DE2647059C2 - Hydrodynamischer Drehmomentwandler, insbesondere für Fahrzeugantriebe - Google Patents

Description

Pumpenschaufelring	1,70	1,49	86°	83°	20°	16°	20°	12°	+ 10°	-10°
Turbinenschaufelring	0,6	0,5	25°	14°	22°	12°	18°	10°	100°	80°
Leitschaufelring	1,18	1,1	31°	24°	39°	29°	15°	5°	80°	40°

und daß die Ausiaßkanten der Pumpenschaufeln (14) und die Einlaßkanten der Turbinenschaufeln (30) auf dem Umfang von Kreisen liegen, deren Radien bei den Pumpcnschaufeln 96 — 85% und bei den Turbinenschaufeln 90-96% des größten Radius der Arbeitskammer betragen un^ die Leitschaufeln (16) eine radiale Ersireckui.g von weniger als 15% des Radialabstandes ihrer Auslaßkanten von der Mittelachse des Wandlers aufweisen.

2. Drehmomentwandler nach Anspruch 1. dadurch gekennzeichnet, daß der Krümmungsradius (r) der Einlaßkanten der Turbinenschaufeln (30)- ungefähr 3% und der der Leitschaufeln (16) ungefähr 13% der jeweiligen Schaufelprofillänge fajbeträgt.

Die Erfindung betrifft einen hydrodynamischen Drehmomentwandler, insbesondere für Fahrzeugantriebe, dessen Schaufelsystem nur aus einem Pumpenschaufeiring, einem Turbinenschaufelring und einem Leitschaufelring besteht, wobei der Leitschaufelring und der Pumpenschaufelring unmittelbar aufeinanderfolgend im zentrifugalen Abschnitt und der Turbinenschaufelring im zentripetalen Abschnitt einer im Querschnitt rotoidförmigen Arbeitskammer angeordnet sind und der Pumpenschaufelring normalerweise mit dem rotierend antreibbaren. die Arbeitskammer begrenzenden Wandlergehäuse, der Turbinenschaufelring mit einer Abtriebswellc und der Leiischaufelring unmittelbar oder über einen Freilauf mit einem festen Gehäuseteil verbunden sind. Ein solcher Wandler ist aus der GB-PS 8 64 358 bekannt geworden.

Bei derartigen Drehmomentwandlern ist es im Hinblick auf die Verwendung eines feststehenden Leitschaufelrings grundsätzlich bekannt, daß beim Betrieb oberhalb des Kupplungspunktes gleichzeitig mit dem Abfall des Wirkungsgrades auch die Drehmomentaufnahme sinkt und dadurch vermieden wird, daß der Wandler mit hoher Drehmomentaufnahme bei geringem Wirkungsgrad einen großen Teil der aufgenommenen mechanischen Energie in Wärmeenergie umsetzt.

Aus der GBPS 8 64 358 ist es bereits bekannt, das Schaufelsystem eines derartigen hydrodynamischen Drehmomentwandlers hinsichtlich der Anström- und Abströmwinkel sowie in einigen Ausführungsbeispielen weiterer Schaufeldaten so zu bemessen, daß die Drehmomentaufnahme und der Wirkungsgrad beim Erreichen des Kupplungspunktes steil abfallen und mit weitersteigendem Drehzahlverhältnis ein Wirkungsgrad erhalten wird, der nur wenig über 0 liegt, so daß auf einen Freilauf für den Leitschaufelkranz verzichte» werden kann. Diese Charakteristik wird jedoch unter Inkaufnahme eines Absinkens der Drehmomentaufnahme im Bereich kleinerer Drehzahlverhältnisse erhalten, was zu geringen Beschleunigungswerten in diesem bereich und damit einem verhältnismäßig trägen Verhalten beim Anfahren und Beschleunigen führt.

Der Erfindung liegt deshalb die Aufgabe zugrunde, einen Drehmomentwandler der eingangs genannten Art dahingehend auszubilden, daß bei steilem Abfall des Wirkungsgrades und der Momentaufnahme oberhalb des Kupplungspunktes die Momentaufnahme mit Abnahme des Drehzahlverhältnisses bis kurz vor den Anfährpunkt ansteigt.

Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe dadurch gelöst, daß die Verhältnisse der Radien der Kreisumfänge (RaIRe), auf denen die Auslaß- und Einlaßkanten der Schaufeln liegen, sowie die Abströmwinkel (λ), die Anstellwinkel (ß), die Teilungswinkel (·/) und die Ablenkwinkel (O) der Schaufeln innerhalb folgender oberer und unterer Grenzwerte liegen

	3	min	a max	26 47	059	min	4	Y max	min	δ max	min
	max	1,49 0,5 1,1	86° 25° 31°	min	ß max	16° 12° 29°	20° 18° 15°	12° 10° 5°	+ 10° 100° 80°	-10° 80° 40°
Pump enschaufelring Turbinenschaufelring LeitschaufeHng	1,70 0,6 1,18		83° 14° 24°	20° 22° 39°

und daß die Auslaßkanten der Pumpenschaufeln und die Einlaßkanten der Turbinenschaufeln auf dem Umfang von Kreisen liegen, de.-en Radien bei den Pumpenschaufeln 96-85% und bei den Turbinenschaufeln 90-96% des größten Radius der Arbeitskammer betragen und die Leitschaufeln eine radiale Erstreckung von weniger als 15% des Radialabstandes ihrer Auslaßkanten von der Mittelachse des Wandlers aufweisen.

Einzelne Entwurfswerte des Ausführungsbeispiels der GB-PS 8 64 358 fallen zwar in die Variationsbreite der vorstehend angegebenen Grenzwerte. Demgegenüber hat sich jedoch gezeigt, daß bei Beachtung aller vorstehenden Grenzwerte nicht nur der steile Abfall des Wirkungsgrades oberhalb des Kupplungspunktes erhalten wird, sondern darüber hinaus die gewünschte Zunahme der Drehmomentaufnahme mit Abnahme des Drehzahlverhältnisses bis kurz vor den Anfahrpunkt, wodurch für das mit dem Wandler versehene Fahrzeug eine gute Beschleunigung beim Anfahren und Hochfahren gewährleistet wird. Durch den steilen Abfall des Wirkungsgrades oberhalb des Kupplungspunktes kann wie beim bekannten Wandler nach der GB-PS 8 64 358 auf einen besonderen Freilauf für das Leitrad verzichtet werden und damit die Schwierigkeiten umgangen werden, die sich bei bestimmten Einsatzzwecken wegen der Größe der zu übertragenden Leistung bei der Anwendung eines Freilaufs ergeben.

Die Erfindung ermöglicht damit, daß bei einem hydrodynrmischen Drehmomentwandler mit Direktkupplung und hohem Beschleunigungsvermögen auch bei niedrigen Drehzahlverhältnissen ein ständig drehfest gehaltener Leitschaufeiring verwendet werden kann, ohne daß bei Direktantrieb große Verluste in Kauf genommen werden müssen. Bei der erfindungsgemäßen Ausführung bleiben diese Verluste in der Größenordnung von etwa 2% der maximalen Eingangsleistung, während ein Freilauf am Leitschaufelring bereits Verluste von etwa 1% erbringt. Bei diesem Vergleich ist außerdem die Tatsache zu berücksichtigen, das bei derartigen Drehmomentwandlern der Freilauf das schwächste Glied ist, nämlich praktisch das einzige, das in der Praxis zu ernsthaften Betriebsstörungen und Beanstandungen führen kann. Die Erfindung erfüllt somit wie der Wandler nach der GB-PS 8 64 358 das bei vielen Anwendungen bestehende Bedürfnis nach Beseitigung des Freilaufs, insbesondere dort, wo in Verbindung mit vielen Getriebestufen eine leistungssparende Direktkupplung zwischen Pumpe und Turbine vorzusehen ist und ein großes Beschleunigungsvermögen beim

mentaufnahme M\ und des Wirkungsgrades η über dem Obersetzungsverhältnis n₂/n\ bei einem Drehmomentwandler nach F i g. 1 mit erfindungsgemäßer Bemessung des Schaufelsystems und Auslegung derselben für hohe Drehmomentaufnahme,

F i g. 2a ein weiteres Diagramm, mit dem Anfahrdrehmomentverhältnis M₂IM_x über der Motordrehzahl n_u

F i g. 3 ein Diagramm ähnlich F i g. 2 bei einem Wandler mit Auslegung des Schau^lsystems für geringe Drehmomentaufnahme.

