DE2037105B2

DE2037105B2 - Hydrodynamischer drehmomentwandler

Info

Publication number: DE2037105B2
Application number: DE19702037105
Authority: DE
Inventors: Franz 7920 Heidenheim Henrich
Original assignee: Voith Getriebe KG
Current assignee: Voith Getriebe KG
Priority date: 1970-07-27
Filing date: 1970-07-27
Publication date: 1972-06-15
Also published as: GB1326154A; AT304211B; JPS5514305B1; SE369289B; DE2037105A1; DE2037105C3; FR2103707A5

Description

Es ist zwar bekannt, daß die Leistungsaufnahme eines Wandlers durch die je Zeiteinheit im toroidalen Arbeitsraum umgewälzte Masse mitbestimmt wird und daß der Massenstrom bei einem zentrifugal durchströmten Turbinenrad bei hohen Turbinenrad-Drehzahlen noch gesteigert wird. Der Fachmann war aber durch Überlegungen hinsichtlich des Wirkungsgrades davon abgehalten, die Verkleinerung des Verhältnisses von Aus- zu Eintrittsdurchmcsser des Turbinenrades zur Lösung der Erfindungsaufgabe zu beschreiten; denn bei einer radialen Verkürzung der Beschaufelung eines zentrifugal durchströmten Turbinenrades kann die innerhalb des Schaufelrades nötige Arbeitsstromumlenkung nur mit erhöhter Schaufelzahl in allen Betriebszuständen einwandfrei gewährleistet werden. Durch die oben unter b) angegebene Bemessung des Austrittswinkels der Pumpenradschaufeln wird jedoch der durch die radiale Verkürzung der Turbinenradbeschaufelung zu erwartende negative Effekt in überraschender Weise beseitigt und darüber hinaus eine weitere Verbesserung, d. h. Erniedrigung der Leistungsaufnahme des Wandlers im hohen Antriebsdrehzahlbereich erzielt. Es ist in der Tat für den Fachmann erstaunlich, daß gerade eine Vergrößerung des Austrittswinkels der Pumpenradschaufeln eine Erniedrigung der Steigung der Leistungsaufnahme-Kennlinie des Wandlers im hohen Abtriebsdrehzahlbereich erbringt, da man von einem solchen Pumpenrad gerade das Gegenteil erwarten sollte. Reihenversuche mit unterschiedlicher Pumpenradbeschaufelung ergaben nämlich, daß die Steigung der Leistungsaufnahme-Kennlinie des Wandlers im oberen Abtriebsdrehzahlbereich mit zunehmendem Austrittswiakel der Pumpenradschaufeln steller wird. Daß bei weiterer Steigerung des Winkels ein Abflachen der Kennlinie der Leistungsaufnahme eintritt, konnte nicht vorgesehen werden. Auch spricht die Vermutung des Fachmannes dagegen, daß durch die an sich schon ungewöhnliche, in diesem Fall aber zunächst ganz abwegig erscheinende Gestaltung der Pumpenradschaufeln auch eine Wirkungsgradsteigerung, insbesondere im Bereich hoher Verhältnisse zwischen Turbinen- und Pumpenrad-Drehzahl, erzielbar ist.

Es sind zwar schon Drehmomentwandler bekannt (z. B. USA.-Patentschrift 3 212 265), bei denen der Turbinenrad-Austrittsdurchmesser nur etwa 12% größer als der Pumpenrad-Austritlsdurchmesser ist. Bei diesen bekannten Wandlern liegt jedoch das Wirkungsgradoptimum stets bei einem Drehzahlverhältnis ;i7"//Ip von etwa 0,6 oder sogar darunter: d. h., es handelt sich hier nicht um Marschwandler, sondern um typische Anfahrwandler, bei denen die Leistungsaufnahme mit zunehmender Abtriebsdrehzahl nur wenig oder gar nicht ansteigt und bei denen also das der Erfindung zugrunde liegende Problem überhaupt nicht auftritt.

Besonders günstige Resultate erzielt man, wenn der Turbinenrad-Austrittsdurchmesser um etwa 10% größer als der Pumpenrad-Austrittsdurchmesser ist und wenn der Austrittswinkel der Pumpenradschaufeln 105 bis 110° beträgt.

Außerdem wird noch zur weiteren Verbesserung des Wirkungsgrades vorgeschlagen, daß — wie zwar an sich bekannt, wie jedoch keineswegs im speziellen Fall in der Wirkung vorhersehbar — die Eintrittskanten der Pumpenradschaufeln mit einem Abrundungs-Radius von weniger als 0,6% desPumpenradaustritlsdurchmessers ausgeführt sind; d. h., es werden relativ scharfe Eintrittskanten vorgesehen.

Die Erfindung ist an Hand eines in den I iguren dargestellten Alisführungsbeispieles im folgenden näher erläutert. Es zeigt

F i g. 1 einen Längsschnitt durch einen erfindungsgemäß ausgebildeten hydrodynamischen Drehmomentwandler,
Fig, 2 und 3 einen achssenkrechten Schnitt durch

ίο die Pumpen- und Turbinenradbeschaufelung bzw. die Leitradbeschaufelung und
F i g. 4 die Kennlinien des Wandlers.
Der in Fig. 1 dargestellte, als Marschwandler ausgebildete Drehmomentwandler weist ein mit einer

»s hohlen Primärwelle 1 verbundenes Pumpenrad 2 mit eindimensional gekrümmten Schaufeln 3 auf, deren Eintrittskanten axial verlaufen. Der Außendurchmesser D₁, des Pumpenrades ist die für den Wandler charakteristische Bczugsgrößc. Konzentrisch um das

Pumpenrad 2 herum augeordnet ist der eindimensional gekrümmte Schaufeln 7 aufweisende Schaufelkranz 4 des Turbinenrades 5, das mit der zentral angeordneten Sekundärwelle 6 verbunden ist. Nach dem zentrifugal durchströmten Turbinenschaufel-

kranz 4 ist ein schaufelloser, durch Wände des stillstehenden Wandlergehäuses 8 und den Kernring 12 begrenzter Raum 9 angeordnet, der die aus dem Turbinenrad austretende Strömung von der zentrifugalen in eine achsparallele Richtung und sodann in

die zentripetale Richtung umlenkt. Nach der zweiten 90°-Umlenkung tritt die Strömung in das zentripetal zu durchströmende stillstehende Leitrad 10 ein, dessen Schaufeln 11 ebenfalls nur eindimensional gekrümmt sind. Gegen Ende der Leitradschaufeln wird die Strömung — geführt durch die Wände des Wandlergehäuses 8 und des Kernringes 12 sowie des Pumpenrades 2 — von der zentripetalen wieder in die zentrifugale Richtung umgelenkt. Die Strömung wird also in der Meridianebene toroidal im Kreislauf geführt. Der mittlere Stromfaden 13 ist strichpunktiert eingezeichnet.

Die in einem solchen Marschwandler besonders bei hohen Abtriebsdrehzahlen auftretende und vor allem vom Turbinenrad 5 verursachte unerwünscht hohe Massenumlaufgeschwindigkeit wird erfindungsgemäß durch die radiale Verkürzung des Turbinenschaufelkranzes auf ein erträgliches Maß zurückgeführt. Das Verhältnis der Außendurchmesser des Turbinen- und des Pumpenrades ist mit etwa 1,1 sehr klein. Durch das Hinzutreten der Maßnahme, daß der Austrittswinkel 14 (Fig. 2) der Pumpenradschaufeln 3 größer als 90° gemacht ist, wird die eben beschriebene Wirkung überraschenderweise noch unterstützt. Wie aus Fig. 1 sowie aus den Fig. 2 und 3 erkennbar, ist der Turbinenradaustritt und der Leitradeintritt auf einen gleichen Durchmesser gelegt. Fig. 3 zeigt, daß der Eintrittswinkel 15 der Leitradschaufeln 11 größer als 90° gemacht ist. Wie Fig. 2 erkennen läßt, ist die Eintrittskante 16 der Pumpenradschaufein 3 scharfkantig ausgeführt. Der Abrundungsradius ist kleiner als 6/1000 des Pumpenrad-Austrittsdurchmessers Dp gewählt.

Das Ergebnis der erfindungsgemäßen Maßnahmen ist in F i g, 4 in Diagrammform dargestellt. Darin ist das Verhältnis zwischen der Turbinen- und der Pumpenrad-Drehzahl mit nTln_p, der Wirkungsgrad des Drehmomentwandlers mit η und die sogenannte spezifische Leistungsaufnahme des Wandlers mit K

bezeichnet. Der Wirkungsgrad η (Kurve 17) liegt im Bereich des Drehzahlverhältnisses nT/n_p von 0,57 bis hinauf zu 1,28 über 80%; dieser Drehzahlbereich soll möglichst breit sein und sich ins Gebiet hoher Abtriebsdrehzahlen erstrecken; dies ist der Betriebsbereich des Marschwandlers. Die spezifische Leistungsaufnahme K ist ebenfalls über dem Abtriebsdrehzahlverhältnis nTln_v aufgetragen, und zwar ist sowohl der Verlauf bei dem bisherigen Wandler (gestrichelte Kurve 18) als auch bei dem erfindungsgemäßen Wandler (voll ausgezogene Kurve 19) dargestellt. Innerhalb eines etwa 6% umfassenden Toleranzstreifens (zwischen 97 und 103%) verläuft die neue K-Linie so gut wie horizontal. Erst kurz vor Ende des Wandlerbetriebsbereiches tritt die K-Linie oben aus dem Toleranzstreifen heraus und liegt dann am Ende des Betriebsbereiches (nT/n_p= 1,28) un' nur etwa 5% über dem bei 100% liegenden Mittelwert des ^-Wertes. Diese Abweichung stellt zwai noch nicht das Ideal dar, jedoch ist die Verbesserung gegenüber dem Stand der Technik (Kurve 18) ganz beträchtlich. Früher waren X-Werte am Ende de;

ίο Betriebsbereiches üblich, die den K-Wert an dei Einsattelung der K-Linie um 17 bis 20% überstiegen. Gerade diese Verbesserung ist der Haupt erfolg der erfindungsgemäßen Maßnahme.

Hierzu 1 Blatt Zeichnungen

Claims

1 2 Drehmomentes als beim Marschwandler stattfindet Patentansprüche: und das Wirkungsgradoptimum bei einem gegenüber dem Marschwandler wesentlich kleineren Drehzahl-

1. Hydrodynamischer Drehmomentwandler, verhältnis nT/n_p liegt, nämlich zwischen 0,3 und 0,6, insbesondere für Schienentriebfahrzeuge, mit S Die vorliegende Erfindung befaßt sich ausschließlich einem zentrifugal durchströmten Pumpenrad, mit solchen Drehmomentwandlern, welche als einem zentrifugal durchströmten, mit eindimen- Marschwandler einsetzbar sind.

sional gekrümmten Schaufeln ausgestatteten, dem Bei den bekannten Marschwandlern (»Voith For-

Pumpenradaustritt unmittelbar nachgeordneten schung und Konstruktion«, Heft 6, 1959, S. 2.1 bis

Turbinenrad und mit einem zentripetal durch- io 2,7) ist der Turbinenrad-Austrittsdurchmesser um

strömten, ebenfalls mit eindimensional gekrümm- 18% größer als der Pumpenrad-Austrittsdurch-

ten Schaufeln ausgerüsteten Leitrad, wobei das messer; außerdem beträgt der Austrittswinkel der

Wirkungsgradoptimum des Drelimomemwandlers Pumpenradschaufein 90°, wobei dieser Austritts-

bei einem Verhältnis zwischen Turbinen- und winkel definiert ist als der Winkel zwischen der vom

Pumpeiirad-Drehzahl nT/n_p von etwa 0,75 bis 1,0 15 Austrittsende einer Schaufel geradlinig nach außen

liegt (Marschwandler), gekennzeichnet geführten Verlängerung der Schaufelskelettlinie und

durch folgende Merkmale: der negativen Richtung der Umfangsgeschwindigkeit

a) Der Turbinenrad-Austrittsdurchmesser (DT) ^des genannten Austrittsendes. Solche Marschwandler ist um 6 bis 15% größer als der Pumpenrad- ^{haben sich} bewährt und sind wegen der obenge-Austrittsdurchmesser (D )· ²° ^nannten Anordnung und Ausbildung der Schaufel-

... . ' . ... ... ,.,.". ' _ , räder mit vertretbarem Aufwand genau zu fertigen

b) der Austnt swmkel (14) der Pumpenrad- _{und w} j . Voraussetzungen für eine schaufeln (3) betragt 90 bis 130°. _{Garanüe bestimmter} ^s Kennwerte. Den bekannten

2. Drehmomentwandler nach Anspruch 1, da- Marschwandlern haftet jedoch der Nachteil an, daß durch gekennzeichnet, daß der Turbinenrad-Aus- 25 ihre Leistungsaufnahme nicht — wie dies bei Wandtrittsdurchmesser (DT") um etwa 10% größer als lern für Diesellokomotiven gewünscht wird — unabder Pumpenrad-Austrittsdurchmesser (D_P) ist. hängig von der Abtriebsdrehzahl oder Fahrgeschwin-

