzugsweise in Verbindung mit einem oder mehreren der vorangehend beschriebenen Merkmale, eine das Getriebe mit wenigstens zwei An- triebsrädern über jeweilige Antriebsradwellenanordnungen koppelnde Differentialanordnung, wobei für die Gesamtsteifigkeit G der Antriebsradwellenanordnungen gilt:
G = A x z [Nm/°],
wobei
A = eine Zahl im Bereich von 30 bis 70, vorzugsweise 40 bis 50, ist z = die Anzahl der Zylinder der Brennkraftmaschine ist.
Gemäß diesem Aspekt wird zum Eingliedern einer Elastizität in ein Antriebssystem mit der Intention, Drehungleichförmigkeiten abzufangen, die Torsionselastizität der
verschiedenen Baugruppen, hier insbesondere der Antriebsradwellenanordnungen, genutzt. Liegt deren Gesamtsteifigkeit, welche hier selbstverständlich eine Torsi- onssteifigkeit ist und beispielsweise angegeben ist in Nm, die erforderlich sind, um eine Torsion um eine Winkeleinheit, beispielsweise ein Grad, zu erreichen, in dem angegebenen Bereich, der wiederum abhängig ist von der Anzahl der Zylinder und somit primär auch der Anregungsfrequenz, kann bereits auch außerhalb der möglicherweise mit einem Torsionsschwingungsdämpfer versehenen hydrodynamischen Kopplungseinheit für eine vergleichsweise starke Bedämpfung von auftretenden Schwingungen gesorgt werden.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Zeichnungen detailliert beschrieben. Es zeigt:
Fig. 1 eine Teil-Längsschnittansicht einer hinsichtlich des grundsätzlichen
Aufbaus bekannten hydrodynamischen Kopplungseinrichtung;
Fig. 1 a die hydrodynamische Kopplungseinrichtung der Fig. 1 in schemati- scher Darstellung;
Fig. 2 die in Fig. 1 in konstruktiver Ausführung gezeigte Kopplungseinrichtung in prinzipartiger Darstellung;
Fig. 3 eine der Fig. 2 entsprechende Prinzipdarstellung einer erfindungsge- mäßen Ausgestaltungsart einer Kopplungseinrichtung mit drei seriell geschalteten Torsionsschwingungsdämpferbereichen ;
Fig. 4 eine weitere der Fig. 2 entsprechende Darstellung einer erfindungsgemäßen Ausgestaltungsform mit drei seriell geschalteten Torsions- schwingungsdämpferbereichen;
Fig. 5 eine weitere der Fig. 2 entsprechende Darstellung einer erfindungsgemäßen Ausgestaltungsform mit drei seriell geschalteten Torsions- schwingungsdämpferbereichen ;
Fig. 6 eine weitere der Fig. 2 entsprechende Darstellung einer erfindungsgemäßen Ausgestaltungsform mit drei seriell geschalteten Torsions- schwingungsdämpferbereichen ;
Fig. 7 eine weitere der Fig. 2 entsprechende Darstellung einer erfindungs- gemäßen Ausgestaltungsform mit drei seriell geschalteten Torsions- schwingungsdämpferbereichen ;
Fig. 8 eine weitere der Fig. 2 entsprechende Darstellung einer erfindungsgemäßen Ausgestaltungsform mit drei seriell geschalteten Torsions- schwingungsdämpferbereichen;
Fig. 9 eine weitere der Fig. 2 entsprechende Darstellung einer erfindungsgemäßen Ausgestaltungsform mit drei seriell geschalteten Torsions- schwingungsdämpferbereichen ;
Fig. 10 eine weitere der Fig. 2 entsprechende Darstellung einer erfindungsgemäßen Ausgestaltungsform mit vier seriell geschalteten Torsions- schwingungsdämpferbereichen ;
Fig. 1 1 eine der Fig. 2 entsprechende Darstellung einer erfindungsgemäßen
Ausgestaltungsform einer Kopplungseinrichtung mit zwei seriell geschalteten Torsionsschwingungsdämpferbereichen, wobei einer davon zwei Torsionsschwingungsdämpfereinheiten aufweist;
Fig. 12 eine der Fig. 2 entsprechende Darstellung einer erfindungsgemäßen
Ausgestaltungsform einer Kopplungseinrichtung mit drei seriell ge-
schalteten Torsionsschwingungsdämpferbereichen, wobei zwei davon jeweils zwei Torsionsschwingungsdämpfereinheiten aufweisen;
Fig. 13 eine Abwandlung der in Fig. 12 gezeigten Ausgestaltungsform, bei der alle Torsionsschwingungsdämpferbereiche zwei Torsionsschwin- gungsdämpfereinheiten umfassen;
Fig. 14 eine der Fig. 2 entsprechende Darstellung einer erfindungsgemäßen
Kopplungseinrichtung mit zwei seriell geschalteten Torsionsschwin- gungsdämpferbereichen, wobei einer davon zwei Torsionsschwin- gungsdämpfereinheiten umfasst;
Fig. 15 eine der Fig. 2 entsprechende Darstellung einer erfindungsgemäßen
Kopplungseinrichtung mit zwei seriell geschalteten Torsionsschwin- gungsdämpferbereichen, von welchen jeder zwei Torsionsschwin- gungsdämpfereinheiten umfasst;
Fig. 16 eine der Fig. 1 entsprechende Darstellung einer erfindungsgemäßen
Kopplungseinrichtung, bei welcher ein zweiter Torsionsschwingungs- dämpferbereich zwei parallele Torsionsschwingungsdämpfereinheiten umfasst;
Fig. 17 eine prinzipartige Darstellung eines Antriebssystems für ein Fahrzeug;
Fig. 18 eine Teil-Axialansicht einer Torsionsdämpferanordnung im radial äußeren Bereich;
Fig. 19 eine teilweise in Explosionsansicht dargestellte Ansicht einer Torsionsdämpferanordnung;
Fig. 20 eine Teil-Querschnittansicht einer alternativ ausgestalteten Torsionsdämpferanordnung im radial äußeren Bereich;
Fig. 21 eine der Fig. 20 entsprechende Ansicht einer alternativen Ausgestaltungsform;
Fig. 22 eine weitere Teil-Axial- bzw. Querschnittsansicht einer alternativ ausgestalteten Torsionsdämpferanordnung;
Fig. 23 eine weitere Variante einer Torsionsdämpferanordnung mit Radial- abstützung für Dämpferfedern;
Fig. 24 eine weitere Variante einer Torsionsdämpferanordnung mit Radial- abstützung für Dämpferfedern;
Fig. 25 einen Umfangsausschnitt einer Torsionsdämpferanordnung mit einer Radialabstützung für Dämpferfedern in deren Umfangsendbereich;
Fig. 26 eine alternative Ausgestaltungsart zur Radialabstützung der Umfangsendbereiche von Dämpferdern;
Fig. 27 eine weitere Teil-Querschnittsansicht einer alternativen Ausgestaltungsart einer Torsionsdämpferanordnung;
Fig. 28 eine teilweise vereinfacht dargestellte Ansicht einer alternativ ausgestalteten Torsionsdämpferanordnung;
Fig. 29 eine weitere Variante einer Torsionsdämpferanordnung mit in Um- fangshchtung vergleichsweise langen Dämpferfedereinheiten.
Bester Weg zur Ausführung der Erfindung Im Folgenden werden mit Bezug auf die Fig. 3 bis 16 verschiedene Ausgestaltungsformen erfindungsgemäß aufgebauter hydrodynamischer Kopplungseinrichtungen in Form von hydrodynamischen Drehmomentwandlern be-
schrieben, die hinsichtlich der grundsätzlichen Ausgestaltung dem vorangehend mit Bezug auf die Fig. 1 und 1 a bereits deutlich erläuterten Aufbau entsprechen. Gezeigt sind jedoch zumeist prinzipartige Darstellungen, wie sie auch in Fig. 2 für den in Fig. 1 gezeigten Aufbau veranschaulicht ist. Da bei den im Folgenden erläuterten Ausführungsformen hinsichtlich des grundsätzlichen Aufbaus des Drehmomentwandlers zum vorangehend Beschriebenen keine elementaren Abwandlungen vorhanden sind oder sein müssen, werden im Folgenden im Wesentlichen nur diejenigen Aspekte erläutert, in welchen die erfindungsgemäßen Ausgestaltungsformen sich hinsichtlich des in Fig. 2 auch prinzipiell veranschaulichten Stands der Technik unterscheiden.
Es sei darauf hingewiesen, dass die folgenden auf die Fig. 3 bis 17 Bezug nehmenden Erläuterungen denjenigen Aspekt bzw. die konstruktiven Maßnahmen betreffen bzw. veranschaulichen, die bei einer erfindungsgemäßen Kopplungsein- richtung vorgesehen sind, um das gesamt nutzbare Federvolumen bzw. die nutzbare Federkonstante zu beeinflussen. Diese Maßnahmen sind erfindungsgemäß dann kombiniert mit dem nachfolgend mit Bezug auf die Fig. 18 bis 29 erläuterten konstruktiven Ausgestaltungen die vorgesehen sind, um die Reibwechselwirkung insbesondere des radial äußeren, ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs zu mindern bzw. zu vermeiden.
In der Fig. 3 ist ein Aufbau gezeigt, bei welchem zumindest der radial innere, zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 der Torsionsdämpferanordnung 34 bei seinen jeweiligen zweiten Dämpferfedereinheiten 84 jeweils zwei bzw. zumindest zwei in Serie geschaltete Dämpferfedern 86 aufweist. Diese stützen sich in Um- fangshchtung an jeweiligen Umfangsabstützbereichen des zweiten Eingangsbereichs 78 bzw. des zweiten Ausgangsbereichs 82 ab bzw. stützen sich über jeweilige ringartige Zwischenabstützelemente 88, 90 in Umfangshchtung aneinander ab. Da diese ringartigen Zwischenabstützelemente 88, 90 in sich geschlossen sind, ist keine weitere Fliehkraftabstützung nach radial außen erforderlich.
Sind die zweiten Dämpferfedereinheiten 84 beispielsweise mit zwei jeweils seriell geschalteten Dämpferfedern 86 ausgebildet, können die beiden ringartigen Zwi- schenabstützelemente 88, 90 miteinander fest verbunden sein und selbstverständlich für jede zweite Dämpferfedereinheit 84 jeweilige Abstützbereiche für deren Dämpferfedern 86 bereitstellen, welche im Allgemeinen als Schraubendruckfedern ausgebildet sind. Es sei hier darauf hingewiesen, dass die Dämpferfedern bzw. Schraubendruckfedern auch ineinander geschachtelte Pakete von Schraubendruckfedern umfassen können.
Sind bei den einzelnen zweiten Dämpferfedereinheiten 84 beispielsweise drei in Umfangshchtung aufeinander folgende Dämpferfedern 86 vorhanden, von welchen jeweils zwei in Umfangsrichtung bezüglich einander abzustützen sind, so kann beispielsweise das ringartige Zwischenabstützelement 88 jeweils für eine der so gebildeten Federpaarungen Abstützbereiche für die zweiten Dämpferfedereinheiten 84 bereitstellen, und das andere ringartige Zwischenabstützelement 90 kann für die andere der Federpaarungen bei den verschiedenen zweiten Dämpferfedereinheiten 84 Abstützbereiche bereitstellen. Die beiden Zwischenabstützelemente 88, 90 sind in diesem Falle dann zum Ermöglichen der Kompression aller drei seriell liegenden Dämpferfedern 86 in Umfangsrichtung bezüglich einander verdrehbar.
