WO2001063149A1 - Reibkupplung, insbesondere wandlerüberbrückungskupplung für einen hydrodynamischen drehmomentwandler - Google Patents

Reibkupplung, insbesondere wandlerüberbrückungskupplung für einen hydrodynamischen drehmomentwandler Download PDF

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WO2001063149A1
WO2001063149A1 PCT/EP2001/001768 EP0101768W WO0163149A1 WO 2001063149 A1 WO2001063149 A1 WO 2001063149A1 EP 0101768 W EP0101768 W EP 0101768W WO 0163149 A1 WO0163149 A1 WO 0163149A1
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clutch
pressure chamber
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H45/00—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches 
    • F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches  with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches  with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F16H2045/0273—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches  with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type characterised by the type of the friction surface of the lock-up clutch
    • F16H2045/0289—Details of friction surfaces of the lock-up clutch

Definitions

  • the invention relates to a slipping friction clutch, which has at least one pair of wet-running friction surfaces, and in particular to a slipping converter lockup clutch for the hydraulic torque converter of an automatic motor vehicle transmission, according to the preamble of claim 1.
  • hydrodynamic torque converters with a torque converter clutch for the automatic transmissions of motor vehicles are known.
  • DE A 199 09 349 describes such a hydrodynamic torque converter, which has a pump wheel, which is connected to a drive shaft on the outside by a converter housing, a turbine wheel that can be connected to an output shaft, and a guide wheel, the wheels together being filled with a hydraulic fluid Form converter circuit.
  • a torque converter clutch which has a thrust washer-shaped bridging component that can be pressed against an inner wall of the converter housing by means of hydraulic pressure in the converter circuit and is arranged between the converter housing and the turbine wheel, is provided in the torque converter, as well as one between the converter lockup clutch and the converter trained space, which is connected to an axial bore of the output shaft, a connection for a converter circuit being provided on the side of the converter lockup clutch facing away from the converter housing.
  • these hydrodynamic torque converters are widely used in motor vehicles and in particular in passenger cars. In order to avoid energy losses due to slippage between the pump wheel and the turbine wheel in operating phases that do not require gearshifts of a transmission connected to the torque converter, these torque converters are provided with the lock-up clutch.
  • the lock-up component of this lock-up clutch which acts as a piston to a certain extent, directly takes over the torque transmission between the converter housing and the output shaft when it is pressed against the converter housing.
  • the friction surface between the bridging component and the converter housing is cooled by the hydraulic fluid flow, which, for example, through spaces between the converter housing and the bridging component pressed against the transducer housing, into the space between the bridging component and the converter housing and from there into one Axial bore of the output shaft flows.
  • EP 78651 describes a flow converter with a lock-up clutch, in which channels are provided on the side of the annular piston facing away from the friction lining or the friction surface, said channels via openings on the one hand with the first chamber formed axially between a radial wall of the housing and the annular piston and on the other hand are connected to the second chamber receiving the turbine and pump wheel. 01 flows through the channels from the second chamber into the first chamber, which serves to cool the viscous coupling provided in the torque flow between the annular piston and the turbine hub.
  • Oil flow is dependent on the temperature and therefore the viscosity of the 01s and the pressure difference between the pressures on both sides of the converter piston.
  • Hydrodynamic torque converters with lock-up clutches have also been proposed, in which the friction linings are provided with grooves for oil guidance and cooling;
  • EP 0 428 248 describes a hydrodynamic converter, the converter lock-up clutch of which has an annular friction lining in which channels are provided in order to allow the 01 to flow out of the pressure space over the annular friction lining and thereby to dissipate heat from the friction lining when it is continuously on the fixed cover passed under slip.
  • a 44 20 959 describes a hydrodynamic flow converter with a converter lock-up clutch, with channels being provided in at least one of the components supporting or forming the friction surfaces in the radial area of the friction surfaces, which radially cause an oil flow from one pressure chamber via the channels when the friction surfaces are axially applied to the axis of rotation of the current transformer hm.
  • the length dimension and the shape of these channels or punchings must be such that the flow resistance occurring is designed for the critical operating case of the torque converter or the converter lock-up clutch; this means that even at the maximum Moegli ⁇ cher oil temperature only as much is allowed to run from the second chamber into the first chamber 01, that the system pressure in the torque converter does not collapse.
  • brake disks and clutches have become known which have recesses for self-induced cooling by air or 01, but these do not seal the radially outer edge against the radially inner edge, so that the pressing cannot take place by means of the cooling fluid.
  • Such channels designed as grooves can only be used in the case of very complex three-channel converters, but in these cases the coolant is not the pressure oil at the same time.
  • the object of the present invention is to provide a wet slipping friction clutch, in particular for the converter lockup clutch of a hydrodynamic torque converter, wherein the cooling oil flow increasing with the slip speed ensures adequate cooling regardless of the contact pressure of the friction surfaces and which is simple in construction and inexpensive to manufacture.
