Antriebsanlage mit Gasturbine und nachgeschaltetem Strömungsgetriebe, insbesondere für Triebfahrzeuge und Anlagen mit ähnlichen Betriebsverhältnissen Die Gasturbine gewinnt in letzter Zeit für An triebe von Triebfahrzeugen und vor allem von Schie nenfahrzeugen zunehmende Bedeutung. Sie weist nämlich ausser geringem Raumbedarf und Gewicht bereits von Haus aus einen Drehmoment-Drehzahl verlauf mit sogenannter Reihenschlusscharakteristik auf, d. h. dass bei kleiner Turbinendrehzahl und da mit kleiner Fahrgeschwindigkeit hohe Drehmomente abgegeben werden können und umgekehrt, welche Eigenschaften bei Fahrzeugantrieben sehr erwünscht sind.
Dieses günstige Betriebsverhalten der Gasturbine ist allerdings in den meisten Fällen noch nicht ganz ausreichend, um den steigenden Anforderungen des neuzeitlichen Fahrbetriebes hinsichtlich Zugkraft, Grösse des Geschwindigkeitsbereiches, Brennstoffver brauch usw. vollkommen zu entsprechen.
Hinzu kommt noch der für Gasturbinen eigentüm liche Mangel, dass ihr Drehmoment-Drehzahlfeld nicht in dem ganzen Arbeitsbereich praktisch ausgenutzt werden kann; vor allem ist in dem Gebiet hoher Dreh momente und kleiner Drehzahlen bei längerer Be triebszeit eine thermische Überbeanspruchung der Be- schaufelung zu befürchten, siehe hierzu den schraf fierten Bereich in dem Diagramm nach Fig. 2. Ferner kann die Gasturbine mit Rücksicht auf die hohen Drehzahlen und Massenkräfte nicht bis zu ihrer an sich möglichen höchsten Drehzahl ausgefahren wer den.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zu Grunde, die vorgenannten Nachteile von Gasturbinenantrieben für Fahrzeuge und auch für stationäre Anlagen mit ähn lichen Betriebsverhältnissen zu umgehen oder zu ver meiden, indem der Gasturbine ein besonders ausge bildetes Strömungsgetriebe nachgeschaltet wird.
Die ses Getriebe weist erfindungsgemäss einen unteren Gangbereich mit einem Strömungswandler und min destens einen oberen Gangbereich mit Kupplungen auf, wobei der Strömungswandler so ausgelegt ist, dass in dem mit Wandler arbeitenden Gangbereich durch das Getriebe nur Drehmomente der Gasturbine auf genommen werden können, die bei der jeweiligen Gasturbinendrehzahl kleiner sind als die hierbei von der Gasturbine in ihrem Arbeitsbereich mit thermi scher Überbeanspruchung abgegebenen Drehmomente.
Der Strömungswandler wird also so ausgelegt, dass entsprechend seiner bei Null beginnenden und parabolisch verlaufenden Kurve für sein Primärdreh moment das Strömungsgetriebe nur Drehmomente von der Gasturbine aufnehmen kann, die stets kleiner sind als die des Turbinenarbeitsbereiches mit thermi scher Überlastung. Eine solche Überlastung der Tur- binenbeschaufelung ist also nunmehr sowohl bei Voll- als auch bei Teillast der Turbine zwangläufig ausge schlossen. Erst nach dem Überschreiten des gefährde ten Anfahr-Drehzahlbereiches der Turbine nimmt der Wandler bzw. das Strömungsgetriebe das volle Tur binenmoment auf.
Anderseits liefert der Wandler infolge seiner Fähigkeit zum Momentwandeln trotz dem hohe Anfahrzugkräfte. Da der Wandler aus schliesslich im untersten Geschwindigkeitsbereich also nur während begrenzter Zeiträume - eingeschal tet ist, hat sein mässiger Wirkungsgrad nur einen ge ringen Einfluss auf die Gesamtwirtschaftlichkeit. Wäh rend der überwiegenden Betriebszeit wird mit dem oder den Kupplungsgängen im oberen Fahrbereich gearbeitet, die einen hohen Wirkungsgrad und zufolge ihrer geeignet gewählten mechanischen Untersetzung günstige Geschwindigkeitsverhältnisse ergeben.
Es sind wohl bereits früher Gasturbinenantriebe mit einem Strömungsgetriebe vorgeschlagen worden, das nur einen Strömungswandlergang oder einen Strö mungskupplungsgang aufwies. Mit einem solchen Ge triebe können jedoch nicht die hohen Anforderungen des Fahrbetriebes hinsichtlich hoher Zugkraft, eines grossen Fahrgeschwindigkeitsbereiches und eines trag baren Wirkungsgrades und Brennstoffverbrauches er füllt werden. Bei einem anderen vorbekannten An triebe für Fahrzeuge ist der Gasturbine ein Strö- mungswandler und diesem ein Zahnradwechselge triebe nachgeschaltet; in diesem Falle ist der Dauer wirkungsgrad des Getriebes gering, da der Wandler im gesamten Fahrbereich eingeschaltet bleiben muss.
Ausserdem fehlt diesen älteren Vorschlägen gerade die wesentliche Erkenntnis, dass der Strömungswand- ler in bezug auf den Gasturbinenarbeitsbereich mit thermischer Überlastung in ganz bestimmter Weise ausgelegt sein muss.
Ein anderer früherer Vorschlag betrifft den An trieb einer Hilfsschwungmasse durch eine als Ab dampf-, Abgas-, Druckluft- oder Flüssigkeitsturbine ausgebildete Hilfskraftmaschine (die zusätzlich neben einer Hauptkraftmaschine vorgesehen ist) über ein Strömungsgetriebe mit einem Strömungswandler und einer Strömungskupplung.
An der Hilfsschwungmasse herrschen jedoch grundsätzlich andere Betriebsver hältnisse als an den Antrieben, für die die vorliegende Antriebsanlage bestimmt und zweckmässig ist; vor allem ist aber bei diesem Schwungmassenantrieb wie auch bei einem weiteren älteren Vorschlag für einen Gasturbinenschiffsantrieb mit einem Strömungswand- lergang und einem Kupplungsgang gleichfalls nichts über die Auslegung des Wandlers und nicht einmal darüber geoffenbart, für welchen Gangbereich (Ge schwindigkeitsbereich) der Wandler und die Kupplung dienen sollen.