Mit derartiger Ausgestaltung der zweiten Dämpferfedereinheiten 84 wird es möglich, ein deutlich vergrößertes Federvolumen in Umfangsrichtung bereitzustellen, so dass einerseits durch entsprechende Auslegung des Gesamtfederwegs und andererseits durch entsprechende Auslegung der Federsteifigkeit eine wesentlich bes- sere Entkopplungsgüte realisiert werden kann. Es sei darauf hingewiesen, dass eine derartige Ausgestaltung der Dämpferfedereinheiten auch im radial äußeren, ersten Torsionsschwingungsdämpferbereich 64 bzw. dessen ersten Dämpferfedereinheiten 76 oder alternativ im ersten Torsionsschwingungsdämpferbereich 64 realisiert sein kann.
Eine alternative Ausgestaltungsform ist in Fig. 4 gezeigt. Bei dieser Ausgestaltungsvariante umfasst die Torsionsdämpferanordnung 34 drei zueinander se-
riell geschaltetete und radial gestaffelte Torsionsschwingungsdämpferbereiche. Man erkennt ganz radial außen den ersten Torsionsschwingungsdämpferbereich 64 mit seinem ersten Eingangsbereich 68, beispielsweise bereitgestellt durch ein Zentralscheibenelement, und seinem ersten Ausgangsbereich 72, beispielsweise bereitgestellt durch zwei Deckscheibenelemente. Diese beiden Deckscheibenelemente bilden mit ihrem radial inneren Bereich den dritten Eingangsbereich 92 eines dritten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 94, der unmittelbar radial innerhalb des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 64 angeordnet ist. Ein dritter Ausgangsbereich 96 dieses dritten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 94, hier beispielsweise ausgebildet als Zentralscheibenelement, ist mit dem dritten Eingangsbereich 92 über eine Mehrzahl dritter Dämpferfedereinheiten 98 gekoppelt.
Der dritte Ausgangsbereich 96 bildet nunmehr gleichzeitig mit seinem radial inneren Bereich den auch hier in Form eines Zentralscheibenelements beispielsweise dann ausgebildeten zweiten Eingangsbereich 78 des zweiten Torsionsschwin- gungsdämpferbereichs 66, der mit seinem hier zwei Deckscheibenelemente umfassenden zweiten Ausgangsbereich 82 an die Turbinenradnabe 36 angebunden ist. Der zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 liegt radial innerhalb des dritten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 94.
Durch die serielle Staffelung dreier Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 94, 66 wird ein deutlich größeres Federvolumen und mithin eine geringere Gesamtstei- figkeit erzielt, wodurch sich eine deutlich bessere Entkopplungsgüte ergibt.
Bei der in Fig. 4 gezeigten Ausgestaltungsvariante ist die Turbinenradschale 30 an den ersten Ausgangsbereich 92 bzw. den dritten Eingangsbereich 92 angekoppelt. D.h., bei Drehmomentübertragung über das Turbinenrad 28 bei beispielsweise vollständig ausgerückter Überbrückungskupplungsanordnung 42 sind die beiden Torsionsschwingungsdämpferbereiche 94, 66 als solche wirksam.
Bei der in Fig. 5 gezeigten Ausgestaltungsvariante, welche im Wesentlichen der vorangehend mit Bezug auf die Fig. 4 beschriebenen entspricht, ist die Turbinen-
radschale 30 des Turbinenrads 28 nunmehr an den dritten Ausgangsbereich 96 und somit auch den zweiten Eingangsbereich 78 angebunden. Während hier also bei Drehmomentübertragung über die Überbrückungskupplungsanordnung 42 wieder alle drei Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 94, 66 wirksam sind, ist bei Drehmomentübertragung über das Turbinenrad 28, also beispielsweise im Drehmomentwandlungsbetrieb, lediglich der zweite und unmittelbar an die Turbinenradnabe 36 angebundene Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 wirksam.
Auch bei der in Fig. 6 gezeigten Ausgestaltungsvariante sind wieder die drei radial gestaffelten Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 94, 66 vorgesehen, die bei eingerückter Überbrückungskupplungsanordnung 42 das Drehmoment in Richtung Turbinenradnabe 36 leiten. Die Turbinenradschale 30 des Turbinenrads 28 ist hier an den ersten Eingangsbereich 68 angekoppelt, so dass bei ausgerückter Über- brückungskupplungsanordnung 42 und Drehmomentübertragung bzw. Drehmo- mentverstärkung über die Turbinenradschale 30 alle drei Torsionsschwingungs- dämpferbereiche 64, 94 und 66 wirksam sind, ebenso wie in dem Fall, in dem die Überbrückungskupplungsanordnung 42 eingerückt ist. Bei dieser Ausgestaltungsform ist eine vergleichsweise hohe Masse der Turbinenradschale 30 mit den daran vorgesehenen Turbinenradschaufeln 32 besonders vorteilhaft, da dann in sehr ef- fektiver Art und Weise diese Turbinenradschale 30 durch die beiden Torsions- schwingungsdämpferbereiche 64, 94 von einer Pumpenbewegung entkoppelt werden kann.
Man erkennt in Fig. 6 weiter, dass im Vergleich zu den vorangehend be- schhebenen Ausgestaltungsformen hier bei den jeweiligen Eingangs- und Ausgangsbereichen die Ausgestaltung mit Zentralscheibenelement einerseits bzw. Deckscheibenelementen andererseits vertauscht ist. In Fig. 6 weist also der erste Eingangsbereich 68 zwei Deckscheibenelemente auf, während der erste Ausgangsbereich 72 ein Zentralscheibenelement aufweist. Auch der dritte Eingangsbe- reich 92 ist nunmehr als Zentralscheibenelement ausgebildet, während der dritte Ausgangsbereich 96, ebenso wie der zweite Eingangsbereich 78 mit den beiden Deckscheibenelementen ausgebildet ist. Der zweite Ausgangsbereich 82 ist hier
wieder als Zentralscheibenelement realisiert. Es sei darauf hingewiesen, dass auch bei den anderen vorangehend beschriebenen Ausgestaltungsformen hier eine beliebige Ausgestaltung der Eingangs- bzw. Ausgangsbereiche mit Zentralscheibenelement oder Deckscheibenelementen gewählt werden kann.
Eine weitere Abwandlung einer Torsionsdämpferanordnung 34 mit drei seriell geschalteten Torsionsschwingungsdämpferbereichen ist in Fig. 7 gezeigt. Man erkennt hier wieder die radial ineinander gestaffelt liegenden Torsions- schwingungsdämpferbereiche 64, 94, wobei der hier beispielsweise mit einem Zentralscheibenelement ausgebildete Ausgangsbereich 96 des dritten Torsions- schwingungsdämpferbereichs 94 an die Turbinenradschale 30 angebunden ist.
Der dritte Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 ist in einem um die Drehachse sich ringartig erstreckenden Ringraum 100 angeordnet, welcher im Wesentlichen von der Turbinenradschale 30, der Pumpenradschale 16 bzw. auch dem Leitrad 38 umgeben bzw. begrenzt ist. Der hydrodynamische Kreislauf zirkuliert hier also um den zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereich 66, dessen zweiter Ausgangsbereich 82, hier wieder mit einem Zentralscheibenelement ausgebildet, in einem Zwischenraum zwischen dem Turbinenrad bzw. der Turbinenradschale 30 und den daran vorgesehenen Turbinenradschaufeln 32 und dem Leitrad 38 hindurchgreift und an die Turbinenradnabe 36 angebunden ist. Bei Drehmomentübertragung über die Turbinenradschale 30 ist hier also im Wesentlichen nur der zweite Torsions- schwingungsdämpferbereich 66 wirksam.
Die Fig. 8 zeigt eine Ausgestaltungsvariante, bei welcher der erste Torsions- schwingungsdämpferbereich 64 und der zweite Torsionsschwingungsdämp- ferbereich 66 radial gestaffelt liegen. Die Turbinenradschale 30 ist an den ersten Ausgangsbereich 72 angebunden. Der dritte Torsionsschwingungsdämpferbereich 94 ist nunmehr im Ringraum 100 angeordnet. Dessen hier beispielsweise mit zwei Deckscheibenelementen ausgebildeter dritter Eingangsbereich 92 ist an die Turbinenradschale 30 bzw. die damit verbundenen Turbinenradschaufeln 32 angebunden. Der mit einem Zentralscheibenelement hier ausgebildete dritte Ausgangsbe-
reich ist an den zweiten Eingangsbereich 78 des zweiten Torsionsschwingungs- dämpferbereichs 66 angebunden.
Bei ausgerückter Überbrückungskupplungsanordnung 42 liegen also im Drehmo- mentübertragungsweg zwischen der Turbinenradschale 30 und der Turbinenradnabe 36 die zueinander seriell geschalteten, jedoch axial aufeinander folgend angeordneten Torsionsschwingungsdämpferbereiche 94 und 66.
Bei der in Fig. 9 gezeigten Ausgestaltungsform ist wiederum der dritte Torsi- onsschwingungsdämpferbereich 94 im Ringraum 98 liegend angeordnet. Sein beispielsweise mit zwei Deckscheibenelementen ausgebildeter dritter Eingangsbereich 92 ist mit dem ersten Ausgangsbereich 72 des ersten Tor- sionsschwingungsdämpferbereichs 64 verbunden. Der dritte Ausgangsbereich 96 ist über die Turbinenradschale 30 an den zweiten Eingangsbereich 78 des zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 angekoppelt.
Bei dieser Ausgestaltungsvariante liegen also grundsätzlich bei Drehmomentübertragung über die Überbrückungskupplungsanordnung 42 die drei Torsi- onsschwingungsdämpferbereiche 64, 94, 66 wieder in serieller Schaltung. Bei aus- gerückter Überbrückungskupplungsanordnung 42 ist lediglich der zweite Torsions- schwingungsdämpferbereich 66 zwischen der Turbinenradschale 30 bzw. den Tur- binenradschaufeln 32 derselben und der Turbinenradnabe 36 wirksam.
Die Fig. 10 zeigt eine Ausgestaltungsvariante mit vier in Serie geschalteten Torsi- onsschwingungsdämpferbereichen. Man erkennt auch hier wieder den ersten Tor- sionsschwingungsdämpferbereich 64, dessen erster Eingangsbereich 68, beispielsweise wieder mit einem Zentralscheibenelement ausgebildet, an die Überbrü- ckungskupplungsanordnung 42 angekoppelt ist. Der erste Ausgangsbereich 72 ist wieder in Verbindung mit dem dritten Eingangsbereich 92 des dritten Torsions- schwingungsdämpferbereichs 94. Der dritte Ausgangsbereich 96 ist an die Turbinenradschale 30 des Turbinenrads 28 angebunden. Ein vierter Torsionsschwin- gungsdämpferbereich 102 ist nunmehr im Ringraum 100 angeordnet. Der vierte
Torsionsschwingungsdämpferbereich 102 weist einen vierten Eingangsbereich 104, beispielsweise ausgebildet mit zwei Deckscheibenelementen, auf, der hier an die Turbinenradschale und somit auch die damit fest verbundenen Turbinenrad- schaufeln 32 angebunden ist. Ein vierter Ausgangsbereich 106 des vierten Torsi- onsschwingungsdämpferbereichs 102, welcher Ausgangsbereich hier mit einem Zentralscheibenelement ausgebildet sein kann, ist an den zweiten Eingangsbereich 78 des zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 angebunden, dessen zweiter Ausgangsbereich 82 mit der Turbinenradnabe 36 verbunden ist. Über vierte Dämpferfedereinheiten 108 sind der vierte Eingangsbereich 104 und der vierte Ausgangsbereich 106 zur Drehmomentübertragung so gekoppelt, dass sie sich, wie auch bei allen anderen Torsionsschwingungsdämpferbereichen, unter Kompression der Dämpferfedereinheiten bezüglich einander drehen können.
Man erkennt bei der in Fig. 10 gezeigten Ausgestaltungsvariante, dass der erste Torsionsschwingungsdämpferbereich 64 und der dritte Torsions- schwingungsdämpferbereich 94 im Drehmomentenfluss zwischen der Über- brückungskupplungsanordnung 42 und der Turbinenradschale 30 liegen, während der vierte Torsionsschwingungsdämpferbereich 102 und der zweite Torsions- schwingungsdämpferbereich 66 im Drehmomentübertragungsweg zwischen der Turbinenradschale 30 und der Turbinenradnabe 36 liegen. Bei eingerückter Über- brückungskupplungsanordnung 42 sind daher alle vier in Serie geschalteten Torsi- onsschwingungsdämpferbereiche 64, 94, 102 und 66 wirksam. Bei ausgerückter Überbrückungskupplungsanordnung 42 wirken nur die beiden Torsionsschwin- gungsdämpferbereiche 102 und 66 zur Schwingungsdämpfung zwischen der Tur- binenradschale 30 und der Turbinenradnabe 36.
Bei der in Fig. 10 gezeigten Ausgestaltungsform wird der zur Verfügung stehende Bauraum besonders effizient genutzt, da drei der Torsionsschwin- gungsdämpferbereiche radial gestaffelt liegen, während ein weiterer axial versetzt liegt, und zwar in dem ansonsten bauraummäßig nicht genutzten Ringraum 100. Um bei dem im Ringraum 100 liegenden vierten Torsions- schwingungsdämpferbereich 102, dessen Ausgangsbereich, wie vorangehend be-
reits dargelegt, durch eine zwischen dem der Turbinenradschale 30 und dem Leitrad 38 hindurchgreifenden Abschnitt mit einer im Drehmomentenfluss folgenden Baugruppe gekoppelt ist, eine ungewünschte Wechselwirkung der Fluidzirkulation im Übergangsbereich zwischen der Turbinenradschale 30 und dem Leitrad 38 zu vermeiden, kann dieser Verbindungsabschnitt mit mehreren in Umfangshchtung diskret liegenden und mit vergleichsweise großen Zwischenräumen angeordneten Stegen ausgebildet sein, zwischen welchen das zirkulierende Fluid im Wesentlichen ungehindert hindurchtreten kann.
In Fig. 1 1 ist ein weiterer erfindungsgemäß ausgestalteter Drehmomentwandler 10 gezeigt, bei dem grundsätzlich im Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Gehäuse 12 und der Turbinenradnabe 36 zwei Torsions- schwingungsdämpferbereiche 64, 66 seriell wirksam sind. Bei dem Ausgestaltungsbeispiel weist jedoch der zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 zwei zueinander parallel wirksame Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66', 66" auf. Die erste Torsionsschwingungsdämpfereinheit 66' des zweiten Torsions- schwingungsdämpferbereichs 66 ist dabei radial gestaffelt zum ersten Torsions- schwingungsdämpferbereich 64 angeordnet. Die zweite Torsionsschwingungs- dämpfereinheit 66" des zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 ist im Ringraum 100 angeordnet. Die beiden Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66', 66" liegen somit also näherungsweise auf gleichem radialem Niveau und axial aufeinander folgend bzw. mit axialem Versatz.
Jede dieser Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66', 66" ist wiederum mit einem hier beispielsweise jeweils mit zwei Deckscheibenelementen ausgebildeten Eingangsbereich 78', 78" ausgebildet, die in Gesamtheit den zweiten Eingangsbereich 78 bereitstellen. Dabei sind die Eingangsbereiche 78', 78" miteinander über die Turbinenradschale 30 verbunden und sind weiterhin an den ersten Ausgangsbereich 72 des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 64 angebunden.
Gleichermaßen weisen die beiden Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66', 66" einen Ausgangsbereich 82', 82" auf, hier beispielsweise jeweils mit einem Zentral-
Scheibenelement ausgebildet, die miteinander fest verbunden sind und in ihrer Gesamtheit den zweiten Ausgangsbereich 82 bereitstellen. In jeder der Torsions- schwingungsdämpfereinheiten 66', 66" sind beispielsweise mindestens zwei zweite Dämpferfedereinheiten 84' bzw. 84" des zweiten Torsionsschwingungsdämpferbe- reichs 66 vorgesehen.
Es sei hier darauf hingewiesen, dass beispielsweise bei dieser Ausgestaltungsvariante der Aufbau der einzelnen Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66', 66" so gewählt sein kann, wie er bei der in Fig. 8 gezeigten Ausgestaltungsvariante für den zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 und den dritten Torsions- schwingungsdämpferbereich 94 vorgesehen ist, wobei der Unterschied darin besteht, dass bei der Ausgestaltungsvariante der Fig. 8 eine serielle Anordnung und Wirkung vorhanden ist, während bei der Ausgestaltungsform gemäß Fig. 1 1 eine parallele Wirkungsweise vorhanden ist.
Durch die Parallelwirkung mehrerer Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66', 66" in einem Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 wird es möglich, eine Ausgestaltung auch für sehr große zu übertragende Drehmomente zu realisieren, da eine größere Anzahl an Dämpferfedern gleichzeitig parallel komprimiert werden kann bzw. muss.
In Fig. 12 ist eine Ausgestaltungsvariante des Drehmomentwandlers 10 gezeigt, bei dem wiederum drei Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 94 und 66 grundsätzlich seriell wirksam sind. Während der erste Torsions- schwingungsdämpferbereich 64 wieder so ausgebildet sein kann, wie vorangehend beschrieben, sind beim zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 und beim dritten Torsionsschwingungsdämpferbereich 94 jeweils zwei zueinander parallel wirksame Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66', 66", 94', 94" vorhanden.
Die Eingangsbereiche 92', 92" der Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 94', 94" des dritten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 94 bilden zusammen dessen dritten Eingangsbereich 92, der mit dem ersten Ausgangsbereich 72 und im darge-
stellten Beispiel auch der Turbinenradschale 30 des Turbinenrads 28 verbunden ist. Die Ausgangsbereiche 96', 96" der Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 94', 94" bilden wieder zusammen den dritten Ausgangsbereich 96 des dritten Torsions- schwingungsdämpferbereichs 94. Dieser dritte Ausgangsbereich 96 ist verbunden mit dem zweiten Eingangsbereich 78 des zweiten Torsionsschwingungsdämpferbe- reichs 66, wobei dieser zweite Eigangsbereich 78 wieder die Eingangsbereiche 78', 78" der Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 66', 66" des zweiten Torsions- schwingungsdämpferbereichs 66 umfasst.
Auch bei dieser Ausgestaltungsvariante wird eine sehr kompakte Bauweise erhalten, bei welcher insbesondere dann, wenn ein Drehmoment über die Turbinenradschale 30 zu übertragen ist, durch die serielle Wirksamkeit zweier Torsionsschwin- gungsdämpferbereiche einerseits und dabei die parallele Wirksamkeit von jeweils zwei Torsionsschwingungsdämpfereinheiten andererseits für einen großen Dreh- momentenbereich eine hervorragende Entkopplungsgüte erzielt werden kann.
In Fig. 13 ist eine weitere Qualitätssteigerung bei der Entkopplungsgüte dadurch erzielt, dass nunmehr auch der erste Torsionsschwingungsdämpferbereich 64 mit zwei Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 64', 64" ausgebildet ist, die, ähnlich wie die Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 94', 94" und 66', 66", axial nebeneinander liegend angeordnet sind. Der erste Eingangsbereich 68 umfasst dabei die Eingangsbereiche 68', 68" der Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 64', 64". Der erste Ausgangsbereich 72, welcher hier auch mit dem dritten Eingangsbereich 92 verbunden ist, umfasst die beiden Ausgangsbereiche 72' und 72" der Torsions- schwingungsdämpfereinheiten 64', 64". Ansonsten entspricht insbesondere hinsichtlich der Ausgestaltungsart der Torsionsschwingungsdämpferbereiche 94 und 66 diese Ausgestaltunsform dem vorangehend mit Bezug auf die Fig. 12 beschriebenen. Da hier neben den Dämpferfedereinheiten 98', 98" des dritten Torsi- onsschwingungsdämpferbereichs 94 und 84', 84" des zweiten Torsions- schwingungsdämpferbereichs 66 auch die parallel zueinander wirksamen Dämpferfedereinheiten 76', 76" des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 64 bzw. von dessen Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 64', 64" zur Drehmomentüber-
tragung genutzt werden können, ist der in Fig. 13 gezeigte Drehmomentwandler 10 insbesondere für sehr große zu übertragende Drehmomente bzw. Drehmomentschwankungen geeignet.
Die Fig. 14 zeigt eine Ausgestaltungsvariante, bei welcher der erste Torsi- onsschwingungsdämpferbereich 64 mit zwei Torsionsschwingungsdämp- fereinheiten 64', 64" ausgebildet ist, von welchen die Torsionsschwingungs- dämpfereinheit 64" im Ringraum 100 angeordnet ist. Die Turbinenradschale 30 ist z.B. mit ihren Turbinenradschaufeln 32 an den ersten Ausgangsbereich 72 ange- bunden, mit welchem auch der zweite Eingangsbereich 78 des hier nur eine Einheit umfassenden zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 verbunden ist. Hier sind also die beiden Ausgangsbereiche 72' und 72" des ersten Torsions- schwingungsdämpferbereichs 34 über die Turbinenradschale 30 miteinander verbunden. Der Eingangsbereich 68" der im Ringraum 100 angeordneten Torsions- schwingungsdämpfereinheit 64" ist über ein den spaltartigen Zwischenraum zwischen dem Pumpenrad 23 und dem Turbinenrad 28 durchgreifendes Element mit dem Eingangsbereich 68 der Torsionsschwingungsdämpfereinheit 64' verbunden. Auch dieses Verbindungselement kann mit mehreren vergleichsweise dünnen Stegen ausgebildet sein, um die Fluidzirkulation zwischen dem Pumpenrad 23 und dem Turbinenrad 28 so wenig als möglich zu beeinträchtigen, wie dies bei allen Varianten mit im Ringraum 100 angeordnetem Torsionsschwingungsdämpfer vorgesehen sein kann.
In Fig. 15 ist eine Ausgestaltungsvariante gezeigt, bei welcher die beiden im Wand- lergehäuse 12 angeordneten Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 66 grundsätzlich wieder radial zueinander gestaffelt angeordnet sind und jeweils zwei axial nebeneinander liegende Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 64', 64" bzw. 66', 66" umfassen. Die Turbinenradschale 30 ist an den ersten Eingangsbereich 68 angebunden, so dass auch im Drehmomentwandlungszustand beide Torsions- schwingungsdämpferbereiche 64, 66 wirksam sind. Um hier die Schwingungsverhältnisse vorteilhaft zu beeinflussen, können verschiedene beispielsweise ringartig ausgebildete Masseteile 1 10, 1 12 bzw. 1 14 vorgesehen sein. Das Masseteil 1 10 ist
an der Turbinenradschale 30 bzw. dem ersten Eingangsbereich 68 vorgesehen, während das Masseteil 1 12 am zweiten Eingangsbereich 78 bzw. ersten Ausgangsbereich 72, also schwingungstechnisch zwischen den Dämpferfedereinheiten 76', 76" des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs und 84', 84" des zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 vorgesehen ist. Die Zusatzmasse 1 14 kann beispielsweise als Anlasserzahnkranz ausgebildet sein und außen am Gehäuse 12 oder einer diesem vorgeschalteten Baugruppe vorgesehen sein. Diese Baugruppe ist in der in Fig. 15 dargestellten Ausgestaltungsvariante als weiterer Torsionsschwingungsdämpfer 1 16 ausgebildet, dessen beispielsweise zwei Deck- Scheibenelemente umfassender Eingangsbereich 1 18 an ein Antriebsorgan, also beispielsweise die Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine, angekoppelt ist, während sein beispielsweise als Deckscheibenelement ausgebildeter Ausgangsbereich 120 an das Gehäuse 12 angebunden ist. Auch hier dienen mehrere Dämpferfedereinheiten 126 zur Drehmomentübertragungskopplung zwischen dem Eingangsbereich 118 und dem Ausgangsbereich 120. Der Ausgangsbereich 120 kann dabei mit dem Gehäuse 12 beispielsweise durch eine Verzahnungsformation axial verschiebbar gekoppelt sein, wobei hier vorzugsweise eine Umfangsverspannung vorgesehen ist, um eine klapperfreie Verbindung zu realisieren. Die Montage in einem Antriebsstrang kann beispielsweise so erfolgen, dass zunächst der Torsionsschwingungs- dämpfer 1 16 an einer Kurbelwelle angebracht wird, während der Drehmomentwandler 10 an einem Getriebe bzw. dessen Eingangswelle vormontiert wird. Beim Zusammensetzen des Getriebes mit der Brennkraftmaschine wird dann die angesprochene Steckverbindung hergestellt.
Es sei darauf hingewiesen, dass selbstverständlich alternativ oder zusätzlich auch an anderen Bauteilen oder Baugruppen Zusatzmassen vorgesehen sein können. So kann beispielsweise die Masse des zweiten Ausgangsbereichs 22 ebenso erhöht werden.
Die in Fig. 15 gezeigte Ausgestaltungsvariante ist besonders deshalb vorteilhaft, da bereits vor Drehmomenteneinleitung in den Drehmomentwandler 10 Drehschwingungen, die insbesondere durch die Schwingungsanregung durch periodische
Zündvorgänge in einer Brennkraftmaschine erzeugt werden, durch den Torsions- schwingungsdämpfer 1 16 zumindest vorgefiltert werden können, so dass die am Drehmomentwandler 10 auftretende Belastung bereits deutlich reduziert ist. Von weiterem Vorteil ist bei dieser Ausgestaltungsform, dass die Überbrückungskupp- lungsanordnung 42 sehr weit radial außen, insbesondere radial außerhalb der beiden Torsionsschwingungsdämpferbereiche 64, 66 angeordnet werden kann. Da diese durch die jeweils parallel wirkenden Torsionsschwingungsdämpfereinheiten 64', 64", 66', 66" bereits ein großes Federvolumen aufweisen, können sie mit etwas reduzierter radialer Baugröße ausgebildet werden. Auf Grund dieser Möglichkeit, die radiale Baugröße zu verringern, rücken auch die Dämpferfedereinheiten 76', 76", 84', 84" weiter nach radial innen, so dass deren Fliehkraftbelastung und damit innerhalb der jeweiligen Torsionsdämpfereinheiten auftretende Reibkräfte vermindert werden können, was wiederum die Entkopplungsgüte steigert.
Es sei darauf hingewiesen, dass bei allen beschriebenen erfindungsgemäßen Ausgestaltungsvarianten ein derartiger zusätzlicher Torsionsschwingungsdämpfer 1 16 im Drehmomentenfluss vor dem Gehäuse 12 (bezogen auf den Schubzustand) angeordnet sein kann.
Die Fig. 16 zeigt in konstruktiver Ausführung einen Drehmomentwandler 10, der in weiten Bereichen dem vorangehend bereits mit Bezug auf die Fig. 1 beschriebenen Drehmomentwandler entspricht. Es ist daher hinsichtlich des grundsätzlichen Aufbaus auf die vorangehenden Ausführungen zu verweisen. Man erkennt jedoch hier, dass der radial innen liegende zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich 66 mit den beiden vorangehend auch bereits erläuterten Torsionsschwingungsdämpfer- einheiten 66' und 66" in axialer Staffelung ausgebildet ist. Der Eingangsbereich 78' der Torsionsschwingungsdämpfereinheit 66' umfasst ein ringartig ausgebildetes und die Funktionalität eines Zentralscheibenelements übernehmendes Bauteil 130, das radial innen durch Nietbolzen 132 mit den beiden Deckscheibenelementen 74, 77 und auch der Turbinenrdschale 30 fest verbunden ist. Dabei stellen die beiden Deckscheibenelemente 74, 77 in ihrem radial inneren Bereich den Eingangsbereich 78" der Torsionsschwingungsdämpfereinheit 66" bereit.
Ein weiteres beispielsweise ebenfalls als Blechformteil ausgebildetes Bauteil 132 umgreift die Dämpferfedereinheiten 84' U-förmig und ist radial innen mit der Turbinenradnabe 36 und dem Zentralscheibenelement 80 durch Nietbolzen 134 fest verbunden. Während das Bauteil 132 im Wesentlichen den Ausgangsbereich 82' der Torsionsschwingungsdämpfereinheit 66' bereitstellt, stellt das Zentralscheibenelement 80 im Wesentlichen den Ausgangsbereich 82" der Torsionsschwingungs- dämpfereinheit 66" bereit.
Man erkennt hier eine besonders effektive Ausnutzung des insgesamt zur Verfügung stehenden Bauraums, da einerseits der erste Torsionsschwin- gungsdämpferbereich 64 und die Torsionsschwingungsdämpfereinheit 66" des zweiten, radial inneren Torsionsschwingungsdämpferbereichs 66 direkt radial gestaffelt angeordnet sind und auf gleichem Axialniveau liegen. Die beiden Torsions- schwingungsdämpfereinheiten 66' und 66" liegen wieder axial unmittelbar einander benachbart und näherungsweise auf gleichem radialen Niveau. Unmittelbar radial außerhalb der Torsionsschwingungsdämpfereinheit 66' liegt die Überbrückungs- kupplungsanordnung 42 mit ihren Reibelementen 48, 50. Hier wird nicht nur eine besonders bauraumeffiziente Anordnung der Torsionsschwingungsdämpfereinheit 66' erreicht, sondern auf Grund von deren Anordnung vergleichsweise weit radial innen ist die Fliehkraftbelastung ebenfalls gering mit der Folge einer sehr guten Entkopplungsqualität.
Insofern, als im vorliegenden Text davon die Rede ist, dass die Turbinenradschale bzw. Turbinenradschaufeln an einen Eingangsbereich bzw. einen Ausgangsbereich angebunden sind, ist dies so zu verstehen, dass hier entweder eine direkte Verbindung z.B. durch Annieten, eine integrale Verbindung durch integrale Ausgestaltung in einem einzigen Bauteil oder aber auch eine mittelbare Verbindung unter Einsatz eines eine Verbindungswirkung herstellenden zusätzlichen Bauteils vorgesehen sein kann.
Die Fig. 17 zeigt in prinzipartiger Darstellung ein Antriebssystem 140 für ein Fahrzeug. Man erkennt eine Brennkraftmaschine 142, die über ihre Antriebswelle 144, also ihre Kurbelwelle, an eine hydrodynamische Kopplungseinrichtung 10, beispielsweise wie vorangehend beschrieben, angekoppelt ist. Der Abtrieb aus der hydrodynamischen Kopplungseinrichtung 10, also beispielsweise einem Drehmomentwandler, erfolgt über eine Getriebeeingangswelle 146 zu einem beispielsweise als automatisches Getriebe ausgebildeten Getriebe 148. Dessen Ausgangswelle 150 leitet das Drehmoment zu einem Differenzial 152 weiter. Das Differenzial 152 verteilt das zu übertragende Drehmoment über Radantriebswellen 154, 156 auf die beiden angetriebenen Räder 158, 160. Die verschiedenen Baugruppen, welche Drehmomente übertragen, insbesondere auch die hier als Wellen 144, 146, 150, 154 und 156 ausgebildeten Baugruppen, tragen auf Grund ihrer mehr oder weniger stark ausgeprägten Drehelastizität zum Entstehen von Schwingungen, vor allem Lastwechselschwingungen im niederen Frequenzbereich bei. Derartige Lastwech- selschwingungen machen sich in einem Fahrzeug durch ausgeprägte Längsbeschleunigungsschwankungen bemerkbar. Werden insbesondere die Radialantriebswellen 154, 156 jedoch zu drehsteif ausgelegt, entstehen Geräuschprobleme, da vor allem hochfrequente Schwingungen, die nicht ausreichend in einem Torsi- onsschwingungsdämpfer herausgefiltert werden können, auf die Aufhängung bzw. Karosserie übertragen werden. Dies führt zu einem im Fahrzeuginnenraum wahrnehmbaren Brummen.
Um diesen Problemen entgegenzutreten, ist gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung vorgesehen, die Radantriebswellen 154, 156 mit definierter Torsionssteifigkeit auszubilden, bei welcher sich gezeigt hat, dass hinsichtlich des Vermeidens von Lastwechselschwingungen einerseits und hinsichtlich des Vermei- dens einer Übertragung hochfrequenter Schwingungen auf die Karosserie andererseits ein guter Kompromiss erzielt werden kann. Insbesondere wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, dass eine Gesamtsteifigkeit G, welche durch die beiden Rad- anthebswellen 154, 156 bereitgestellt wird, die Bedingung erfüllt:
G = A x z [Nm/°],
wobei
A = eine Zahl im Bereich von 30 bis 70, vorzugsweise 40 bis 50, ist z = die Anzahl der Zylinder der Brennkraftmaschine 142 ist.
Bei Auslegung der Steifigkeit in diesem Bereich wird unter Berücksichtigung der Zylinderzahl der Brennkraftmaschine 142 und somit der Anregungsfrequenz vor allem hochfrequenter Schwingungen sowohl das Auftreten von Lastwechsel- Schwingungen, als auch das Übertragen hochfrequenter Geräusche in die Karosserie weitestgehend vermieden.
Es sei darauf hingewiesen, dass selbstverständlich bei einem erfindungsgemäß aufgebauten Antriebssystem bzw. einer erfindungsgemäßen hydrodynamischen Kopplungseinrichtung die vorangehend beschriebenen Aspekte beliebig kombiniert werden können. So können selbstverständlich auch bei vier in Serie geschalteten Torsionsschwingungsdämpferbereichen einer oder mehrere davon mit zwei oder mehr parallel wirkenden Torsionsschwingungsdämpfereinheiten ausgebildet sein. Unabhängig davon, wie viele Torsionsschwingungsdämpferbereiche bzw. Torsi- onsschwingungsdämpfereinheiten bei den einzelnen Bereichen vorgesehen sind, können diese, den Prinzipien der Fig. 3 folgend mit Dämpferfedereinheiten mit mehreren seriell geschalteten Dämpferfedern ausgebildet sein.
Nachfolgend werden mit Bezug auf die Fig. 18 bis 29 verschiedene Möglichkeiten erläutert, mit welchen insbesondere im Bereich des ersten Torsions- schwingungsdämpferbereichs 64, also des radial äußeren Torsionsschwin- gungsdämpferbereichs, dessen Dämpferfedereinheiten im Rotationsbetrieb vergleichsweise starken Fliehkrafteinflüssen ausgesetzt sind, dafür gesorgt werden kann, dass diese Fliehkrafteinflüsse nicht eine übermäßig starke und die Entkopp- lungsgüte beeinträchtigende Wechselwirkung zwischen den ersten Dämpferfedereinheiten 76 und einer diese nach radial außen stützenden Abschlussfläche erzeugen. Bei dem in Fig. 1 dargestellten Ausgestaltungsbeispiel wird eine derarti-
ge Abschlussfläche 860 bereitgestellt durch einen die ersten Dämpferfedereinheiten 76 radial außen und axial zumindest teilweise übergreifenden radial äußeren Bereich des Deckscheibenelements 77, also des ersten Ausgangsbereichs 72 des ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 64. Es sei hier darauf hingewiesen, dass selbstverständlich eine derartige Abschlussfläche 860 auch bereitgestellt werden könnte durch das andere Deckscheibenelement 74 bzw. durch beide einander gegenläufig radial außen und in axialer Richtung teilweise um die ersten Dämpferfedereinheiten 76 erstreckende Deckscheibenelemente 74, 77.