  • the invention thus provides a slipping friction clutch which contains at least one pair of friction surfaces running in 01, the pair of friction surfaces being able to be pressed against one another at a pressure piston at a differential pressure at a differential pressure, by means of an externally hydraulically controlled differential pressure such that this differential speed passes through in a certain period of time the friction clutch can be reduced or can be regulated permanently in a stationary manner.
  • the pair of friction surfaces in the pressurized state seals off the high-pressure pressure chamber, which is located radially on the outside, from the low-pressure pressure chamber, which is located radially on the inside, with oil-guiding recesses being made in a friction surface, which are in direct hydraulic connection to the radially inside pressure chamber stand at low pressure;
  • the depressions form channels which begin in the radially inner pressure chamber and lead back offset in the circumferential direction into the same inner pressure chamber; these depressions have a course such that when the clutch slips, the drag effect of the friction surface sliding past in circumferential direction along the depressions, ie the channels, has a component along the depressions, so that an induced through-flow that increases with the slip speed is induced in the depressions the friction surface cools.
  • cooler 01 flows through one or more openings in the pressure piston from the pressure chamber high pressure into the pressure chamber low 01s lying radially inside the friction surface pair in such a way that the area of the em- and exits of the depressions reaches directly where it mixes with the hot 01 and it is pumped above mentioned ⁇ drag effect through the recesses by the.
  • the friction clutch according to the invention offers the advantage of a slip-dependent friction surface cooling adapted to the needs, as is required in particular for converter lockup clutches; the old flow through the converter is adjustable independently of the recesses designed as cooling grooves, for. B.
  • the reduced old flow when new compared to the conventional short-circuit grooves with their provision due to wear and tolerances means that the gearbox has to provide less 01; there is no build-up of back pressure in the grooves and therefore no reduction in the transmission capacity; the friction clutch is simple and inexpensive to manufacture without tight tolerance requirements; the friction clutch offers a neutral behavior against pull and thrust, whereby the grooves to reduce the drag torque when the pressure is reversed act as blind grooves, which cause a jolt between the friction lining and the friction surface, which acts as a lifting pressure.
  • Fig. 1 shows schematically a section through a hydrodynamic torque converter
  • Fig. 2 is a plan view of a friction lining with the inventively designed recesses and
  • FIG. 3 different forms of inventive up to 8 wells in the friction linings. Since hydrodynamic converters for automatic transmissions of motor vehicles are well known to the person skilled in the art, only the most important parts are provided with reference numerals in the schematic section shown in FIG. 1; 1 means the impeller, 2 the stator and 3 the turbine, which are arranged in a housing 6. In a conventional manner, a converter lock-up clutch 4 is provided in the housing 6, one of the friction surfaces being connected to an adjustable piston 5. The lock-up clutch is arranged in a conventional manner in terms of effectiveness parallel to the torque converter.
  • each groove 8, 8 ' is connected to the same pressure chamber, ie in the exemplary embodiment shown with the radially inner pressure chamber of low pressure, the beginning and end of each groove 8, 8' being a predetermined distance apart. Since the beginning and end of each groove mouth in the same pressure chamber, the pair of friction surfaces in the pressurized state makes the radial external pressure chamber of high pressure sealed against the radially inner pressure chamber of low pressure. In the case of a slipping friction clutch, the drag effect of the friction surface sliding past in circumferential direction along the grooves 8, 8 'produces a component n in the longitudinal direction of the grooves, so that an oil flow that increases with the slip speed is induced and cools the friction surface.
  • the section from a friction lining 7 m in FIG. 3 reveals that on the one hand depressions in the form of grooves 8 are provided which, like in the exemplary embodiment shown in FIG. 2, are connected to the radially inner pressure chamber of low pressure, while at the same time in the areas between these grooves 8 grooves 9 are provided, the beginning and end of which are at a predetermined distance from one another and which mouth high pressure into the radially outer pressure chamber.
  • the friction surface pair seals in the pressurized state, since none of the grooves 8, 9 establishes a connection from the radially inner pressure chamber to the radially outer pressure chamber.
  • An oil exchange takes place on the one hand in the radially outer pressure chamber of higher pressure and on the other hand in the radially inner pressure chamber of lower pressure.
  • exemplary em cutout 7 again an annular shown Reibfla ⁇ che, wherein in this case the shape of the recesses 8 is stromungsgunstig designed such that the entrance of the grooves 8 generates a shovel effect so that more 01 into the grooves 8 is pumped in.
  • Fig. 5 shows a groove 8 in a friction lining, which is wave-shaped between the beginning and end and has deflections.
  • FIG. 6 shows an exemplary embodiment of a branched groove 8 in a friction lining 7, in which as large a portion of the friction lining as possible is cooled by the 01 carried along by the drag effect m.
  • a plurality of grooves 8, 10, 11, one on top of the other but not directly connected to one another, are provided in a friction lining 7.
  • Fig. 8 shows hook-shaped grooves 8, 8 ', which are connected to the radially inner pressure chamber of low pressure and notches 12 on the outside of the annular friction surface 7, whereby the friction lining surface facing the radially outer pressure chamber of higher pressure is increased.
