DE2647059C2 - Hydrodynamischer Drehmomentwandler, insbesondere für Fahrzeugantriebe - Google Patents
Hydrodynamischer Drehmomentwandler, insbesondere für FahrzeugantriebeInfo
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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
M2IMx über der Motordrehzahl nu
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/nt=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. ΛΕ) 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 at
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.
Claims (1)
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 (Ra!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:
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Free format text: IN HEFT 52/83 IST DIE VEROEFFENTLICHUNG IM ABSCHN. 1A, ANHANG U. NAMENSVERZ. ZU STREICHEN |
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