3. Drehmomentwandler nach Anspruch 1 digkeit ist, sondern daß ihre Leistungsaufnahme mit oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Aus- zunehmender Fahrgeschwindigkeit stark zunimmt, trittswinkel (14) der Pumpenradschaufein (3) 105 30 Dies führt bei hohen Fahrgeschwindigkeiten zu einer bis 110° beträgt. unerwünschten Motordrückung unter die eingestellte

4. Drehmomentwandler nach einem der An- Drehzahl, so daß der Dieselmotor zu rußen beginnt Sprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß und sich bei langer andauerndem gedrücktem Be-— wie an sich bekannt — die Eintrittskanten (16) trieb am Dieselmotor Folgeschäden einstellen der Pumpenradschaufein (3) mit einem Ab- 35 können.

rundungsradius von weniger als 0,6% des Pum- Man hat durch Änderung der Schaufelradanord-

penradaustrittsdurchmessers (D_P) ausgeführt sind. nung innerhalb des toroidalen Arbeitsraumes des

Drehmomentwandlers versucht, eine bessere Konstanz der Leistungsaufnahme bei unterschiedlichen

40 Abtriebsdrehzahlen, insbesondere im oberen Abtriebsdrehzahlbereich, zu erzielen (z. B. USA.-Patentschrift 2 634 584 und 2 657 592 oder schweize-

Die Erfindung betrifft einen hydrodynamischen rische Patentschrift 469 212). Die Anordnung der

Drehmomentwandler, insbesondere für Schienen- beiden Laufräder (Pumpe und Turbine) eines Wand-

triebfahrzeuge, mit einem zentrifugal durchströmten 45 lers auf verschiedenen axialen Seiten des toroidalen

Pumpenrad, einem zentrifugal durchströmten, mit Arbeitsraumes bedingt aber eine Konstruktion mit

eindimensional gekrümmten Schaufeln ausgestatteten, einer umlaufenden Schale des Wandlers. Dies schafft

dem Pumpenradaustritt unmittelbar nachgeordneten konstruktiv sehr ungünstige Gegebenheiten für die

Turbinenrad und mit einem zentripetal durchström- Lagerung der Laufräder.

ten, ebenfalls mit eindimensional gekrümmten Schau- 50 Aufgabe der Erfindung ist es, unter Ausnutzung fein ausgerüsteten Leitrad, wobei das Wirkungsgrad- der günstigen konstruktiven Gegebenheiten des optimum des Drehmomentwandlers bei einem Ver- Marschwandlers der eingangs genannten Art diesen hältnis zwischen Turbinen- und Pumpenrad-Dreh- so zu verbessern, daß die überhöhte Leistungsaufzahl nTln_p von etwa 0,75 bis 1,0 liegt (Marsch- nähme im oberen Abtriebsdrehzahlbereich beseitigt wandler). 55 oder wenigstens doch wesentlich gemildert wird. Ein derartiger Marschwandler kann z. B. Bestand- ohne durch diese Maßnahmen seinen Wirkungsgrad teil eines für Diesellokomotiven verwendeten hydro- relativ zu beeinflussen, ja diesen möglichst noch zu dynamischen Getriebes mit mindestens zwei Dreh- verbessern.

momentwandlern sein, wobei die Drehmomentüber- Diese Aufgabe wird dadurch gelöst, daß bei dem tragung im unteren Geschwindigkeitsbereich durch 60 eingangs beschriebenen Drehmomentwandler die beieinen sogenannten Anfahrwandler und im oberen den nachfolgend genannten Merkmale angewandt Geschwindigkeitsbereich durch den genannten werden:
Marschwandler erfolgt. . _ „, , . , . . .„_ .

Anfahr- und Marschwandler unterscheiden sich ^a) ^Der Turbinenrad-Austrittsdurchmesser (DT) ist grundsätzlich durch die Art der Ausbildung ihrer 6₅ ^um 6 bis 15 »/ο großer als der Pumpenrad-Aus-Schaufelräder und somit durch ihr Betriebsverhai ten. tnttsdurcnmesser (D _P);

Die wesentlichen Unterschiede bestehen darin, daß b) der Austrittswinkel der Pumpenradschaufein

beim Anfahrwandler eine stärkere Wandlung des beträgt 90 bis 130°.