F ig. 3a ein Diagramm ähnlich ¥ ig. 2a für einen Wandler mit verhältnismäßig geringer Drehmomentaufnahme,

F i g. 4 ein Diagramm mit dem Verlauf der prozentualen lirehmomentaufnahme über dem Drehzahlverhältnis π₂Ιπι im Bereich des Umschaltpunktes, zur Veranschaulichung der Verluste bei eingeschalteter Diraktkupplung,

Fig.5(a-c) Teildarstellungen des Pumpenschaufelrings, des Turbinenschaufelrings und des Leitschaufelrings zur Veranschaulichung der Schaufelprofile und ihrer Anordnung gegenüber der Wandlerachse,

F i g. 6 eine Teildarstellung des Turbinenschaufelrings ähnlich Fig.5b mit nur einer Turbinenschaufel zur Erläuterung der Umrechnung auf die erfindungsgemäßen Schaufeldaten, wenn von anderen Winkeldefinitionen wie beispielsweise nach der GB-PS 8 64 358 ausgegangen wird,

F i g. 7a und 7b vergrößerte Darstellungen des T'irbinenschaufelprofils bzw. des Leitschaufelprofils und Fig.8 eine vergrößerte Darstellung des Pumpenschaufelprofils, wobei die ausgezogene Linie für verhältnismäßig hohe Drehmomentaufnahme und die gestrichelte Linie für verhältnismäßig geringe Drehmomentaufnahme gelten.

F i g. 1 zeigt einen der Erfindung zugrundeliegenden Drehmomentwandler in seiner einfachsten Form. Dabei ist mit 2 ein festes Stützglied bezeichnet, an dem das Leitrad 4 befestigt und das Wandlerumlaufgehäuse 6 mittels eines Lagers 8 drehbar gelagert ist. Das Wandlerumlaufgehäuse dichtet gegen das Stützglied 2 mittels einer Kolbenringdichtung 10. Das Umlaufgehäuse 6 hat ein Vorderteil 12 und enthält im hinteren Bereich einen Pumpenschaufelring 14, während das Leitrad 4 einen Leitschaufeiring 16 trägt. Die Leitscha-jfeln sind an den freien Enden durch einen Kernring 18 miteinander verbunden. In ähnlicher Weise sind die Pumpenschautelr durch einen Kernring 20 miteinander verbunden. Innerhalb des festen Stützgliedes 2 ist

Anfahren und Hochfahren des Fahrzeugs verlangt wird. m> mitteis eines Lagers 22 die Turbinenwelle 24 gelagert,

Die Erfindung wird nachstehend an Hand der Zeichnung näher erläutert. Es zeigt

Fig.] einen Längsschnitt durch einen l'/2Stufigen Drehmomentwandler mit einem Pumpenschaufelring, einem Turbinenschaufelring und einem feststehenden Leitradschaufelring zu- Anwendung der erfindungsgemäßen Bemessung des Schaufelsystems,

Fig.2 ein Diagramm mit dem Verlauf der Drehmodie ferner am vorderen Ende des Gehausevorderteils 12 mittels eines Gleitlagers 26 gelagert ist. Auf der Turbinenwelle 24 ist ein Turbinenrad 28 befestigt, das einen Turbinenschaufelring 30 trägt, dessen Schaufeln an den freien Enden durch einen Kernring miteinander verbunden sind.

Zur Durchleitung von Arbeitsflüssigkeit durch die Wandlerkammer und zur Aufrechterhaltune des erfor-

derlichen Arbeitsdrucks darin sind Kanäle 34 im festen Stützglied und Kanäle 36, 38 und 40 in der Turbinenwelle vorhanden und zwischen den Teilen 2,4 einerseits und 28, 24 andererseits ist ein Rückführkanal zu einem Kanal 44 im Stützglied 2 gebildet. Die Arbeitsflüssigkeit kann zwischen den Kanälen 34 und 44 in beiden Richtungen geführt werden. Das Wandlerumlaufgehäuse 6, 12 wird normalerweise von dem Schwungrad 46 eines (nicht gezeigten) Antriebsmotors über eine axial nachgiebige, jedoch praktisch torsions- to steife Kupplung 48 angetrieben.

Die Form der Schaufelblätter 30,14 und 16 und deren Daten werden an späterer Stelle in Verbindung mit den F i g. 5a, b und c erläutert.

