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La présente invention est relative à un convertisseur de couple hy- draulique du type à étage unique et à carter rotatif, caractérisé par une concep- tion améliorée.
Un des objets de la présente invention consiste à établir un conver- tisseur de couple du type à étage unique et à une seule phase, ce convertisseur étant plus particulièrement conçu pour le matériel industriel où l'on désire faire en sorte qu'un moteur accouplé à une machine fournisse un couple moteur maximum pour une large gamme de variations du couple résistant, par exemple comme dans le cas de tracteurs à chenille, de pelles mécaniques sur roues, de certains équipement employés dans les champs pétrolifères, et dispositifs analogues.
Un autre objet de l'invention consiste à établir un convertisseur du type indiqué plus haut et caractérisé par un rapport plus élevé de couples à la vitesse de calage, par un rendement amélioré aux petits rapports de vites- ses et par une courbe plus relevée d'absorption de couple primaire, par rapport aux convertisseurs courants à un seul étage.
Un autre objet de l'invention consiste à établir un convertisseur tel que spécifié ci-dessus, dans lequel le circuit toroïdal est conformé et dis- posé en corrélation avec le choix des positions et des dimensions des aubes de la roue primaire et de la roue secondaire, de façon que la poussée liquide en- gendrée par la roue secondaire puisse agir à l'encontre de celle produite par la roue primaire aux rapports de vitesses supérieurs à 1,0:
1,0, provoquant ainsi l'arrêt du flux dans le circuit, une diminution sensible du couple transmis et une vitesse plus élevée de la roue secondaire, ce qui se traduit par une vitesse de roulement plus élevée d'un véhicule, lorsque celui-ci comporte le convertis- seuro
Un autre objet de l'invention consiste à adjoindre à un tel conver- tisseur un système de refroidissement qui assure une circulation fondamentale forcée continue à travers le convertisseur, en vue de la dissipation de la cha- leur, ce système étant établi, en corrélation avec le convertisseur, de façon à maintenir à l'entrée de la roue primaire une pression suffisamment élevée pour empêcher les particules du liquide de travail de se séparer des surfaces des aubes de la roue primaire lorsque le convertisseur fonctionne avec un rapport de vitesses peu élevé.
Ces objectifs de l'invention, ainsi que d'autres, seront exposés dans la description qui suit, en se reportant aux dessins annexés, dans lesquels:
La fig. 1 est une.vue partielle en coupe et en élévation du conver- tisseur de couple hydraulique.
Les figs. 2, 3 et 4 sont des vues d'élévation, si l'on regarde dans le sens des flèches portant des numéros correspondants dans la fig. 1, certaines parties étant brisées afin de mettre à jour un certain nombre d'aubes de la roue, primaire, de la roue secondaire et du stator, ces diverses vues étant dessinées à une échelle différente de celle de la fig. 1.
La fig. 5 est une vue schématique, partie en coupe, du convertisseur et du système de refroidissement y associé.
La fig. 6 représente graphiquement les variations de pression au raccord de décharge du système de refroidissement dans le convertisseur, en fonc- tion des variations des rapports de vitesses.
La fig. 7 est une représentation schématique du convertisseur de la fig. 1, où l'on voit la forme du circuit toroïdal en corrélation avec les élé- ments à aubage, ainsi que la position de la ligne médiane du courant liquide de ce circuit.
La fig. 8 est une vue schématique éclatée et développée, où l'on voit la corrélation entre les aubes de la roue primaire, de la roue secondaire
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et du stator, ainsi que les formes des lignes médianes du profil hydrodynamique de ces aubes, les aubes de la roue primaire étant du type à faible capacité, re- présenté dans la figo 14.
Les figso 9, 10 et 11 représentent, à l'aide de vecteurs, .les angles d'attaque du liquide de travail pour les rapports de vitesses indiqués, en corré- lation avec les bords d'entrée des aubes de la roue primaire, de la roue secon- daire et du stator, respectivement, les aubes de la roue primaire étant du type à grande capacité, représenté dans la fig. 15.
Les figso 12 et 13 sont des vues schématiques cotées montrant respec- tivement les coudes, extérieur et intérieur, dépourvus d'aubages, du circuit toroldal.
Les figs. 14 et 15 sont des vues schématiques montrant respective- ment des aubes de roue primaire, de capacité relativement réduite et relativement grande, ces vues étant prises en regardant dans le sens de la flèche 2 dans les figso 1 et 22, respectivemento
La fig. 16 est une vue schématique montrant plusieurs aubes de roue secondaire, en regardant dans le sens de la flèche 3 de la fig. 1, tandis que la figo 17 est une vue schématique montrant plusieurs aubes de stator, cette vue étant prise dans le sens opposé à celui de la flèche 4 dans la fig. 1, cha- cune des figso 14, 15, 16 et 17 indiquant: des angles d'entrée et de sortie (a1 et a ) préconisés, les angles d'entrée de la roue primaire étant mesurés à la coquille extérieure et à la coquille intérieure ;
distance préconisée (b) entre les aubes de la roue primaire, au niveau de leur entrée; et une distance préconisée (c) entre les aubes de la roue secondaire, au niveau de leur sortie et entre les aubes du stator, également au niveau de leur sortie.
Les figs. 18, 19, 20 et 21 sont des vues cotées montrant respective- ment des aubes représentatives de la roue primaire, de la roue secondaire et du stator, relatives aux aubes correspondantes représentées respectivement dans les figs. 14, 15, 16 et 17, les dimensions étant indiquées par rapport aux axes des abscisses et des ordonnées, chaque aube étant considérée comme étant posée le long de l'axe X.
La figo 22 est une vue partielle en coupe, dessinée à une échelle moindre, analogue à la fige 1, cette vue montrant une aube de grande capacité, telle que représentée dans la figo 15, disposée dans le circuit toroïdal du convertisseur au lieu et place de l'aube de roue primaire 15.
La fige 23 représente diverses courbes de rendement du convertisseur équipé de roues primaires de divers types.
Les figs. 24 et 25 sont des courbes comparatives, qui dans chaque figure se rapportent respectivement à un convertisseur du type comportant un stator à flux radial entrant, tel que décrit ici, et où le stator est disposé à la sortie de la roue secondaire* et à un convertisseur du type comportant un stator à flux radial sortant, où le stator est situé à l'entrée de la roue pri- maire.
Dans la figo 1, le chiffre de référence 10 désigne le carter rota- tif du convertisseur, dont les extrémités opposées sont fixées respectivement à une bride d'accouplement annulaire 11 qui établit une liaison de commande en- tre une source de puissance et une roue primaire 12, cette dernière comprenant une coquille extérieure 13, une coquille intérieure 14 écartée de la première et une série d'aubes 15 réparties à intervalles égaux autour de la coquille ex- térieure 13 et de la coquille intérieure 14, en chevauchant l'espace compris entre ces coquilles.
Le liquide refoulé par la roue primaire 12 pénètre dans une extré- mité d'un canal extérieur 16 recourbé sur lui-même et exempt d'aubes, canal dont
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l'extrémité opposée communique avec l'entrée d'une roue secondaire 17 comportant, une coquille extérieure 18 reliée à cannelures à un arbre mené 19y une coquille intérieure 20 espacée par rapport à la coquille extérieure 18, ainsi qu'une sé- rie d'aubes 21 réparties à intervalles égaux autour de la coquille extérieure @ 18 et de la coquille intérieure 20 et chevauchant l'espace compris entre ces coquilles.
Le liquide sortant de la roue secondaire 17 pénètre dans l'entrée, très rapprochée, d'un stator 22, ce dernier comprenant une coquille extérieure 23 reliée à un manchon fixe 24 qui est coaxial avec l'arbre 19 et espacé par rap- port à celui-ci, une coquille intérieure 25 et une série d'aubes 26 réparties à'intervalles réguliers autour de la coquille extérieure 23 et de la coquille in- térieure 25 et chevauchant l'espace entre ces coquilles.
Le liquide sortant du stator 22 pénètre dans une extrémité d'un canal intérieur 27 recourbé sur lui-même et dépourvu d'aubes, l'extrémité opposée de ce canal étant en communication avec l'entrée de la roue primaire 12. La partie intérieure du canal 27 est délimitée par des parties convenablement courbées des coquilles intérieures 14 et 25, tandis que la partie extérieure de ce canal est délimitée en incurvant convenablement une portion de la coquille extérieure 23 du stator et en y fixant une extrémité d'une chicane courbe 28 dont l'extrémité opposée se termine à faible distance de la coquille extérieure 13, de façon à déterminer une ouverture ou un orifice 29, dans un but qui sera exposé dans la suite.
Comme il ressort de la fig. 1, la roue primaire 12, le;canal 16, la roue secondaire 17, le stator 22 et le canal 27 occupent des positions relatives telles, qu'ils déterminent un trajet toroïdal fermé pour le liquide de travail, sauf que, comme il sera décrit dans la suite, le liquide parcourt également un réfrigérateur extérieur, branché sur le circuit toroïdal. De façon générale, les aubes 15 de la roue primaire sont situées dans la partie du circuit toroïdal qui représente un flux radial dirigé vers l'extérieur, tandis que les aubes 21 de la roue secondaire et les aubes 26 du stator sont situes dans la partie du cir- cuit toroïdal qui représente un flux radial dirigé vers l'intérieur.
Les aubes 15 de la roue primaire, les aubes 21 de la roue secondaire et les aubes 26 du stator sont normales par rapport, respectivement, aux coquilles extérieure et intérieure 13 et 14, 18 et 20, et 23 et 25.
L'allure du circuit toroïdal, en corrélation avec les emplacements des diverses aubes, constitue une caractéristique importante de l'invention, et ses avantages seront décrits ultérieurement, lors de l'exposé des caractéristi- ques de fonctionnement du convertisseur. Pour le moment on notera que les faces des coquilles intérieures 20 et 25 tournées vers les aubes sont coplanaires et sont transversales par rapport à l'axe du convertisseur, et que la face corres- pondante de la coquille intérieure 14 est également transversale par rapport au même axe. En outre, la face de la coquille extérieure 13 tournée vers les aubes 15 est en convergence avec la coquille intérieure 14, tandis que la coquille ex- térieure 18 est en divergence avec la coquille intérieure 20, le tout en consi- dérant le sens du flux liquide.
Les faces tournées vers les aubes, de la coquille extérieure 23 et de la coquille intérieure 25, du stator 22, sont parallèles.
Les canaux 16 et 27 présentent une forme générale en U ou semi-circu- laire et font donc dévier de 180 le flux liquide entre la roue primaire 12 et la roue secondaire 17 et entre le stator 22 et la roue primaire 12, respective- ment. De plus, ces canaux sont établis de manière à assurer des changements de direction aisés et non turbulents au liquide qui les traverse, de manière à em- pêcher ainsi la séparation du liquide d'avec les parois de ces canaux. Les con- ditions requises pour atteindre ces résultats seront exposées dans la suite.
Une caractéristique importante de l'invention réside dans la manière de dissiper une partie importante de la chaleur développée dans le liquide de
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travail lorsque celui-ci se déplace dans le circuit toroldal, et consiste à fair passer ce liquide à travers un réfrigérateur extérieur, avec un réglage déterminé, et à obtenir ce résultat de façon telle que le liquide se déplaçant entre les au-!- bes de la roue primaire soit en outre maintenu à une pression suffisante pour ré; duire notablement toute tendance des particules liquides à se séparer des surfaces de ces aubes lorsque le convertisseur fonctionne dans la gamme des petits rap- ports de vitesses. Une telle séparation, si elle n'est pas empêchée, s'accompagne d'une perte d'énergie considérable.
Comme il sera exposé d'une façon détaillée dans la suite (voir figs.
9 et 10), l'angle d'attaque du liquide par rapport aux lignes médianes du profil hydrodynamique des aubes varie avec le rapport de vitesses entre la roue secon- daire 17 et la roue primaire 12, le rapport de vitesses étant défini comme étant la vitesse de la roue secondaire divisée par celle de la roue,primaire. Aux rap- ports de vitesses relativement élevés, c'est-à-dire, dans la gamme de rapports correspondant à un rendement élevé, le liquide s'écoule de façon favorable entre les aubes 15 de la roue primaire, dans le sens de la ligne médiane de cambrure de ces aubes 15; toutefois, si la roue secondaire 17 vient à ralentir par suite de l'accroissement du couple résistant, le liquide pénètre dans la roue primaire
12 sous des angles moins favorables, soit, des angles plus grands, par rapport à la ligne médiane de cambrure des aubes 15 de la roue primaire.
Dans cette gamme de rapports de vitesses relativement peu élevés, et comme il a été indiqué d'une manière générale plus haut, les particules liquides tendent à se séparer des sur- faces des aubes 15 de la roue primaire, ce qui entraîne une perte d'énergie.
Il a été déterminé que si l'on maintient une pression suffisante du liquide à l'entrée de la roue primaire, la tendance à la séparation peut être éliminée dans une grande mesure, ce qui s'accompagne d'une amélioration du ren- dément, la disposition visant à atteindre ce résultat faisant partie du système de refroidissement à circulation forcée.
Une représentation schématique du circuit de refroidissement est donnée dans la fig. 5, à laquelle on se reportera ci-après, de même qu'à la fig.
1. Le liquide de travail est aspiré d'un puisard approprié 30 à l'aide d'une pompe 31 commandée par un moteur et s'écoule ensuite par un trajet comprenant, en série : refroidisseur 32, un canal annulaire 33 (voir fig. 1) compris entre l'arbre 19 et le manchon 24, un canal 34 compris entre la partie courbe 35 du stator et la coquille extérieure 23, d'une part, et une extension 36 de la co- quille extérieure 18 de la roue secondaire, extension clavetée sur l'arbre 19, d'autre part. Le liquide débité à travers le canal 34 rejoint le circuit toroï- dal en un point situé entre la sortie de la roue secondaire 17 et l'entrée du stator 22.
Le flux réfrigérant quitte le circuit toroïdal à travers l'orifice 29 et traverse un¯canal 36a prévu dans le manchon 24, de même qu'un conduit de rac- cordement 37, pour parvenir dans le puisard 30. Le conduit 37 comprend une sou- pape classique de régle de la pression 38 qui, dans le cas présent, est de pré- férence mise au point en vue de maintenir une pression de 40 lbs. par pouce carré à l'entrée de la roue primaire 12. Il a été déterminé que cette pression constante suffit pour supprimer la tendance des particules liquides à se séparer des aubes 15 de la roue primaire lorsque le convertisseur fonctionne dans la gamme de rapports de vitesses peu élevés.
Une autre caractéristique importante réside dans la direction du flux de refroidissement par rapport au flux tel qu'il s'effectue au sein du circuit toroïdal. Etant donné que la roue primaire 12 et la roue secondaire 17 sont si- tuées respectivement dans la partie dirigée radialement vers l'extérieur et dans la partie dirigée radialement vers l'intérieur, du circuit toroïdal, il est évident que-comme il sera exposé ultérieurement-, lorsque le convertisseur tourne avec un rapport de vitesses relativement élevé, la poussée du liquide engendrée par la roue secondaire 17 s'oppose à celle due à la roue primaire 12, et la cir- culation toroïdale s'arrête.
Lorsque la roue secondaire ralentit, la circulation
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toroïdale augmente et s'oppose à celle du liquide qui se déplace à travers le canal 34, de sorte que la pression à l'extrémité de décharge de ce canal augmente.
Toutefois, qu'il y ait ou non une circulation toroïdale, une pression de suppres sion fondamentale de 40 1bs. par pouce carré est maintenue à l'entrée de la roue primaire 12. Cette pression est suffisante pour le but principal qui a été exposé; elle n'est toutefois pas assez élevée, même aux petits rapports de vitesses, que pour déterminer des fuites excessives aux bourrages habituels, désignés à titre d'exemple par 39. La situation en ce qui concerne la relation entre la pres- sion et les variations du rapport de vitesses, à l'extrémité de sortie du canal 34, est représentée graphiquement dans la fig. 6, où la pression (ordonnées) à . l'extrémité de décharge de ce canal augmente lorsque le rapport de vitesses (ab- ' ' scisses) diminue.
Les caractéristiques de fonctionnement du convertisseur représenté dans la fig. 1 sont en corrélation avec la forme du circuit toroïdal tel que représenté schématiquement dans la fig. 7, avec les formes respectives et les angles d'entrée et de sortie des aubes de la roue primaire, de la roue secondaire et du stator et avec le nombre d'aubes dans chaque aubage. Les considérations qui seront exposées dans la suite, en ce qui concerne les angles d'entrée et de sortie des aubes, les angles d'attaque du liquide, ainsi que les rayons, se rap- portent à la ligne médiane du courant liquide du circuit toroïdal et à la ligne médiane du profil hydrodynamique des aubes respectives, comme indiqué dans la fige 7.
L'emplacement de la ligne médiane du courant liquide en un point quel- conque du trajet du flux est déterminé par la formule ci-après, telle qu'elle a été indiquée graphiquement sur le canal intérieur recourbé et dépourvu d'aubes 27 de la fig. 7.
EMI5.1
où Rm = le rayon moyen en un point situé sur la ligne médiane du courant liquide.
Ri et R rayons, intérieur et extérieur, respective- ment, des points situés sur l'extrémité d'une ligne sensiblement perpendiculaire aux parois du tore, passant par le point précité pris sur la ligne médiane du courant liquide.
Un convertisseur présentant les caractéristiques inventives exposées' ici est employé normalement avec un moteur à combustion interne à régulateur, moteur qui, à titre d'exemple, sera considéré ici comme étant du type diesel.
Les conditions auxquelles doit répondre la construction sont basées sur le rap- port entre les courbes caractéristiques de couple et de puissance d'un moteur donné, d'une part, et la caractéristique de couple primaire du convertisseur décrit ici, et destiné à être combiné avec un tel moteur, d'autre part. Le couple primaire d'un convertisseur est défini comme étant celui qui est requis pour faire tourner la roue primaire à n'importe quelle vitesse donnée pendant que la vitesse de la roue secondaire varie entre celle de calage (0,0) et celle d'em- ballement ou à vide (1,0), ces deux chiffres exprimant des rapports de vitesses.
Comme il sera exposé en détail dans la suite, la construction suivant l'inven- tion permet également de réaliser des rapports de vitesses supérieurs à 1,0.
En substance, les nouvelles caractéristiques du convertisseur à un étage décrit ici, en comparaison avec un convertisseur classique, également à un étage, consistent en : élévation du rapport des couples à la vitesse de calage (voir fig. 25), un meilleur rendement aux petits rapports de vitesses (voir fig. 24) et une courbe plus relevée d'absorption de puissance au couple primaire (voir figo 23).
Ces résultats sont obtenus en plaçant le stator 22
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(voir fig. 1) au voisinage immédiat de la sortie de la roue secondaire 17, c'est- à-dire, en disposant le stator 22 dans la partie du circuit toroïdal à flux radi- al dirigé vers l'intérieuro A cet,endroit, le stator 22 ést à même d'accepter avec un rendement maximum le liquide sortant de la roue secondaire 17, quelle que soit sa vitesse, le couple de réaction étant engendré dans les conditions de flux les plus favorables.
On décrira ci-après les détails de la construction permettant d'obte- nir les résultats recherchés ci-dessus, ainsi que d'autres. Dans la fig.8,onca repré- santé, en une vue éclatée et développée, des formes caractéristiques des aubes dans les divers échelons du convertisseur, ainsi que les lignes médianes du profil hydro- dynamique de ces aubes. Les angles d'entrée et de sortie pour chaque aube sont désignés respectivement par "a1"et "a2", avec ceci que, pour l'aube 15 de la roue primaire l'angle d'entrée se définit comme étant l'angle entre la tangente à la ligne de cambrure médiane 40, d'une part, et la tangente au cercle tracé avec le rayon de rotation de l'aube 15 de la roue primaire, depuis l'axe de ro- tation jusqu'au bord d'entrée de cette aube, d'autre part.
Le même principe s'ap- plique à l'angle de sortie de l'aube 15 de la roue primaire et aux angles d'en- trée et de sortie de l'aube 21 de la roue secondaire et de l'aube 26 du stator.
L'aube de roue primaire représentée dans la fig. 8 est identique à celles re- présentées respectivement dans les figs. 1 et 14.
D'une manière générale, les profils des aubes ont été dessinés de fa- çon à assurer un flux liquide efficace dans une gamme étendue de rapports de vi- tesseso A cette fin, les aubes ont été mises au point en vue d'assurer un ren- dement élevé au point optimum théorique et à accepter le flux sous un certain nombre d'angles d'attaque avec un minimum de pertes par choc dues au fait que le liquide se sépare; des surfaces des aubes, cette disposition ayant pour ré- sultat de réduire les pertes de rendement, le flux au contact des aubes étant exempt de remous, caractéristique qui est influencée par le système à flux ré- frigérant représenté dans la fig. 5.
La conformation des aubes détermine direc- tement la gamme de variation du couple, le rendement et d'autres caractéristi- ques de fonctionnement, telles que le rapport des couples à la vitesse de calage, l'allure de la courbe du couple et le rapport de vitesses auquel correspond un rendement de pointe.
L'aube 15 de la roue primaire, telle que représentée dans les figs.
8 et 15, se présente dans le circuit toroïdal du convertisseur de la fig. 1 et est considérée comme étant une aube de roue primaire à capacité relativement faible. Une aube 41 de roue primaire à capacité relativement plus élevée, mon- trée dans les figs. 9 et 15, se présente dans le circuit toroïdal du convertis- - saur, comme indiqué dans la fig. 22. Des représentations graphiques de ces aubes seront expliquées dans la suite. Quoique les aubes de roue primaire 15 et 41 soient représentées ici en particulier comme étant dotées respectivement de faces antérieures convexes et concaves, il est bien entendu que les aubes de la roue primaire peuvent être soit convexes, soit concaves. Plus l'angle de sortie de l'aube de la roue primaire est important et plus grande est la puissance absorbée à n'importe quelle vitesse primaire donnée.
L'angle d'entrée de l'aube de la roue primaire est déterminé par la direction du flux d'approche.du liquide de travail, le volume de ce flux et l'angle de sortie du stator qui précède la roue primaire. Dans ces limites de variables, et pour une conformation donnée quelconque, l'aube de la roue primaire sera façonnée de manière à déterminer une transition progressive du frofil de l'aube entre l'entrée et la sortie de cette dernière.
En considérant un convertisseur équipé d'aubes de roue primaire 41 à capacité relativement élevée, d'aubes de roue secondaire 21 et d'aubes de sta- tor 23, à savoir, d'un nombre d'aubes approprié dans chacun de ces cas (les li- mites des nombres d'aubes seront indiquées dans la suite), en vue de constituer une unité ayant un couple spécifique relativement élevé, on a représenté sché-
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matiquement dans les figso 9, 10 et 11 certaines caractéristiques de construction préconisées pour les aubes respectives.
Comme montré dans la fig. 9, le bord d'entrée de l'aube de roue pri- maire 41 a été dessiné en vue d'accepter le liquide qui se déplace dans le canal intérieur 27 recourbé sur lui-même (voir fig. 1), suivant une dispersion angûlai- re de 40 à 97 , comme indiqué par les vecteurs de vitesse d'approche qui se rapportent à la gamme de rapports de vitesses allant de 0,0 à 0,87 et peuvent être considérés en corrélation avec la courbe de couple primaire 47, représentée dans la fig. 23.
La dispersion des vecteurs de vitesse d'approche au niveau des bords d'entrée des aubes 21 de la roue secondaire et des aubes 23 du stator (voir figs.
10 et 11), pour la même gamme de rapports de vitesses que pour l'aube 41 de la roue primaire, est de 29 à 62 pour les aubes 21 de la roue secondaire et de 27 à 145 pour les aubes 23 du stator. Le fait de situer les aubes 23 du stator, à nez bulbeux, au voisinage immédiat des sorties des aubes de larroue secondaire permet aux aubes du stator d'accepter ce flux à dispersion relativement impor- tante, venant des aubes de la roue secondaire, dans tous les filets liquides, cela avec un rendement maximum.
Les meilleures caractéristiques de rendement pour les diverses aubes ont été obtenuesavec les gammes suivantes pour les angles d'entrée et de sortie, respectivement "a1" et "a2".
EMI7.1
<tb>
Angles <SEP> d'entrée <SEP> Angles <SEP> de <SEP> sortie
<tb>
<tb>
<tb> Aubes <SEP> de <SEP> la <SEP> roue <SEP> primaire <SEP> 25 <SEP> à, <SEP> 48 <SEP> 36 <SEP> à <SEP> 90
<tb>
<tb>
<tb>
<tb>
<tb> Aubes <SEP> de <SEP> la <SEP> roue <SEP> secondaire <SEP> 32 <SEP> à <SEP> 65 <SEP> 22 <SEP> à <SEP> 35
<tb>
<tb>
<tb>
<tb>
<tb> Aubes <SEP> du <SEP> stator <SEP> 74 <SEP> à <SEP> 85 <SEP> 29 <SEP> à <SEP> 39
<tb>
Si l'on considère les caractéristiques de fonctionnement du conver- tisseur tel que représenté dans la fig. 1, c'est-à-dire, muni d'aubes de roue primaire 15 (voir figs. 8 et 14), le flux traverse la roue primaire 12 et la roue secondaire 17 dans un sens général orienté radialement vers l'extérieur et radialement vers l'intérieur, respectivement, par rapport au convertisseur.