Die Kupplungen der vorliegenden Antriebsanlage müssen sich wohl im Betrieb schalten lassen, können aber sonst beliebig, beispielsweise als mechanische Schaltkupplungen - wie etwa Reibkupplungen oder dergleichen --7 ausgebildet sein. Zweckmässigerweise werden Strömungskupplungen verwendet. Diese so wie der Strömungswandler können zwecks Ein- und Ausschaltens füll- und entleerbar ausgebildet sein, wie dies bei Strömungsgetrieben für andere Anwen dungsgebiete an sich bereits bekannt ist. Mit einer solchen Ausbildung erzielt man dann trotz der hohen Drehzahlen und selbst bei grossen Leistungen ein ein wandfreies und stossfreies Schalten.
Ferner ist es vorteilhaft, eine selbsttätige Um schaltung zwischen den einzelnen Gängen (Wandler und Kupplungsgängen) des Getriebes vorzusehen. Da durch ist es möglich, die Unzulänglichkeiten der will kürlichen Bedienung zu vermeiden und ein Umschal ten in den richtigen Betriebspunkten zu erzielen.
Auf beiliegender Zeichnung sind drei Ausfüh rungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes und seine Wirkungsweise dargestellt, und zwar zeigen: Fig. 1 eine schematische Darstellung einer Gas turbinenlokomotive mit Strömungsgetriebe mit einem Wandler- und zwei Kupplungsgängen, Fig. la eine Schemazeichnung der Strömungs kreisläufe des Getriebes der vorgenannten Lokomo tive sowie der Füll- und Leereinrichtung dieser Kreis läufe, Fig. 2 ein Diagramm für die Drehmomente der Gasturbine dieser Lokomotive in Abhängigkeit von der Gasturbinendrehzahl, Fig. 3 ein mit der Fig. 2 korrespondierendes Dia gramm für die Gasturbinendrehzahl in Abhängigkeit von der Fahrzeuggeschwindigkeit, Fig. 4 ein zweites Ausführungsbeispiel eines Schie nenfahrzeugantriebes mit einem Wandlergang, einem mechanischen Kupplungsgang sowie einem hiermit vereinigten Wendegetriebe, Fig.
5 ein weiteres Beispiel eines Gasturbinen antriebes, der einen unteren Gang mit einem Wandler und einem Leistungsteiler-Planetengetriebe sowie einen zweiten rein mechanischen Gang aufweist, und Fig.6 und 7 zwei Kurvenschaubilder, die den Verlauf der wichtigsten Kennwerte des Antriebes nach Fig. 5 veranschaulichen.
Bei der in Fig. 1 schematisch dargestellten Gas turbinenlokomotive treibt die Gasturbine 1 über das Strömungsgetriebe 2, das Wendegetriebe 3, die Kar danwellen 4, 5 und die Achsgetriebe 6, 7 die Treib- achsen 8, 9 an. Das Getriebe 2 weist einen Strö- mungswandler W für den unteren und zwei Strö mungskupplungen K1 und K2 für den mittleren bzw. oberen Fahrbereich auf. Die Pumpenräder 11, 12 und 13 dieser Strömungskreisläufe sind auf einer gemein samen Getriebewelle 14 befestigt und stehen über das Zahnräderpaar 15, das die hohe Gasturbinendrehzahl auf einen erträglichen Wert reduziert, mit der Turbine dauernd in Triebverbindung.
Das Turbinenrad 16 des Wandlers sowie das Turbinenrad 17 der Strömungs kupplung K1 treiben über eine gemeinsame Hohlwelle und das Untersetzungszahnräderpaar 18 die Aus gangswelle 19 an. Das Turbinenrad 20 der Kupplung K, steht über das Zahnräderpaar 21, das eine ge ringere Untersetzung als die Räder 18 aufweist, eben falls mit der Welle 19 in Triebverbindung. Letztere treibt das nicht näher dargestellte Wendegetriebe 3 üblicher Bauweise an, das eine Drehrichtungsumkehr und somit ein Schalten auf Vorwärts- und Rück wärtsfahrt ermöglicht.
Durch wahlweises Füllen und Entleeren der drei Strömungskreisläufe W, K1 und K., wird der erste bzw. zweite oder dritte Fahrgang eingeschaltet. Das Umschalten erfolgt bei diesem Ausführungsbeispiel selbsttätig in Abhängigkeit von der Fahrgeschwindig keit, könnte aber auch von oder noch von anderen Betriebsgrössen abhängig sein, beispielsweise noch vom Drehmoment oder der Turbinenfüllung.
Fig. la zeigt ein Schema der Füll- und Leerein richtung für die Strömungskreisläufe W, K1 und K_ Hiernach wird die Füllpumpe 40 von der Primärwelle 14 über ein Kegelradgetriebe 41, 42 dauernd ange trieben. Die Pumpendruckleitungen 43, 44, 45 stehen mit den Steuerorganen 46 und 47 in Verbindung. In der gezeichneten Stellung des Steuerorgans 46, das hier als Dreiweghahn ausgebildet ist, kann das von der Pumpe 40 geförderte öl über die Fülleitung 48 in den Arbeitsraum des Wandlers W gelangen; dieser wird dann gefüllt.
In einer zweiten nicht gezeigten Stellung verbindet der Hahn 46 die Leitung 48 mit der Entleerleitung 49 und sperrt die Druckleitung 44 ab; dies entspricht dem Betriebszustand Wandler entleeren . In ähnlicher Weise wirkt auch das Steuer organ 47, indem die Fülleitungen 50, 51, 52 für die Strömungskupplung K1 oder aber die Fülleitungen 53, 54, 55 für die Strömungskupplung K2 wahlweise mit der Pumpendruckleitung 45 verbunden werden kön nen (Füllen der entsprechenden Kupplung). Bei einer dritten Hahnstellung sind ausserdem sämtliche Füll- leitungen 50 bis 55 abgesperrt (Leerung beider Strö mungskupplungen).
Das Entleeren der Strömungs kupplungen erfolgt durch am Umfang der Kupplungs schalen angeordnete und dauernd geöffnete Abspritz- öffnungen 56 und 57.
Die Wirkungsweise des Lokomotivantriebes sei anhand des Diagrammes der Fig. 2 genauer beschrie ben. Hierbei stellt der Linienzug 30 das bei voller Füllung mögliche Gasturbinendrehmoment in Ab hängigkeit von der als Abszisse aufgetragenen Gas turbinendrehzahl nTurb dar. Bei stillstehendem Tur binenläufer (nTurb - Null) ist hiernach ein grösst mögliches Turbinendrehmoment Mmax erreichbar. Mit zunehmender Turbinendrehzahl nimmt das Turbinen drehmoment stetig ab, welche Charakteristik für Fahrzeugantriebe an sich günstig ist. Der schraffierte Bereich 31 des Drehmoment-Drehzahlfeldes kann je doch nicht oder höchstens nur für eine sehr kurze Zeit ausgenutzt werden, da sonst die Gasturbinen- beschaufelung wegen zu hoher thermischer Beanspru chung Schaden leiden würde.
In das gleiche Schaubild ist noch die Kurve 32 für das durch den Wandler W von der Gasturbine abverlangte Drehmoment eingezeichnet, das mit zu nehmender Drehzahl von Null aus parabolisch an steigt. Wie ersichtlich, wird also beim Fahren im Wandlergang die Turbine nur mit Drehmomenten be lastet, die stets kleiner sind als die Drehmomentwerte des Arbeitsbereiches mit thermischer Überlastung. Erst bei der beträchtlichen Turbinendrehzahl n", bei der eine solche Überlastung der Gasturbine nicht mehr zu befürchten ist, nimmt der Wandler entspre chend dem Betriebspunkt 33 nunmehr das volle Gas turbinenmoment auf. Dabei ist infolge der Dreh momentwandlung des Wandlers trotzdem eine hohe Anfahrzugkraft an den Treibachsen verfügbar.
Zum Vergleich sei noch auf die punktierte Kurve 34 verwiesen, die das der Turbine abverlangte Dreh moment eines Antriebes darstellt, dessen Strömungs- wandler nicht erfindungsgemäss ausgelegt ist. Hierbei ist in dem Drehzahlbereich zwischen den Betriebs punkten 35 und 36 eine thermische Überlastung mög lich.
Reicht die mit dem Wandlergang erzielbare höchste Fahrgeschwindigkeit nicht mehr aus, so wird - wie bereits erwähnt selbsttätig - in Abhängigkeit von der Fahrgeschwindigkeit durch Entleeren des Wandlers W und durch Füllen der Strömungskupp lung K1 .auf den nächsthöheren Fahrgang umgeschaltet (Betriebspunkt 33). In diesem Kupplungsgang wird das jeweilige Gasturbinendrehmoment, bei Betrieb mit grösster Turbinenfüllung also ein Moment nach der Linie 33/37, stets in voller Höhe vom Getriebe aufgenommen und mit hohem Wirkungsgrad über tragen. Die Drehzahlsteigerung erfolgt in diesem Gang ausschliesslich durch Veränderung der Turbinendreh zahl von n" bis auf no.
Um die Fahrgeschwindigkeit noch weiter zu stei gern, wird beim Erreichen der der Turbinendrehzahl n" entsprechenden Fahrgeschwindigkeit die Strö mungskupplung K1 entleert und die Strömungskupp lung K2 gefüllt. Da deren Abtrieb eine geringere Un tersetzung aufweist, ist die hiermit erzielbare Fahr geschwindigkeit grösser als im vorhergehenden Kupp lungsgang.
Die gegenseitige Zuordnung der Gasturbinendreh zahl nTurb und der Fahrzeuggeschwindigkeit V ist für den Beharrungszustand aus dem Diagramm der Fig. 3 ersichtlich. In dem Fahrgeschwindigkeitsbereich von O bis V1 ist der Wandlergang eingeschaltet, wobei die Turbinendrehzahl etwa konstant, und zwar gleich dem Wert n" nach Fig. 2 ist. Die Zugkraft- und Ge schwindigkeitsänderung bewirkt in diesem Bereich der Strömungswandler auf Grund der ihm eigentümlichen Wandlungscharakteristik. Bei der Fahrgeschwindig keit V1 wird automatisch auf den Gang der Kupplung K1 umgeschaltet. Von nun an ist zum Steigern der Fahrgeschwindigkeit eine ihr proportionale Erhöhung der Turbinendrehzahl erforderlich.
Beim Erreichen einer Fahrgeschwindigkeit von V2, die der Turbinen drehzahl n" zugeordnet sei, wird schliesslich auf den Gang der Kupplung K2 mit kleinerer Untersetzung umgeschaltet. Der Verlauf der Gasturbinendrehzahl nach Fig. 3 gilt auch für die Drehzahl der Getriebe welle 14 (Primärwelle), wobei deren Drehzahl ledig lich entsprechend der Untersetzung des Räderpaares 15 kleiner ist.
Aus der Fig. 3 ist erkennbar, dass dem Fahrge schwindigkeitsbereich jedes Kupplungsganges ein Turbinendrehzahlbereich von n" bis<I>n"</I> zugeordnet ist. Die Turbinendrehzahl n" sei dabei so hoch gewählt, wie dies mit Rücksicht auf einen tragbaren Brenn stoffverbrauch und die höchst zulässigen Drehzahlen und Massenkräfte möglich ist.
Zweckmässigerweise ist hierbei die Untersetzung jedes der Kupplungsgänge K1 und K2 so bemessen und die selbsttätige Schalt einrichtung für solche Umschaltpunkte - hier für ein Schalten bei den Fahrgeschwindigkeiten V1 und V2 <I>-</I> so ausgelegt, dass jeder Kupplungsgang einem Drehzahlbereich der Gasturbine entspricht,
der ober halb der mit Rücksicht auf die thermische über lastung zulässigen niedrigsten sowie unterhalb der noch tragbaren höchsten Gasturbinendrehzahl liegt. Es wird dann in jedem Kupplungsgang gerade der ohne Schwierigkeiten ausnutzbare günstige Teil des Turbinenarbeitsbereiches verwendet. Die Fig. 4 zeigt das Schema einer abgewandelten Antriebsanlage, die ebenfalls für ein Schienentrieb fahrzeug bestimmt ist. Hierbei treibt die Gasturbine 101 wiederum über ein Untersetzungsräderpaar 102 die Getriebewelle<B>103</B> des Strömungsgetriebes an.
Dieses weist einen dauernd gefüllt gehaltenen Strö- mungswandler W für den unteren und eine Lamellen reibungskupplung K für den oberen Fahrgang auf. Das Turbinenrad 105 des Wandlers steht über ein Untersetzungsräderpaar 106 mit der Getriebezwi schenwelle 107 in Verbindung; desgleichen ist auch der getriebene Teil der mechanischen Kupplung K über ein Untersetzungsräderpaar 108, allerdings mit kleinerer Untersetzung als 106, mit der Welle 107 verbunden. Nach einer zweckmässigen Ausführungsform weit der unterste Gang in an sich bekannter Weise einen Freilauf 109 auf, der hier zwischen dem Turbinen rad 105 und dem Räderpaar 106 angeordnet ist.
Der Freilauf unterbricht die Verbindung des ersten Gan ges stets dann selbsttätig, sobald dessen Abtriebsge schwindigkeit niedriger wird als die des bereits (und gleichzeitig) eingeschalteten nächsthöheren Ganges. Das Leitrad 104 des Wandlers löst sich hierbei über einen zweiten Freilauf 117 von dem Gehäuse und läuft ebenfalls frei um, so dass der Wandler unwirk sam ist. Bei Antrieben mit mehreren Kupplungsgän gen können auch die unteren Kupplungsgänge je einen sinngemäss in gleicher Weise angeordneten Freilauf erhalten. Durch diese Ausbildung wird nicht nur eine Zugkraftminderung oder gar eine Zugkraftunter brechung beim Schalten vermieden, sondern auch eine plötzliche Entlastung und damit ein Durchgehen der Turbine unterbunden.
Das Strömungsgetriebe nach Fig. 4 ist ausserdem in einer dem Prinzip nach bekannten Weise unmittel bar mit einem Wendegetriebe vereinigt, das ein Zahn rad 110 für den Vorwärtsgang und ein Umkehrzahn rad 111 sowie ein Zahnrad 112 für den Rückwärts gang aufweist. Die Räder 110 und 112 sind lose auf der Abtriebswelle 113 gelagert und können durch die Wendeschaltmuffe 114 wahlweise mit der Welle 113 gekuppelt werden. Die unmittelbare Vereinigung des Strömungsgetriebes mit dem Wendegetriebe ergibt eine Verringerung des Bauaufwandes (die Zahnräder auf der Vorgelegewelle 107 erfüllen doppelten Zweck) und des Raumbedarfes. Mit 115 und 116 sind die zu den nicht dargestellten Treibachsen führenden Kar danwellen bezeichnet.
Bei dem Antrieb nach Fig. 5 treibt die Gasturbine 201 über das Sonnenrad 202 die miteinander fest ver bundenen Planetenräder 203, 204, den Planetenträger 205 und ein zweites Sonnenrad 206 an. Ferner ist der Planetenträger 205 über die Hohlwelle 207 mit dem Pumpenrad 208 des dauernd gefüllten Strö- mungswandlers W starr gekuppelt. Dessen Turbinen rad 209 steht über den Freilauf 210 mit der Ge triebeabtriebswelle 211 in Triebverbindung, auf der ausserdem das Sonnenrad 206 festgekeilt ist. Der Pla- netenträger 205 lässt sich mittels einer Bandbremse 214 festbremsen.
Im untersten Gangbereich ist die Bandbremse 214 ausgeschaltet, also wirkungslos. Das Planetengetriebe wirkt dann als Leistungsteilergetriebe, indem ein Teil der ihm zugeführten Leistung über den Planetenträger 205, die Hohlwelle 207, das Pumpenrad 208, das Turbinenrad 209 und den Freilauf 210 hydraulisch auf die Abtriebswelle 211 übertragen wird und der andere Leistungsteil über das Sonnenrad 206 rein me chanisch zur Welle 211 gelangt. Dies ergibt eine er hebliche Verbesserung des Gesamtwirkungsgrades des Getriebes, da nur der vom Wandler übertragene Lei stungsanteil dem mässigen Wandlerwirkungsgrad un- terworfen ist; der restliche Leistungsanteil wird da gegen mit dem bei mechanischer Übertragung erziel baren guten Wirkungsgrad weitergeleitet.
Trotz der Leistungsteilung bleiben dabei die Vor teile des Wandlerbetriebes im wesentlichen erhalten, da im ersten kurzzeitigen Anfahrstadium die gesamte oder fast gesamte Leistung hydraulisch übertragen wird und hierbei eine grosse Momentwandlung und eine weiche Kraftübertragung gewährleistet sind. Mit zunehmender Fahrgeschwindigkeit steigt dann der mechanisch übertragene Leistungsanteil mehr und mehr an, und zwar selbsttätig und stufenlos, wodurch auch der Gesamtwirkungsgrad des Getriebes an wächst. Die Anwendung des an sich bekannten Lei- stungsteilerprinzips ermöglicht es also, den Wandler- gang unter Beibehaltung der wesentlichen Vorteile der Hydraulik in seinem Wirkungsgrad zu verbessern.
Gerade letzteres ist für Gasturbinenantriebe wichtig, da die Gasturbinen selbst einen verhältnismässig nied rigen Wirkungsgrad besitzen und dies einer der Hauptgründe war, dass sie bislang nur in begrenztem Ausmasse eingesetzt wurden.
Des weiteren bewirkt der Betrieb mit Leistungs teilung eine sogenannte Drehzahldrückung im Anfahr bereich, d. h. die Antriebsmaschine wird dann so stark belastet, dass sie im Gebiet kleiner Drehzahlen zu laufen gezwungen wird. Diese Eigenschaft ist bei Antrieben mit Gasturbine gerade erwünscht, da letz tere wegen ihres elastischen Betriebsverhaltens (Rei henschlusscharakteristik der Drehmomentenlinie) eine erhebliche Drehzahldrückung erlaubt und dann auch grössere Antriebsmomente liefert. Im Gegensatz dazu ist z. B. bei den weit unelastischeren Dieselmotoren eine solche Drehzahldrückung meist unzulässig.
Die vorgeschlagene Auslegung des Strömungswandlers ge währleistet dabei ausserdem, dass die Drehzahldrük- kung nur so weit getrieben wird, wie dies ohne ther mische Überlastung der Gasturbine noch möglich ist.
Bei dem Getriebe nach Fig. 5 ist ausserdem ein weiterer Gangbereich erzielbar, indem durch Fest ziehen der Bandbremse 214 - die in ihrer Wirkung einer mechanischen Schaltkupplung entspricht - der Planetenträger 205 und damit auch das Pumpenrad 208 festgebremst und der Wandler W unwirksam ge macht werden. Die Kraftübertragung erfolgt dann rein mechanisch über das jetzt als blosses überset- zungsgetriebe wirkende Planetengetriebe 202 bis 206 zur Abtriebswelle 211. Der Freilauf 210 ermöglicht es ferner, dass das Turbinenrad 209 nunmehr stehen bleiben kann; es sind dann sämtliche Beschaufelungen des Strömungswandlers in Ruhe, so dass im Wandler keinerlei Energieverluste auftreten. Falls eine noch weitergehende Gangstufung erwünscht ist, könnte z.
B. der Welle 211 noch ein übliches Zahnräder wechselgetriebe nachgeschaltet sein.
Die Kurvenschaubilder nach Fig. 6 und 7 lassen - in ähnlicher Weise wie die Fig. 2 und 3 - den Verlauf der wichtigsten Kennwerte des Antriebes nach Fig. 5 ersehen. Die Linie 230 (Fig. 6) gibt wiederum das bei voller Füllung erzeugte Gasturbinendrehmo ment M in Abhängigkeit von der Gasturbinendrehzahl nTurb an, und die schräg schraffierte Fläche 231 zeigt den wegen thermischer Überlastung unzulässigen Ar beitsbereich der Gasturbine. Dem unteren Gangbe reich mit hydraulisch-mechanischer Kraftübertragung entspricht nunmehr der waagrecht schraffierte Ar beitsbereich zwischen den Betriebspunkten 0, 233 und 234. Die rein mechanische Kraftübertragung des zweiten Gangbereiches erfolgt zwischen den Betriebs punkten 235 und 236 mit den zugehörigen Turbinen drehzahlen n" bzw. n".
Fig. 7 zeigt den Verlauf der Gasturbinendrehzahl nTurb in Abhängigkeit von der Abtriebsgeschwindigkeit V. Der mit W bezeichnete Geschwindigkeitsbereich entspricht dem hydraulisch mechanischen Gang, der Bereich M dem rein mecha nischen zweiten Gang. Fig. 5 zeigt ferner Einzelheiten der selbsttätig ar beitenden Umschalteinrichtung. Diese weist eine auf der Abtriebswelle 211 angeordnete Zahnradpumpe 215, 216 auf, die über die Saugleitung 217 Öl aus dem Getriebeölsumpf 218 ansaugt. An ihrer Druck leitung 219 ist ein Überdruckventil 220 vorgesehen, so dass ein Rücklauf des nicht benötigten Drucköls in den Ölsumpf möglich ist und ausserdem der jewei lige Öldruck ein Mass für die Abtriebsgeschwindigkeit darstellt. Die Druckleitung 219 steht ferner mit dem einen Ende eines Zylinders 226 in Verbindung.
So bald nun die Abtriebsgeschwindigkeit V den Wert V1 (siehe Fig. 7) überschreitet, presst der entsprechend hohe Öldruck den federbelasteten Kolben 221 nach rechts in die punktiert angedeutete Stellung 221'. Das Drucköl gelangt hierauf über die Leitung 222 in den Bremszylinder 223 und presst dessen Bremskolben 224 nach unten; dadurch wird das Bremsband 214 angezogen und ein Umschalten vom unteren hydrau lisch-mechanischen Gang auf den rein mechanischen zweiten Gang bewirkt. Die zum Ölsumpf führende Leitung 225 dient zur Entlüftung der Leitung 222 und des Bremszylinders 223 beim Zurückschalten auf den untersten Gang.
Die Erfindung ist keineswegs auf die dargestellten Ausführungsbeispiele beschränkt. Anstelle der Strö mungskupplungen oder mechanischen Kupplung könnten beispielsweise auch elektromagnetische oder andere im Betrieb schaltbare Kupplungen vorgesehen sein, und das Ausschalten des Wandlers ist auch durch Verschieben eines Schaufelkranzes (z. B. des Turbinenrades) oder durch noch andere, bekannte Massnahmen möglich. Ferner sind Ausführungen mit drei und mehr Kupplungsgängen ausführbar. Ausser dem kann die beschriebene Anlage sinngemäss auch dann angewandt werden, wenn die Gasturbine mit zwei parallel geschalteten Strömungsgetrieben zusam menarbeitet und wenn etwa für den ersten Gang zwei parallel geschaltete Wandler und für den zweiten Gang zwei parallel geschaltete Kupplungen vorge sehen sind.
Anderseits kann zwecks Raumersparnis eine Kupplung mit dem Strömungswandler räumlich eng zusammengebaut oder sogar in dessen Nabe oder Kernraum angeordnet sein. Des weiteren ist es sogar möglich, dass der Strömungswandler und eine Strö mungskupplung zu einem einzigen Kreislauf vereinigt werden, der wahlweise mit feststehendem Leitrad (bei Wandlerbetrieb) oder mit frei umlaufendem Leitrad (bei Kupplungsbetrieb) arbeiten kann. Wie bereits eingangs erwähnt wurde, kann die Anlage ausser für Triebfahrzeuge auch für stationäre Antriebsanlagen mit ähnlichen Betriebsverhältnissen, unter anderem für Tiefbohranlagen, vorteilhaft ver wendet werden.
Drive system with gas turbine and downstream fluid transmission, especially for traction vehicles and systems with similar operating conditions The gas turbine has recently been gaining in importance for drives of traction vehicles and especially of rail vehicles. In addition to the low space requirement and weight, it already has a torque-speed curve with a so-called series connection characteristic, d. H. that with a low turbine speed and there with a low driving speed, high torques can be delivered and vice versa, which properties are very desirable in vehicle drives.
However, this favorable operating behavior of the gas turbine is in most cases not quite sufficient to fully meet the increasing demands of modern driving operations with regard to tractive power, size of the speed range, fuel consumption, etc.
Added to this is the defect peculiar to gas turbines that their torque / speed field cannot be used in practice in the entire working range; Above all, in the area of high torques and low speeds with prolonged operation, thermal overloading of the blades is to be feared, see the hatched area in the diagram according to FIG. 2. Furthermore, the gas turbine can, with regard to the high speeds and inertia forces are not extended to their maximum possible speed who the.
The invention is based on the object to circumvent the aforementioned disadvantages of gas turbine drives for vehicles and also for stationary systems with similar union operating conditions or to avoid ver by the gas turbine is connected downstream of a specially trained fluid transmission.
According to the invention, this transmission has a lower gear range with a flow converter and at least one upper gear range with clutches, the flow converter being designed so that in the gear range that works with the converter, the transmission can only absorb torques from the gas turbine that are generated by the respective gas turbine speed are smaller than the torques given by the gas turbine in its working area with thermal overload.
The flow converter is designed so that, according to its parabolic curve starting at zero for its primary torque, the flow transmission can only absorb torques from the gas turbine that are always smaller than that of the turbine working area with thermal overload. Such an overload of the turbine blading is now inevitably ruled out both with full and with partial load of the turbine. Only after the endangered start-up speed range of the turbine has been exceeded does the converter or the fluid flow transmission absorb the full turbine torque.
On the other hand, due to its ability to convert momentum, the converter delivers high tractive effort despite the high torque. Since the converter is only switched on in the lowest speed range, i.e. only for limited periods of time, its moderate degree of efficiency has only a slight influence on overall economy. During the majority of the operating time, the clutch gear or gears in the upper driving range are used, which result in a high degree of efficiency and, due to their suitably selected mechanical reduction, favorable speed ratios.
Gas turbine drives with a fluid transmission that had only one flow converter gear or one flow clutch gear have probably already been proposed earlier. With such a Ge gear, however, the high demands of driving with regard to high tractive effort, a large driving speed range and a portable efficiency and fuel consumption can not be met. In another previously known drive for vehicles, the gas turbine is followed by a flow converter and this is followed by a gear change gear; In this case, the transmission's long-term efficiency is low because the converter must remain switched on throughout the entire driving range.
In addition, these older proposals lack the essential knowledge that the flow converter must be designed in a very specific way with regard to the gas turbine working area with thermal overload.
Another earlier proposal concerns the drive to an auxiliary flywheel through an auxiliary engine designed as a steam, exhaust, compressed air or liquid turbine (which is also provided in addition to a main engine) via a fluid transmission with a flow converter and a fluid coupling.
However, the operating conditions of the auxiliary flywheel are fundamentally different from those of the drives for which the present drive system is intended and appropriate; Above all, however, with this flywheel drive as well as with another older proposal for a gas turbine ship drive with a flow converter gear and a clutch gear, nothing is disclosed about the design of the converter and not even about the gear range (speed range) for which the converter and the clutch are should serve.
The clutches of the present drive system must be able to be switched during operation, but can otherwise be designed as desired, for example as mechanical switching clutches - such as friction clutches or the like --7. Flow couplings are expediently used. These as well as the flow converter can be designed to be filled and emptied for the purpose of switching on and off, as is already known per se in fluid transmissions for other areas of application. With such a training, you can achieve smooth and shock-free shifting despite the high speeds and even with high outputs.
It is also advantageous to provide an automatic order between the individual gears (converter and clutch gears) of the transmission. Since it is possible to avoid the inadequacies of the arbitrary operation and to achieve a switchover in the correct operating points.
On the accompanying drawing, three Ausfüh approximately examples of the subject invention and its mode of operation are shown, namely: Fig. 1 is a schematic representation of a gas turbine locomotive with fluid transmission with a converter and two clutch gears, Fig. La is a schematic drawing of the flow circuits of the transmission of the aforementioned locomotive tive and the filling and emptying device of these circuits, Fig. 2 is a diagram for the torques of the gas turbine of this locomotive as a function of the gas turbine speed, Fig. 3 is a diagram corresponding to FIG. 2 for the gas turbine speed as a function of the vehicle speed, 4 shows a second embodiment of a rail vehicle drive with a converter gear, a mechanical clutch gear and a reversing gear combined with this, FIG.
5 shows another example of a gas turbine drive which has a lower gear with a converter and a power divider planetary gear and a second purely mechanical gear, and FIGS. 6 and 7 are two graphs illustrating the course of the most important characteristics of the drive according to FIG .
In the gas turbine locomotive shown schematically in FIG. 1, the gas turbine 1 drives the drive axles 8, 9 via the fluid transmission 2, the reversing gear 3, the Kar danwellen 4, 5 and the axle drives 6, 7. The transmission 2 has a flow converter W for the lower and two flow clutches K1 and K2 for the middle and upper driving range. The pump wheels 11, 12 and 13 of these flow circuits are mounted on a common gear shaft 14 and are permanently connected to the turbine via the pair of gears 15, which reduce the high gas turbine speed to a tolerable value.
The turbine wheel 16 of the converter and the turbine wheel 17 of the flow clutch K1 drive the output shaft 19 via a common hollow shaft and the reduction gear pair 18. The turbine wheel 20 of the clutch K is on the pair of gears 21, which has a ge lower reduction than the wheels 18, just if with the shaft 19 in drive connection. The latter drives the reversing gear 3 of conventional design, not shown, which enables a reversal of the direction of rotation and thus switching to forward and reverse travel.
By optionally filling and emptying the three flow circuits W, K1 and K., the first or second or third gear is switched on. In this exemplary embodiment, the switchover takes place automatically as a function of the driving speed, but could also be dependent on or on other operating parameters, for example on the torque or the turbine charge.
Fig. La shows a scheme of the filling and Leerein direction for the flow circuits W, K1 and K_ Thereafter, the filling pump 40 is continuously driven by the primary shaft 14 via a bevel gear 41, 42. The pump pressure lines 43, 44, 45 are connected to the control members 46 and 47. In the illustrated position of the control element 46, which is designed here as a three-way valve, the oil delivered by the pump 40 can reach the working space of the converter W via the filling line 48; this is then filled.
In a second position, not shown, the cock 46 connects the line 48 to the drain line 49 and blocks the pressure line 44; this corresponds to the empty converter operating state. The control organ 47 also acts in a similar way in that the filling lines 50, 51, 52 for the fluid coupling K1 or the filling lines 53, 54, 55 for the fluid coupling K2 can optionally be connected to the pump pressure line 45 (filling the corresponding coupling) . In a third tap position, all filling lines 50 to 55 are also shut off (both flow couplings are emptied).
The flow couplings are emptied through spray orifices 56 and 57 which are arranged on the circumference of the coupling shells and are permanently open.
The operation of the locomotive drive will be described in more detail using the diagram in FIG. Here, the line 30 represents the possible gas turbine torque when fully charged as a function of the gas turbine speed nTurb plotted as the abscissa. With the turbine rotor at a standstill (nTurb - zero), a maximum possible turbine torque Mmax can be achieved. With increasing turbine speed, the turbine torque decreases steadily, which characteristic is favorable for vehicle drives. The hatched area 31 of the torque-speed field can, however, not or at most only be used for a very short time, since otherwise the gas turbine blades would suffer damage due to excessive thermal stress.
The same diagram shows curve 32 for the torque demanded from the gas turbine by converter W, which increases parabolically from zero as the speed increases. As can be seen, when driving in the converter gear, the turbine is only loaded with torques that are always smaller than the torque values of the working range with thermal overload. Only at the considerable turbine speed n ", at which such an overload of the gas turbine is no longer to be feared, does the converter now absorb the full gas turbine torque in accordance with operating point 33. In this case, due to the torque conversion of the converter, there is still a high starting tractive effort at the Driving axles available.
For comparison, reference should also be made to the dotted curve 34, which represents the torque demanded from the turbine of a drive whose flow converter is not designed according to the invention. Here, in the speed range between the operating points 35 and 36, thermal overload is possible, please include.
If the highest driving speed that can be achieved with the converter gear is no longer sufficient, then - as already mentioned automatically - depending on the driving speed by emptying the converter W and filling the flow coupling K1, the system switches to the next higher driving gear (operating point 33). In this clutch gear, the respective gas turbine torque, i.e. a torque according to line 33/37 during operation with the greatest turbine filling, is always absorbed in full by the gear unit and transferred with high efficiency. The speed increase takes place in this gear exclusively by changing the turbine speed from n "to no.
In order to increase the driving speed even further, the flow coupling K1 is emptied and the flow coupling K2 is filled when the driving speed corresponding to the turbine speed n "is reached. Since its output has a lower reduction, the driving speed achievable with this is greater than in the previous one Clutch gear.
The mutual assignment of the gas turbine speed nTurb and the vehicle speed V can be seen for the steady state from the diagram in FIG. The converter gear is switched on in the driving speed range from 0 to V1, the turbine speed being approximately constant, namely equal to the value n "according to FIG. 2. The change in tractive force and speed is effected in this range by the flow converter due to its characteristic conversion characteristics. At travel speed V1, the gear of clutch K1 is automatically switched to. From now on, an increase in the turbine speed proportional to this is necessary to increase the travel speed.
When a driving speed of V2, which is assigned to the turbine speed n ", is finally switched to the gear of the clutch K2 with a smaller reduction ratio. The course of the gas turbine speed according to FIG. 3 also applies to the speed of the gear shaft 14 (primary shaft), whose speed is single Lich corresponding to the reduction of the pair of wheels 15 is smaller.
From Fig. 3 it can be seen that the Fahrge speed range of each clutch gear is assigned a turbine speed range from n "to <I> n" </I>. The turbine speed n "is selected to be as high as is possible with regard to a portable fuel consumption and the highest permissible speeds and inertia forces.
The reduction of each of the clutch gears K1 and K2 is expediently dimensioned here and the automatic switching device for such switching points - here for switching at the driving speeds V1 and V2 <I> - </I> designed so that each clutch gear corresponds to a speed range of the gas turbine corresponds to
which is above the lowest permissible with regard to thermal overload and below the highest gas turbine speed that is still acceptable. The favorable part of the turbine working range that can be used without difficulty is then used in each clutch gear. Fig. 4 shows the scheme of a modified drive system, which is also intended for a rail drive vehicle. Here, the gas turbine 101 in turn drives the transmission shaft 103 of the fluid flow transmission via a reduction gear pair 102.
This has a permanently filled flow converter W for the lower and a multi-plate friction clutch K for the upper gear. The turbine wheel 105 of the converter is connected via a reduction wheel pair 106 with the intermediate gear shaft 107; the driven part of the mechanical clutch K is likewise connected to the shaft 107 via a reduction gear pair 108, albeit with a reduction ratio smaller than 106. According to an expedient embodiment, far the lowest gear in a manner known per se has a freewheel 109 which is arranged here between the turbine wheel 105 and the pair of wheels 106.
The freewheel automatically interrupts the connection of the first gear as soon as its Abtriebsge speed is lower than that of the already (and simultaneously) switched on next higher gear. The stator 104 of the converter is released from the housing via a second freewheel 117 and also rotates freely, so that the converter is ineffective. In the case of drives with several clutch gears, the lower clutch gears can each receive a freewheel, which is arranged in the same way. This design not only avoids a reduction in tractive force or even an interruption in tractive force when switching, but also prevents sudden relief and thus a runaway of the turbine.
The fluid transmission of Fig. 4 is also combined in a known principle of immediacy bar with a reversing gear that has a gear wheel 110 for the forward gear and a reverse gear wheel 111 and a gear 112 for the reverse gear. The wheels 110 and 112 are loosely supported on the output shaft 113 and can optionally be coupled to the shaft 113 by the reversing sleeve 114. The direct union of the fluid transmission with the reversing transmission results in a reduction in the construction costs (the gears on the countershaft 107 serve two purposes) and the space requirement. With 115 and 116 leading to the driving axles not shown Kar danwellen are referred to.
In the drive according to FIG. 5, the gas turbine 201 drives the planet gears 203, 204, the planet carrier 205 and a second sun gear 206, which are firmly connected to one another, via the sun gear 202. Furthermore, the planet carrier 205 is rigidly coupled to the pump impeller 208 of the permanently filled flow converter W via the hollow shaft 207. Whose turbine wheel 209 is via the freewheel 210 with the Ge transmission output shaft 211 in drive connection, on which also the sun gear 206 is wedged. The planet carrier 205 can be braked by means of a band brake 214.
In the lowest gear range, the band brake 214 is switched off, that is to say ineffective. The planetary gear then acts as a power divider gear, in that part of the power supplied to it is transferred hydraulically to the output shaft 211 via the planet carrier 205, the hollow shaft 207, the pump wheel 208, the turbine wheel 209 and the freewheel 210 and the other power part is purely via the sun gear 206 mechanically reaches shaft 211. This results in a considerable improvement in the overall efficiency of the transmission, since only the portion of power transmitted by the converter is subject to the moderate converter efficiency; the rest of the power is passed on with the good efficiency that can be achieved with mechanical transmission.
Despite the power sharing, the advantages of the converter operation are essentially retained, since in the first brief start-up stage all or almost all of the power is transferred hydraulically and a large torque conversion and smooth power transmission are guaranteed. With increasing driving speed, the mechanically transmitted power portion then increases more and more, automatically and continuously, which also increases the overall efficiency of the transmission. The use of the power divider principle, which is known per se, therefore makes it possible to improve the efficiency of the converter rate while maintaining the essential advantages of hydraulics.
The latter in particular is important for gas turbine drives, since the gas turbines themselves have a relatively low efficiency and this was one of the main reasons that they have so far only been used to a limited extent.
Furthermore, the operation with power sharing causes a so-called speed reduction in the start-up area, d. H. the drive machine is then so heavily loaded that it is forced to run in the area of low speeds. This property is just desirable for drives with gas turbines, since the latter allows considerable speed reduction due to their elastic operating behavior (series connection characteristic of the torque line) and then also delivers greater drive torques. In contrast, z. B. in the far more inelastic diesel engines, such a speed reduction is usually not allowed.
The proposed design of the flow converter also ensures that the speed reduction is only driven as far as is still possible without thermal overloading of the gas turbine.
In the transmission according to FIG. 5, a further gear range can also be achieved by firmly pulling the band brake 214 - which corresponds in its effect to a mechanical clutch - the planet carrier 205 and thus also the impeller 208 are braked and the converter W makes ineffective ge. The power transmission then takes place purely mechanically via the planetary gear 202 to 206, which now acts as a mere transmission gear, to the output shaft 211. The freewheel 210 also enables the turbine wheel 209 to now stop; all the blades of the flow converter are then at rest, so that no energy losses whatsoever occur in the converter. If a further gear stepping is desired, z.
B. the shaft 211 still a conventional gear change gear be connected downstream.
The curve diagrams according to FIGS. 6 and 7 show - in a similar way to FIGS. 2 and 3 - the course of the most important characteristic values of the drive according to FIG. The line 230 (FIG. 6) in turn indicates the gas turbine torque M generated at full charge as a function of the gas turbine speed nTurb, and the obliquely hatched area 231 shows the operating range of the gas turbine which is inadmissible due to thermal overload. The lower gear range with hydraulic-mechanical power transmission now corresponds to the horizontally hatched work area between operating points 0, 233 and 234. The purely mechanical power transmission of the second gear range takes place between operating points 235 and 236 with the associated turbine speeds n "and n ".
Fig. 7 shows the course of the gas turbine speed nTurb as a function of the output speed V. The speed range denoted by W corresponds to the hydraulic mechanical gear, the range M corresponds to the purely mechanical second gear. Fig. 5 also shows details of the automatically ar processing switching device. This has a gear pump 215, 216 which is arranged on the output shaft 211 and which sucks in oil from the transmission oil sump 218 via the suction line 217. A pressure relief valve 220 is provided on its pressure line 219 so that the unneeded pressure oil can flow back into the oil sump and the oil pressure in each case is a measure of the output speed. The pressure line 219 is also connected to one end of a cylinder 226.
As soon as the output speed V exceeds the value V1 (see FIG. 7), the correspondingly high oil pressure presses the spring-loaded piston 221 to the right into the position 221 'indicated by dotted lines. The pressure oil then reaches the brake cylinder 223 via line 222 and presses its brake piston 224 downwards; as a result, the brake band 214 is tightened and a switch from the lower hydraulic-mechanical gear to the purely mechanical second gear is effected. The line 225 leading to the oil sump serves to vent the line 222 and the brake cylinder 223 when shifting down to the lowest gear.
The invention is in no way restricted to the exemplary embodiments shown. Instead of the flow clutches or mechanical clutches, electromagnetic or other clutches that can be switched during operation could also be provided, and the converter can also be switched off by moving a blade ring (e.g. the turbine wheel) or by other known measures. Furthermore, versions with three or more clutch gears are possible. In addition, the system described can also be used analogously when the gas turbine with two parallel flow gears menarbeiten together and when two parallel converters are provided for the first gear and two parallel clutches for the second gear.
On the other hand, in order to save space, a coupling with the flow converter can be built closely together or even arranged in its hub or core space. Furthermore, it is even possible for the flow converter and a flow coupling to be combined into a single circuit, which can work either with a fixed stator (in converter operation) or with a freely rotating stator (in clutch operation). As already mentioned at the beginning, the system can be used advantageously not only for traction vehicles but also for stationary drive systems with similar operating conditions, including deep drilling systems.