In Fig.2 gibt die Kurve M\ den Verlauf des Eingangsdrehmoments bei einem Wandler nach Fig. 1 mit Auslegung der Pumpenschaufeln für verhältnismäßig große Drehmomentaufnahme, bezogen auf 2000 U/min und die Größe 1,0, in Abhängigkeit von dem Drehzahlübersetzungsverhältnis nj/πι wieder. Die Auslaßkanten der Pumpenschaufeln befinden sich hierzu auf einem verhältnismäßig großen Durchmesser und in radialer oder positiver Richtung im Verhältnis zur Drehrichtung des Pumpenschaufelrings. Der Kupplungspunkt ist bei π₂/πι =0,835 erreicht. Es läßt sich ersehen, daß bereits bei /Ι2//Ϊ1 =0,865 das Eingangsdrehmoment, d. h. also die Drehmomentaufnahme, auf einen Wert abgesunken ist, der nur noch etwa 3 bis 4% der Drehmomentaufnahme bei maximalem Wirkungsgrad liegt. Kurz oberhalb von ni/n_t=0,9 sinkt die Drehmomentaufnahme auf 2% des Eingangsdrehmoments bei maximalem Wirkungsgrad. Es verdient Beachtung, daß der optimale Wirkungsgrad des Schaufelsystems, falls dieses spanend bearbeitet oder im Formgußverfahren hergestellt ist, oberhalb von 90% selbst bei einem )5 kleinen Schaufelblattsystem mit einem Durchmesser von nur 25Ö mm Hegt.

Aus der in F i g. 2a über der Eingangsdrehzahl für eine bestimmte Wandlergröße aufgetragenen Drehmomentverhältnis MilM\ im Stillstand der Abtriebswelle -to (Anfahren) geht ferner hervor, daß dieses Anfahrdrehmomentverhältnis init etwa 2,3 über einen großen Bereich der Eingangsdrehzahl n\ im wesentlichen konstant ist.

Wie aus F i g. 2 hervorgeht, steigt das Eingangsdrehmoment mit abnehmendem Drehzahlverhältnis Π2/Π1 bis auf das 1.5fache des Wertes im Kupplungspunkt an, was zu größtmöglichen Beschleunigungswerten bei normalen Fahrzeugantrieben führt.

F i g. 3 und 3a zeigen entsprechende Kurven bei einem für verhältnismäßig geringe Drehmomentaufnahme ausgelegten Schaufelsystem, bei welchem die Auslaßkanten der Pumpenschaufeln auf einem kleineren Durchmesser liegen. Sowohl bei Fig.2 als auch bei F i g. 3 liegt der Wirkungsgrad oberhalb 90%. bevor die Drehmomentaufnahme auf einen sehr geringen Wert zusammenbricht.

F i g. 3a läßt erkennen, daß auch bei einem Wandler, der für verhältnismäßig geringe Drehmomentaufnahme ausgelegt ist, das Anfahrdrehmomentverhältnis M-JM\ eo mit über 23 einen hohen Wert erreicht und über einen großen Drehzahlbereich Tiahezu unverändert bleibt.

F i g. 4 zeigt die prozentuale Drehmomentaufnahme des Wandlers im Direktantriebsbereich und unmittelbar darunter.

Der Punkt 2 und die davon ausgehende Kurve 2 zeigen die Drehmomententwicklung bei und unterhalb ih/ri\ — 1 bei feststehendem Leitschaufelring. Demgemäß läßt sich Direktantrieb ohne Freilauf für das Leitrad verwenden.

Der Punkt 1 und die davon ausgehende Kurve zeigen die Drehmomentaufnahme bei und unterhalb /7j//7i — 1. wenn ein herkömmliches Schaufelsystem in Verbindung mit einem Freilauf für das Leitrad verwendet wird.

Die Unterschiede zwischen den Punkten bzw. Kurven 1 und 3 rühren davon her, daß bei dem erfindungsgemäßen Schaufelsystem dem Leitrad ein beträchtlicher Schlupf gegenüber dem Pumpenrad und dem Turbinenrad ohne Ansteigen der Drehmomentaufnahme ermöglicht wird. Fig.4 erklärt, warum die Drehmomentcharakteristik des erfindungsgemäßen Schaufelsystems in bestimmten Fällen die Verwendung eines Freilaufs überflüssig macht, auch wenn Direktantrieb vorgesehen ist, und warum bei Verwendung sowohl eines Freilaufs wie einer Direktkupplung die Arbeitsbedingungen des Freilaufs verbessert werden und die Verluste bei Direktantrieb im Verhältnis zu den Verlusten bei bekannten Schaufelsystcmen wirksam vermindert werden. Für ein gutes Verständnis des Einflusses auf den Ölverbrauch ist es erforderlich, die prozentualen Verluste bei Vollast mit der prozentualen durchschnittlichen Teilbelastung im jeweiligen Anwendungsfall zu vergleichen. Dies bedeutet, daß für einen Anwendungsfall rn>t hoher prozentualer Durchschnittsbelastung die zusätzlichen Verluste durch das Fortlassen des Freilaufs von nur geringem Einfluß sind, während für einen Anwendungsfall mit hoher Drehzahl und verhältnismäßig geringer Durchschnittsbelastung die zusätzlichen Verluste einen beträchtlichen Einfluß ausüben. Beispielsweise kann ein Drehmomentwandler für gewerbliche Zwecke ohne Freilauf auskommen, wenn das erfindungsgemäße Schaufelsystem mit eingerückter Direktkupplung verwendet wird.