En d'autres termes, les aubes 15 et 21, respectivement de la roue primaire et de la roue secondaire, sont disposées dans le circuit toroïdal de telle façon que, pour un rapport de vitesses déterminé, la poussée liquide de la roue secondaire 17 s'oppose à celle de la roue primaire 12, provoquant ainsi un arrêt du flux dans le circuit de travail et entraînant une réduction notable du couple trans- mis.
Les aubes des divers échelons du convertisseur sont disposées à angle droit par rapport à leurs coquilles intérieures et extérieures respectives, comme représenté dans la fig. 1 et ne sont pas tordues entre leurs bords d'entrée et de sortie. De plus, on sait que, dans la construction de type courant, compre- nant une roue primaire à flux orienté radialement vers l'extérieur et une roue secondaire à flux orienté radialement vers l'intérieur la distance minimum, et donc la section de passage minimum, entre une paire d'aubes voisines se présente à l'entrée entre ces aubes et que la section du canal délimité par ces aubes va en augmentant vers les sorties de celles-ci, tandis que l'inverse vaut pour la roue secondaireo Par conséquent, dans ce type connu de roue primaire,- la pous- sée du liquide,
due à la vitesse relative va en diminuant et la poussée due à la pression va en augmentant, à mesure que le liquide s'écoule vers l'extérieur entre les aubes de la roue primaire, en conformité avec la loi qui régit l'écoule- ment d'un liquide à travers un conduit. La situation inverse se présente dans le cas de la roue secondaire connue à flux radial entrant, c'est-à-dire que, de l'entrée à la sortie la poussée due à la vitesse relative augmente, tandis que la poussée due à la pression diminue.
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Etant donné que seule l'énergie cinétique imprimée au liquide de tra- vail par la roue primaire présente un intérêt en ce qui concerne l'application d'un couple de rotation à l'arbre mené, il est avantageux de réduire au minimum le développement de la poussée due à la pression. Dans le convertisseur suivant l'invention, ceci a été réalisé en faisant converger les parois-limites des ca- naux de flux de la roue primaire 12 depuis l'entrée jusqu'à la sortie de cette roue primaire et, en particulier, en faisant converger les coquilles extérieure 13 et intérieure 14, comme montré dans la fig. 1. Grâce à cette disposition, l'augmentation de la section de chaque canal de flux de la roue primaire 12, de- puis son"entrée jusqu'à sa sortie, peut être limitée à 30% environ de ce qu'elle eût été sans cette disposition.
Dans la roue secondaire 17, les parois-limites constituées respecti- vement par la coquille extérieure 18 et la coquille intérieure 20 divergent de- puis l'entrée jusqu'à la sortie et limitent la diminution de la section entre aubes jusque 25% environo
En ce qui concerne le stator 22, la coquille extérieure 23 et la coquille intérieure 25 sont parallèles entre elles dans les régions où elles sont accolées aux aubes 26 du stator, ces dernières occupant des positions relatives telles qu'elles limitent à 20% environ l'augmentation de la section de passage depuis leur entrée jusqu'à leur sortie.
Des dimensions représentatives pour les canaux recourbés sur eux- mêmes et dépourvus d'aubages, soit, le canal extérieur 16 et le canal intérieur 27, sont indiquées respectivement dans les figs. 12 et 13, ces dimensions devant être considérées en corrélation avec les exemples représentés d'aubes de la roue primaire (figs. 14 et 18), d'aubes de la roue secondaire (figs. 16 et 20) et d'aubes du stator (figs. 17 et 21).
Afin d'empêcher la séparation du liquide d'avec les parois des canaux 16 et 27, et des pertes d'énergie qui en résulte- raient, la section de passage transversale du canal extérieur ou à grande éner- gie 16 se réduit de préférence de 10 à 15% entre la sortie de la roue primaire 12 et l'entrée de la roue secondaire 17, tandis que la section de passage cor- respondante du canal intérieur ou à faible énergie 27 est de préférence mainte- nue constante depuis la sortie du stator 22 jusqu'à l'entrée de la roue primai- re 12, ou bien, elle peut diminuer légèrement et progressivement dans cette der- nière direction..
Partant de ce qui précède, et en considérant les canaux, extérieur et intérieur, recourbés sur eux-mêmes, respectivement 16 et 27,en corrélation avec les canaux de flux, convergents et divergents, respectivement de la roue primaire 12 et de la roue secondaire 17, on voit que le profil périphérique extérieur du circuit toroldal est sensiblement piriforme.
Une caractéristique importante de l'invention consiste en ce que, comme indiqué plus haut, l'arrêt du flux dans le circuit toroïdal se produit à un rapport de vitesses supérieur à 1:la Ce résultat est obtenu grâce à une aug- mentation sensible de la masse de liquide de travail entraînée en rotation par la roue primaire 12, par rapport à la masse contenue dans la roue secondaire 17, le rapport entre ces masses étant déterminé de façon générale par les diamètres,- intérieur et extérieur, des masses liquides contenues respectivement dans la roue primaire et la roue secondaire.
Comme on le voit dans la fig. 1, laquelle représente à titre d'exem- ple un système de construction, la masse de liquide de travail, qui est entraî- née en rotation à la vitesse de la roue primaire 12, est, d'une manière générale, contenue entre les bords d'entrée des aubes 15 de la roue primaire et la surface extérieure 42 du canal extérieur 16, tandis que la masse liquide entraînée en rotation à la vitesse de la roue secondaire 17 est contenue d'une manière générale entre les bords d'entrée des aubes 26 du stator et les bords d'entrée des aubes 21 de la roue secondaire.
On conçoit que la masse liquide de la roue
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primaire 12 est sensiblement plus importante que celle de la roue secondaire 17, de sorte que l'arrêt du flux liquide à travers le circuit toroïdal, arrêt dû aux raisons indiquées ci-dessus, ne peut avoir lieu que lorsque la vitesse de la roue secondaire dépasse celle de la roue primaire. Cette disposition a permis d'attein- dre, au moment de l'arrêt du flux, des rapports de vitesses allant jusque 1,15.
Des courbes de couple primaire représentatives pour le convertisseur ci-dessus sont montrées dans la fig. 23. Une de ces courbes, désignée par le chiffre de référence 44, est relative à un convertisseur ayant un couple spécifi- que de 235 lbs.-feet et comportant les aubes de roue primaire 15 représentées avec leurs cotes dans les figs. 14 et 18, les aubes de roue secondaire 21, re- présentées avec leurs cotes dans les figs. 16 et 20, et les aubes de stator 26, représentées avec leurs cotes dans les figs. 17 et 21. Dans cette construction particulière, la roue primaire 12 comporte vingt-deux aubes, la roue secondaire- 17 comporte trente aubes et le stator 22 comporte quarante-quatre aubes, toutes les aubes étant réparties uniformément autour des éléments respectifs.
D'autres courbes de couple primaire de la fig. 23, désignées par les chiffres de référence 45 et 46, indiquent les caractéristiques des convertisseurs ayant respectivement un couple spécifique de 200 lbs.-feet et 280 lbs.-feet et des angles de sortie respectifs "a2" des aubes de la roue primaire, de 43,5 et de 90 . Les courbes 44, 45 et 46 indiquent également l'effet qu'exerce sur la capacité d'absorption de couple de la roue primaire la variation des angles de sortie "a2" des aubes de cette roue; en augmentant l'angle de sortie on augmente cette Capacité d'absorption à une vitesse primaire donnée.
Une disposition de variante à laquelle s'applique le facteur de con- version de vitesse supérieur à 1 : et qui fournit une courbe d'absorption de couple plus relevée, suppose l'emploi des aubes 41, à capacité relativement plus élevée (voir fig. 15)p dans la roue primaire 12. Dans la fig. 22, on a représen- té une aube disposée dans la roue primaire et, en comparant cette aube à l'aube 15 de la fig. 1, on constate que le bord de sortie de l'aube 41 s'étend partiel- lement dans le canal extérieur 16 et que ce bord est situé sur un cercle tracé avec un rayon plus grand que celui qui correspond au bord de sortie de l'aube 15.
Si l'on emploie l'aube de roue primaire 41 représentée avec ses cotes dans les figs. 15 et 19, au nombre de dix-huit, conjointement avec les aubes de roue secondaire 21 et les aubes de stator 26, comme il a été envisage plus haut à propos du convertisseur de la fig. 1, on obtient la courbe d'absorption de couple 47 représentée dans la fig. 23, ce convertisseur étant adapté à un moteur four- nissant un couple de 335 lbs.-feet. La courbe de rendement désignée par le chif- fre de référence 48 de la fig. 23 se rapporte à la courbe d'absorption 47 et constitue un exemple de la possibilité du convertisseur à fournir un'rendement élevé pour une gamme étendue de vitesses secondaires.
Compte tenu des dimensions du convertisseur, le nombre des aubes de la roue primaire varie entre 18 et 24, celui des aubes de la roue secondaire entre 24 et 30 et celui du stator entre 40 et 48, ces limites du nombre d'aubes étant en corrélation avec les limites d'angles d'entrée et de sortie indiquées plus haut.
On remarquera à propos de n'importe lequel des convertisseurs dé- crits ci-dessus, en se reportant à la fig. 23, que, lorsque l'arrêt du flux dans le circuit toroïdal se produit pour un rapport de vitesses de 1,15:1, le couple primaire n'est pas ramené complètement à zéro, cela en raison des aubes fixes 26 du stator et des pertes mécaniques du côté primaire.
Comme indiqué plus haut d'une manière générale, les autres objets poursuivis en utilisant le convertisseur décrit ici sont: une amélioration du rendement aux petits rapports de vitesses et une élévation du rapport de cou- ples de calage, les deux caractéristiques étant considérées par rapport aux con- vertisseurs à un étage de type classique.
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En ce qui concerne le rendement aux petits rapports de vitesses, on se reportera à la fige 24, laquelle représente graphiquement, aux fins de comparai- son, certaines caractéristiques de rendement d'un convertisseur à un seul étage, équipé d'un stator à flux radial entrant et à un convertisseur analogue compor- tant un stator à flux radial sortant. Les caractéristiques choisies à cet effet sont: le couple moteur ou primaire, le couple secondaire du convertisseur et la puissance effectiveo Les différentes courbes relatives au flux entrant ont été représentées en traits interrompus, tandis que les différentes courbes se rappor- tant au flux sortant ont été représentées en traits pleins.
Lorsqu'un moteur diesel est ralenti sous l'effet de la charge par rapport à la vitesse de régime, le couple moteur augmente de 15 à 25%, suivant la construction du moteur cette propriété étant inhérente à ce type de moteur.
Par conséquent, et en supposant qu'un convertisseur soit adapté à un moteur die- sel, on voit que, dans la mesure où le moteur ralentit par suite de l'accroisse- ment de la charge dont est solidaire la roue secondaire et de la diminution de la vitesse de cette dernière, c'est-à-dire que, dans la gamme des petits rapports de vitesses, on tire parti de toutes les possibilités du moteur en ce qui concer- ne le couple et que le couple maximum sera disponible pour entraîner la charge.
Cette caractéristique est hautement avantageuse dans certains types de véhicules, y compris les tracteurs à chenilles, les pelles mécaniques sur roues et certains équipements pour champs pétrolifères, où on doit faire face à des charges qui varient dans de grandes limites.
En considérant la fig. 24 on constate que la courbe de couple moteur ou primaire pour un convertisseur à un seul étage comportant un stator à flux radial sortant (ligne en trait plein) est relativement aplatie, tandis que, pour un convertisseur analogue ayant un stator à flux entrant (ligne en traits interrompus) elle se relève dans le sens du calage, avec élévation concomitante du couple moteur, les convertisseurs respectifs étant considérés comme ayant des gammes de fonctionnement comparablesoEn ce qui concerne le couple secondaire, le convertisseur comportant un stator à flux entrant (ligne en traits interrom- pus), dépasse considérablement le convertisseur de couple à stator à flux sor- tant (ligne en trait plein) dans le sens du calage, cette situation étant par- tiellement due à la caractéristique de couple relevée, exposée plus haut.
Si l'on considère les courbes de puissance effective, la fige 24 montre que le convertisseur du type à stator à flux entrant (ligne en traits interrompus)four- nit un plus grand nombre de chevaux-vapeur dans une gamme plus étendue de vites- ses de la roue secondaire, c'est-à-dire, de vitesses de roulement du véhicule, que ne le fait le convertisseur du type à stator à flux sortant (ligne en trait plein)o Le convertisseur à stator à flux sortant est généralement établi en vue de limiter la vitesse secondaire à un rapport de vitesses inférieur à 1:1, dé- terminant ainsi une diminution rapide de la puissance, tandis que le convertis- seur comportant un stator à flux entrant atteint des rapports de vitesses plus élevés, supérieurs à 1:
1 et, par conséquent, permet au véhicule de déplacer des charges plus élevées à une vitesse de marche plus grandeo
Des courbes comparatives concernant l'élévation du rapport de vites- ses correspondant au couple de calage, pour les convertisseurs à stator à flux entrant et à stator à flux sortant, sont représentées dans la figo 25. Le stator' à flux entrant (ligne en traits interrompus) permet d'obtenir un rapport de mul- tiplication de couple à la vitesse de calage notablement plus important que ne le permet le stator à flux sortant (ligne en trait plein), ce qui se traduit par un couple secondaire plus important, étant donné que ce dernier représente le produit du couple d'entrée et du facteur de multiplication du couple.
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The present invention relates to a hydraulic torque converter of the single stage rotary housing type characterized by an improved design.
One of the objects of the present invention consists in establishing a torque converter of the single-stage and single-stage type, this converter being more particularly designed for industrial equipment where it is desired to ensure that a coupled motor. to a machine provides maximum engine torque for a wide range of variations in resistive torque, for example as in the case of crawler tractors, wheeled excavators, certain equipment used in oil fields, and the like.
Another object of the invention consists in establishing a converter of the type indicated above and characterized by a higher ratio of torques to the stall speed, by an improved efficiency at small speed ratios and by a steeper curve d. primary torque absorption, compared to common single-stage converters.
Another object of the invention is to establish a converter as specified above, in which the toroidal circuit is shaped and arranged in correlation with the choice of the positions and dimensions of the blades of the primary impeller and of the impeller. secondary, so that the liquid thrust generated by the secondary wheel can act against that produced by the primary wheel at gear ratios greater than 1.0:
1.0, thereby causing the flow in the circuit to stop, a substantial decrease in the transmitted torque and a higher speed of the secondary wheel, which results in a higher rolling speed of a vehicle, when it this includes the convertor
Another object of the invention consists in adding to such a converter a cooling system which ensures a continuous forced fundamental circulation through the converter, with a view to dissipating heat, this system being established, in correlation. with the converter, so as to maintain at the inlet of the primary impeller a pressure high enough to prevent particles of the working liquid from separating from the surfaces of the blades of the primary impeller when the converter is operated at a low speed ratio .
These objects of the invention, as well as others, will be set out in the following description, with reference to the accompanying drawings, in which:
Fig. 1 is a partial sectional view in elevation of the hydraulic torque converter.
Figs. 2, 3 and 4 are elevation views, looking in the direction of the arrows with corresponding numbers in fig. 1, some parts being broken in order to expose a certain number of vanes of the impeller, primary, of the secondary impeller and of the stator, these various views being drawn on a scale different from that of FIG. 1.
Fig. 5 is a schematic view, partly in section, of the converter and the associated cooling system.
Fig. 6 graphically shows the pressure variations at the cooling system discharge connection in the converter as a function of the speed ratio variations.
Fig. 7 is a schematic representation of the converter of FIG. 1, where we see the shape of the toroidal circuit in correlation with the bladed elements, as well as the position of the middle line of the liquid flow of this circuit.
Fig. 8 is an exploded and developed schematic view, showing the correlation between the blades of the primary wheel, of the secondary wheel
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and of the stator, as well as the shapes of the median lines of the hydrodynamic profile of these blades, the blades of the primary wheel being of the low capacity type, shown in Fig. 14.
Figures 9, 10 and 11 represent, with the aid of vectors, the angles of attack of the working liquid for the speed ratios indicated, in correlation with the inlet edges of the blades of the primary impeller, of the secondary wheel and of the stator, respectively, the vanes of the primary wheel being of the high capacity type, shown in fig. 15.
Figures 12 and 13 are dimensioned schematic views showing respectively the elbows, exterior and interior, without blades, of the toroldal circuit.
Figs. 14 and 15 are schematic views showing respectively primary impeller vanes of relatively small capacity and relatively large, these views being taken looking in the direction of arrow 2 in Figs 1 and 22, respectively.
Fig. 16 is a schematic view showing several secondary impeller vanes, looking in the direction of arrow 3 in FIG. 1, while figo 17 is a schematic view showing several stator vanes, this view being taken in the direction opposite to that of arrow 4 in fig. 1, each of figs. 14, 15, 16 and 17 indicating: recommended entry and exit angles (a1 and a), the entry angles of the primary wheel being measured at the outer shell and at the shell interior;
recommended distance (b) between the blades of the primary wheel, at their entry level; and a recommended distance (c) between the vanes of the secondary wheel, at their outlet and between the stator vanes, also at their outlet.
Figs. 18, 19, 20 and 21 are dimensioned views showing respectively blades representative of the primary wheel, of the secondary wheel and of the stator, relating to the corresponding blades represented respectively in FIGS. 14, 15, 16 and 17, the dimensions being indicated with respect to the abscissa and ordinate axes, each vane being considered as being placed along the X axis.
Figo 22 is a partial sectional view, drawn on a smaller scale, similar to fig 1, this view showing a high capacity vane, as shown in fig 15, arranged in the toroidal circuit of the converter instead of of the primary wheel vane 15.
Fig. 23 shows various efficiency curves of the converter equipped with primary wheels of various types.
Figs. 24 and 25 are comparative curves, which in each figure relate respectively to a converter of the type comprising a stator with incoming radial flux, as described here, and where the stator is arranged at the output of the secondary wheel * and at a converter of the type comprising a stator with outgoing radial flux, where the stator is located at the input of the primary wheel.
In figo 1, the reference numeral 10 designates the rotating housing of the converter, the opposite ends of which are respectively fixed to an annular coupling flange 11 which establishes a control connection between a power source and a wheel. primary 12, the latter comprising an outer shell 13, an inner shell 14 spaced from the first and a series of vanes 15 distributed at equal intervals around the outer shell 13 and the inner shell 14, overlapping the space between these shells.
The liquid discharged by the primary impeller 12 enters one end of an outer channel 16 curved on itself and free of vanes, the channel of which
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the opposite end communicates with the inlet of a secondary wheel 17 comprising, an outer shell 18 connected in splines to a driven shaft 19y an inner shell 20 spaced from the outer shell 18, as well as a series of 'vanes 21 distributed at equal intervals around the outer shell @ 18 and the inner shell 20 and overlapping the space between these shells.
The liquid leaving the secondary wheel 17 enters the very close inlet of a stator 22, the latter comprising an outer shell 23 connected to a fixed sleeve 24 which is coaxial with the shaft 19 and spaced apart. thereto, an inner shell 25 and a series of vanes 26 distributed at regular intervals around the outer shell 23 and the inner shell 25 and overlapping the space between these shells.
The liquid leaving the stator 22 enters one end of an internal channel 27 curved on itself and devoid of blades, the opposite end of this channel being in communication with the inlet of the primary wheel 12. The internal part of the channel 27 is delimited by suitably curved parts of the inner shells 14 and 25, while the outer part of this channel is delimited by suitably curving a portion of the outer shell 23 of the stator and fixing one end of a curved baffle thereto 28, the opposite end of which ends at a short distance from the outer shell 13, so as to determine an opening or an orifice 29, for a purpose which will be explained below.
As can be seen from FIG. 1, the primary impeller 12, the; channel 16, the secondary impeller 17, the stator 22 and the channel 27 occupy relative positions such, that they determine a closed toroidal path for the working liquid, except that, as it will be described below, the liquid also travels through an external refrigerator, connected to the toroidal circuit. In general, the vanes 15 of the primary wheel are located in the part of the toroidal circuit which represents a radial flow directed outwards, while the vanes 21 of the secondary wheel and the vanes 26 of the stator are located in the part of the toroidal circuit which represents a radial flow directed inward.
The vanes 15 of the primary impeller, the vanes 21 of the secondary impeller and the vanes 26 of the stator are normal with respect, respectively, to the outer and inner shells 13 and 14, 18 and 20, and 23 and 25.
The shape of the toroidal circuit, in correlation with the locations of the various blades, constitutes an important characteristic of the invention, and its advantages will be described later, during the presentation of the operating characteristics of the converter. For the moment it will be noted that the faces of the inner shells 20 and 25 facing the vanes are coplanar and are transverse with respect to the axis of the converter, and that the corresponding face of the inner shell 14 is also transverse with respect to the axis. same axis. In addition, the face of the outer shell 13 facing the vanes 15 converges with the inner shell 14, while the outer shell 18 diverges with the inner shell 20, while considering the direction of the liquid flow.
The faces facing the vanes, of the outer shell 23 and of the inner shell 25, of the stator 22, are parallel.
The channels 16 and 27 have a general U-shaped or semi-circular shape and therefore deviate by 180 the liquid flow between the primary wheel 12 and the secondary wheel 17 and between the stator 22 and the primary wheel 12, respectively. . In addition, these channels are established so as to provide easy and non-turbulent changes of direction to the liquid passing through them, thereby preventing the separation of the liquid from the walls of these channels. The conditions required to achieve these results will be explained below.
An important characteristic of the invention lies in the way of dissipating a significant part of the heat developed in the liquid of
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work when this moves in the toroldal circuit, and consists in passing this liquid through an external refrigerator, with a determined setting, and in obtaining this result in such a way that the liquid moving between the au -! - bes of the primary wheel is also maintained at a pressure sufficient to re; Significantly reduce any tendency for liquid particles to separate from the surfaces of these blades when the converter is operating in the low speed range. Such separation, if not prevented, is accompanied by a considerable loss of energy.
As will be explained in detail below (see figs.
9 and 10), the angle of attack of the liquid with respect to the median lines of the hydrodynamic profile of the blades varies with the speed ratio between the secondary wheel 17 and the primary wheel 12, the speed ratio being defined as being the speed of the secondary wheel divided by that of the primary wheel. At relatively high speed ratios, that is to say, in the range of ratios corresponding to high efficiency, the liquid flows favorably between the vanes 15 of the primary impeller in the direction of the flow. median camber line of these blades 15; however, if the secondary wheel 17 slows down as a result of the increase in the resistive torque, the liquid enters the primary wheel
12 at less favorable angles, that is, larger angles, relative to the center line of camber of the blades 15 of the primary wheel.
In this range of relatively low speed ratios, and as generally stated above, liquid particles tend to separate from the surfaces of the blades 15 of the primary impeller, resulting in loss of speed. 'energy.
It has been determined that if sufficient liquid pressure is maintained at the inlet of the primary impeller, the tendency to separate can be eliminated to a great extent, which is accompanied by an improvement in efficiency. , the provision to achieve this being part of the forced circulation cooling system.
A schematic representation of the cooling circuit is given in fig. 5, to which reference will be made below, as well as in FIG.
1. The working liquid is sucked from a suitable sump 30 using a pump 31 controlled by a motor and then flows through a path comprising, in series: cooler 32, an annular channel 33 (see fig. . 1) included between the shaft 19 and the sleeve 24, a channel 34 between the curved part 35 of the stator and the outer shell 23, on the one hand, and an extension 36 of the outer shell 18 of the wheel secondary, keyed extension on the shaft 19, on the other hand. The liquid delivered through the channel 34 joins the toroidal circuit at a point situated between the outlet of the secondary wheel 17 and the inlet of the stator 22.
The refrigerant flow leaves the toroidal circuit through the orifice 29 and passes through a channel 36a provided in the sleeve 24, as well as a connection duct 37, to reach the sump 30. The duct 37 comprises a hole. - conventional pressure control valve 38 which, in the present case, is preferably developed to maintain a pressure of 40 lbs. per square inch at the inlet of the primary impeller 12. It has been determined that this constant pressure is sufficient to suppress the tendency of liquid particles to separate from the vanes 15 of the primary impeller when the converter is operating in the range of speed ratios. low.
Another important characteristic is the direction of the cooling flow relative to the flow as it occurs within the toroidal circuit. Since the primary wheel 12 and the secondary wheel 17 are located respectively in the part directed radially outward and in the part directed radially inward, of the toroidal circuit, it is evident that - as will be explained subsequently, when the converter rotates with a relatively high speed ratio, the pressure of the liquid generated by the secondary wheel 17 opposes that due to the primary wheel 12, and the toroidal circulation stops.
When the secondary wheel slows down, the traffic
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toroidal increases and opposes that of the liquid moving through channel 34, so that the pressure at the discharge end of this channel increases.
However, whether or not there is toroidal circulation, a fundamental suppression pressure of 40 1bs. per square inch is maintained at the inlet of the primary wheel 12. This pressure is sufficient for the primary purpose that has been stated; it is, however, not high enough, even at small gear ratios, to determine excessive leaks at the usual blockages, designated by way of example by 39. The situation with regard to the relation between pressure and Variations in the speed ratio, at the outlet end of channel 34, is shown graphically in fig. 6, where the pressure (ordinates) at. the discharge end of this channel increases as the speed ratio (abs- '' scissas) decreases.
The operating characteristics of the converter shown in fig. 1 correlate with the shape of the toroidal circuit as shown schematically in FIG. 7, with the respective shapes and the entry and exit angles of the blades of the primary wheel, of the secondary wheel and of the stator and with the number of blades in each blade. The considerations which will be explained in the following, with regard to the entry and exit angles of the blades, the angles of attack of the liquid, as well as the radii, relate to the center line of the liquid flow of the circuit. toroidal and to the midline of the hydrodynamic profile of the respective blades, as shown in fig 7.
The location of the midline of the liquid stream at any point in the flow path is determined by the following formula, as shown graphically on the curved, vane-less inner channel 27 of the fig. 7.
EMI5.1
where Rm = the mean radius at a point on the midline of the liquid stream.
Ri and R radii, interior and exterior, respectively, of the points situated on the end of a line substantially perpendicular to the walls of the torus, passing through the aforementioned point taken on the median line of the liquid stream.
A converter having the inventive features set forth herein is normally employed with a governor internal combustion engine, which engine, by way of example, will be considered herein to be of the diesel type.
The conditions to which the construction must meet are based on the relationship between the characteristic curves of torque and power of a given engine, on the one hand, and the primary torque characteristic of the converter described here, and intended to be combined. with such an engine, on the other hand. The primary torque of a converter is defined as that required to rotate the primary wheel at any given speed while the speed of the secondary wheel varies between that of stall (0,0) and that of packing or empty (1.0), these two figures expressing speed ratios.
As will be explained in detail hereinafter, the construction according to the invention also enables speed ratios greater than 1.0 to be achieved.
In essence, the new characteristics of the one-stage converter described here, in comparison with a conventional converter, also one-stage, consist of: raising the ratio of torques to the stall speed (see fig. 25), better efficiency at small gear ratios (see fig. 24) and a higher power absorption curve at the primary torque (see fig. 23).
These results are obtained by placing the stator 22
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(see fig. 1) in the immediate vicinity of the output of the secondary wheel 17, that is to say, by placing the stator 22 in the part of the toroidal circuit with radial flux directed inward. In this location, the stator 22 is able to accept with maximum efficiency the liquid leaving the secondary wheel 17, whatever its speed, the reaction torque being generated under the most favorable flow conditions.
The details of the construction making it possible to obtain the results sought above, as well as others, will be described below. In fig. 8, we show, in an exploded and developed view, the characteristic shapes of the blades in the various stages of the converter, as well as the median lines of the hydrodynamic profile of these blades. The entry and exit angles for each vane are designated as "a1" and "a2" respectively, with this that for the vane 15 of the primary wheel the entry angle is defined as the angle between the tangent to the median camber line 40, on the one hand, and the tangent to the circle drawn with the radius of rotation of the vane 15 of the primary wheel, from the axis of rotation to the edge of entry of this dawn, on the other hand.
The same principle applies to the angle of exit of the vane 15 of the primary wheel and to the angles of entry and exit of the vane 21 of the secondary wheel and of the vane 26 of the secondary wheel. stator.
The primary wheel vane shown in fig. 8 is identical to those shown respectively in FIGS. 1 and 14.
Generally speaking, the blade profiles have been designed to ensure efficient liquid flow over a wide range of speed ratios. To this end, the blades have been designed to ensure efficient flow. high efficiency at the theoretical optimum point and to accept the flow under a certain number of angles of attack with a minimum of shock losses due to the fact that the liquid separates; of the surfaces of the blades, this arrangement having the result of reducing the losses of efficiency, the flow in contact with the blades being free from eddies, a characteristic which is influenced by the cooling flow system shown in FIG. 5.
The shape of the blades directly determines the range of torque variation, efficiency and other operating characteristics, such as the ratio of torques to stall speed, the shape of the torque curve and the ratio. of speeds corresponding to peak efficiency.
The vane 15 of the primary wheel, as shown in FIGS.
8 and 15, is present in the toroidal circuit of the converter of fig. 1 and is considered to be a relatively low capacity primary wheel vane. A relatively higher capacity primary wheel vane 41 shown in FIGS. 9 and 15, is present in the toroidal circuit of the converter, as shown in fig. 22. Graphic representations of these blades will be explained below. Although the primary impeller blades 15 and 41 are shown here in particular as being provided with convex and concave front faces respectively, it is understood that the blades of the primary impeller can be either convex or concave. The greater the angle of exit of the vane from the primary wheel, the greater the power absorbed at any given primary speed.
The inlet angle of the vane of the primary impeller is determined by the direction of the approach flow of the working liquid, the volume of this flow and the exit angle of the stator which precedes the primary impeller. Within these variable limits, and for any given conformation, the vane of the primary wheel will be shaped so as to determine a progressive transition of the edge of the vane between the entry and exit of the latter.
Considering a converter equipped with relatively high capacity primary impeller vanes 41, secondary impeller vanes 21 and stator vanes 23, that is, with an appropriate number of vanes in each of these cases. (the limits of the number of blades will be indicated in the following), with a view to constituting a unit having a relatively high specific torque, there is shown a diagram.
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matically in figso 9, 10 and 11 certain construction characteristics recommended for the respective blades.
As shown in fig. 9, the inlet edge of the primary wheel vane 41 has been designed to accept the liquid which moves in the inner channel 27 bent on itself (see fig. 1), following a dispersion. angular from 40 to 97, as indicated by the approach speed vectors which relate to the range of speed ratios from 0.0 to 0.87 and can be considered to correlate with the primary torque curve 47 , shown in fig. 23.
The dispersion of the approach speed vectors at the entry edges of the vanes 21 of the secondary wheel and of the vanes 23 of the stator (see figs.
10 and 11), for the same range of speed ratios as for the vane 41 of the primary wheel, is from 29 to 62 for the vanes 21 of the secondary wheel and from 27 to 145 for the vanes 23 of the stator. The fact of locating the vanes 23 of the stator, with bulbous noses, in the immediate vicinity of the outlets of the vanes of the secondary rotor allows the vanes of the stator to accept this relatively large dispersed flux, coming from the vanes of the secondary impeller, in all liquid fillets, with maximum yield.
The best performance characteristics for the various blades were obtained with the following ranges for the entry and exit angles, respectively "a1" and "a2".
EMI7.1
<tb>
<SEP> input angles <SEP> <SEP> angles of <SEP> output
<tb>
<tb>
<tb> Blades <SEP> of <SEP> the <SEP> wheel <SEP> primary <SEP> 25 <SEP> to, <SEP> 48 <SEP> 36 <SEP> to <SEP> 90
<tb>
<tb>
<tb>
<tb>
<tb> Blades <SEP> of <SEP> the <SEP> secondary <SEP> wheel <SEP> 32 <SEP> to <SEP> 65 <SEP> 22 <SEP> to <SEP> 35
<tb>
<tb>
<tb>
<tb>
<tb> Blades <SEP> of the <SEP> stator <SEP> 74 <SEP> to <SEP> 85 <SEP> 29 <SEP> to <SEP> 39
<tb>
If we consider the operating characteristics of the converter as shown in fig. 1, that is to say, provided with primary wheel vanes 15 (see figs. 8 and 14), the flow passes through the primary wheel 12 and the secondary wheel 17 in a general direction oriented radially outwards and radially inward, respectively, of the converter.
In other words, the blades 15 and 21, respectively of the primary wheel and of the secondary wheel, are arranged in the toroidal circuit such that, for a determined speed ratio, the liquid thrust of the secondary wheel 17 s 'opposes that of the primary wheel 12, thus causing a stop of the flow in the working circuit and causing a notable reduction in the torque transmitted.
The vanes of the various stages of the converter are arranged at right angles to their respective inner and outer shells, as shown in fig. 1 and are not twisted between their entry and exit edges. In addition, it is known that, in the construction of the current type, comprising a primary wheel with flow oriented radially outward and a secondary wheel with flow oriented radially inward, the minimum distance, and therefore the passage section minimum, between a pair of neighboring blades occurs at the inlet between these blades and that the section of the channel delimited by these blades increases towards the outlets thereof, while the reverse is true for the secondary wheel. consequently, in this known type of primary impeller, - the thrust of the liquid,
due to the relative speed decreases and the thrust due to the pressure increases, as the liquid flows outward between the blades of the primary impeller, in accordance with the law which governs the flow. ment of a liquid through a conduit. The opposite situation arises in the case of the known secondary wheel with radial inflow, i.e., from the entry to the exit the thrust due to the relative speed increases, while the thrust due to the pressure decreases.
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Since only the kinetic energy imparted to the working liquid by the primary wheel is of interest with regard to the application of a rotational torque to the driven shaft, it is advantageous to reduce the development to a minimum. thrust due to pressure. In the converter according to the invention, this has been achieved by making the boundary walls of the flow channels of the primary wheel 12 converge from the inlet to the outlet of this primary wheel and, in particular, by making converge the outer 13 and inner 14 shells, as shown in fig. 1. Thanks to this arrangement, the increase in the section of each flow channel of the primary wheel 12, from its entry to its exit, can be limited to about 30% of what it would have been. without this provision.
In the secondary wheel 17, the boundary walls formed respectively by the outer shell 18 and the inner shell 20 diverge from the inlet to the outlet and limit the reduction in the section between blades up to about 25%.
With regard to the stator 22, the outer shell 23 and the inner shell 25 are mutually parallel in the regions where they are contiguous to the blades 26 of the stator, the latter occupying relative positions such that they limit to about 20% l '' increase in the passage section from their entry to their exit.
Representative dimensions for the channels curved back on themselves and without blades, that is, the outer channel 16 and the inner channel 27, are indicated respectively in FIGS. 12 and 13, these dimensions to be considered in correlation with the examples shown of blades of the primary impeller (figs. 14 and 18), vanes of the secondary impeller (figs. 16 and 20) and blades of the stator. (figs. 17 and 21).
In order to prevent the separation of the liquid from the walls of the channels 16 and 27, and the resulting energy losses, the cross-section of the passage of the outer or high energy channel 16 is preferably reduced. from 10 to 15% between the outlet of the primary wheel 12 and the inlet of the secondary wheel 17, while the corresponding passage section of the inner or low energy channel 27 is preferably kept constant from the outlet from the stator 22 to the entry of the primary wheel 12, or else it may decrease slightly and gradually in this last direction.
Starting from the above, and considering the channels, exterior and interior, curved on themselves, respectively 16 and 27, in correlation with the flow channels, convergent and divergent, respectively of the primary wheel 12 and of the secondary wheel 17, it can be seen that the outer peripheral profile of the toroldal circuit is substantially pear-shaped.
An important characteristic of the invention consists in that, as indicated above, the stopping of the flow in the toroidal circuit occurs at a speed ratio greater than 1: This result is obtained thanks to a significant increase in the mass of working liquid rotated by the primary wheel 12, relative to the mass contained in the secondary wheel 17, the ratio between these masses being generally determined by the diameters, - inside and outside, of the liquid masses contained respectively in the primary wheel and the secondary wheel.
As seen in fig. 1, which shows by way of example a construction system, the mass of working liquid, which is rotated at the speed of the primary impeller 12, is, in general, contained between the inlet edges of the blades 15 of the primary impeller and the outer surface 42 of the outer channel 16, while the liquid mass driven in rotation at the speed of the secondary impeller 17 is generally contained between the inlet edges blades 26 of the stator and the inlet edges of the blades 21 of the secondary wheel.
It is understood that the liquid mass of the wheel
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primary 12 is appreciably greater than that of the secondary impeller 17, so that the stopping of the liquid flow through the toroidal circuit, stopping due to the reasons indicated above, can only take place when the speed of the secondary impeller exceeds that of the primary wheel. This arrangement made it possible to achieve speed ratios of up to 1.15 when the flow was stopped.
Representative primary torque curves for the above converter are shown in fig. 23. One of these curves, designated by the reference numeral 44, relates to a converter having a specific torque of 235 lb.-feet and having the primary impeller vanes 15 shown with their dimensions in Figs. 14 and 18, the secondary wheel vanes 21, shown with their dimensions in figs. 16 and 20, and the stator vanes 26, shown with their dimensions in figs. 17 and 21. In this particular construction, the primary wheel 12 comprises twenty-two blades, the secondary wheel 17 comprises thirty blades and the stator 22 comprises forty-four blades, all the blades being distributed uniformly around the respective elements.
Other primary torque curves in fig. 23, designated by reference numerals 45 and 46, indicate the characteristics of converters having a specific torque of 200 lbs.-feet and 280 lb.-feet, respectively, and respective exit angles "a2" of the blades of the primary impeller, of 43.5 and 90. The curves 44, 45 and 46 also indicate the effect exerted on the torque absorption capacity of the primary wheel by the variation of the exit angles "a2" of the blades of this wheel; by increasing the exit angle, this absorption capacity is increased at a given primary speed.
An alternative arrangement to which the speed conversion factor greater than 1 applies: and which provides a higher torque absorption curve, assumes the use of blades 41, at relatively higher capacity (see fig. 15) p in the primary wheel 12. In fig. 22, there is shown a vane arranged in the primary wheel and, by comparing this vane to the vane 15 of FIG. 1, it can be seen that the outlet edge of the blade 41 extends partially in the outer channel 16 and that this edge is situated on a circle drawn with a radius greater than that which corresponds to the outlet edge of the blade. 'dawn 15.
If one uses the primary wheel vane 41 shown with its dimensions in figs. 15 and 19, eighteen in number, together with the secondary wheel vanes 21 and the stator vanes 26, as discussed above in connection with the converter of FIG. 1, the torque absorption curve 47 shown in FIG. 23, this converter being suitable for an engine providing a torque of 335 lbs.-feet. The yield curve denoted by the reference number 48 of FIG. 23 relates to absorption curve 47 and is an example of the converter's ability to provide high efficiency for a wide range of secondary speeds.
Taking into account the dimensions of the converter, the number of blades of the primary wheel varies between 18 and 24, that of the blades of the secondary wheel between 24 and 30 and that of the stator between 40 and 48, these limits of the number of blades being in correlation with the entry and exit angle limits indicated above.
It will be noted with respect to any of the converters described above, with reference to FIG. 23, that when the stop of the flux in the toroidal circuit occurs for a speed ratio of 1.15: 1, the primary torque is not reduced completely to zero, this due to the fixed vanes 26 of the stator and mechanical losses on the primary side.
As indicated above generally, the other objects pursued by using the converter described here are: an improvement in the efficiency at small speed ratios and an increase in the stall torque ratio, both characteristics being considered in relation to to conventional single-stage converters.
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With regard to the efficiency at small gear ratios, see Fig. 24, which graphically represents, for the purposes of comparison, certain efficiency characteristics of a single-stage converter equipped with a stator at. incoming radial flux and to a similar converter incorporating a radial outgoing stator. The characteristics chosen for this purpose are: the engine or primary torque, the secondary torque of the converter and the effective power o The various curves relating to the incoming flow have been represented in broken lines, while the different curves relating to the outgoing flow have been shown in solid lines.
When a diesel engine is slowed down under the effect of the load in relation to the engine speed, the engine torque increases by 15 to 25%, depending on the construction of the engine, this property being inherent in this type of engine.
Therefore, and assuming that a converter is matched to a diesel engine, it will be seen that, as the engine slows down as a result of the increased load with which the secondary wheel is attached and the reduction of the speed of the latter, that is to say that in the range of small gear ratios, all the possibilities of the motor are taken advantage of with regard to the torque and that the maximum torque will be available to drive the load.
This feature is highly advantageous in certain types of vehicles, including crawler tractors, wheeled mechanical excavators, and certain oilfield equipment, where loads that vary within wide limits are encountered.
Considering fig. 24 it can be seen that the motor or primary torque curve for a single-stage converter with a radial outflow stator (solid line) is relatively flattened, while for an analog converter with an inflow stator (line in dotted lines) it rises in the direction of the setting, with a concomitant increase in the engine torque, the respective converters being considered as having comparable operating ranges o With regard to the secondary torque, the converter comprising an incoming flux stator (line in dashed lines), protrudes considerably from the outflow stator torque converter (solid line) in the direction of the timing, this situation being partly due to the detected torque characteristic, described above.
Considering the effective power curves, Fig. 24 shows that the flux-in stator-type converter (dashed line) provides more horsepower over a wider range of speeds. its secondary wheel, that is, vehicle running speeds, than does the flux-out stator type converter (solid line) o The flux-out stator converter is usually established with a view to limiting the secondary speed to a speed ratio of less than 1: 1, thus determining a rapid decrease in power, while the converter with an inflow stator achieves higher speed ratios, greater than 1:
1 and, therefore, allows the vehicle to move higher loads at a greater walking speed.
Comparative curves concerning the increase in the speed ratio corresponding to the stall torque, for the converters with incoming flux stator and outgoing stator stator, are shown in figo 25. The incoming flux stator (line in dashed lines) makes it possible to obtain a torque multiplication ratio at the stall speed which is notably greater than the outflow stator allows (solid line), which results in a higher secondary torque, since the latter is the product of the input torque and the torque multiplication factor.
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