  • the depressions provided according to the invention in the form of grooves or channels begin in a pressure chamber and, offset in the circumferential direction, lead back into the same pressure chamber, these channels or grooves having a course such that in the event of slippage Coupling the drag effect of the friction surface sliding over in the circumferential direction along the grooves or channels forms a component in the longitudinal direction thereof, so that an oil flow which increases with the slip speed and which cools the friction surface is induced in them.
  • cooler 01 flows through one or more openings in the pressure piston 5 of FIG. 1 from the pressure chamber of high pressure into the radially low pressure within the friction surface pair, namely directly in the area of the inlet and outlet the grooves or channels where it mixes with the hotter 01 and is pumped through the grooves or channels by the drag effect described above.
  • the openings in the pressure piston are 5 orifices, since these have the advantage of a very low tolerance.
  • One or two diaphragms have been found to be particularly advantageous, the arrangement of which is approximately 0 to 5 mm radially within the covering edge.
  • the grooves or channels provided can be provided in the steel in addition to the friction lining or in both friction surfaces.
  • a pair of friction surfaces can consist of the friction lining of a friction plate, which can carry friction linings on one or both sides, and have a counter-friction surface with or without a friction lining.
  • the covering is attached to the converter cover, while the grooves or channels are provided in the piston. If the recesses are produced as cut or embossed grooves, it is advantageous if their depth is more than 0.5 mm.
  • the grooves can be radially extended to within 1 ... 5 mm of the radially outer edge of the covering.
  • the proportion of groove on the friction lining surface is preferably 20 to 30%.
  • the grooves can be shaped depending on the requirements, e.g. As with consistently the same radius and without Querschmttsvera minimum constant groove width over the entire Nutlange or sary with a changed ⁇ groove width on the Nutlange.
  • the grooves can each be formed symmetrically with respect to the entry and exit into the pressure chamber or else asymmetrically.
  • the grooves can have one or more deflections, the entry of the grooves in particular being able to be designed as shown in FIG. 4 in such a way that a blade effect occurs, as a result of which even more is pumped into the grooves.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine schlupfende Reibkupplung (4), die mindestens ein Paar nasslaufende Reibflächen aufweist, insbesondere eine schlupfende Wandlerüberbrückungskupplung für den hydrodynamischen Drehmomentwandler eines Kraftfahrzeug-Automatgetriebes. Die beiden Reibflächen im druckbe-aufschlagten Zustand dichten den radial Au<en liegenden Druckraum hohen Drucks gegen den radial innen liegenden Druckraum niedrigen Drucks radial ab, wobei mindestens eine der Reibflächen ölführende Vertiefungen aufweist, deren beide voneinander beabstandete Enden direkt hydraulisch mit dem einen der beiden Druckräume verbunden sind und die derart ausgestaltet sind, dass bei schlupfender Reibkupplung die in Umfangsrichtung gleitende Reibfläche eine Schleppwirkung ausübt, wodurch eine Öldurchströmung als Funktion der Schlupfdrehzahl induziert wird, welche die Reibfläche kühlt.

Description

REIBKUPPLUNG, INSBESONDERE WANDLERUBERBRUCKUNGSKUPPLUNG FÜR EINEN HYDRODYNAMISCHEN DREHMOMENTWANDLER
Die Erfindung betrifft eine schlupfende Reibkupplung, die mindestens ein Paar naßlaufender Reibflächen aufweist und insbesondere eine schlupfende Wandleruberbruckungskupp- lung für den hydraulischen Drehmomentwandler eines Kraftfahrzeug-Automatgetriebes, nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Hydrodynamische Drehmomentwandler mit Wandleruberbruk- kungskupplung für die Automatgetriebe von Kraftfahrzeugen sind vielfaltig bekannt. So beschreibt die DE A 199 09 349 einen derartigen hydrodynamischen Drehmomentwandler, der ein Pumpenrad aufweist, welches über ein Wandlergehause mit einer Antriebswelle antπebsseitig verbunden ist, ein mit einer Abtriebswelle verbindbares Turbinenrad und ein Leitrad aufweist, wobei die Rader zusammen einen mit Hydrau- likflussigkeit gefüllten Wandlerkreislauf bilden. Eine Wandleruberbruckungskupplung, die ein mittels Hydraulik- druck im Wandlerkreislauf an eine Innenwand des Wandlerge- hauses anpreßbares, zwischen dem Wandlergehause und dem Turbinenrad angeordnetes, πngscheibenformiges Uberbruk- kungsbauteil aufweist, ist in dem Drehmomentwandler vorge- sehen, sowie ein zwischen der Wandleruberbruckungskupplung und dem Wandlergehause ausgebildeter Raum, der mit einer Axialbohrung der Abtriebswelle verbunden ist, wobei an der dem Wandlergehause abgewandten Seite der Wandleruberbruk- kungskupplung ein Anschluß für einen Wandlerkreislauf vor- gesehen ist. Diese hydrodynamischen Drehmomentwandler finden aus Komfortgrunden in Kraftfahrzeugen und insbesondere in Personenkraftwagen breiten Einsatz. Um in Betriebsphasen, die keine Schaltungen eines mit dem Drehmomentwandler verbunde- nen Getriebes erfordern, Energieverluste zu vermeiden, die durch Schlupf zwischen dem Pumpenrad und dem Turbinenrad bedingt sind, sind diese Drehmomentwandler mit der Uber- bruckungskupplung versehen. Das in gewisser Weise als Kolben wirksame Uberbruckungsbauteil dieser Uberbruckungskupp- lung übernimmt m seinem an das Wandlergehause angepressten Zustand unmittelbar die Drehmomentubertragung zwischen dem Wandlergehause und der Abtriebswelle. Dabei wird die Reibflache zwischen dem Uberbruckungsbauteil und dem Wandlergehause durch die Hydraulik-Flussigkeitsstromung gekühlt, die beispielsweise durch Zwischenräume zwischen dem Wandlergehause und dem an das Wandlergehause angepreßten Uberbruk- kungsbauteil hindurch in den Raum zwischen dem Uberbruk- kungsbauteil und dem Wandlergehause und von dort in eine Axialbohrung der Abtriebswelle strömt.
Es ist bekannt, Wandleruberbruckungskupplungen mit Schlupf zu betreiben, wobei dieser Schlupf je nach Ausle¬ gung des Antriebsstranges und/oder in Abhängigkeit der eingelegten Getriebestufe und/oder des Betriebszustandes des mit dem Stromungswandler zusammenwirkenden Antriebes entweder kurzzeitig, z. B. bei Schaltvorgangen, oder über den gesamten Betriebsbereich des Stromungswandlers als Dauerschlupf auftreten kann. Wahrend der Schlupfphasen fallt im Bereich des Reibbelages bzw. der Reibflächen eine Verlust- leistung in Form von Warme an, die bei bestimmten Betπebs- zustanden sehr hoch sein kann; derartige Betriebszustande sind beispielsweise vorhanden bei Bergfahrt mit Anhanger, bei der über längerer Zeit eine hohe Verlustleistung anfal- len kann und beim Wechseln vom unuberbruckten zum überbrückten Zustand der Wandlerkupplung, bei dem aufgrund des zeitweise hohen Schlupfes in einer kurzen Zeitspanne eine sehr hohe Verlustleistung bzw. Wärmemenge auftreten kann.
Es wurden daher bereits hydrodynamische Drehmomentwandler für die Automatgetriebe von Kraftfahrzeugen vorgeschlagen, bei denen Maßnahmen getroffen wurden zur Erzeugung eines die thermische Belastung der Wandleruberbruk- kungskupplung reduzierenden Olflusses. So beschreibt die EP 78651 einen Stromungswandler mit einer Uberbruckungskupplung, bei der auf der dem Reibbelag bzw. der Reibfläche abgekehrten Seite des Ringkolbens Kanäle vorgesehen sind, die über Offnungen einerseits mit der axial zwischen einer radialen Wandung des Gehäuses und dem Ringkolben gebildeten ersten Kammer und andererseits mit der zweiten das Turbinen- und Pumpenrad aufnehmenden Kammer verbunden sind. Über die Kanäle strömt 01 von der zweiten Kammer in die erste Kammer, welches zur Kühlung der im Drehmomentfluß zwischen dem Ringkolben und der Turbinennabe vorgesehenen viskosen Kupplung dient.
Der hierbei erzeugte Olstrom bewirkt jedoch, dass das von der Uberbruckungskupplung übertragbare Moment n Folge von im Olstrom auftretenden dynamischen bzw. kinetischen
Vorgangen verringert wird. Die Drehmomentubertragungskapa- zitat der Uberbruckungskupplung nimmt dabei mit zunehmender Drehzahl sowie mit zunehmenden Volumenstrom an 01 ab.
Ein weiterer Nachteil ist darin zu sehen, dass der
Olstrom abhangig von der Temperatur und damit der Viskosität des 01s sowie der Druckdifferenz zwischen den beidseits des Wandlerkolbens anstehenden Drucken ist. Es wurden auch bereits hydrodynamische Drehmomentwandler mit Uberbruckungskupplungen vorgeschlagen, bei denen die Reibbelage mit Nuten zur Olfuhrung und Kühlung versehen sind; die EP 0 428 248 beschreibt einen hydrodynamischen Wandler, dessen Wandleruberbruckungskupplung einen ringförmigen Reibbelag aufweist, in dem Kanäle vorgesehen sind, um das 01 aus dem Druckraum über den ringförmigen Reibbelag strömen zu lassen und dadurch Warme aus dem Reibbelag abzuführen, wenn dieser kontinuierlich am feststehenden Deckel unter Schlupf vorbeilauft.
Die DE A 44 20 959 beschreibt einen hydrodynamischen Stromungswandler mit einer Wandleruberbruckungskupplung, wobei im radialen Bereich der Reibflächen in wenigstens einem der die Reibflächen tragenden oder bildenden Bauteile Kanäle vorgesehen sind, die bei axialer Anlage der Reibflachen einen Olfluß von der einen Druckkammer über die Kanäle radial zur Drehachse des Stromungswandler hm ermöglichen. Die Langenabmessung und die Form dieser Kanäle bzw. Aus- stanzungen muß dabei derart erfolgen, dass der auftretende Stromungswiderstand auf den kritischen Betriebsfall des Drehmomentwandlers bzw. der Wandleruberbruckungskupplung ausgelegt ist; dies bedeutet, dass auch bei maximal mögli¬ cher Oltemperatur nur soviel 01 von der zweiten Kammer in die erste Kammer ablaufen darf, dass der Systemdruck im Drehmomentwandler nicht zusammenbricht.
Diesen beiden letzteren Losungen ist gemeinsam, dass die Kanäle oder Nuten m einem der Reibbelage eine direkte hydraulische Verbindung zwischen den beiden Druckraumen herstellt. Dies fuhrt zu einer starken Abhängigkeit des Oldurchflusses von der Kanaltiefe, wobei e nach dem Her¬ stellungsverfahrer große Toleranzen der Kanaltiefe auftre- ten . Ferner verschleissen diese Kanäle häufig, sodass eine große Vorhaltung der Kanäle erfolgen muß, wodurch die naß laufende Kupplung im Neuzustand einen zu hohen Volumenstrom aufnimmt, den em bliches Kraftfahrzeuggetriebe nicht bereitstellen kann.
Es sind ferner als Sacknuten ausgebildete Kanäle ohne Durchstromung bekannt, die jedoch keinerlei Belagkuhlung ermöglichen .
Ferner sind Bremsscheiben und Kupplungen bekannt geworden, die Vertiefungen zur selbstinduzierten Kühlung durch Luft oder 01 aufweisen, jedoch dichten diese nicht den radial äußeren gegen den radial inneren Rand ab, sodass die Anpressung nicht mittels des Kuhlfluids erfolgen kann. Nur bei sehr aufwendigen Drei-Kanal-Wandlern können derartige als Nuten ausgebildete Kanäle verwendet werden, wobei jedoch m diesen Fallen das Kuhlol nicht zugleich das Druckol ist.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, eine nasse schlupfende Reibkupplung, insbesondere für die Wandleruberbruckungskupplung eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers zu schaffen, wobei em mit der Schlupfdrehzahl ansteigender Kuhlolstrom eine ausreichende Kühlung unabhängig vom Anpreßdruck der Reibflächen gewährleistet und die einfach im Aufbau und billig in der Herstellung ist.
Ausgehend von einer Reibkupplung der eingangs naher genannten Art erfolgt die Losung dieser Aufgabe mit den im kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1 angegebenen Merkmalen; vorteilhafte Ausgestaltungen sind m den Unteranspruchen beschrieben . Die Erfindung sieht also eine schlupfende Reibkupplung vor, die zumindest em in 01 laufendes Paar von Reibflächen enthalt, wobei das Reibtlachenpaar über eine von außen hydraulisch gesteuerte Oldruckdifferenz an einem Druckkolben unter Differenzdrehzahl gegeneinander gepreßt werden kann, derart, dass diese Differenzdrehzahl in einem bestimmten Zeitraum durch die Reibkupplung verringert werden kann oder auch dauerhaft stationär geregelt werden kann. Zu diesem Zweck dichtet das Reibflachenpaar im druckbeaufschlagten Zustand den Druckraum hohen Drucks, der radial außen liegt, gegen den Druckraum niedrigen Drucks ab, der radial innen liegt, wobei in eine Reibfläche ölführende Vertiefungen eingebracht sind, welche in unmittelbarer hydraulischer Verbindung zum radial innen liegenden Druckraum niedrigen Drucks stehen; die Vertiefungen bilden Kanäle, die im radial inneren Druckraum beginnen und in Umfangsrichtung versetzt wieder in denselben inneren Druckraum zurückfuhren; diese Vertiefungen haben einen derartigen Verlauf, dass bei Schlupfen der Kupplung die Schleppwirkung der in Umfangs- πchtung vorubergleitenden Reibflache entlang der Vertiefungen, d. h. der Kanäle, eine Komponente längs der Vertiefungen besitzt, sodass in den Vertiefungen eine mit der Schlupfdrehzahl steigende Oldurchstromung induziert wird, die die Reibfläche kühlt.
Vorteilhafterwelse strömt kuhleres 01 durch eine oder mehrere Offnungen im Druckkolben aus dem Druckraum hohen Drucks in den radial innerhalb des Reibflachenpaars liegenden Druckraum niedrigen 01s derart, dass unmittelbar m den Bereich der Em- und Austritte der Vertiefungen gelangt, wo es sich mit dem heißen 01 vermischt und durch den oben er¬ wähnten Schleppeffekt durch die Vertiefungen gepumpt wird. Die erfindungsgemaße Reibkupplung bietet den Vorteil einer bedarfsangepaßten schlupfabhangigen Reibflachenkuh- lung, wie es insbesondere für Wandleruberbruckungskupplun- gen erforderlich ist; der Oldurchfluß durch den Wandler ist dabei unabhängig von den als Kuhlnuten ausgebildeten Vertiefungen einstellbar, z. B. über Blenden; der verringerte Oldurchfluß im Neuzustand gegenüber den herkömmlichen Kurzschlußnuten mit ihrer Vorhaltung aufgrund von Verschleiß und Toleranzen fuhrt dazu, dass das Getriebe weniger 01 bereitstellen muß; es erfolgt kein Gegendruckaufbau in den Nuten und damit keine Verringerung der Ubertragungsfahig- keit; die Reibkupplung ist einfach und billig herstellbar ohne enge Toleranzanforderungen; die Reibkupplung bietet ein neutrales Verhalten gegenüber Zug und Schub, wobei die Nuten zur Schleppmomentreduzierung bei Druckumkehr als Sacknuten wirken, die einen Ruck zwischen Reibbelag und Reibfläche bewirken, welcher als Abhebedruck wirkt.
Im folgenden wird die Erfindung anhand der Zeichnung naher erläutert, in der vorteilhaftes Ausfuhrungsbeispiele dargestellt sind. Es zeigen:
Fig. 1 schematisch einen Schnitt durch einen hydrodynamischen Drehmomentwandler mit
Wandleruberbruckungskupplung;
Fig. 2 eine Draufsicht auf einen Reibbelag mit den erf dungsgemaß ausgetalteten Vertiefungen und
Fig. 3 verschiedene Formen von erfmdungsgemaßen bis 8 Vertiefungen in den Reibbelagen. Da hydrodynamische Wandler für Automatgetriebe von Kraftfahrzeugen dem Fachmann gut bekannt sind, sind bei dem in Fig. 1 dargestellten schematischen Schnitt nur die wichtigsten Teile mit Bezugszeichen versehen; so bedeuten 1 das Pumpenrad, 2 das Leitrad und 3 das Turbinenrad, die in einem Gehäuse 6 angeordnet sind. In herkömmlicher Weise ist im Gehäuse 6 eine Wandleruberbruckungskupplung 4 vorgesehen, wobei eine der Reibflächen mit einem verstellbaren Kolben 5 verbunden ist. Die Uberbruckungskupplung ist in herkömmlicher Weise wirkungsmaßig parallel zum Drehmomentwandler angeordnet.
Um diese Wandleruberbruckungskupplung über einen Großteil des Betriebsbereiches des hydrodynamischen Wandlers mit Schlupf betreiben zu können, wobei wahrend der Schlupfphasen im Reibeingriffsbereich der Wandleruberbruckungskupplung eine Verlustleistung in Form von Warme anfallt, die bei bestimmten Betπebszustanden zu hoch ist und zu einer Zerstörung zumindest der Reibbelagoberflache sowie eines Teils des im Innenraum vorhandenen Ols fuhren kann, ist nun erfindungsgemaß, wie es in Fig. 2 in Draufsicht gezeigt ist, vorgesehen, dass mindestens einer der Reibbelage 7 mit Vertiefungen 8, 8' ... in Form von im Reibbelag eingebrachten Kanälen bzw. Nuten versehen ist, die in un- mittelbarer hydraulischer Verbindung zum radial innen liegenden Druckraum niedrigen Drucks stehen. Anfang und Ende einer jeαen Nut 8, 8' ist mit demselben Druckraum verbunden, d. h. beim dargestellten Ausfuhrungsbeispiel mit dem radial innen liegenden Druckraum niedrigen Drucks, wobei Anfang und Ende einer jeden Nut 8, 8' einen vorgegebenen Abstand voneinander aufweisen. Da Anfang und Ende einer jeden Nut im gleichen Druckraum munden, wird durch das Reibflachenpaar im druckbeaufschlagten Zustand der radial außen liegende Druckraum hohen Drucks gegen den radial innen liegenden Druckraum niedrigen Drucks abgedichtet. Bei schlupfender Reibkupplung erzeugt die Schleppwirkung der in Umfangsπchtung vorubergleitenden Reibflache entlang der Nuten 8, 8' eine Komponente n Längsrichtung der Nuten, sodass m diesen eine mit der Schlupfdrehzahl steigende Oldurchstromung induziert wird, die die Reibfläche kühlt.
Der Ausschnitt aus einem Reibbelag 7 m Fig. 3 laßt erkennen, dass hierbei zum einen Vertiefungen in Form von Nuten 8 vorgesehen sind, die wie bei dem in Fig. 2 dargestellten Ausfuhrungsbeispiel mit dem radial innen liegenden Druckraum niedrigen Drucks verbunden sind, wahrend zugleich in den Bereichen zwischen diesen Nuten 8 Nuten 9 vorgesehen sind, deren Anfang und Ende einen vorgegebenen Abstand voneinander aufweisen und die in den radial außen liegenden Druckraum hohen Drucks munden. Auch hier erfolgt eine Abdichtung durch das Reibflachenpaar im druckbeaufschlagten Zustand, da keine der Nuten 8, 9 eine Verbindung vom radial innen liegenden Druckraum zum radial außen liegenden Druckraum herstellt. Ein Olaustausch erfolgt einerseits im radial außen liegenden Druckraum höheren Drucks und andererseits im radial innen liegenden Druckraum niedrigeren Drucks .
Bei dem in Fig. 4 dargestellten Ausfuhrungsbeispiel ist mit 7 wieder em Ausschnitt einer ringförmigen Reibfla¬ che dargestellt, wobei hierbei die Form der Vertiefungen 8 stromungsgunstig derart ausgestaltet ist, dass der Eintritt der Nuten 8 eine Schaufelwirkung erzeugt, sodass noch mehr 01 in die Nuten 8 eingepumpt wird. Fig. 5 zeigt eine Nut 8 in einem Reibbelag, die zwischen Anfang und Ende wellenförmig ausgestaltet ist und dabei Umlenkungen aufweist.
Fig. 6 zeigt em Ausfuhrungsbeispiel einer verzweigten Nut 8 in einem Reibbelag 7, bei der ein möglichst großer Anteil des Reibbelages durch das durch die Schleppwirkung m die Nuten 8 mitgenommenen 01 gekühlt wird.
Bei dem in Fig. 7 dargestellten Ausfuhrungsbeispiel sind mehrere übereinander gelagerte, jedoch nicht miteinander direkt in Verbindung stehende Nuten 8, 10, 11 in einem Reibbelag 7 vorgesehen.
Fig. 8 zeigt hakenförmige Nuten 8, 8', die mit dem radial innen liegenden Druckraum niedrigen Drucks verbunden sind sowie Kerben 12 auf der Außenseite der ringförmigen Reibfläche 7, wodurch die dem radial außen liegenden Druckraum höheren Drucks zugewandte Reibbelagflache vergrößert wird.
Wesentlich ist also, wie die Figuren erkennen lassen, dass die erfmdungsgemaß vorgesehenen Vertiefungen in Form von Nuten oder Kanälen in einem Druckraum beginnen und, m Umfangsrichtung versetzt, wieder in denselben Druckraum zurückfuhren, wobei diese Kanäle oder Nuten einen derartigen Verlauf aufweisen, dass bei schlupfender Kupplung die Schleppwirkung der in Umfangsrichtung vorubergleitenden Reibfläche entlang der Nuten oder Kanäle eine Komponente in deren Längsrichtung ausbildet, sodass in ihnen eine mit der Schlupfdrehzahl steigende Oldurchstromung induziert wird, welche die Reibflache kühlt. Bei einem vorteilhaften, zeichnerisch nicht dargestellten, Ausfuhrungsbeispiel strömt kuhleres 01 durch eine oder mehrere Offnungen im Druckkolben 5 von Fig. 1 aus dem Druckraum hohen Drucks in den radial innerhalb des Reibfla- chenpaars niedrigen Drucks und zwar unmittelbar m den Bereich der Em- und Auslasse der Nuten bzw. Kanäle, wo es sich mit dem heißeren 01 vermischt und durch den oben beschriebenen Schleppeffekt durch die Nuten bzw. Kanäle gepumpt wird.
Besonders gunstig ist es, wenn die Offnungen im Druckkolben 5 Blenden sind, da diese den Vorteil einer sehr geringen Toleranz aufweisen. Als besonders vorteilhaft haben sich ein bis zwei Blenden erwiesen, deren Anordnung etwa 0 bis 5 mm radial innerhalb des Belagrandes erfolgt.
Die vorgesehenen Nuten oder Kanäle können außer im Reibbelag auch im Stahl vorgesehen sein oder aber auch in beiden Reibflächen.
Em Reibflachenpaar kann aus dem Reibbelag einer Reiblamelle, die einseitig oder beidseitig Reibbelage tragen kann, bestehen und eine Gegenreibflache mit oder ohne Reibbelag aufweisen.
Bei einem anderen möglichen Ausfuhrungsbeispiel ist der Belag auf dem Wandlerdeckel angebracht, wahrend die Nuten bzw. Kanäle im Kolben vorgesehen sind. Sofern die Vertiefungen als ausgeschnittene oder eingeprägte Nuten hergestellt werden, ist es vorteilhaft, wenn ihre Tiefe mehr als 0,5 mm betragt. Die radiale Erstreckung der Nuten kann bis auf 1 ... 5 mm an den radial äußeren Belagrand erfolgen.
Vorzugsweise betragt der Nutanteil an der Reibbelag- oberflache 20 bis 30 %.
Die Ausformung der Nuten kann je nach den Anforderungen vorgenommen werden, z. B. mit durchgehend gleichem Radius und ohne Querschmttsveranderung mit konstanter Nut- breite über die gesamte Nutlange oder aber mit einer verän¬ derlichen Nutbreite über die Nutlange. Die Nuten können jeweils symmetrisch bezüglich Eintritt und Austritt in den Druckraum ausgebildet werden oder aber auch asymmetrisch dazu. Je nach Bedarf können die Nuten eine oder mehrere Umlenkungen aufweisen, wobei insbesondere der Eintritt der Nuten derart ausgestaltet sein kann, wie es in Fig. 4 dargestellt ist, dass eine Schaufelwirkung entsteht, wodurch noch mehr 01 in die Nuten eingepumpt wird.
Be zugs zeichen
1 Pumpenrad
2 Leitrad
3 Turbinenrad
4 Kupplung
5 Kolben
6 Gehäuse
7 Reibbelag
8 Nut
9 Nut
10 Nut
11 Nut
12 Kerbe

Claims

P a t e n t a n s p r ü c h e
1. Schlupfende Reibkupplung, die mindestens em Paar naßlaufende Reibflächen aufweist, insbesondere schlupfende
Wandleruberbruckungskupplung für den hydrodynamischen Drehmomentwandler eines Kraftfahrzeug-Automatgetriebes, bei der die beiden Reibflächen als Funktion einer externen hydraulischen von einem Druckkolben gesteuerten Oldruckdiffe- renz mit unterschiedlichen Drehzahlen derart in Richtung zueinander beaufschlagt werden, dass die unterschiedlichen Drehzahlen wahrend eines vorgegebenen Zeitraums durch Reibung der Reibflächen aneinander verringert werden oder einen stationären Zustand annehmen, dadurch g e k e n n - z e i c h n e t , dass die beiden Reibflächen im druckbeaufschlagten Zustand den radial außen liegenden Druckraum hohen Drucks gegen den radial innen liegenden Druckraum niedrigen Drucks radial abdichten, dass mindestens eine der Reibflächen ölführende Vertiefungen in Form von Nuten oder Kanälen aufweist, deren beide voneinander beabstandete Enden mit demselben Druckraum verbunden sind und die derart ausgestaltet sind, dass bei schlupfender Reibkupplung die n Umfangsrichtung gleitende Reibfläche eine Schleppwirkung ausübt, deren Komponente in den Vertiefungen eine Oldurch- Strömung als Funktion der Schlupfdrehzahl induziert, welche die Reibfläche kühlt.
2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die Vertiefungen als Nuten in einem der Reibbelage ausgebildet sind.
3. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die Vertiefungen als Nuten in beiden Reibflächen ausgebildet sind.
4. Vorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die Vertiefungen ausgeschnittene oder eingeprägte Nuten mit einer Tiefe von großer 0,5 mm sind.
5. Vorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die radiale Erstreckung der Nuten bis auf 1 ... 5 mm an den radial äußeren Belagrand reicht.
6. Vorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass der Nutanteil auf der Oberflache des Reibbelages 20 bis 30 % betragt .
7. Vorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die Nuten jeweils radial außen und radial innen im Reibbelag angeordnet sind, sodass ein Olaustausch sowohl im Druckraum höheren Drucks als auch im Druckraum niedrigeren Drucks stattfindet.
8. Vorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die Nuten mit gleichmäßigem Radius und ohne Querschnittsveran- derung ausgestaltet sind.
9. Vorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die Nutbreite konstant über die Nutlange ist.
10. Vorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die Nutbreite variabel über die Nutlange ist.
11. Vorrichtung nach einem der vorhergehenden Anspru- ehe, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die
Nuten jeweils symmetrisch bezüglich Em- und Austritt angeordnet sind.
12. Vorrichtung nach einem der vorhergehenden Anspru- ehe, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die
Nuten asymmetrisch bezüglich Em- und Austritt sind.
13. Vorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die Nuten sich verzweigen und wieder vereinigen.
14. Vorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die Nuten eine oder mehrere Umlenkungen aufweisen.
15. Vorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass der Eintritt der Nuten im Reibbelag derart ausgestaltet ist, dass eine Schaufelwirkung zur Erhöhung der eingepumpten Olmenge entsteht.
16. Vorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass in der Nahe der E - und Austritte der Nuten in den Reibbelagen Auslasse vorgesehen sind, die mit Offnungen im Druckkolben des hydrodynamischen Wandlers in Verbindung stehen, sodass aus dem radial außen liegenden Druckraum hohen Drucks in den radial innen liegenden Druckraum niedrigen Drucks einströmendes kuhleres 01 unmittelbar in den Bereich der Ein- und Austritte der Nuten gelangt.
17. Vorrichtung nach Anspruch 16, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die Offnungen im Druckkolben Blenden sind.
18. Vorrichtung nach Anspruch 17, dadurch g e ¬ k e n n z e i c h n e t , dass im Druckkolben em oder zwei Blenden vorgesehen sind, die in einem Bereich zwischen 0 und 5 mm radial innerhalb des Belagrandes vorgesehen sind.
19. Vorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass das Reibflachenpaar aus einem Reibbelag einer Reiblamelle be¬ steht, die einseitig oder beidseitig Reibbelage tragen kann und aus einer Gegenreibflache mit oder ohne Reibbelag besteht .
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