DE19905625A1 - Kraftübertragungseinrichtung - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine Kraftübertragungseinrichtung mit einer Flüssigkeitskupplung, wie eine Föttinger-Kupplung oder einen hydrodynamischen Drehmomentwandler, mit einem mit der Antriebswelle eines Antriebsaggregats verbundenen Gehäuse und einem damit verbundenen Pumpenrad, wobei das Gehäuse ein mit einem Abtriebsstrang der Einrichtung verbindbares Turbinenrad sowie gegebenenfalls wenigstens ein zwischen Pumpen- und Turbinenrad angeordnetes Leitrad aufnimmt, weiterhin mit einem im Kraftfluß zwischen der Antriebswelle und dem Abtriebsstrang wirkenden Dämpfungssystem. Das Dämpfungssystem dient der Dämpfung von Torsionsschwingungen.

Derartige Kraftübertragungseinrichtungen sind aus der DE-OS 42 13 341 bekannt.

Der vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, derartige Einrichtungen zu verbessern, insbesondere um deren Dämpfungswirkung an die spezifischen Eigenschaften des Antriebsaggregats und der anzutreibenden Einheit anzupassen. Bei Verwendung eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers mit Wandlerüberbrückungskupplung soll durch die Erfindung weiterhin die Möglichkeit einer besseren Übertragung eines hohen Drehmoments geschaffen werden. Außerdem soll die erfindungsgemäße Einrichtung in besonders einfacher und somit auch kostengünstiger Weise herstellbar sein. Insbesondere soll durch konstruktive Maßnahmen ein geringer Fertigungs- und Montageaufwand ermöglicht werden. Weiterhin soll der Verschleiß minimiert und die Lebensdauer verlängert werden.

Erfindungsgemäß wird dies bei Kraftübertragungseinrichtungen der eingangs genannten Art dadurch erreicht, daß das Dämpfungssystem aus mindestens einem, mindestens einen Kraftspeicher und gegebenenfalls mindestens eine Reibeinrichtung aufweisenden, außerhalb des Gehäuses angebrachten Dämpfer besteht, bei dem Kraftspeicher und Reibeinrichtung räumlich voneinander getrennt sind.

Gemäß eines weiteren erfinderischen Gedankens wird dies bei einer Einrichtung der eingangs genannten Art dadurch erzielt, daß die die räumliche Trennung bildende Kammer für die Kraftspeicher des außerhalb des Gehäuses angeordneten Dämpfers aus mindestens einem Trägerteil und einem mit einer Gehäuserückwand des Gehäuses verbundenen und/oder einen Formschluß bildenden Flansch besteht. Die Trägerteile stellen weiterhin eine zusätzliche Schwungmasse dar oder nehmen entsprechende, vorzugsweise in maximalem radialem Umfang angeordnete, zusätzliche Schwungmasseelemente auf und dienen gegebenenfalls der Befestigung zur Antriebsseite hin, wobei sie zur Antriebswelle mittels einer flexiblen Antriebsplatte direkt oder mittels anderer intermediärer Bauteile verbunden sind.

Die Anordnung der Kraftspeicher dieses außerhalb des äußeren Dämpfers, welche durch koaxial angeordnete und/oder ineinander geschachtelte Schraubenfedern gebildet sind, im radial äußersten Bereich der erfindungsgemäßen Kraftübertragungseinrichtung, erbringt den Vorteil, ein Maximum an Federkapazität und/oder Federvolumen zu verwenden. Bei einer gleichzeitig verhältnismäßig niedrigen Federrate der Kraftspeicher ermöglicht dies große Verdrehwinkel oder große Federwege. Beaufschlagt werden die Kraftspeicher einerseits durch die von mindestens einem Trägerteil gebildete Beaufschlagungseinrichtung, die auf der einen Seite des Kraftspeichers angreift und dem gehäusefesten Flansch, der auf der anderen Seite des Kraftspeichers angreift, so daß die Dämpfung zwischen Antriebswelle und Gehäuse oder Pumpenrad wirkt und somit Torsionsschwingungen entgegenwirkt.

Dazu sind die Kraftspeicher vorzugsweise aus gebogenen Druckfederelementen aus Metalldraht gebildet. Zur Vorbeugung einer übermäßigen Abnutzung am radial außenseitigen Teil der Kraftspeicher können Mittel zur Minderung des Verschleißes wie zum Beispiel zumindest eine Verschleißschutzschale angebracht sein.

Weiterhin kann die die Kraftspeicher enthaltende Kammer zwischen dem Trägerteil bzw. den Trägerteilen durch Dichtmittel abgedichtet sein.

Die die Kraftspeicher enthaltende Kammer kann ein von der Umgebung abweichendes flüssiges oder pastöses Medium beinhalten. Dieses Medium kann aus Verschleiß mindernden Fluiden wie Fett, Öl, ATF oder eine Mischung aus diesen sein und so hoch viskos sein, daß beispielsweise die vorgenannte Abdichtung zwischen Flansch und Trägerteilen bei einem Ausführungsbeispiel entfallen kann.

Wesentliche Vorteile dieser abgedichteten Kammer sind die minimierbare Mediumsmenge zur Schmierung der Kraftspeicher und vor allem die Trennung der Kammer von der Reibeinrichtung, so daß dennoch eine trocken laufende Reibeinrichtung realisiert werden kann.

Die räumliche Trennung von Federdämpfungssystem und Reibungsdämpfungssystem wird dadurch erreicht, daß das Federdämpfungssystem innerhalb einer Kammer aufgenommen ist, die durch eine Wandung begrenzt ist und das Reibungsdämpfungssystem außerhalb dieser Kammer angeordnet ist. Die räumliche Trennung erfolgt somit durch die Definition eines Raumes, der nach außen zumindest im wesentlichen durch eine Wandung abgegrenzt ist und die Anordnung von Teilen innerhalb dieses Raumes und außerhalb dieses Raumes.

Die Dichtmittel zur Abdichtung des Spalts zwischen Flansch und Trägerteil(en) können gegebenenfalls Dichtmembranen und/oder Dichtringe oder eine Kombination dieser untereinander sein. Das Material der Dichtelemente kann ein Kunststoff, Elastomer oder ein Metall oder auch ein Verbund einzelner dieser Werkstoffe sein. Weiterhin können die axialen Dichtflächen der Dichtmittel radial gewellt sein oder eine ähnliche bearbeitete Oberfläche aufweisen, was den Vorteil einer besseren Abdichtung durch Mehrfachdichtlippenwirkung erbringen kann. Vorteilhafterweise können diese Dichtmittel ggf. unter Verwendung einer abgestimmten Vorspannung einen Beitrag zur Reibeinrichtung des Dämpfersystems leisten. Außerdem können diese Dichtmittel ein durch Relativbewegungen zwischen Antriebsstrang und der Gehäuserückwand verursachtes Spiel zwischen Flansch und Trägerteil ausgleichen, was vorteilhaft bewirken kann, daß die Dämpferkonstruktion sich an den Dichtmitteln axial oder radial gegen die Gehäuserückwand abstützen kann. Ursache für diese Relativbewegungen ist überwiegend die flexible Ausgestaltung der Antriebsplatte. Zu diesem Zweck können die Dichtmittel elastische oder auch in Form von Elastomeren ausgebildet sein.

Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen beziehen sich auf die verdrehbare Lagerung des Dämpfers auf der Antriebsachse, wobei mindestens ein Trägerteil die verdrehbare Zentrierung bzw. Abstützung des äußeren Dämpfers auf der Antriebsachse übernimmt, wobei die Verdrehbarkeit über ein Wälzlager oder ein ähnliches Mittel, wie ein Gleitlager, zwischen Trägerteil und Antriebsachse realisiert wird. Eine weitere Ausgestaltungsform ist die verdrehbare Lagerung bzw. Abstützung mindestens des äußeren Dämpfers über ein Trägerteil auf einem dem Abtriebsstrang zugehörigen axial ausgerichteten Bauteil wie z. B. einem am Gehäuse angebrachtem oder aus diesem ausgeformtem, koaxialen Stumpf, der eine gehärtete Lagerbuchse tragen kann oder selbst gehärtet sein kann. Das Trägerteil wird zur Realisierung der Lagerungsfunktion radial nach innen verlängert oder ein mit dem Trägerteil kraftschlüssig verbundenes Lagerblech übernimmt die verdrehbare Zentrierung und Lagerung. Vorteil der Variante mit der abtriebsseitigen Lagerung ist die bessere Wirksamkeit der flexiblen Antriebsplatte durch Verlagerung der Zentrierungsfunktion auf die Abtriebsseite, so daß nur noch sie die Nahtstelle zwischen An- und Abtrieb bildet.

Vorteilhaft wirkt sich die Anbringung zumindest der Kraftspeicher des äußeren Dämpfers auf einer sich in axialer Richtung erstreckenden Umlaufsfläche der Gehäuserückwand außerhalb des Drehmomentwandlers aus. Bauraum sowohl in axialer als auch in radialer Richtung wird vor allem dann eingespart, wenn die Kraftspeichermittelpunkte des äußeren Dämpfers annähernd in gleicher axialer Position liegen wie die Kraftspeichermittelpunkte eines im Kraftfluß zwischen der Abtriebswelle und dem Turbinenrad wirkenden Turbinendämpfers. Ursache für den Gewinn von Bauraum ist die Begrenzung des Totvolumens, das sich aus einem nach dem Stand der Technik geformten Gehäuse bei gleichzeitiger annähernd torusförmiger Ausgestaltung des Turbinenrads ergibt. Zweckmäßigerweise kann die Umlaufsfläche so gestaltet sein, daß an ihr Befestigungs- und/oder Positionierhilfen angebracht sind. Dies können Anschlagkanten, Befestigungsbolzen oder dergleichen sein, um den Flansch oder andere Bauteile des äußeren Dämpfers anzubringen. Vorteilhaft ist auch, wenn aus der Gehäuserückwand direkt Teile der Reibsteuereinrichtung in Form des Außenzahnkranzes oder dazu äquivalente Mittel und Teile des Flansches geformt werden.

Vorteilhafterweise kann an ein trocken laufendes Reibungssystem ein weiteres, naß laufendes Reibungssystem parallel oder seriell zugeschaltet werden.

Zweckmäßigerweise besteht die Möglichkeit, daß die die Reibwirkung erzeugenden Reibelemente mit einer Steuereinrichtung angesteuert werden und/oder daß die Reibwirkung erst nach Aufbrauchen eines Freiwinkels ∝, mit ∝ < 3°, idealerweise ∝ < 2°, einsetzt. Die Reibsteuereinrichtung wird vorzugsweise so realisiert, daß sie über eine Verzahnung eines mit der Gehäuserückwand kraftschlüssig verbundenen Flansches mittels eines Außenzahnrings mit mindestens einem Zahn und mittels eines kraftschlüssig mit der Reibscheibe verbundenen Innenzahnrings mit mindestens einem Zahn wirksam ist. Der auf der Gehäuserückwand sitzenden Flansch, der für gewöhnlich den Außenzahnring bzw. zumindest eine Komponente der Verzahnung aufnimmt, kann so ausgestaltet sein, daß der Außenzahnkranz bzw. die eine Komponente der Verzahnung direkt in den Flansch eingearbeitet ist. Weiterhin können die die Verzahnung bildenden Komponenten so ausgestaltet sein, daß sich der Zahn bzw. die Zähne des Außenzahnkranzes radial bzw. axial erstrecken und der Innenzahnkranz bis auf ein einen optionalen Freiwinkel bestimmendes Zahnflankenspiel dazu formschlüssig ist.

Eine weitere vorteilhafte Ausgestaltung richtet sich ebenfalls auf Art und Form der Verzahnung derart, daß aus dem Flansch Fenster ausgespart sind, in die der sich axial erstreckende Zahn bzw. die sich axial erstreckenden Zähne eines die Reibelemente steuernden Zahnrads eingreifen. Diese Ausführung hat den Vorteil, daß gleichzeitig eine radiale Führung der Verzahnung gegeben ist. Weiterhin kann eine Steuereinrichtung so ausgestaltet werden, daß sie aus einem mit der Gehäuserückwand fest verbundenen Außenzahnkranz mit mindestens einem Zahn besteht und ein auf die Kraftspeicher wirkender Flansch mit einem Innenzahnkranz mit mindestens einem Zahn mit dem Außenzahnkranz eine Verzahnung bildet, wobei die Verzahnung ein Zahnflankenspiel in der Größe des Freiwinkels aufweisen kann.

So kann beispielsweise die Reibsteuerscheibe eine Reibscheibe enthalten, die die Reibung in annähernd gleichem radialen Umfang wie die Beaufschlagungseinrichtung zwischen dem Flansch und der flexiblen Antriebsplatte erzeugt oder bei kleineren radialen Umfängen zwischen einer dafür vorgesehen Lasche eines fest mit dem Trägerteil verbundenen Lagerblechs und dem Trägerteil selbst, wobei die Reibscheibe hier eine kraftschlüssige Verbindung zur Gehäuserückwand aufweist. Üblicherweise kann die Reibungskraft an einer axialen Seite der Reibscheibe über eine Tellerfeder gezielt festgelegt werden.

In einem weiteren Ausführungsbeispiel wird der erfinderische Gedanke dahingehend umgesetzt, daß eine Kraftübertragungseinrichtung mit einer Flüssigkeitskupplung wie einer Föttinger-Kupplung oder einem hydrodynamischen Drehmomentwandler mit wenigstens einem mit einer Antriebswelle des Antriebsaggregats verbindbaren Gehäuse mit einem damit verbundenen Pumpenrad, wobei das Gehäuse wenigstens ein mit einem Abtriebsstrang der Einrichtung verbindbares Turbinenrad sowie gegebenenfalls wenigstens ein zwischen Pumpen- und Turbinenrad angeordnetes Leitrad aufnimmt, weiterhin mit wenigstens einem im Kraftfluß zwischen Antriebswelle und Abtriebsstrang wirkenden Dämpfungssystem aufweist, wobei das Gehäuse eine Gehäuserückwand aufweist, die eine sich axial erstreckende Profilierung aufweist, die mit einem im Innern der Gehäuserückwand befindlichen, zum Ein- und Ausrücken einer Wandlerüberbrückungskupplung vorgesehenen, ebenfalls profilierten Kolben einen Formschluß bildet.

Dazu kann die Gehäuserückwand eine Ausformung mit einem derartigen Profil aufweisen, daß die Profilierung aus mindestens einer axial bezüglich einer gedachten Gehäuserückwandebene erhabenen und vertieften Ausformung besteht. Weiterhin kann die Ausformung so gestaltet werden, daß die Profilierung aus kreissegmentartigen, sich abwechselnden, bezüglich einer gedachten Gehäuserückwandebenen erhabenen und vertieften, umlaufenden Ausformungen besteht. Bei dazu formschlüssiger Ausformung des Kolbens der Wandlerüberbrückungskupplung wird die Drehmomentübertragung bei eingerückter Kupplung durch das Ineinandergreifen dieser beiden so ausgeformten Bauteile sichergestellt, so daß der Kolben, ohne ihn drehfest abtriebsseitig abzustützen, das für seine verbesserte Funktion erforderliche axiale Spiel weitestgehend ungestört ausüben kann.

Vorteilhaft ist diese Ausformung als eine einzige Nase auf einem der beiden Bauteile, die in eine Nut des dazu komplementären Bauteils eingreift.

Zweckmäßigerweise kann jedoch mit rotationssymmetrischen Anordnungen wie zum Beispiel kreissegmentartige, sich über den gesamten Bauteilumfang erstreckenden abwechselnde Erhöhungen und Vertiefungen eine bessere Laufruhe und unter Umständen eine einfachere Fertigung erzielt werden.

Zur Verminderung von Kontaktgeräuschen kann die erfindungsgemäße Kraftübertragungseinheit so ausgestaltet werden, daß die den Formschluß bildenden Stellen der Gehäuserückwand und/oder des Kolbens beschichtet werden. Die Beschichtung besteht vorzugsweise aus kontaktgeräuschdämpfenden Stoffen wie Polymeren oder Lacken. Weiterhin ist es möglich, den Kolben mit der Gehäuserückwand in geöffnetem Zustand der Wandlerüberbrückungskupplung mittels eines axial wirkenden Energiespeichers, wie beispielsweise einer Teller- oder Membranfeder, zu verspannen, so daß der Kolben mit der von dem Energiespeicher axial auf den Kolben wirkenden Kraft gegen die Gehäuserückwand gedrückt wird, wodurch sich ein Klappern zwischen den beiden Teilen verringern kann. Vorteilhafterweise wirkt der Energiespeicher im Bereich der Aufnahme des Kolbens an seinem Innenumfang auf einer mit der Gehäuserückwand verbundenen Nabe auf diesen ein und stützt sich dabei an einem in der Nabe vorgesehenen Sicherungsring axial ab.

Vorteilhaft ist eine Kraftübertragungseinrichtung, die so gedacht ist, daß die Gehäuserückwand mittels Kaltumformungstechniken hergestellt werden kann.

Ein weiterer erfinderischer Gedanke zur Ausgestaltung betrifft eine Kraftübertragungseinrichtung mit einer Flüssigkeitskupplung wie einer Föttinger- Kupplung oder einem hydrodynamischen Drehmomentwandler mit wenigstens einer, mit einem Antriebswelle des Antriebsaggregats verbindbaren Gehäuse mit einem damit verbundenen Pumpenrad, wobei das Gehäuse wenigstens ein mit einem Abtriebsstrang der Einrichtung verbindbares Turbinenrad sowie gegebenenfalls wenigstens ein zwischen Pumpen- und Turbinenrad angeordnetes Leitrad aufnimmt, weiterhin mit wenigstens einem im Kraftfluß zwischen der Antriebswelle und dem Abtriebsstrang wirkenden Dämpfungssystem, wobei eine Führungsschale zur Kraftspeicheraufnahme eines im Kraftfluß zwischen einem Kolben einer Wandlerüberbrückungskupplung und einem Turbinenrad befindlichen Turbinendämpfers vorgesehen ist, die eine Verbindung mit dem Turbinenrad aufweist und damit als turbinenseitige Beaufschlagungseinrichtung dient.

Hierzu wird dem außerhalb des Gehäuses angebrachten Dämpfer ein weiterer, im Kraftfluß zwischen Abtriebsstrang und Turbinenrad wirksamer Turbinendämpfer, zugeordnet. Der Turbinendämpfer besteht zumindest aus zwei zumindest einen Kraftspeicher enthaltenden Beaufschlagungseinrichtungen, wobei die eine drehfest auf dem Abtriebsstrang sitzt und die andere auf einer auch das Turbinenrad tragenden Nabe, wobei Beaufschlagungseinrichtung und Turbinenrad im Arbeitsbereich des Turbinendämpfers über einen Freiwinkel verdrehbar sind. Der ersten Beaufschlagungseinrichtung kann ein Kolben für die Wandlerüberbrückungskupplung zugeordnet sein, der im eingerückten Zustand die Beaufschlagungseinrichtung und das Gehäuse verbindet und somit den Drehmomentwandler bei gleichzeitiger Wirksamkeit des Turbinendämpfers überbrückt.

Erfindungsgemäß sind die Kraftspeicher wie beispielsweise vorzugsweise auf annähernd den Durchmesser der späteren Verwendung gebogene oder gerade Druckfedern in einer Führungsschale untergebracht, die die Führung der Kraftspeicher übernimmt und an der Turbinenaußenschale kraftschlüssig angebrachte angebracht ist. Die vorteilhafte Ausgestaltung der Befestigung dieser Führungsschale kennzeichnet sich dadurch, daß die kraftschlüssige Verbindung durch Verschweißung und/oder Vernietung zustande kommt. Vorteilhaft ist es weiterhin, wenn zwischen Kraftspeicher und Führungsschale mindestens eine Verschleißschutzschale angeordnet ist und/oder daß diese Verschleißschutzschale(n) an der Oberfläche oder durchgehärtet ist (sind). Die kann zu einem kostengünstigeren und einfacheren Aufbau der Kraftübertragungseinheit führten. Vorteilhaft ist die Anbringung der Führungsschale so derart, daß die Führungsschale bei radial kleineren oder radial größeren Durchmessern als der größten axialen Erstreckung des Turbinenrads angebracht wird. Aus Gründen der Materialersparnis und der hohen Fliehkräfte sind kleinere Radien vorteilhaft, die gleichzeitig Vorteile durch eine verminderte axiale Baulänge erbringen.

Für einen vorteilhaften größeren Durchmesser des Turbinendämpfers spricht der größere Umfang, wodurch die Verwendung von längeren Kraftspeichern ermöglicht wird, wenn eine Dämpfung energiereicherer Eigenformen nötig ist. Die genannten Ausführungsformen sind auch bei einer Variante, in der nur ein Dämpfungssystem im Kraftfluß zwischen Antriebs- und Abtriebsseite der Kraftübertragung liegt, vorteilhaft.

Ein weiterer Vorteil ist, daß die Führungsschale gleichzeitig als turbinenseitige Beaufschlagungseinrichtung zur Führung der Kraftspeicher dient, was zu einer Einsparung derselben und zu einer Vereinfachung der Anordnung führt. Dazu ist die Beaufschlagungseinrichtung für die Kraftspeicher von der Abtriebsseite her so eingerichtet, daß sie drehfest mit einer drehfest auf einem Abtriebsstrang sitzenden Nabe verbunden ist und für die Führung der Kraftspeicher auf beiden Seiten des Kraftspeichers eingreift. Ein mit dem Turbinenrad verschweißter oder vernieteter Flansch sitzt ebenfalls auf dieser Nabe und ist über eine Verzahnung mit Freiwinkel mit der Nabe kraftschlüssig verbunden, so daß sich daraus der Winkel der Wirksamkeit des Turbinendämpfers ergibt.

Nach einem die Vereinfachung des Aufbaus betreffenden erfinderischen Gedanken ist eine Kraftübertragungseinheit mit einer Flüssigkeitskupplung wie einer Föttinger-Kupplung oder einem hydrodynamischen Drehmomentwandler mit wenigstens einem, mit einer Antriebswelle des Antriebsaggregats verbindbaren Gehäuse mit einem damit verbundenen Pumpenrad vorgesehen, wobei das Gehäuse wenigstens ein mit einem Abtriebsstrang der Einrichtung verbindbares Turbinenrad sowie gegebenenfalls wenigstens ein zwischen Pumpen- und Turbinenrad angeordnetes Leitrad aufnimmt, weiterhin mit wenigstens einem im Kraftfluß zwischen der Antriebswelle und dem Abtriebsstrang wirkenden Dämpfungssystem, wobei an einem zwischen dem Abtriebsstrang und dem Turbinenrad wirkenden Turbinendämpfer eine Scheibe zur Sicherung von Haltebolzen, die gegeneinander verdrehbare Beaufschlagungseinrichtungen des Turbinendämpfers verbinden, mit einer Federeinrichtung so kombiniert wird, daß diese axiale Relativbewegungen zwischen dem Kolben der Wandlerüberbrückungskupplung und den Beaufschlagungseinrichtungen dämpft und/oder deren axiale Position zueinander festlegt. Die Ausgestaltung ist gegebenenfalls auch ohne den äußeren Dämpfer ausführbar und betrifft den Turbinendämpfer, dessen verdrehbar über Bolzen verbundenen kolben- und turbinenradseitigen Beaufschlagungseinrichtungen axial gegen das Ausreißen der Bolzen mit einer Sicherungsscheibe ausgestattet sind. Durch Kombination dieser Sicherungsscheibe mit einer Tellerfeder, die axiale Auslenkungen der Beaufschlagungseinrichtung gegen den Kolben der Wandlerüberbrückungskupplung, hervorgerufen durch dessen axiale Bewegungsfreiheit, dämpft bzw. festlegt und damit Klappergeräuschen durch Kontakt des Dämpfers mit dem Kolben vermeidet, kann eine einstückige Scheibe vorgeschlagen werden, die beide Funktionen erfüllt, wobei sich die Federeinrichtung dadurch auszeichnet, daß sie eine Tellerfederfunktion aufweist.

Außerdem kann die Federeinrichtung so ausgestaltet sein, daß die Tellerfederscheibe radial außerhalb der Sicherungsscheibe mittels Stegen angebracht ist.

Die Stege wiederum können selbst so ausgestaltet sein, daß sie eine Federrate aufweisen, wobei die Federrate der Stege axial wirksam sein kann.

Weiterhin sieht eine vorteilhafte Ausgestaltung eine mit einer Federeinrichtung verbundene Sicherungsscheibe vor, bei der die Stege durch aus dem Innenteil der Sicherungsscheibe bogenförmig ausgenommene Nut in Umfangsrichtung verlängert sind. Daraus resultiert eine bessere Optimierung von Federweg und Federrate und eine bessere Trennung der beiden Funktionen.

Die Erfindung wird anhand der Fig. 1-12 näher erläutert.

Dabei zeigt:

Fig. 1 und 2 einen Schnitt durch die erfindungsgemäße Einrichtung in Teilansicht,

Fig. 3 eine erfindungsgemäße Ausformung des Kolbens der Wandlerüberbrückungskupplung,

Fig. 4 einen Schnitt entlang den Linien A-A des Kolbens in Fig. 3,

Fig. 5 bis 8 Schnitte verschiedener Ausgestaltungen des äußeren Dämpfers,

Fig. 9 einen Schnitt durch eine Ausgestaltung der Kraftübertragungseinrichtung mit Turbinendämpfer,

Fig. 10 eine Detailzeichnung eines Turbinendämpfers in Draufsicht,

Fig. 11a, b, c, d verschiedene Schnitte durch die mit Pfeilen bezeichneten Linien des Turbinendämpfers in Fig. 10,

Fig. 12 eine erfindungsgemäße Sicherungsscheibe in Draufsicht.

Die in den Fig. 1 und 2 dargestellte Kraftübertragungseinrichtung 1 weist ein Gehäuse 2 auf, das Teil eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers 3 ist. Das Gehäuse 2 ist mit einer antriebsseitigen Gehäuserückwand 4, die über einen drehelastischen, außerhalb des Gehäuses angebrachten äußeren Dämpfer 5 im Kraftfluß über die flexible Antriebsplatte 6 mit der Antriebswelle 7, beispielsweise der Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine, in Verbindung steht, flüssigkeitsdicht und mittels der Verschweißung 2a verbunden.

Der äußere Dämpfer 5 dient dazu, über die Antriebswelle 7 vom Antriebsaggregat kommende Drehschwingungen zu dämpfen und umfaßt hierzu Kraftspeicher 8, die bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel der Fig. 1 durch zwei ineinander geschachtelte Schraubendruckfedern 9, 10 gebildet sind und die sich zumindest annähernd über den halben Umfang der Einrichtung 1 erstrecken. Die Schraubenfedern 9, 10 sind zumindest annäherungsweise auf den Einbaudurchmesser vorgekrümmt, wodurch die Montage erheblich erleichtert wird.

Bei einem weiteren Ausführungsbeispiel kann auch nur ein Kraftspeicher statt zwei ineinander geschachtelter koaxial angeordneter Kraftspeicher verwendet werden. Als Kraftspeicher können neben Druckfedern auch beispielsweise Elastomerelemente verwendet werden.

In einem weiteren Ausführungsbeispiel können auch mehrere kurze, nicht vorgebogene Kraftspeicher nacheinander angeordnet werden.

Bei eingerückter Wandlerüberbrückungskupplung 32 können durch diesen außerhalb des Gehäuses angeordneten Dämpfer 5 auch abtriebsseitige Drehmomentstöße gedämpft werden.

Zumindest unter Fliehkrafteinwirkung stützen sich die Schraubenfedern 9, 10 an den Trägerelementen 11, 12 ab, die dicht miteinander verbunden sind, beispielsweise über ein Laserschweißnaht 56. Die Trägerelemente 11, 12 bilden zum einen einen ersten Beaufschlagungsbereich (nicht dargestellt) - den zweiten Beaufschlagungsbereich 20a bildet der weiter unten beschriebene Flansch 20 -, der den Kraftfluß von der Antriebsseite über die Anschlagplatte 13, die direkt mit der flexiblen Antriebsplatte 6 verschraubt ist, zu den Kraftspeichern 8 leitet, und schließen einen die Kraftspeicher umgebende Kammer 14 ein, die mit Fett, Öl oder anderen flüssigen oder pastösen Medien gefüllt sein kann, um die Schraubendruckfedern 9, 10 möglichst verschleißfrei zu betreiben. Die Trägerteile 11 und 12 sind vorzugsweise mittels Kaltumformverfahren vorgeformte Ringscheiben, die annäherungsweise halbzylinderförmige Ausbuchtungen, die zusammengesetzt die Kammer 14 zur Aufnahme der Kraftspeicher 9 bilden. An den Nahtstellen 56 sind beide Trägerteile 11, 12 miteinander dicht verschweißt. Eine weitere Ausgestaltungsform sieht die Verwendung nur eines Trägerteils 11 vor, das an seiner radialen Außenseite so radial nach innen gebogen wird, daß sich die Kammer 14 in Form einer kreisförmigen Wulst bildet, in der Aussparungen zum Eingriff der Beaufschlagungseinrichtungen vorgesehen werden.

Außerdem ist eine Verschleißschutzschale 15, die oberflächengehärtet oder komplett durchgehärtet sein kann, radial außen in der Kammer 14 vorgesehen, die den Abrieb an den Schraubendruckfedern 9, 10 ebenfalls vermindern hilft und gegebenenfalls ein Härtung der Trägerteile 11, 12 erspart.

Die Kammer 14 ist durch Dichtmittel 27 gegenüber dem Flansch 20 nach außen abgedichtet, so daß die Reibeinrichtung 28 nicht vom Medium der Kammer 14 benetzt wird und daher trocken arbeiten kann.

Die Reibeinrichtung 28 besteht aus einer Reibscheibe 29, in die eine Steuereinrichtung in Form eines Innenzahnkranzes integriert ist, dessen Zähne in den auf dem Flansch 20 angebrachten Außenzahnkranz 30 eingreifen und nach einem definierten Freiwinkel von < 2° die Reibscheibe 29 ansteuern, die ihre Reibwirkung zwischen der Anschlagplatte 13 und dem Trägerelement 11 entfaltet. Zwischen Reibscheibe 29 und Anschlagplatte 13 ist eine Tellerfeder 31 angeordnet, die über ihre axial wirkende Federrate die Reibkraft festlegt, wobei in der Reibscheibe 29 eine axial außen eingelassene Schulter vorgesehen ist, in die die Tellerfeder 31 eingelegt wird. In einer weiteren Ausführungsform kann die Reibfläche auch die Anschlagplatte 13 bilden, wobei sich die Reibscheibe 29 dann mittels einer Tellerfeder zur Einstellung der Reibkraft gegen das Trägerteil 11 abstützt. Die Reibscheibe 29 ist dann entsprechend spiegelbildlich aufgebaut.

Die Zentrierung des äußeren Dämpfers 5 gegen die Antriebswelle 7 erfolgt über eine Passung 57a zwischen dem Trägerelement 11 und der Halterung 16, die kraftschlüssig über Schweißpunkte 16a oder eine nicht gezeigte Vernietung an der flexiblen Antriebsplatte 6 befestigt ist, welche sich wiederum an der Antriebswelle 7 zentriert. Die Zentrierung der Kraftübertragungseinrichtung 1 auf der Antriebswelle erfolgt über einen Zapfen 57, der mit der Gehäuserückwand 4 verschraubt, vernietet oder verschweißt ist. Zur Wahrung der Verdrehbarheit ist zwischen Antriebswelle 7 und Zapfen 57 ein Wälzlager angeordnet, das von einer Buchse 52 umgeben ist, die aus Verschleißgründen gehärtet sein kann.

Die Gehäuserückwand 4 wird in axiale Richtung so abgekröpft, daß sich eine in axialer Richtung erstreckende Umlaufsfläche 50 als Ringfläche bildet, auf dem der äußere Dämpfer 5 so angeordnet wird, daß er annäherend ohne räumliche zusätzliche axiale Ausdehnung der Kraftübertragungseinheit 1 auskommt. Die Ausnutzung dieses Einbauraums ist durch Einschränkung des Totvolumens der Drehmomentwandlerkammer 48 vorteilhaft. Im Anschluß an die Umlaufsfläche 50 folgt die Gehäuserückwand 4 weitgehend dem annähernd torusförmigen Verlauf des Turbinenrads 23, wobei zwischen Gehäuserückwand 4 und Turbinenrad 23 eine an der Gehäuserückwand 4 konisch verlaufende Wandlerüberbrückungskupplung 32 mit einem Steuerkolben 34, der zur besseren Verteilung der Schließkräfte konisch ausgebildet ist, und Reibbelägen 35, die wegen der besseren Kühlung mit Nuten versehen sind, vorgesehen ist.

Die Kupplung kann in einem weiteren Ausführungsbeispiel auch eben ausgeführt sein.

An der radialen Außenseite des äußeren Dämpfers 5 ist an der Halterung 16 der Anlasserzahnkranz 17 am Trägerelement 11 und an Trägerelement 12 eine zusätzliche Schwungmasse 18 angebracht, beispielsweise verschweißt oder vernietet.

Der weitere Kraftfluß nach den Kraftspeichern 8 erfolgt über den im Querschnitt rechtwinkligen Flansch 20, der drehfest über Schweißpunkte 21 mit der Gehäuserückwand 4 verbunden ist. Vorteilhaft ist die Anordnung des Flansches 20 in der Weise, daß der axial verlaufende Schenkel des Flansches 20 auf der dem Gehäuse 4 abgewandten Seite liegt, da hierdurch Bauraum gewonnen wird und der Schenkel gleichzeitig als Zahnkranz für die Verzahnung der Reibsteuereinrichtung verwendet werden kann.

Weiterhin pflanzt sich der Kraftfluß über das verschweißte Gehäuse 2 zum mit diesem drehfest verbundenen Pumpenrad fort, das das Turbinenrad 23 über ein Fluid 26 antreibt. Das Leitrad 24 dient bei kleinen Drehzahlen als Mittel zur Drehmomenterhöhung, da es sich gegen einen nicht dargestellten Freilauf am nicht dargestellten Getriebegehäuse abstützt. Das Turbinenrad 23 sitzt drehfest auf einer Nabe 43, die auch den Kolben 34 und die erste Beaufschlagungseinrichtung 42 aufnimmt, wobei die turbinenseitige Beaufschlagungseinrichtung 42 mit einem Verdrehspiel in der Größe des Arbeitsbereiches des Turbinendämpfers mittels einer Verzahnung 44 auf einer axial verlängerten Nase der Nabe 43 angeordnet ist, so daß sich eine direkt auf der Getriebewelle 25 mittels einer Verzahnung 41 drehfest verbundenen Nabe 39, die die zweite, abtriebsseitige Beaufschlagungseinrichtung 37 der Kraftspeicher 38 aufnimmt, axial unter der Nabe 43 verschieben kann und damit den Weg des Kolbens 34 bei Ein- und Ausrückvorgängen ausgleicht.

Zur Verbesserung des Wirkungsgrads der Kraftübertragungseinheit 1 wird zur Drehmomentübertragung ohne Schlupf eine Wandlerüberbrückungskupplung 34, die mittels einem über den Differenzdruck zwischen der Druckkammer 33 und der Wandlerkammer 48 ansteuerbaren Kolben 34 mit Reibbelägen 35, die mit Kühlnuten versehen sind, betätigt wird, eine kraftschlüssige Verbindung von der Getriebewelle 25 zur Gehäuserückwand 4 und damit über die im Kraftfluß folgenden Komponenten zur Antriebswelle 7 hergestellt.

Zur zusätzlichen Dämpfung von Drehschwingungen ist ein weiterer Dämpfer, der sogenannte Turbinendämpfer 36 zwischen dem Turbinenrad 23 und der Getriebewelle 25 wirksam, so daß Drehschwingungen, die beispielsweise auf Turbineneigenformen und abtriebsseitige Eigenformen rückführbar sind, gedämpft werden. Die abtriebsseitige Beaufschlagungseinrichtung 37 der Kraftspeicher 38, die im wesentlichen wie die Spiralfedern 9, 10 aufgebaut sind, sitzt drehfest auf einer verzahnten, axial verschiebbaren Nabe 39, die mittels der Verzahnung 40 den ebenfalls verzahnten Abschnitt 41 der Getriebewelle eingreift. Die Verbindung zwischen abtriebsseitiger Beaufschlagungseinrichtung 37 und der Nabe 39 kann mittels einer Verzahnung oder Verschweißung oder Vernietung zustande kommen, zur axialen Fixierung dient ein axialer Anschlag 39a der Nabe 39. Die turbinenseitige Beaufschlagungseinrichtung 42 sitzt auf einer verdrehbar auf der Nabe 39 gelagerten Nabe 43, wobei die Beaufschlagungseinrichtung 42 über eine Verzahnung 44 mit Freiwinkel den Kraftschluß zur Nabe 43 bildet. Die beiden Beaufschlagungseinrichtungen 37, 42 sind über Haltebolzen 45 verdrehbar miteinander verbunden und durch eine erfindungsgemäße Sicherungsscheibe 46 gegen Durchrutschen der Haltebolzen 45 gesichert, wie unter der Fig. 12 detaillierter erläutert wird. Der Kolben 43 ist mit der Beaufschlagungseinrichtung 42 über Nieten 47 drehfest vernietet. Wegen des Kolbenhubs bei Ein- und Ausrückvorgängen der Wandlerüberbrückungskupplung 32 sind der Kolben 34 und die Beaufschlagungseinrichtung 42 axial auf der Nabe 43 sowie die Nabe 39 mit der Beaufschlagungseinrichtung 37, die mittels Verzahnung oder Verstemmung drehfest am Anschlag 39a angebracht ist, axial verschiebbar auf der Getriebewelle 25 gelagert. Vorteilhafterweise sitzt die Verzahnung 44 der Nabe 43 auf einer axial vorgelagerten Nase 43a, unter die sich die Nabe 39 bei ausgerückter Wandlerüberbrückungskupplung 32 schieben kann, wodurch die axiale Baulänge der Kraftübertragungseinheit 1 verkürzt werden kann. Die Abdichtung des Kolbens 34 zur Nabe 43 übernimmt ein Dichtring 49.

Die axiale Verschiebung des Turbinendämpfers 36 gegen den Kolben 34 wird durch die Tellerfederrate der Sicherungsscheibe 46 gedämpft bzw. beabstandet.

Die Abdichtung der Drehmomentwandlerkammer 48 von der Druckkammer 33 übernimmt die Dichtung 49.

Fig. 2 zeigt eine im wesentlichen mit der Kraftübertragungseinheit 1 identische Ausgestaltung als Kraftübertragungseinheit 101, wobei der Turbinendämpfer 36 weggelassen wurde. Bei dieser Ausgestaltungsform ist die Wirksamkeit des außerhalb des Gehäuses angeordneten Dämpfers 105 bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung gegeben, so daß in diesem Betriebszustand ebenfalls eine Dämpfung von getriebe- und dämpferseitigen Torsionsschwingungen gewährleistet ist.

Die Fig. 2 betrifft vorzugsweise eine vorteilhaft ausgestaltete Gehäuserückwand 104, die ebenfalls eine Umlauffläche 150 als Ringfläche zur Aufnahme des äußeren Dämpfers 105 aufweist. Hinzu kommt eine, sich in Umfangsrichtung abwechselnd in axialer Richtung erhabene und vertiefte Kreissegmente 151, 152 gestaltende Ausformung der Gehäuserückwand 104. Die dazu komplementäre Ausformung weist der Kolben 134 mit kreissegmentartigen, sich in axialer Richtung erstreckenden Erhebungen 153 und mit diesen abwechselnden Vertiefungen 154 auf. Die Kreissegmente 151, 152 werden wie die gesamte Gehäuserückwand und der entsprechende Kolben 134 vorzugsweise mittels Kaltumformverfahren gefertigt.

Zum näheren Verständnis ist in Fig. 3 ein derartig ausgeformter Kolben 134 mit einem in Fig. 4 entlang den Linien A-A erfolgter Schnitt des Kolbens 134 dargestellt. Durch die Ausformungen, die prinzipiell auch nur als eine einzige komplementäre Vertiefung und Erhebung darstellbar sind, wird eine Formschluß erzielt, der eine kraftschlüssige Verbindung zwischen Gehäuserückwand 104 mit dem nachfolgend im Kraftfluß liegenden äußeren Dämpfer 105, der flexiblen Antriebsplatte 106 und der Antriebswelle 107 einerseits und der innenverzahnten Wandlerkupplungsscheibe 135 mit zwei Reibbelägen 136, 137, die eine Steigerung des übertragbaren Drehmoments bei vergleichbarer Belastung versprechen, bildet.

Der Kraftschluß vom Kolben 134 zum Turbinenrad 123 erfolgt mittels der Reibscheibe 135 und einen mit der Gehäuserückwand 104 verschweißten Flansch 137a, gegen den der Kolben 134 die Reibscheibe 135 preßt. Im Kraftfluß folgt weiterhin ein verzahnter Flansch 138, der mit der Reibscheibe 135 eine Verzahnung 139 bildet. Der Flansch 138 ist drehfest über Nieten 140 mit dem Turbinenrad 123 und einer verzahnten Nabe 141 verbunden, so daß eine getrennte Lagerung des Flansches 138 und des Turbinenrads 123 auf der Nabe 141, die drehfest über die Verzahnung 142 auf der Getriebewelle 143 sitzt, entfällt. Gesteuert wird der Kolben 134, der die beiden Kammern 144, 148 über Dichtmittel 145, 146 abtrennt, über die mittels einer Einlaßbohrung 155 ansteuerbare Druckkammer 144 dadurch, daß im eingerückten Zustand der Druck der Druckkammer 144 kleiner ist als der Druck in der Drehmomentwandlerkammer 148. Durch die Ausführungsform kann der konstruktive Aufwand durch Weglassen von Bauteilen wie z. B. die drehfeste Lagerung des Kolbens auf der Turbinennabe wesentlich vereinfacht werden.

Der Kolben 134 ist an seinem Innenumfang auf der mit der Gehäuserückwand 104 verbundenen, beispielsweise verschweißten Nabe 104a axial verschiebbar zentriert und mittels der Dichtung 145 abgedichtet. Zur axialen Beaufschlagung des Kolbens 134 ist eine Tellerfeder 145a vorgesehen, die sich axial an dem in der Nabe 104 mittels einer Ringnut axial gesicherten Sicherungsring 104b abstützt und den Kolben 134 in geöffneten Zustand gegen die Gehäuserückwand 104 preßt und festlegt, wodurch Klappergeräusche vermieden beziehungsweise zumindest gedämpft werden können.

Weitere Ausgestaltungsmöglichkeiten beziehen sich auf den äußeren Dämpfer 205 in der Fig. 5. Um die Konstruktion weiter zu vereinfachen, wird auf die in Fig. 1 verwendete Halterung 16 verzichtet. Die Anschlagplatte 213 wird direkt an den Schweißpunkten 213a mit Schrauben 206a verbunden, mit denen die Kraftübertragungseinrichtung der eingangs genannten Art mit der flexiblen Antriebsplatte 206 verschraubt wird.

Der Anlasserzahnkranz 217 wird direkt gegen eine im Trägerelement 211 radial außen vorgesehene Schulter 218 gepreßt und nach vorne drehfest mittels einer Verschweißung 219 oder in weiteren Ausführungsbeispielen mit einem Sicherungsring fixiert oder verstemmt.

Zum Schutz des Lagerzapfens 227 der Gehäuserückwand 229 vor Verschleiß durch am radial innen in der Antriebswelle 207 angebrachten Wälzlager 230 auftretende Kräfte ist eine gehärtete Buchse 228 vorgesehen, die an einer ausgeformten Schulter 208 des Lagerzapfens 227 anliegt.

Fig. 6 zeigt den äußeren Dämpfer 205 mit einer weiteren Ausgestaltung der Reibeinrichtung 250. Im Gegensatz zum Flansch 20 in Fig. 1 besteht der Flansch 220 in Fig. 6 lediglich aus einem mit Schweißpunkten 224 fixierten, verstemmten oder vernieteten planen Metallring, der über einen axialen Anschlag 231 an der Gehäuserückwand 232 anliegt und Aussparungen 221 in Form und Anzahl aufweist, die komplementär zu den Zähnen 223 einer Reibscheibe 222 ausgestaltet sind, wobei das Zahnflankenspiel dieser Verzahnung über einen Freiwinkel die Reibung um einen Winkel ∝ < 2° verschleppt.

Die Reibscheibe 222 ist so ausgestaltet, daß die Reibfläche 225 senkrecht zur Reibscheibe 222 aufgebaut ist. Die Reibwirkung tritt am Trägerelement 211 ein, die Reibfläche 225 stützt sich mittels einer Tellerfeder 226 zur Festlegung der gewünschten Reibkraft an der Anschlagplatte 213 ab. Vorteil dieser Ausgestaltung ist der einfachere Aufbau des Flansches 220.

Der rechtwinklige Querschnitt der Reibscheibe 222 ist dagegen bei der Ausführung in Kunststoff oder Kunststoff/Metallverbund wesentlich einfacher zu fertigen. Der übrige Aufbau der Ausführungsform ist mit dem in Fig. 5 gezeigten Ausführungsbeispiel identisch.

In Fig. 7 ist eine weitere Ausführung des äußeren Dämpfers 305 gezeigt. Das Trägerelement 311 ist radial nach innen geführt und auf einer Schulter der Antriebswelle 307 axial verschiebbar gelagert. Die kraftschlüssige Verbindung zur Antriebsseite erfolgt mittels Schweißpunkten 306a zwischen dem Trägerteil 311 und mit der flexiblen Antriebsplatte 306 verbundenen Schrauben 350. Die Anschlagplatte 213 im Ausführungsbeispiel der Fig. 5 kann bei dieser Ausführungsform eingespart werden.

Die Zentrierung des äußeren Dämpfers 305 erfolgt an einem mit der Gehäuserückseite 304 verbundenen Lagerzapfen 351 verdrehbar durch Einsatz eines Kugel- oder Wälzlagers 355, wobei abtriebsseitige Lagerung mittels eines fest mit dem Trägerteil 311 verbundenen Lagerblech 352. Das Lagerblech 352 ist an seinem radial äußeren Ende vom Trägerelement 311 abgebogen und bildet zu ihm eine Lasche, in der die Reibscheibe 322 mit den Reibflächen 325 untergebracht ist. Die Reibwirkung kommt zwischen dem Lagerblech 352 und dem Trägerelement 311 zustande, die Reibkraft wird über eine zwischen Reibscheibe 322 und Trägerteil 311 angebrachte Tellerfeder 326 eingestellt, wobei die Tellerfeder 326 in einem anderen Ausführungsbeispiel zwischen Reibscheibe 322 und Lagerblech 352 angeordnet sein kann.

Die Reibscheibe 322 erstreckt sich ist in dieser Ausführung radial nach innen und ist in axiale Richtung so abgekantet, daß sie einen Formschluß mit der Gehäuserückwand 304 bilden kann und wird über die Schweißpunkte 353 mit der Gehäuserückwand 304 verbunden. Die Reibscheibe 322 bildet somit einen gehäusefesten Flansch mit einem Außenzahnkranz 354, mit der der Flansch 320 mittels einem Innenzahnkranz 320a mittels einer Verzahnung mit Freiwinkel den Formschluß bildet und damit die Ansteuerung der Reibscheibe 322 übernimmt. Vorteil dieser Ausführung ist die gute Zentrierung des äußeren Dämpfers 305 und damit der gesamten Kraftübertragungseinrichtung, da die Lagerung der Kraftübertragungseinrichtung getriebeseitig erfolgt und somit die Wirkung der flexiblen Antriebsplatte 306 durch die antriebsseitige Lagerung 52 der in Fig. 1 dargestellten Einheit nicht bezüglich Auslenkungen aus der Antriebsachse 356 behindert wird und axial wirkende Kräfte sich an dem Lager 356 abstützen können, so daß axiale Relativbewegungen zwischen der erfindungsgemäßen Kraftübertragungseinrichtung im wesentlichen durch die flexible Arbeitsplatte ausgeglichen werden.

Eine weitere vorteilhafte Ausgestaltung des äußeren Dämpfers 405 ist in Fig. 8 dargestellt. Hier sind die Dichtelemente 426 so ausgewählt, daß über eine hohe Kompressibilität axiale Relativbewegungen zwischen der Gehäuserückwand 404 und damit der Kraftübertragungseinheit selbst und der Antriebswelle 407, die axiale Relativbewegungen über die flexible Antriebsplatte zu läßt, ausgeglichen werden und sich die dabei auftretenden Axialkräfte an den Dichtmitteln 426 abstützen können.

Zu diesem Zweck liegen die Dichtfläche im wesentlichen plan an den Dichtflächen der Trägerteile 411, 412 und dem Flansch 420 an und haben verglichen mit den Dichtmembranen 27 der Fig. 1 eine bedeutend erhöhte Dichtfläche, die sich annähernd über die gesamte Spaltfläche erstreckt. Weiterhin sind in einem weiteren Ausführungsmuster zur besseren Dichtung die Dichtelemente 426 an ihren axialen Kontaktflächen radial gewellt, was eine höhere Kompressibilität in axiale Richtung und eine Mehrfachdichtlippenwirkung zum Vorteil hat. Weiterhin können die Dichtelemente 426 bei entsprechender Vorspannung ebenfalls eine Reibwirkung entfalten und somit zum Gesamtreibkonzept der Kraftübertragungseinheit beitragen.

Eine weitere vorteilhafte Ausgestaltung zeigt die Reibscheibe 422, die eine koaxial verlaufende Schulter 450 aufweist, die die Tellerfeder 426 abstützt, damit diese nicht radial zu kleineren Durchmessern ausweichen kann und bei der Montage fixiert. Ein weiteres Ausführungsmuster weist eine gespiegelte Anordnung der Reibscheibe mit einer Schulter in Richtung des Trägerteils 411, wobei die Tellerfeder 426 sich am Trägerteil 411 abstützt und die Reibscheibe 422 direkt mit der Anschlagplatte 413 in Kontakt tritt.

Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen zeigt die der Kraftübertragungseinrichtung 1 im wesentlichen ähnliche Kraftübertragungseinrichtung 501 in Fig. 9. Die Reibscheibe 522 zeigt gegenüber der Reibscheibe 422 in Fig. 8 eine zusätzliche, axial in Richtung Trägerteil 511 gerichtete Nase 530, die das Trägerelement 511 aufnimmt und somit die Reibscheibe 522 mit einem minimierten Radialspiel zwischen Flansch 520 und Trägerelement 511 fixiert.

Die Zentrierung dieser Ausgestaltungsform des äußeren Dämpfers 570 gegen die Antriebswelle 574 erfolgt mittels einer mit dem Trägerelement 511 verschweißte oder vernietete Anschlagplatte 571, die kraftschlüssig mit der flexiblen Antriebsplatte 573 verschraubt ist. Aus der flexiblen Antriebsplatte 573 sind dazu Laschen 572 in axiale Richtung zum äußeren Dämpfer 570 hin herausgebogen, die die Zentrierung der Anschlagplatte 571 gegenüber der flexiblen Antriebsplatte 573 übernehmen, die sich wiederum auf der Antriebswelle 574 zentriert.

Weitere vorteilhafte Ausführungen in Fig. 9 betreffen den Turbinendämpfer 536. Zur Vereinfachung des Aufbaus werden für die Kraftspeicher 538 in Form von zweiteiligen, ineinander verschachtelten und auf den Einsatzdurchmesser vorgebogene Spiralfedern 538 Führungsschalen 550 verwendet, die in den Fig. 10 und an den Linien A-A bis D-D als Schnitte in Fig. 11a-d dargestellt sind. Diese Führungsschalen 550, die jeweils einen Kraftspeicher aufnehmen und nach Anzahl der Kraftspeicher gleichmäßig auf den Kreisumfang des Turbinendämpfers 536 verteilt sind, bestehen aus einem ringförmig gebogenen Führungsblech 551, das Laschen 552 zur Befestigung am Turbinenrad 523 und Laschen 533 mit halbseitig offenen Bohrungen 535 zur Befestigung am Kolben 534 der Wandlerüberbrückungskupplung 532 zur Kraftübertragung vom Kolben 534 zur Führungsschale 550 aufweist. Mit Ausnahme der Laschen 533, 552 ist das Führungsblech 531 in einem Winkel von ca. 270° um die Spiralfedern 538 gebogen wie aus den Fig. 11a-c hervorgeht. Zwischen Spiralfedern 538 und Führungsblech 531 ist ein gebogenes Verschleißschutzblech 539 radial außen eingelagert, das den Abrieb der Spiralfedern 538 infolge Fliehkrafteinwirkung vermindert. Das Verschleißschutzblech 539 ist so gehärtet, daß in Abstimmung mit der Federhärte der Spiralfedern 538 der Abrieb minimiert wird. An den beiden Enden der Spiralfedern 538 ist das Führungsblech 531 wie aus der Fig. 11d ersichtlich an der turbinenabgewandten Seite axial abgekantet, so daß der Federweg der Spiralfedern 538 begrenzt und gleichzeitig die Beaufschlagungseinrichtung 562 auf beide Enden der Spiralfedern 538 einwirken kann. Die Führungsschale 550 wird ohne weitere Beaufschlagungseinrichtungen direkt am Turbinenrad 523 über eine Verschweißung 552 oder in einem weiteren Ausführungsmuster mittels einer Vernietung befestigt.

Daraus ergibt sich bei eingerückter Kupplung folgender Kraftfluß (Fig. 9): Bei ausgerückter Wandlerüberbrückungskupplung 532 wird das Drehmoment vom Turbinenrad 523, das mit einem Flansch 557 durch Nieten 558 verbunden und durch eine axial nach außen gerichtete Kante 523a auf der Nabe 560 zentriert wird, über die Führungsschale 550 in die Kraftspeicher 538 und von dort über die Beaufschlagungseinrichtung 562 in die Nabe 560, die mit der Getriebewelle 561 mittels einer axial verschiebbaren Verzahnung 561a verbunden ist. Der Turbinendämpfer 536 ist mittels einer Verzahnung 559 des Flansches 560 mit Freispiel im Arbeitsbereich des Turbinendämpfers 536 gegen das Turbinenrad 523 verdrehbar. Zur Minimierung der axialen Baulänge der erfindungsgemäßen Kraftübertragungseinrichtung weist die Nabe 560 eine Nase 560a auf, die die Verzahnung 559 trägt und sich bei Ausrückvorgängen der Wandlerüberbrückungskupplung 534 über die gehäusefeste Hohlwelle 562 schiebt.

Bei eingerückter Wandlerüberbrückungskupplung 532 wird das Drehmoment über die Gehäuserückwand 504 mittels der Reibbeläge 555, die zur besseren Kühlung mit Nuten ausgestattet sind, in den Kolben 534, dann über die mit Befestigungseinrichtungen 556 verbundenen Laschen 533 in die Führungsschale 550 und von dort auf das Turbinenrad 523 geleitet und dann über den Flansch 557 mittels der Verzahnung 559, die über den Freiwinkel die Kraftspeicher 538 mittels der Beaufschlagungseinrichtung 562 ansteuert. Der Winkelbereich, in dem der Turbinendämpfer 536 arbeitet, ist durch den Freiwinkel des Flansches 557 festgelegt. Die Kraftspeicher 538 wirken zwischen der auf beiden Enden der Kraftspeicher 538 eingreifenden Beaufschlagungseinrichtung 562, die fest mittels einer Verstemmverzahnung, Steckverzahnung oder eine Schweißverbindung mit der Nabe 560 verbunden ist, und der Führungsschale 550, so daß eine zweite Beaufschlagungseinrichtung entfällt.

Eine weitere vorteilhafte Ausgestaltungsform betrifft die Sicherungsscheibe 46 in Fig. 1, die in Draufsicht in Fig. 12 gezeigt ist. Die Sicherungsscheibe 46 erfüllt zwei Funktionen. Erstens sichert sie die Haltebolzen 45 (Fig. 1), die die beiden gegeneinander in einem durch nicht dargestellte Anschläge begrenzten Winkel verdrehbare Beaufschlagungseinrichtungen 37, 42. Durch diese Verdrehbarkeit muß eine Beaufschlagungseinrichtung, in diesem Ausführungsbeispiel die Beaufschlagungseinrichtung 42 statt der Bohrungen für die Haltebolzen 45 koaxiale Langlöcher 50 mit einer mindestens dem Verdrehwinkel entsprechenden Ausdehnung aufweisen, wodurch der Halt der Haltebolzen 45 durch Verwendung einer Sicherungsscheibe 46 (Fig. 12) mit entsprechenden Bohrlöchern 51 gewährleistet wird. Zweitens wird diese Sicherungsscheibe 46 radial vergrößert, indem eine über Stege 52 verbundene Zahnscheibe 53 mit Zähnen 53a, die eine Federrate aufweisen und ein axial wirkendes Federmoment zwischen der Scheibe 46 und dem Kolben 34, auf dem sich die Sicherungsscheibe 46 abstützt, bewirken, vorgesehen wird, die mittels der Federrate der Zahnscheibe 53 die axialen Relativbewegungen zwischen dem Turbinendämpfer 36 (Fig. 1) und dem Kolben 34 dämpft, bzw. durch ihre Federrate den Abstand von Turbinendämpfer 36 und Kolben 34 festlegt, damit Klappergeräusche zwischen den beiden Bauteilen 36 und 34 vermieden werden können. Der Sicherungsring 46 ist radial außen in eine Schulter 54 des Wandlerüberbrückungskolbens 34 eingelegt. Die Stege 52 sind in dieser Ausführungsform so gestaltet, daß sie ebenfalls eine in axiale Richtung wirkendes Federmoment aufweisen, können aber in anderen Ausführungsbeispielen starr gestaltet sein.

Zur besseren Abstimmung von Federweg und Federrate sowie zur Erhöhung der axialen Ausdehnung sind die Stege 52 dadurch verlängert, daß in den Sicherungsring 54 entlang des inneren Verlaufs der Stege eine in Umlaufsrichtung eingebrachte Nut 55 vorgesehen ist.

Die mit der Anmeldung eingereichten Patentansprüche sind Formulierungsvor­ schläge ohne Präjudiz für die Erzielung weitergehenden Patentschutzes. Die Anmelderin behält sich vor, noch weitere, bisher nur in der Beschreibung und/oder Zeichnungen offenbarte Merkmale zu beanspruchen.

In Unteransprüchen verwendete Rückbeziehungen weisen auf die weitere Ausbildung des Gegenstandes des Hauptanspruches durch die Merkmale des jeweiligen Unteranspruches hin; sie sind nicht als ein Verzicht auf die Erzielung eines selbständigen, gegenständlichen Schutzes für die Merkmale der rück­ bezogenen Unteransprüche zu verstehen.

Die Gegenstände dieser Unteransprüche bilden jedoch auch selbständige Erfindungen, die eine von den Gegenständen der vorhergehenden Unter­ ansprüche unabhängige Gestaltung aufweisen.

Die Erfindung ist auch nicht auf das (die) Ausführungsbeispiel(e) der Beschrei­ bung beschränkt. Vielmehr sind im Rahmen der Erfindung zahlreiche Abände­ rungen und Modifikationen möglich, insbesondere solche Varianten, Elemente und Kombinationen und/oder Materialien, die zum Beispiel durch Kombination oder Abwandlung von einzelnen in Verbindung mit den in der allgemeinen Beschreibung und Ausführungsformen sowie den Ansprüchen beschriebenen und in den Zeichnungen enthaltenen Merkmalen bzw. Elementen oder Verfah­ rensschritten erfinderisch sind und durch kombinierbare Merkmale zu einem neuen Gegenstand oder zu neuen Verfahrensschritten bzw. Verfahrensschritt­ folgen führen, auch soweit sie Herstell-, Prüf- und Arbeitsverfahren betreffen.

Claims (48)

1. Kraftübertragungseinrichtung mit einer Flüssigkeitskupplung, wie einer Föttinger-Kupplung oder einem hydrodynamischen Drehmomentwandler, mit wenigstens einem, mit einer Antriebswelle eines Antriebsaggregats verbindbaren Gehäuse und einem damit verbundenen Pumpenrad, wobei das Gehäuse wenigstens ein mit einem Abtriebsstrang der Einrichtung verbindbares Turbinenrad sowie gegebenenfalls wenigstens ein zwischen Pumpen- und Turbinenrad angeordnetes Leitrad aufnimmt, weiterhin mit wenigstens einem im Kraftfluß zwischen der Antriebswelle und dem Abtriebsstrang wirkenden Dämpfungssystem, dadurch gekennzeichnet, daß das Dämpfungssystem aus mindestens einem, mindestens einen Kraftspeicher und gegebenenfalls zumindest eine Reibeinrichtung aufweisenden, außerhalb des Gehäuses angebrachten Dämpfer besteht, bei dem Kraftspeicher und Reibeinrichtung räumlich voneinander getrennt sind.

2. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß eine die räumliche Trennung bildende Kammer für die Kraftspeicher des außerhalb des Gehäuses angeordneter Dämpfers aus mindestens einem Trägerteil und einem mit einer Gehäuserückwand des Gehäuses verbundenen und/oder in Formschluß stehenden Flansch besteht.

3. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 1 und/oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die die Kraftspeicher enthaltende Kammer zwischen Trägerteil und Flansch durch Dichtmittel abgedichtet wird.

4. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß ein Dichtmittel zumindest eine Dichtmembran und/oder zumindest einen Dichtring umfaßt.

5. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Material der Dichtmittel ein Kunststoff, ein Elastomer oder ein Metall oder ein Verbund aus diesen Materialien ist.

6. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 3 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Dichtmittel an ihren axialen Dichtflächen radial gewellt sind.

7. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 3 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Dichtmittel ein durch Relativbewegungen zwischen dem Antriebsstrang und der Gehäuserückwand verursachtes Spiel zwischen Flansch und Trägerteil ausgleichen.

8. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß mindestens ein Trägerteil oder ein mit ihm fest verbundenes Bauteil die verdrehbare Zentrierung und/oder die Abstützung des außerhalb des Gehäuses angebrachten Dämpfers auf der Antriebswelle übernimmt.

9. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß mindestens ein Trägerteil oder ein mit ihm fest verbundenes Bauteil die verdrehbare Zentrierung und/oder die Abstützung des auf des außerhalb des Gehäuses angebrachten Dämpfers auf einem dem Abtriebsstrang zugehörigen axial ausgerichteten Bauteil vornimmt.

10. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 8 und 9, dadurch gekennzeichnet, daß ein mit dem Trägerteil verbundenes Lagerblech die verdrehbare Zentrierung und/oder Abstützung des äußeren Dämpfers übernimmt.

11. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest die Kraftspeicher des außerhalb des Gehäuses angebrachten Dämpfers auf einer sich in axialer Richtung erstreckenden Umfangsfläche der Gehäuserückwand außerhalb des Gehäuses angebracht sind.

12. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß der außerhalb des Gehäuses angebrachte Dämpfer auf der Umlauffläche so angebracht ist, daß sich die Kraftspeichermittelpunkte des außerhalb des Gehäuses angebrachten Dämpfers annähernd in gleicher axialer Position wie die Kraftspeichermittelpunkte eines im Kraftfluß zwischen dem Abtriebsstrang und dem Turbinenrad wirkenden Turbinendämpfers befinden.

13. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 11 und/oder 12, dadurch gekennzeichnet, daß an dieser Umfangsfläche Befestigungs- und/oder Positionierhilfen angebracht sind.

14. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß die die Kraftspeicher enthaltende Kammer ein von der Umgebung abweichendes Medium aufweist.

15. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß dieses Medium ein flüssiges oder pastöses Medium wie Fett, Öl oder eine Mischung aus beiden ist.

16. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß die eine Reibwirkung erzeugenden Reibelemente mit einer Steuereinrichtung angesteuert werden.

17. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibwirkung erst nach Aufbrauchen eines Freiwinkels entsteht.

18. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß der Freiwinkel größer 2° ist.

19. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 16 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuereinrichtung über eine Verzahnung eines mit der Gehäuserückwand verbundenen Flansches mittels eines Außenzahnrings mit mindestens einem Zahn und mittels eines mit der Reibscheibe verbundenen Innenzahnrings mit mindestens einem Zahn wirksam ist.

20. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, daß die Verzahnung ein Zahnflankenspiel zur Realisierung eines Freiwinkels aufweist.

21. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 16 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß der Außenzahnkranz direkt in den Flansch eingearbeitet ist.

22. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 16 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß sich der Zahn bzw. die Zähne des Außenzahnkranzes radial bzw. axial erstrecken und der Innenzahnkranz bis auf ein den Freiwinkel bestimmendes Zahnflankenspiel dazu formschlüssig ist.

23. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 16 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß aus dem Flansch Fenster ausgespart oder angeprägt sind, in die der sich axial erstreckende Zahn bzw. die sich axial erstreckenden Zähne eines die Reibelemente steuernden des Zahnrads eingreifen.

24. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 16 bis 23, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuereinrichtung aus einem mit der Gehäuserückwand fest verbundenen Außenzahnkranz mit mindestens einem Zahn besteht und ein auf die Kraftspeicher wirkender Flansch mit einem Innenzahnkranz mit mindestens einem Zahn mit dem Außenzahnkranz der Steuereinrichtung eine Verzahnung bildet, wobei die Verzahnung ein Zahnflankenspiel in der Größe des Freiwinkels aufweist.

25. Kraftübertragungseinrichtung mit einer Flüssigkeitskupplung, wie einer Föttinger-Kupplung oder einem hydrodynamischen Drehmomentwandler, mit wenigstens einem, mit einer Antriebswelle des Antriebsaggregats verbindbaren Gehäuse und einem damit verbundenen ein Pumpenrad, wobei das Gehäuse wenigstens ein mit einem Abtriebsstrang der Einrichtung verbindbares Turbinenrad sowie gegebenenfalls wenigstens ein zwischen Pumpen- und Turbinenrad angeordnetes Leitrad aufnimmt, weiterhin mit wenigstens einem im Kraftfluß zwischen der Antriebswelle und dem Abtriebsstrang wirkenden Dämpfungssystem, dadurch gekennzeichnet, daß das Gehäuse eine Gehäuserückwand aufweist, die eine sich axial erstreckende Profilierung aufweist, die mit einem im Innern der Gehäuserückwand befindlichen, zum Ein- und Ausrücken einer Wandlerüberbrückungskupplung vorgesehenen, ebenfalls profilierten Kolben einen Formschluß bildet.

26. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß die Profilierung aus mindestens einer axial bezüglich einer gedachten Gehäuserückwandebene erhabenen und vertieften Ausformung besteht.

27. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 25 und/oder 26, dadurch gekennzeichnet, daß die Profilierung aus kreissegmentartigen, sich abwechselnden, bezüglich einer gedachten Gehäuserückwandebene erhabenen und vertieften, umlaufenden Ausformungen besteht.

28. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 25 bis 27, dadurch gekennzeichnet, daß die den Formschluß bildenden Stellen der Gehäuserückwand und/oder des Kolbens beschichtet sind.

29. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 28, dadurch gekennzeichnet, daß die Beschichtung aus kontaktgeräuschdämpfenden Stoffen wie Polymeren und/oder Lacken besteht.

30. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 25 bis 29, dadurch gekennzeichnet, daß die Gehäuserückwand mittels Kaltumformungstechniken hergestellt wird.

31. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 25 bis 30, dadurch gekennzeichnet, daß der Kolben in geöffneten Zustand axial mittels eines axial wirksamen Energiespeichers mit der Gehäuserückwand verspannt ist.

32. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 31, dadurch gekennzeichnet, daß der axial wirksame Energiespeicher eine sich an einem auf einer mit der Gehäuserückwand verbundenen Nabe angebrachten Sicherungsring abstützende Teller- oder Membranfeder ist, die auf den Kolben im Bereich seiner Aufnahme auf der Nabe einwirkt.

33. Kraftübertragungseinrichtung mit einer Flüssigkeitskupplung, wie einer Föttinger-Kupplung oder einem hydrodynamischen Drehmomentwandler, mit wenigstens einem, mit einer Antriebswelle des Antriebsaggregats verbindbaren Gehäuse und einem damit verbundenen Pumpenrad, wobei das Gehäuse wenigstens ein mit einem Abtriebsstrang der Einrichtung verbindbares Turbinenrad sowie gegebenenfalls wenigstens ein zwischen Pumpen- und Turbinenrad angeordnetes Leitrad aufnimmt, weiterhin mit wenigstens einem im Kraftfluß zwischen der Antriebswelle und dem Abtriebsstrang wirkenden Dämpfungssystem, dadurch gekennzeichnet, daß eine Führungsschale zur Kraftspeicheraufnahme eines im Kraftfluß zwischen Abtriebsstrang und Turbinenrad befindlichen Turbinendämpfers vorgesehen ist, die eine Verbindung mit dem Turbinenrad aufweist und damit als turbinenseitige Beaufschlagungseinrichtung dient.

34. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 33, dadurch gekennzeichnet, daß die Verbindung des Turbinendämpfers mit der Führungsschale durch eine Verschweißung zustande kommt.

35. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 33 und/oder 34, dadurch gekennzeichnet, daß die Verbindung des Turbinendämpfers mit der Führungsschale durch eine Vernietung zustande kommt.

36. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 33 bis 35, dadurch gekennzeichnet, daß radial außen zwischen Kraftspeicher und Führungsschale mindestens eine Verschleißschutzschale eingebaut wird.

37. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 36, dadurch gekennzeichnet, daß die Verschleißschutzschale(n) zumindest teilweise oberflächen- oder durchgehärtet ist bzw. sind.

38. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 33 bis 37, dadurch gekennzeichnet, daß die Führungsschale Laschen zur Kraftübertragung von einem eine Wandlerüberbrückungskupplung steuernden Kolben enthält.

39. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 33 bis 38, dadurch gekennzeichnet, daß die Führungsschale Laschen zur Befestigung am Turbinenrad enthält.

40. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 33 bis 39, dadurch gekennzeichnet, daß eine für die Führung der Kraftspeicher vorgesehene auf mit einer mit einem Abtriebsstrang drehfest verbundenen Nabe drehfest sitzende Beaufschlagungseinrichtung auf beide Enden des Kraftspeichers einwirkt.

41. Kraftübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 33 bis 540, dadurch gekennzeichnet, daß die Führungsschale bei radial kleineren oder radial größeren Durchmessern als der Durchmesser der maximalen axialen Ausdehnung des Turbinenrads angebracht wird.

42. Kraftübertragungseinrichtung mit einer Flüssigkeitskupplung, wie einer Föttinger-Kupplung oder einem hydrodynamischen Drehmomentwandler, mit wenigstens einem, mit einer Antriebswelle des Antriebsaggregats verbindbaren Gehäuse und einem damit verbundenen Pumpenrad, wobei das Gehäuse wenigstens ein mit einem Abtriebsstrang der Einrichtung verbindbares Turbinenrad sowie gegebenenfalls wenigstens ein zwischen Pumpen- und Turbinenrad angeordnetes Leitrad aufnimmt, weiterhin mit wenigstens einem im Kraftfluß zwischen der Antriebswelle und dem Abtriebsstrang wirkenden Dämpfungssystem zumindest bestehend aus zumindest einem im Kraftfluß zwischen Abtriebsstrang und Turbinenrad wirksamen Turbinendämpfer zumindest bestehend aus mindestens einem Kraftspeicher mit dazugehörigen Beaufschlagungseinrichtungen und einer Wandlerüberbrückungskupplung mit einem Kolben zur Überbrückung des Kraftflusses zwischen Turbinen- und Pumpenrad, dadurch gekennzeichnet, daß eine Scheibe zur Sicherung von Haltebolzen, die die gegeneinander verdrehbaren Beaufschlagungseinrichtungen des Turbinendämpfers verbinden, mit einer Federeinrichtung so kombiniert wird, daß diese axiale Relativbewegungen zwischen dem Kolben der Wandlerüberbrückungskupplung und den Beaufschlagungseinrichtungen dämpft und/oder deren axiale Position zueinander festlegt.

43. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 42, dadurch gekennzeichnet, daß die Federeinrichtung eine Tellerfederscheibe ist.

44. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 42 und/oder 43, dadurch gekennzeichnet, daß die Tellerfederscheibe radial außerhalb der Sicherungsscheibe mittels Stegen angebracht ist.

45. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 44, dadurch gekennzeichnet, daß die Stege eine Federrate aufweisen.

46. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 45, dadurch gekennzeichnet, daß die Federrate in axiale Richtung wirksam ist.

47. Kraftübertragungseinrichtung nach Anspruch 44 und/oder 45, dadurch gekennzeichnet, daß die Stege durch aus dem Innenteil der Sicherungsscheibe bogenförmig ausgenommene Nuten in Umfangsrichtung verlängert sind.

48. Kraftübertragungseinrichtung mit einer Flüssigkeitskupplung, gekennzeichnet durch seine besondere Wirkungsweise und Ausgestaltung entsprechend den vorliegenden Anmeldungsunterlagen.