Man erkennt in der Fig. 18 den radial äußeren, ersten Torsionsschwingungs- dämpferbereich 64 bzw. eine Dämpferfedereinheit 76 desselben, die im dargestellten Beispiel eine Schraubendruckfeder 880 umfasst. Dieser sind an den beiden Deckscheibenelementen 74, 77 nicht erkennbare Umfangsabstützbereiche 1180 zugeordnet, die durch in Fig. 1 mit Strichlinie beim Deckscheibenelement 77 angedeutete Einformungen bereitgestellt sein können. Das Zentralscheibenele- ment 70 weist in Zuordnung zu diesen Umfangsabstützbereichen nach radial außen greifende Abstützarme 900 auf, und zwischen jeweils zwei derartigen Abstützarmen 900 ist eine erste Dämpferfedereinheit 76 unter Vorspannung gehalten. Der Umfangsabstand der Abstützarme 900 entspricht vorzugsweise dem Umfangsab- stand der an den beiden Deckscheibenelementen 74, 77 vorgesehenen Umfangsabstützbereiche, so dass unabhängig von der Relativdrehrichtung des ersten Eingangsbereichs 68 bezüglich des ersten Ausgangsbereichs 72 die ersten Dämpferfedereinheiten 76 auch bei bereits kleinsten Auslenkungen wirksam werden können.
An den Abstützarmen 900 sind in die Umfangsendbereiche 920, 940 einer jeweiligen ersten Dämpferfedereinheit 76, hier also der Schraubendruckfeder 880, eingreifende Radialhaltevorsprünge 960 ausgebildet. Diese sind auf den Innendurchmesser der Schraubendruckfeder 960 so abgestimmt, dass bei in einen jeweiligen Endbereich 920, 940 eingreifendem Radialhaltevorsprung 960 der radial innere Windungsbereich am jeweiligen Umfangsende 920, 940 nach radial außen an dem jeweiligen Radialhaltevorsprung 960 anliegt und mithin in diesem Um-
fangsendbereich 920 bzw. 940 die erste Dämpferfedereinheit 76 sich nicht weiter nach radial außen verlagern kann. Auf diese Art und Weise wird dafür gesorgt, dass in einem mit einem jeweiligen Abstützarm 900 zusammenwirkenden Endbereich 920 bzw. 940 die ersten Dämpferfedereinheiten 76 auch bei Fliehkraftbelas- tung sich nicht oder nur mit durch die Radiallage des jeweiligen Radialhaltevor- sprungs 960 definiertem Ausmaß gegen die Abschlussfläche 860 anlegen können. Dies bedeutet, dass bei Relativdrehung zwischen dem ersten Eingangsbereich 68 und dem ersten Ausgangsbereich 72 derjenige Umfangsendbereich 900 oder 920, welcher in Umfangshchtung an einem Abstützarm 900 abgestützt ist und sich somit bezüglich der Abschlussfläche 860 in Umfangsrichtung bewegen wird, nicht durch übermäßig starke Reibwechselwirkung bezüglich dieser Abschlussfläche 860 der Relativdrehung entgegenwirkt.
Um bei Lastwechseln das Herstellen der Radialabstützwirkung zwischen den jeweiligen Umfangsendbereichen 920, 940 und den Abstützarmen 900 bzw. den Radial- abstützvorsprüngen 960 herzustellen, können diese mit Einführschrägen ausgebildet sein. In dem zwischen den Umfangsendbereichen 920, 940 liegenden Mittenbereich 980 legt sich die Schraubendruckfeder 880 einer jeweiligen ersten Dämpferfedereinheit 76 nach radial außen gegen die Abschlussfläche 860 an.
Eine alternative Ausgestaltungsvariante hierzu ist in Fig. 19 gezeigt. Man erkennt wieder die ersten Dämpferfedereinheiten 76, jede umfassend eine Schraubendruckfeder 880. Diese ist in ihren Umfangsendbereichen 920, 940 nicht mehr unmittelbar an den Abstützarmen 900 abgestützt. Vielmehr sind tellerartige Abstütz- elemente 1000 vorgesehen. Diese greifen mit einem hier im Wesentlichen zylindrisch ausgebildeten Radialabstützvorsprung 960 in den jeweiligen Umfangsendbereich 920, 940 ein und weisen einen Radialsicherungsvorsprung 1020 auf, der in eine entsprechende Aussparung 1040 an einem jeweils zugeordneten Abstützarm 900 eingreift und somit bezüglich diesem in radialer Richtung formschlüssig gehal- ten ist. Auf diese Art und Weise wird zusätzlich eine verbesserte Umfangsabstütz- wirkung für die Schraubendruckfedern 880 in ihren Umfangsendbereichen 920, 940 sichergestellt.
In Fig. 20 ist eine Variante gezeigt, bei welcher die ersten Dämpfedereinheiten 76 in ihren Umfangsendbereichen 920 bzw. 940 wieder durch an den Abstützarmen 900 vorgesehene Radialabstützvorsprünge 960 gegen Bewegung nach radial au- ßen gesichert sind. Zusätzlich erkennt man, dass die ersten Dämpferfedereinheiten 76 bzw. die Schraubendruckfedern 880 derselben so gekrümmt bzw. vorgekrümmt sein können, dass sie sich bei fehlender Fliehkraftbelastung bzw. auch fehlender Umfangsbelastung zumindest in bzw. nahe den Umfangsendbereichen 920, 940 mit Abstand zur Abschlussfläche 860 erstrecken. Die Reibwechselwirkung mit der Abschlussfläche 860 kann weiter dadurch noch gemindert werden, dass an dem Deckscheibenelement 70 ein beispielsweise aus Kunststoffmaterial, also einem Material mit bezüglich der allgemein aus Metall aufgebauten Federn geringem Reibkoeffizienten, ausgebildetes Einlageteil 1060 vorgesehen ist, welches dann an seiner Innenumfangsfläche die Abschlussfläche 860 bereitstellt, gegen welche die Dämpeferfedereinheit 76 in ihrem Umgangsmittenbereich 980 sich anlegt.
Man erkennt in Fig. 20 weiter, dass in der Schraubendruckfeder 880 eine weitere Schraubendruckfeder 1080 angeordnet ist, die hier mit kürzerer Umfangserstreckung als die Schraubendruckfeder 880 ausgebildet ist. Hier kann also eine im Belastungsfall gestaffelte Wirksamkeit der ersten Dämpferfedereinheiten 76 dadurch erreicht werden, dass zunächst die in Umfangshchtung längere und radial äußere Schraubendruckfeder 880 komprimiert wird und erst bei Erreichen eines bestimmten Kompressionsgrades dann auch die Schraubendruckfeder 1080 wirksam wird. Auch das dadurch eingeführte vergrößerte Gesamtfedervolumen erhöht die Entkopplungsqualität des radial äußeren ersten Torsionsschwingungs- dämpferbereichs 64.
In Fig. 21 ist eine Ausgestaltungsvariante gezeigt, bei welcher die ersten Dämpferfedereinheiten 76 mit beispielsweise zwei in Umfangsrichtung aufeinander folgen- den Schraubendruckfedern 880 ausgebildet sind. Selbstverständlich könnten in diesen auch die in Fig. 20 gezeigten Schraubendruckfedern 1080 angeordnet sein. Man erkennt zunächst, dass auch hier in dem Umfangsendbereich 920 bzw. dem
nicht dargestellten Umfangsendbereich 940 einer jeweiligen Dämpferfedereinheit 76 die Abstützung bezüglich der Abstützarme 900 über Abstützelemente 1000 erfolgt, die in radialer Richtung formschlüssig mit den Abstützarmen 900 eingreifen. An jedem Abstützelement 1000 ist wieder ein Radialabstützvorsprung 960 vorge- sehen, welcher in einem jeweiligen Umfangsendbereich 920 bzw. 940 den radial innen liegenden Windungsbereich der Federn 880 gegen Bewegung nach radial außen stützt. Zusätzlich erkennt man, dass der Windungsdurchmesser der Federn 880 an einem jeweiligen Umfangsendbereich (hier 920) gezeigt, kleiner ist, als der Windungsdurchmesser der Federn 880 in einem von dem Umfangsendbereich wei- ter entfernt liegenden Bereich 1 100. Im dargestellten Ausgestaltungsbeispiel ist die Ausgestaltung der Federn 880 so, dass die Längsmittenachse am Umfangsendbereich 920 bezüglich der Längsmittenachse am Bereich 1 100 nach radial innen verschoben ist, die inneren Windungsbereiche am Umfangsendbereich 920 also näherungsweise auf gleichem radialen Niveau liegen, wie am Bereich 1 100, während die äußeren Windungsbereiche nach innen versetzt liegen. Auch dies führt zu einem vergrößerten Abstand zu der hier nicht gezeigten Abschlussfläche 860 und verhindert oder mindert zumindest die Reibwechselwirkung mit der Abschlussfläche 860.
Wie die Fig. 21 dies zeigt, kann zusätzlich zu dieser Durchmesserverringerung der Schraubendruckfeder 880 am Abstützelement 1000 ein diese radial außen übergreifender Radialhalteabschnitt 1 120 vorgesehen sein. Dieser kann hier in besonders vorteilhafter Weise deshalb vorgesehen sein, da die Schraubendruckfeder 880 bzw. die erste Dämpferfedereinheit 76 in ihrem Umfangsendbereich 920 eine radialen Platz für den Radialhalteabschnitt 1 120 schaffende Durchmesserverringerung aufweist. Dieser Radialhalteabschnitt 1 120 sorgt zusätzlich dafür, dass vor allem auch bei vergleichsweise starken Fliehkraftbelastungen die erste Dämpferfedereinheit 76 in einem jeweiligen Umfangsendbereich 920 bzw. 940 nicht in Reibwechselwirkung mit der Abschlussfläche 860 kommen kann.
Zwischen den beiden Schraubendruckfedern 880 der ersten Dämpferfedereinheit 76 ist ein Abstützelement 1 140 erkennbar, an welchem die im Um-
fangsmittenbereich der Dämpfedereinheit 76 liegenden Enden der Schraubendruckfeder 880 bezüglich einander abgestützt sind und die Dämpferfedereinheit 76 nach radial außen bezüglich der Abschlussfläche 860 geführt ist. Auch in diesen Endbereichen können die Schraubendruckfedern 880 eine Verringerung des Au- ßendurchmessers aufweisen, vorzugsweise in einer Art, wie sie auch in dem Umfangsendbereich 920 gezeigt ist. Ferner können an dem Abstützelement 1 14O e- benfalls für die beiden Schraubendruckfedern 880 Radialabstützvorsprünge 1 160 vorgesehen sein, die eine identische Funktionalität aufweisen, wie die im Bereich der Umfangsenden 920, 940 wirksamen Radialabstützvorsprünge 960.
Bei der in Fig. 22 gezeigten Variante weisen die Abstützarme 900 wiederum die Radialabstützvorsprünge 960 auf. Hier ist ein Beispiel dargestellt, bei welchem in dem hier gezeigten drehmomentenfreien Zustand ein Umfangsendbereich 920 der ersten Dämpferfedereinheit 76 in Abstand zum Abstützarm 900 liegt und sich ledig- lieh an Umfangsabstützbereichen 1 180 der Deckscheibenelemente 74, 77 abstützt. Hier ist also ein gewisser Relativdrehwinkel vorgesehen, in welchem die ersten Dämpferfedereinheiten 76 nicht wirksam sind.
Weiter erkennt man, dass die Abschlussfläche 860, die im größten Bereich ihrer Umfangserstreckung eine bezüglich der Drehachse A kreisrunde Oberfläche bereitstellt, eine nach radial außen gerichtete Ausbauchung 1200 aufweist, und zwar ausgehend vom Umfangsabstützbereich 1 180, an welchem der Umfangsendbereich 920 im drehmomentenfreien Zustand abgestützt ist. Tritt eine Relativdrehung auf, welche dazu führt, dass der in Fig. 22 erkennbare Abstützarm 900 sich auf den Umfangsendbereich 920 der ersten Dämpferfedereinheit 76 bzw. der Schraubendruckfeder 880 zu bewegt und diese zur Bewegung in Umfangshchtung mitnimmt, so ist auf Grund der Ausbauchung 1200 eine Reibwechselwirkung zwischen der Schraubendruckfeder 880 und der Abschlussfläche 860 im Umfangsendbereich 920 nicht möglich. Dies wird dadurch noch unterstützt, dass auch hier der Abstütz- arm 900 den Radialabstützvorsprung 960 aufweist.
Die Fig. 23 zeigt eine Ausgestaltungsform, bei welcher die ersten Dämpferfedereinheiten 76 wieder eine Mehrzahl von in Umfangshchtung aufeinander folgenden Schraubendruckfedern 880 aufweisen, die in ihren einander zugewandten Umfangsenden über Abstützelemente 1 140 in Umfangsrichtung aneinander und nach radial außen bezüglich der Abschlussfläche 860 abgestützt sind. Beispielsweise kann hier die Ausgestaltung so sein, dass insgesamt zwei erste Dämpferfedereinheiten 760 vorgesehen sind, die in Umfangsrichtung aufeinander folgend jeweils vier Schraubendruckfedern 880 und mithin drei Abstützelemente 1 140 umfassen. An den Umfangsendbereichen, von welchen hier wieder der Endbereich 920 erkennbar ist, sind die ersten Dämpferfedereinheiten 76 wieder über Abstützelemente 1000 bezüglich der Abstützarme 900 und selbstverständlich auch bezüglich entsprechender Abstützbereiche der beiden Deckscheibenelemente in Umfangsrichtung abgestützt, wobei hier auch wieder ein in radialer Richtung wirksamer Formschlusseingriff bestehen kann.
Man erkennt, dass in jeder Schraubendruckfeder 880 eine hier gleichlang wie diese ausgestaltete Schraubendruckfeder 1080 angeordnet ist. Innerhalb jeder dieser Schraubendruckfedern 1080 ist ein stangenartiges Radialabstützelement 1220 angeordnet, dessen Erstreckungslänge kürzer ist, als diejenige der jeweils zugeord- neten Schraubendruckfedern 880, 1080. Diese stangenartigen Radialabstützelemente 1220 erfüllen zwei Funktionen. Zum einen definieren sie die maximale Kompression der Schraubendruckfedern 880, 1080, indem sie bei Erreichen einer bestimmten Kompression in Anlage an jeweiligen Abstützelementen 1000 bzw. 1 140 kommen und mithin eine weitere Kompression nicht mehr zulassen. Auf Grund ih- rer Biegefestigkeit erfüllen sie weiterhin die Funktion, die Schraubendruckfedern 880 bzw. 1080 gegen Verformung nach radial außen zu stützen, insbesondere bei vergleichsweise großen Fliehkräften. Eine ungünstige Reibwechselwirkung bezüglich der Abschlussfläche 860 und auch bezüglich der Radialhalteabschnitte 1 120 an den Abstützelementen 1000 bzw. entsprechenden Radialhalteabschnitten 1240 an den Abstützelementen 1 140 kann somit vermieden werden.
Es sei darauf hingewiesen, dass die Funktionalität dieser hier stangenartig ausgebildeten Radialabstützelemente 1220 auch durch die inneren Schraubendruckfedern 1080 erfüllt werden kann. Dazu können diese beispielsweise mit einer Erstreckungslänge ausgebildet sein, die kürzer ist, als die Erstreckungslänge der Schraubendruckfedern 880, wie beispielsweise in Fig. 20 gezeigt, und können so ausgestaltet sein, dass sie eine vergleichsweise hohe Biegesteifigkeit aufweisen. Zusätzlich zu der dann gestuften Wirksamkeit der beispielsweise in den Schraubendruckfedern 880 schwimmend aufgenommenen Schraubendruckfedern 1080 stützen diese dann die Schraubendruckfedern 880 gegen unter Fliehkraftein- Wirkung auftretende Ausbauchungen nach radial außen.
Die Fig. 24 zeigt eine Ausgestaltungsvariante, bei welcher eine erste Dämpferfedereinheit 76 mehrere in Umfangshchtung aufeinander folgende Schraubendruckfedern 880 umfasst. Auch hier kann beispielsweise jede dieser Dämpferfe- dereinheiten 76 zwei, drei oder vier derartige Schraubendruckfedern 880 aufweisen. In ihren Umfangsendbereichen 920 bzw. dem hier nicht gezeigten Endbereich 940 sind die ersten Dämpferfedereinheiten 76 an den Abstützarmen 900 des Zent- ralscheibenelements 70 abgestützt, wobei hier eine Sicherung nach radial außen durch einen jeweiligen Radialabstützvorsprung 960 realisiert ist. Weiterhin sind die Schraubendruckfedern 880 so ausgebildet bzw. vorgeformt, dass sie im unbelasteten oder gering belasteten Zustand nach radial innen vorgekrümmt sind. Eine auftretende Fliehkraftbelastung führt insbesondere auch bei Kompression der Schraubendruckfedern 880 dann dazu, dass diese zunehmend sich einer linearen bzw. tangentialen Erstreckung annähern, sich jedoch nicht so weit nach radial außen verformen können, dass sie sich gegen die Abschlussfläche 860 anlegen.
Die zwischen einzelnen Schraubendruckfedern 880 wirksamen Abstützelemente 1140 weisen ebenfalls Radialabstützvorsprünge 1 160 auf und sind bei der hier gezeigten Ausgestaltungsvariante nicht radial an der Abschlussfläche 860 geführt bzw. abgestützt. Vielmehr sind die einander jeweils entsprechenden Abstützelemente 1 140 zweier oder mehrerer erster Dämpferfedereinheiten 76 über ein ringartiges Verbindungselement 1260 miteinander verbunden, das nicht nur die gemein-
same Umfangsbewegung einander entsprechender Abstützelemente 1 140 sicherstellt, sondern auch deren Radialabstützung übernimmt, ohne eine Reibwechselwirkung zur Abschlussfläche 860 zu erzeugen.
Es sei hier darauf hingewiesen, dass selbstverständlich bei einer derartigen Ausgestaltungsform auch weitergehende, die radiale Stützung oder Halterung der ersten Dämpferfedereinheiten 76 übernehmende Maßnahmen, wie beispielsweise die Radialhalteabschnitte oder die Radialabstützelemente, der vorangehend beschriebenen Ausgestaltungsformen vorgesehen sein können. Weiter sei hier darauf hin- gewiesen, dass bei dieser Ausgestaltungsform die Abschlussfläche 860 im Wesentlichen die Funktion eines geometrischen Abschlusses des ersten Torsions- schwingungsdämpferbereichs 64 bzw. der Torsionsdämpferanordnung 34 nach radial außen aufweist. Eine Führungs- bzw. Radialabstützfunktion beispielsweise auch für die zwischen einzelnen Schraubendruckfedern 880 wirkenden Abstütz- elemente 1 140 ist hier nicht vorgesehen. Insofern könnte bei einer derartigen Ausgestaltung die Torsionsdämpferanordnung 34 bzw. der radial äußere Torsions- schwingungsdämpferbereich 64 auch offen, also ohne derartige Abschlussfläche 860 bzw. entsprechend verlängerten Bereich des Deckscheibenelements 77 ausgebildet sein, wenngleich in diesem Falle zumindest dort, wo an den Deck- Scheibenelementen 74, 77 Umfangsabstützbereiche für die ersten Dämpferfedereinheiten 76 vorgesehen sind, dafür gesorgt sein muss, dass dort auch eine Halterung der ersten Dämpferfedereinheiten 76 gegen Bewegung nach radial außen sichergestellt ist, insbesondere dann wenn bei Relativdrehung zwischen dem ersten Eingangsbereich 68 und dem ersten Ausgangsbereich 72 eine Wechselwir- kung der ersten Dämpferfedereinheiten 76 in einem jeweiligen Umfangsendbereich 920 oder 940 nur mit den Deckscheibenelementen 74, 77 vorhanden ist. In diesem Falle könnte also im Sinne der vorliegenden Erfindung die Abschlussfläche in Um- fangshchtung bereitgestellt sein aus einer Mehrzahl diskreter Abschlussflächenbe- reiche dort, wo die Deckscheibenelemente 74, 76 die Umfangsabstützbereiche für die ersten Dämpferfedereinheiten 76 bereitstellen. Wenn dort durch andere Maßnahmen, beispielsweise durch Radialabstützvorsprünge, wie sie vorangehend bereits beschrieben wurden, für eine entsprechende radiale Sicherung auch an den
Deckscheibenelementen gesorgt ist, kann auf eine Abschlussfläche vollständig verzichtet werden, da die ersten Dämpferfedereinheiten dann sowohl am ersten Eingangsbereich 68, als auch am ersten Ausgangsbereich 72 als auch ggf. in Zwischenbereichen zwischen jeweiligen Umfangsendbereichen in radialer Richtung gestützt sind, ohne hierfür zusätzliche Maßnahmen, wie beispielsweise die Abschlussfläche zu benötigen.
Die Fig. 25 zeigt einen Umfangsbereich eines ersten Torsionsschwingungs- dämpferbereichs 64, in welchem die beiden Umfangsendbereiche 920, 940 zweier erster Dämpferfedereinheiten 76 bezüglich eines Abstützarms 900 des Deckscheibenelements 70 abgestützt sind und zwar über jeweilige Abstützelemente 1000. In Zuordnung zu diesen Abstützelementen 1000 weist der Abstützarm 900 in Um- fangshchtung sich erstreckende und zur Abschlussfläche 860 in radialem Abstand liegende Haltevorsprünge 1280 auf. Diese sichern die Abstützelemente 1000 mit den daran jeweils vorgesehenen Radialhalteabschnitten 1 120 und somit auch die Umfangsendbereiche 920, 940 gegen Verlagerung nach radial außen. Da bei derartiger Ausgestaltung der Abstützelemente 1000 die Umfangsendbereiche 920, 940 bereits durch die Radialhalteabschnitte 1 120 gegen Bewegung nach radial außen gesichert sind, ist es nicht unbedingt erforderlich, die vorangehend erläuterten Abstützabschnitte 960 vorzusehen.
Die Fig. 26 zeigt eine Ausgestaltungsvariante, bei welcher die ersten Dämpferfedereinheiten 76 in ihren Umfangsendbereichen, von welchen hier ein Umfangsendbereich 920 gezeigt ist, unmittelbar an Abstützarmen 900 abgestützt sind. Die Dämpferfedereinheiten 76 sind hier wieder mit den radial ineinander geschachtelten Schraubendruckfedern 880, 1080 ausgebildet, und in Zuordnung zu jeder dieser Schraubendruckfedern 880, 1080 ist ein eigenständig wirkender Radialab- stützvorsprung 960 bzw. 1300 vorgesehen. Der für die mit größerem Durchmesser ausgebildete Schraubendruckfeder 880 vorgesehene Radialabstützvorsprung 960 kann hier zylinderartig gebildet sein und somit das Umfangsende dieser Feder im Wesentlichen vollständig ausfüllen. Von diesem Abschnitt erstreckt sich dann der Radialabstützabschnitt 1300 noch weiter in die mit kleinerem Durchmesser ausge-
bildete und sich in Umfangsrichtung am Radialabstützvorsprung 960 abstützende Schraubendruckfeder 1080 hinein, wobei hier ein am radial inneren Windungsbereich angreifender nasenartiger Vorsprung vorgesehen ist. Auch hier könnte selbstverständlich ein entsprechender mit kleinerem Durchmesser ausgebildeter zylindrischer Vorsprung vorhanden sein.
Durch diese separate Halterung der Umfangsenden der beiden ineinander geschachtelten Schraubendruckfedern 880, 1080 wird vor allem unter Fliehkrafteinflüssen auch eine übermäßige reibmäßige Wechselwirkung zwischen die- sen Schraubendruckfedern 880, 1080 vermieden und somit die Entkopplungsqualität weiter verbessert.
Hier könnte beispielsweise vorgesehen sein, dass für die äußere Schraubendruckfeder 880 an Stelle des hier zugeordneten Radialabstützvorsprungs 960 am Abstützarm 900 oder einem daran möglicherweise sich abstützenden Abstützelement, wie es vorangehend bereits erläutert wurde, ein die Schraubendruckfeder 880 radial außen übergreifender Radialhalteabschnitt 1 120 vorgesehen ist, wie er beispielsweise in Fig. 25 erkennbar ist, so dass die äußere Schraubendruckfeder 880 von außen gehalten wird, während die innere Schraubendruckfeder von innen gehalten wird.
In Fig. 27 ist eine Ausgestaltungsvariante gezeigt, bei welcher die ersten Dämpferfedereinheiten 76 des radial äußeren ersten Torsionsschwingungsdämpferbereichs 64 beispielsweise eine einzige in Umfangsrichtung vergleichsweise langgestreckte Schraubendruckfeder 880 aufweisen. Diese kann an ihren Umfangsendbereichen, hier ist der Umfangsendbereich 940 erkennbar, über Abstützelemente 1000 in der vorangehend beschriebenen Art und Weise bezüglich der Abstützarme 900 abgestützt sein. Auf diese Art und Weise sind in den Umfangsendbereichen die Schraubendruckfedern 880 in radialem Abstand zur Abschlussfläche 860 gehalten. Auf Grund der langen Ausgestaltung der Schraubendruckfedern 880 werden diese sich jedoch zumindest dann, wenn Fliehkräfte auftreten, in von den Umfangsendbereichen 940 bzw. auch 920 weiter entfernt liegenden Bereichen 1 100 nach radial
außen gegen die Abschlussfläche 860 anlegen, was zu ungünstigen Reibwechselwirkungen führen kann. Um dies zu vermeiden, sind an die beispielsweise auch vorgekrümmt ausgebildeten Schraubendruckfedern 880 ein oder mehrere als Gleitelemente 1320 wirksame Abstützelemente 1 140 angeklipst. Diese mit bezüglich der Abschlussfläche 860 mit geringem Reibkoeffizienten, beispielsweise aus
Kunststoffmaterial, ausgebildeten Gleitelemente 1320 verhindern eine unmittelbare Reibwechselwirkung zwischen der Abschlussfläche 860 und den Schraubendruckfedern 880. Es sei darauf hingewiesen, dass diese Abstützelemente 1 140 auch so ausgebildet sein können, dass sie sich rollend entlang der Abschlussfläche 860 bewegen oder dass fliehkraftabhängig ein Umschalten zwischen einer Rollbewegung und einer Gleitbewegung stattfindet.
In Fig. 28 ist eine Ausgestaltungsvariante gezeigt, bei welcher der erste Tor- sionsschwingungsdämpferbereich 64 wieder zwei erste Dämpferfedereinheiten 76 aufweist, von welchen nur eine im Detail dargestellt ist. Die zwischen zwei Abstützarmen 900 jeweils angeordneten ersten Dämpferfedereinheiten 76 umfassen hier jeweils fünf in Umfangsrichtung aufeinander folgende Schraubendruckfedern 880 mit ggf. darin angeordneten Schraubendruckfedern 1080. Die in einer jeweiligen ersten Dämpferfedereinheit 76 in Umfangsrichtung mittig angeordnete Schrauben- druckfeder 880 bzw. darin liegende Schraubendruckfeder 1080 ist zwischen zwei Abstützelementen 1 140 angeordnet, die nach radial außen an der Abschlussfläche 860 abgestützt sind und sich entlang dieser gleitend oder/und rollend bewegen können. Zwischen den jeweils näher an den Umfangsendbereichen 920 bzw. 940 liegenden Schraubendruckfedern 880 bzw. 1080 ist jeweils ein Abstützelement 1140 vorgesehen, das zusammen mit einem weiteren Abstützelement 1 140 einer oder mehrerer weiterer erster Dämpferfedereinheiten 76 an einem ringartigen Verbindungselement 1260 festgelegt ist und durch dieses nach radial außen gestützt und somit in Abstand zur Abschlussfläche 860 gehalten ist.
Die Fig. 29 zeigt eine Ausgestaltungsform, bei welcher jede erste Dämpferfedereinheit 76 ebenfalls wieder fünf in Umfangsrichtung aufeinander folgende Schraubendruckfedern 880 umfasst, wobei diese, wie dies die Fig. 29 deutlich
zeigt, zueinander selbstverständlich auch unterschiedlich ausgestaltet sein können, so dass die serielle Schaltung all dieser Schraubendruckfedern 880 zusätzlich auch eine gestufte Wirksamkeit mit sich bringt. Die Abstützarme 900 des Zentralschei- benelements 70 sind beispielsweise so geformt, wie vorangehend bereits mit Be- zug auf die Fig. 25 beschrieben. Die jeweils in Umfangsrichtung mittig, also im Um- fangsmittenbereich 980 einer jeweiligen Dämpferfedereinheit 76 positionierte Schraubendruckfeder ist zwischen zwei Abstützelementen 1 140 gehalten, die sich reibend an der Abschlussfläche 860 entlang bewegen können. Die an den jeweiligen Umfangsendbereichen 920 und 940 aufeinander folgenden Schraubendruckfe- dem 880 sind aneinander über Abstützelemente 1 140 abgestützt, die bezüglich der Abschlussfläche 860 sich rollend bewegen können, wobei auch hier bei Erreichen einer bestimmten Grenzfliehkraft der Übergang in eine gleitende Bewegung erfolgen kann. Während hier die näher an den Umfangsendbereichen 920, 940 aufeinander folgenden Schraubendruckfedern 880 also so geführt und gehalten sind, dass sie überhaupt nicht in Reibwechelwirkung mit der Abschlussfläche 860 gelangen können, sind die in den Umfangsmittenbereichen 980 vorgesehenen Schraubendruckfedern 880 der ersten Dämpferfedereinheiten 76 so geführt bzw. gehalten, dass sie beispielsweise über ihre gesamte Umfangslänge in Anlage an der Abschlussfläche 860 sind. Zusätzlich können diese im Umfangsmittenbereich 980 angeordneten Schraubendruckfedern 880 vorgekrümmt sein.
Es sei abschließend darauf hingewiesen, dass selbstverständlich die verschiedenen vorangehend mit Bezug auf die Fig. 18 bis 29 beschriebenen Ausgestaltungsvarianten auch beliebig miteinander kombiniert werden können, wobei, wie dies vor allem die Fig. 29 deutlich zeigt, auch vorgesehen sein kann, dass innerhalb einer ersten Dämpferfedereinheit 64 verschiedene Maßnahmen zur Radialab- stützung einer jeweiligen Schraubendruckfeder bzw. zum Verhindern von deren Reibwechselwirkung mit der Abschlussfläche getroffen sind. Selbstverständlich kann auch vorgesehen sein, dass lediglich in Zuordnung zu einem der Um- fangsendbereiche einer oder mehrerer erster Dämpferfedereinheiten 76 Maßnahmen getroffen sind, die die Wechselwirkung mit der Abschlussfläche verhindern, während in einem anderen Umfangsendbereich derartige Maßnahmen nicht vorge-
sehen sind. Auf diese Art und Weise wird es möglich, einen ersten Torsions- schwingungsdämpferbereich vorzusehen, der abhängig von der Relativdrehrichtung zwischen dem ersten Eingangsbereich 68 und dem ersten Ausgangsbereich 72 unterschiedliche Dämpfungscharakteristiken aufweisen wird, da unterschiedli- che Reibwechselwirkungen der jeweiligen ersten Dämpferfedereinheiten mit der Abschlussfläche erzeugt werden.
Es wird ferner darauf hingewiesen, dass die vorangehend beschriebenen Maßnahmen zur Minderung oder zum Beseitigen der Reibwechselwirkung zusätzlich oder alternativ auch bei dem radial weiter innen liegenden zweiten Torsions- schwingungsdämpferbereich vorgesehen sein können. Insbesondere wird darauf hingewiesen, dass die mit Bezug auf die Fig. 18 bis 29 erläuterten Maßnahmen, mit welchen die die Entkopplungsgüte beeinträchtigende Reibwechselwirkung von Dämpferfedereinheiten mit diese insbesondere radial außen umgebenden Bauteilen vermieden bzw. gemindert werden können, beliebig kombiniert werden können mit jeder der vorangehend mit Bezug auf die Fig. 3 bis 17 erläuterten Ausgestaltungsvarianten, bei welcher eine Mehrzahl an Torsionsschwingungsdämpferberei- chen bzw. Torsionsschwingungsdämpfereinheiten vorhanden ist. Diese bedeutet, dass insbesondere dann, wenn einer der Torsionsschwingungsdämpferbereiche, vor allem der erste, radial äußerste Torsionsschwingungsdämpferbereich 64, mit zwei oder mehreren Torsionsschwingungsdämpfereinheiten ausgebildet ist, auch in jeder dieser Torsionsschwingungsdämpfereinheiten oder in nur einer oder einzelnen davon die bzw. verschiedene der vorangehend erläuterten Maßnahmen vorgesehen sein können.
Claims
1. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung, insbesondere Drehmomentwandler, umfassend ein Gehäuse (12) mit einem Pumpenrad (23), ein in einem Innenraum (26) des Gehäuses (12) angeordnetes Turbinenrad (28) und eine
Überbrückungskupplungsanordnung (42) mit einer ersten Reibflächenformation (44), die mit dem Ggehäuse (12) zur gemeinsamen Drehung um eine Drehachse (A) verbunden ist, einer zweiten Reibflächenformation (46), die mit dem Turbinenrad (28) zur gemeinsamen Drehung verbunden ist, und einem Kolbenelement (56), wobei die zweite
Reibflächenformation (46) über eine Torsionsdämpferanordnung (34) mit einer Turbinenradnabe (36) des Turbinenrads (28) gekoppelt ist, wobei die Torsionsdämpferanordnung (34) einen ersten
Torsionsschwingungsdämpferbereich (64) mit einem mit der zweiten Reibflächenformation (46) verbundenen ersten Eingangsbereich (68) und einem über eine Mehrzahl erster Dämpferfedereinheiten (76) mit dem ersten Eingangsbereich (68) gekoppelten ersten Ausgangsbereich (72) sowie einen zweiten Torsionsschwingungsdämpferbereich (66) mit einem mit dem ersten Ausgangsbereich (72) verbundenen zweiten Eingangsbereich (78) und einem über eine Mehrzahl zweiter Dämpferfedereinheiten (84) mit dem zweiten
Eingangsbereich (78) gekoppelten zweiten Ausgangsbereich (82) umfasst, wobei eine Baugruppe von erstem Eingangsbereich (68) und erstem Ausgangsbereich (72) eine die ersten Dämpferfedereinheiten (76) radial außen wenigstens bereichsweise umgebende Abschlussfläche (860) bereitstellt dadurch gekennzeichnet, dass der erste Ausgangsbereich (72) mit dem zweiten Eingangsbereich (78) über einen dritten Torsionsschwingungsdämpferbereich (94) verbunden ist, und dass wenigstens eine erste Dämpferfedereinheit (76) wenigstens teilweise bezüglich der Abschlussfläche (860) reibungsentkoppelt oder reibungsmindernd geführt ist.
2. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der dritte Torsionsschwingungsdämpfer- bereich (94) einen mit dem ersten Ausgangsbereich (72) verbundenen dritten
Eingangsbereich (92) und einen über eine Mehrzahl dritter Dämpferfedereinheiten (98) mit dem dritten Eingangsbereich (92) gekoppelten dritten Ausgangsbereich (96) aufweist.
3. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass eine Turbinenradschale (30) des Turbinenrads (28) mit dem dritten Eingangsbereich (92) verbunden ist.
4. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass eine Turbinenradschale (30) des Turbinenrads
(28) mit dem dritten Ausgangsbereich (96) verbunden ist.
5. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass eine Turbinenradschale (30) des Turbinenrads (28) mit dem ersten Ausgangsbereich (72) verbunden ist.
6. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass eine Turbinenradschale (30) des Turbinenrads (28) mit dem ersten Eingangsbereich (68) verbunden ist.
7. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 2 oder einem der Ansprüche 3 bis 6, sofern auf Anspruch 2 rückbezogen, dadurch gekennzeichnet, dass der dritte Ausgangsbereich (96) mit dem zweiten Eingangsbereich (78) verbunden ist.
8. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der dritte Ausgangsbereich (96) mit dem zweiten Eingangsbereich (78) über einen vierten Torsionsschwingungs- dämpferbereich (102) verbunden ist.
9. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der vierte Torsionsschwingungsdämp- ferbereich (102) einen mit dem dritten Ausgangsbereich (96) verbundenen vierten Eingangsbereich (104) und einen über eine Mehrzahl vierter Dämpferfedereinheiten (108) mit dem vierten Eingangsbereich (104) gekoppelten vierten Ausgangsbereich (106) umfasst.
10. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens ein Torsionsschwingungs- dämpferbereich (94; 102) in einem von dem Turbinenrad (28) und dem Pumpenrad (23) umgebenen Ringraum (100) angeordnet ist.
11. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass der dritte Torsionsschwingungsdämpfer- bereich (94) in dem Ringraum (100) angeordnet ist.
12. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 8 und Anspruch 1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der vierte Torsionsschwingungsdämp- ferbereich (108) in dem Ringraum (100) angeordnet ist.
13. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 12 oder dem Oberbegriff des Anspruchs 1 , dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens ein Torsionsschwingungs- dämpferbereich (64, 66, 94) wenigstens zwei Torsionsschwingungs- dämpfereinheiten (64', 64", 66', 66", 94', 94") aufweist, und dass wenigstens eine erste Dämpferfedereinheit (76) wenigstens teilweise bezüglich der Abschlussfläche (860) reibungsentkoppelt oder reibungsmindernd geführt ist.
14. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass die wenigstens zwei Torsionsschwin- gungsdämpfereinheiten (64', 64", 66', 66", 94', 94") eines Torsions- schwingungsdämpferbereichs (64, 66, 94) axial aufeinander folgend angeordnet sind.
15. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 13 oder 14, dadurch gekennzeichnet, dass jede Torsionsschwingungsdämpfereinheit (64', 64", 66', 66", 94', 94") eines Torsionsschwingungsdämpferbereichs (64, 66, 94) eine Mehrzahl von Dämpferfedereinheiten (76', 76", 84', 84", 98', 98") dieses Torsionsschwingungsdämpferbereichs (64, 66, 94) aufweist.
16. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 13 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass jede Torsionsschwingungsdämpfereinheit (64', 64", 66', 66", 94', 94") einen Eingangsbereich (68', 68", 78', 78", 92', 92") und einen Ausgangsbereich (72', 72", 82', 82", 96', 96") aufweist und dass die
Eingangsbereiche der Torsionsschwingungsdämpfereinheiten (64', 64", 66',
66", 94', 94") eines Torsionsschwingungsdämpferbereichs (64, 66, 94) im
Wesentlichen den Eingangsbereich (68, 78, 92) dieses Torsionsschwingungsdämpferbereichs (64, 66, 94) bilden und die
Ausgangsbereiche (72', 72", 82', 82", 96', 96") der
Torsionsschwingungsdämpfereinheiten (64', 64", 66', 66", 94', 94") eines
Torsionsschwingungsdämpferbereichs (64, 66, 94) im Wesentlichen den
Ausgangsbereich (72, 82, 96) dieses Torsionsschwingungsdämpferbereichs (64, 66, 94) bilden.
17. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 13 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens eine Torsionsschwingungs- dämpfereinheit (84") in einem von dem Turbinenrad (28) und dem
Pumpenrad (23) umgebenen Ringraum (100) angeordnet ist.
18. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 17 oder dem Oberbegriff von Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass bei wenigstens einem Torsionsschwin- gungsdämpferbereich (66) wenigstens eine Dämpferfedereinheit (84) eine Mehrzahl von in Umfangshchtung aufeinander folgenden und bezüglich einander abgestützten Dämpferfedern (86) umfasst, und dass wenigstens eine erste Dämpferfedereinheit (76) wenigstens teilweise bezüglich der Abschlussfläche (860) reibungsentkoppelt oder reibungsmindernd geführt ist.
19. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, dass die Dämpferfedern (86) über wenigstens ein Zwischenabstützelement (88, 90) bezüglich einander abgestützt sind.
20. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine Zwischenab- standselement (88, 90) ringartig ausgebildet ist.
21. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 18 bis 20, dadurch gekennzeichnet, dass der wenigstens eine Torsionsschwin- gungsdämpferbereich (66) der zweite Torsionsschwingungsdämpferbereich (66) ist.
22. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 21 , dadurch gekennzeichnet, dass im Drehmomentenfluss vor dem Gehäuse (12) ein Torsionsschwingungsdämpfer (1 16) vorgesehen ist, dessen Eingangsbereich (1 18) mit einem Antriebsorgan zur gemeinsamen Drehung um die Drehachse (A) zu koppeln ist und dessen Ausgangsbereich (120) mit dem Gehäuse (12) zur gemeinsamen Drehung um die Drehachse A zu koppeln ist.
23. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 22, dadurch gekennzeichnet, dass die andere Baugruppe von erstem Eingangsbereich (68) und erstem Ausgangsbereich (72) für wenigstens einen Umfangsendbereich (920, 940) wenigstens einer ersten Dämpferfedereinheit (76) einen Umfangsabstützbereich (900) aufweist in dessen Bereich die erste Dämfperfedereinheit (76) mit ihrem Umfangsendbereich (920, 940) in
Abstand zur Abschlussfläche (860) verläuft.
24. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 23, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Dämpferfedereinheit (76) durch den Umfangsabstützbereich (900) oder ein sich daran abstützendes
Abstützelement (1000) in radialem Abstand zur Abschlussfläche (860) gehalten ist.
25. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 23 oder 24, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Dämpferfedereinheit (76) in ihrem
Umfangsendbereich (920, 940) derart geformt ist, dass sie bei fehlender Fliehkraftbelastung in Abstand zur Abschlussfläche (860) verläuft.
26. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 23 bis 25, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Dämpferfedereinheit (76) in ihrem Umfangsendbereich (920, 940) eine geringere Außenabmessung aufweist, als in einem von dem Umfangsendbereich (920, 940) weiter entfernt liegenden Bereich (1 100).
27. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, dass eine Längsmittenachse der ersten Dämpferfedereinheit (76) in dem Umfangsendbereich (920, 940) bezüglich einer Längsmittenachse in dem vom Umfangsendbereich (920, 940) weiter entfernt liegenden Bereich (1 100) nach radial innen versetzt liegt.
28. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 23 bis 27, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Dämpferfedereinheit (76) in dem Umfangsendbereich (920, 940) radial außen durch einen bezüglich des Umfangsendbereichs (920, 940) radial festen Führungsabschnitt (1 120) übergriffen ist.
29. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 23 bis 28, dadurch gekennzeichnet, dass die Abschlussfläche (860) in einem dem Umfangsendbereich (920, 940) der ersten Dämpferfedereinheit (76) entsprechenden Umfangsbereich eine von einer Kreisbahn um die Drehachse (A) abweichende Ausformung (1200) nach radial außen aufweist.
30. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 29, dadurch gekennzeichnet, dass in wenigstens einer ersten Dämpferfedereinheit (76) wenigstens ein diese gegen Verformung nach radial außen stützendes Radialabstützelement (1220; 1080) angeordnet ist.
31. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 30, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine Radialabstützelement
(1220) stangenartig ausgebildet ist.
32. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 30 oder 31 , dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens ein Radialabstützelement (1080) als Schraubenfeder ausgebildet ist.
33. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 32, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens eine erste Dämpferfedereinheit (76) in einem im Wesentlichen unbelasteten Zustand ausgehend von einem Umfangsendbereich (920, 940) nach radial innen gekrümmt ist.
34. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 33, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens eine erste Dämpferfedereinheit (76) an wenigstens einem Zwischenbereich zwischen deren Umfangsendbereichen (920, 940) über ein Abstützelement (1 140) bezüglich der Abschlussfläche (860) radial abgestützt ist.
35. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 34, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens eine erste Dämpferfedereinheit (76) eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Dämpferfedern (880, 1080) umfasst.
36. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 34 und 35, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens zwei Dämpferfedern (880, 1080) über ein Abstützelement (1 140) in Umfangsrichtung bezüglich einander abgestützt sind.
37. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 34 bis 36, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens ein Abstützelement (1 140) durch Gleitbewegung bezüglich der Absschlussfläche (860) in Umfangsrichtung bewegbar ist.
38. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 34 bis 37, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens ein Abstützelement (1 140) durch Rollbewegung in Umfangsrichtung bezüglich der Abschlussfläche (860) bewegbar ist.
39. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach Anspruch 35 oder einem der Ansprüche 36 bis 38, sofern auf 35 rückbezogen, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens zwei Dämpferfedern (880, 1080) durch eine ringartige Radialabstützanordnung (1 140, 1260) ohne Kontakt zur Abschlussfläche (860) nach radial außen und in Umfangsrichtung bezüglich einander abgestützt sind.
40. Hydrodynamische Kopplungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 39, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens eine erste Dämpferfedereinheit (76) in einem Umfangsmittenbereich (980) nach radial außen an der
Abschlussfläche (860) anliegt.
41. Antriebssystem für ein Fahrzeug, umfassend eine Brennkraftmaschine (142) eine die Brennkraftmaschine (142) mit einem Getriebe (148) koppelnde hydrodynamische Kopplungseinrichtung (10), vorzugsweise nach einem oder mehreren der vorangehenden Ansprüche, eine das Getriebe (148) mit wenigstens zwei Antriebsrädern (158, 160) über jeweilige Antriebsradwellenanordnungen (154, 156) koppelnde Differentialanordnung (152), wobei für die Gesamtsteifigkeit G der Antriebsradwellenanordnungen (154, 156) gilt:
G = A x z [Nm/°], wobei
A = eine Zahl im Bereich von 30 bis 70, vorzugsweise 40 bis 50, ist, z = die Anzahl der Zylinder der Brennkraftmaschine (142) ist.
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