Wie aus F i g. 1 ersichtlich, beträgt die größte axiale Erstreckung der Arbeitskammer weniger ais 50% ihres größten Radius, bezogen auf die Wandlerachse.

Die F i g. 5a, 5b und 5c zeigen die Profile der Pumpen-, Turbinen- und Leitschaufeln und deren Anordnung in bezug auf die Wandlerachse O, wobei außer den Radien der Einlaß- und Auslaßkanten (R* bzw. Λ_Ε) auch die für die Schaufeln charakteristischen Winkel, nämlich die Abströmwinkel «, die Anstellwinkel ß. die Teilungswinkel γ und die Ablenkwinkel δ eingezeichnet sind.

F i g. 6 zeigt am Beispiel einer Turbinenschaufel, wie der Anstellwinkel β und der Ablenkwinkel δ wenigstens näherungsweise errechnet werden können, wenn, wie im Fall der GB-PS 8 64 358. neben dem Abströmwinkel, der dort mit a₂ bezeichnet ist, der Anströmwi-kel a_t vorgegeben ist und auch die Radien Re und Ra der Kreise und die Wandlerachse, auf denen die Einlaßbzw. Auslaßkanten der Schaufeln liegen, sowie die Schaufellängen L bekannt sind. Der Anstellwinkel β ergibt sich demnach aus der Beziehung

und der Ablenkwinkel δ aus der Gleichung

δ = 180°- (a, +flj + K), wobei sich κ aus der Beziehung

COSK =

errechnet. Dabei ist vereinfachend angenommen, daß die Schaufel am Abströmende derart spitz zuläuft, daß der zwischen den Profilschenkeln gemittelte Winkel a-i praktisch mit dem an der Profilaußenseite gemessenen Winkel λ zusammenfällt.

Die Fig. 7a und 7b zeigen noch einmal in vergrößertem Maßstab das Profil einer Turbinenschaufel bzw. jiner Leitschaufel mit der Länge a und der größten Durchwölbung b sowie einer durch den Radius r bestimmten charakteristischen Krümmu^ an der Einlaßkante, wobei dieser Radius im Verhältnis zur Schaufellänge bei der Turbinenschaufel etwa 3% und

bei der Leitschaufel etwa 13% beträgt.

Schließlich zeigt F i g. 8 das Profil einer Pumpenschaufel, wobei die mit ausgezogener Linie dargestellte Schaufelform und -länge dem Wandler ein hohes spezifisches Drehmomentaufnahmevermögen und die mit gestrichelter Linie eingezeichnete Schaufelform und -länge ein verhältnismäßig geringes spezifisches Drehmomentaufnahmevermögen verleihen. Unabhängig davon bleibt jedoch, wie oben bereits in Verbindung mit den Fig.2 und 3 erläutert wurde, das typische Betriebsverhalten des erfindungsgemäßen Schaufelsystems unverändert.

Hierzu 9 Blatt Zeichnungen

Claims (1)

Patentansprüche:

1. Hydrodynamischer Drehmomentwandler, insbesondere für Fahrzeugantriebe, dessen Schaufelsystem nur aus einem Pumpenschaufelring, einem Turbinenschaufelring und einem Leitschaufelring besteht, wobei der Leitschaufelring und der Pumpenschaufelring unmittelbar aufeinanderfolgend im zentrifugalen Abschnitt und der Turbinenschaufelring im zentripetalen Abschnitt einer im Querschnitt toroidförmigen Arbeitskammer angeordnet sind und der Pumpenschaufelring normalerweise mit dem rotierend antreibbaren, die Arbeitskammer begrenzenden Wandlergehäuse, der Turbinenschaufelring mit einer Abtriebswelle und der Leitschaufelring unmittelbar oder über einen Freilauf mit einem festen Gehäuseteil verbunden sind, dadurch gekennzeichnet, daß die Verhältnisse der Radien der Kreisumfänge (R_a!Re). auf· c'jHien die Auslaß- und Einlaßkanten der Schaufeln liegen, sowie die Abströmwinkel (α), die Anstellwinkel iß), die Teilungswinkel (γ) und die Ablenkwinkel (δ) der Schaufeln innerhalb folgender oberer und unterer Grenzwerte liegen: