Hydrodynamischer Drehmomentwandler Die vorliegende Erfindung betrifft einen Dreh- momentumwandler hydrodynamischer Art.
Der Drehmomentwandler ist speziell auf den An trieb von Fahrzeugen und andern Formen von Zug vorrichtungen anwendbar, und obgleich sich seine Anwendung nicht auf einen solchen Gebrauch be schränkt, so sollen doch im folgenden die Vorteile der Erfindung in Verbindung mit Kraftfahrzeugan trieben wegen deren besonderen Anwendbarkeit auf diese Antriebsart beschrieben werden.
Bei Fahrzeugantrieben mit Kraftübertragern von veränderlicher Drehzahl ist es gewöhnlich erwünscht, ein relativ hohes Verhältnis von Drehkraftvermeh- rung beim Stillstand des getriebenen Teils zu erzielen, um eine rasche Anfangsbeschleunigung zu bewirken und um ferner ein grosses Anzugsmoment bei niedri gen Geschwindigkeiten des Fahrzeuges zur Verfü gung zu haben.
Bei den bisherigen hydraulischen Drehmomentumwandlern vom hydrodynamischen Typ wurde das erwünschte hohe Anzugsmomentver- hältnis auf zweierlei Weise erzielt, und zwar ent weder, indem man mindestens eine dreistufige Tur bine im hydraulischen Kreis vorsah, durch deren Benutzung man eine Drehmomentvermehrung bei Stillstand in Grössenordnung von 5 bis 6 oder mehr zu 1 erzielte, oder indem man einen Drehmoment- umwandler, der mit einer Turbine mit nur einer oder mit zwei Stufen versehen ist, mit einer Art von zu sätzlichem drehmomentvermehrendem Getriebe ver band,
um das Anzugsmoment im Notfall oder infolge anderer Umstände zu erhöhen, welche eine grössere Drehkraftvermehrung erfordern, als ein einstufiger oder zweistufiger Umwandler zu liefern vermag, falls nicht der Umwandler in solcher Getriebeverbindung mit den Fahrzeugrädern steht, dass die maximale Fahrzeuggeschwindigkeit, weiche beim hydraulischen Antrieb erzielt wird, im Vergleich mit gebräuchlichen Ausführungen wesentlich verringert wird.
Jeder die ser Notbehelfe ist verhältnismässig kostspielig, ent weder wegen der Kosten zum Anbringen einer ver hältnismässig grossen Anzahl von Schaufelkränzen an den mehrstufigen Umwandlern oder wegen der Ko sten für die Anschaffung eines zusätzlichen Getrie bes.
Die bisherigen Konstruktionen von Drehmoment umwandlern oder stufenlosen Getrieben in Antrie ben mit Brennkraftmaschine besitzen ferner gewöhn lich eine relative konstante Absorptionscharakteristik, welche zur Folge hat, dass die Maschine beim Öffnen des Drosselorgans während des Stillstandzustandes rasch auf maximale Geschwindigkeit oder annähernd Maximalgeschwindigkeit hochkommen kann.
Daraus ergibt sich ein relativ sehr rasches Einsetzen der vollen Maschinenstärke beim Stillstand und bei sehr niedrigen Drehzahlen der Turbinenwelle, ohne eine dadurch eintretende entsprechende Zunahme des sekundären Drehmomentes, und diese Betriebsart ist auch in vielen andern Fällen unerwünscht, so wegen des Geräuschniveaus, welches von der raschen Be schleunigung einer Maschine zum Leerlauf bis zur Nenndrehzahl während des Stillstandes und während der ganzen Beschleunigungsperiode herrührt und auch wegen der sich aus einer solchen Betriebsart er gebenden, schlechten Brennstoffökonomie.
Moderne schnellaufende Brennkraftmaschinen haben Betriebscharakteristiken, welche sich von jenen älterer, langsam laufender Maschinen merklich un terscheiden. Es gibt Brennkraftmaschinen, welche so wohl hinsichtlich Drehzahlcharakteristik als auch mit Bezug auf Drehmomentcharakteristik äusserst flexibel über einen verhältnismässig weiten Drehzahlbereich sind.
Typische Beispiele für solche Maschinen sind Maschinen, welche maximales Drehmoment bei Dreh zahlen entwickeln, die ungefähr bei der halben Dreh- zahl liegen, bei welcher die volle Leistung entwickelt wird, wobei das Drehmoment vom Leerlauf an bis zu einem Höchstwert zunimmt, der annähernd bei halber Nenndrehzahl liegt, und hernach mit zuneh mender Drehzahl bis zur Erreichung der Geschwindig keit wesentlich sinkt, bei welcher die Nennleistung erzielt wird. Die Drehmomentverringerung kann un ter Umständen bis zu 40 0!o oder mehr von halber bis zur vollen Nenndrehzahl betragen.
In Anbetracht der oben beschriebenen Charakte ristik gewisser Maschinenarten und ferner der dreh momentwandelnden Merkmale der hydrodynami schen Umwandler vom Turbinentyp, bezweckt die vorliegende Erfindung die Schaffung einer neuen und verbesserten Form eines hydraulischen Kreislaufes, welcher, besonders in Verbindung mit einer Maschine mit veränderlicher Leistungs- und Drehmomentcha- rakteristik der oben genannten Art, eine verbesserte Gesamtzugkraftleistung über einen weiteren Dreh zahlbereich vorsieht zusammen mit dem erforder lichen hohen Drehmoment der getriebenen Welle bei Stillstand und mit hohem maximalem Wirkungsgrad,
und zwar mit einer geringeren Anzahl von Schaufel stufen als bisher bei einer vergleichbaren Anlage erforderlich war und mit drehmomentabsorbierenden Eigenschaften, die es ermöglichen, die grössten Ver wendungsmöglichkeiten und Vorteile aus dem von der Maschine abgegebenen Drehmoment und aus deren Anpassungsfähigkeit zu erzielen.
Ferner be zweckt die Erfindung die Schaffung einer neuen Form von hydraulischem Drehmomentumwandler, welcher unter Wahrung der oben genannten Merk male in zwei verschiedenen Weisen und in zwei ver schiedenen Drehzahlbereichen des getriebenen Teils arbeiten kann, so dass im niedrigen Drehzahlbereich eine Drehmomentzunahme, ohne eine erforderliche Zunahme in der Anzahl der Schaufelreihen, gewähr leistet wird, die derjenigen, welche mit einer grösse ren Stufenzahl erzielt wird, entspricht, oder letztere noch übertrifft,
während im hohen Drehzahlbereich des getriebenen Teils ein grösserer Leistungsfaktor aufrechterhalten bleibt und eine Drehmomentzu- nahme bis zu einem relativ hohen Verhältnis von Drehzahl des getriebenen Teils zur Drehzahl des Antriebsteils erzielt wird. Ein weiterer Zweck der Erfindung ist auch die Schaffung eines neuartigen Drehmomentumwandlers mit den oben angeführten Vorteilen, welcher es ermöglicht, den hydraulischen drehmomentumwandelnden Teil in Abwechslung mit einem direkten mechanischen Antrieb zu verwenden.
In der Zeichnung sind beispielsweise Ausfüh rungsformen des Erfindungsgegenstandes dargestellt. Es zeigt: Fig. 1 einen Längsschnitt durch den hydrauli schen Kreislaufteil eines Drehmomentwandlers gemäss der Erfindung, Fig. la einen Schnitt nach der Linie<I>la-la</I> in in Fig. 1 und ferner ein Geschwindigkeitsdiagramm, welches die Art des Flüssigkeitsstromes veranschau- licht, der beim Stillstand die letzten Turbinenschau feln verlässt.
Fig. 1 b einen Schnitt nach der Linie<I>l b-1 b</I> in Fig. 1 und ein Geschwindigkeitsdiagramm, welches den Flüssigkeitsstrom am Pumpeneinlass beim Still stand zeigt, Fig. 1c ein dem Diagramm in Fig. la ähnliches Strömungsdiagramm, das jedoch die Strömungsver hältnisse beim Betrieb im sogenannten Umstellungs punkt darstellt, Fig. 1d ein dem Diagramm in Fig. 1b ähnliches Geschwindigkeitsdiagramm,
das die Verhältnisse des Flüssigkeitsstromes beim Pumpeneinlass beim Be trieb im Umstellungspunkt darstellt, Fig. le ein Kurvenbild, welches die das Antriebs moment aufnehmenden Merkmale eines erfindungs gemässen Umwandlers veranschaulicht, Fig. 1 f ein Kurvenbild, welches die Leistungs- und Drehmomenteharakteristik einer Antriebsma schine darstellt, Fig. 2 eine Schnittansicht wie in Fig. 1, in wel cher eine andere Ausführungsform eines Umwandlers dargestellt ist,
Fig. 3 ein mehr oder weniger typisches Kurven bild, welches gewisse Drehmomentcharakteristiken eines erfindungsgemässen Umwandlers darstellt, Fig.4 einen Längsschnitt durch die Mitte eines Umwandlers, welcher einen direkten mechanischen Antrieb besitzt, der abwechselnd mit einem Um- wandlerantrieb verwendet werden kann, Fig. 5 einen Schnitt nach der Linie V-V in Fig. 4, Fig.6 einen Schnitt wie in Fig.4, wobei eine weitere, ähnliche Form eines Umwandlers mit direk tem Antrieb dargestellt ist,
Fig. 7 einen Querschnitt dieses Wandlers und Fig. 8 ein Kurvenbild, welches die Wirkunsgrad- und Drehmomentcharakteristiken der in den' Fig.4 und 6 dargestellten Umwandler veranschaulicht.
Die in Fig. 1 dargestellte Vorrichtung weist ein ortsfestes Gehäuse 16 auf, in welchem ein den An triebsteil der Vorrichtung bildendes Pumpenrad dreh bar angeordnet ist. Dieses Rad besteht aus einer Pumpenscheibe 24 mit einem Kranz von Pumpen schaufeln 28 und aus einer hohlen Nabe oder einem Hohlwellenteil 24, welcher mit der Kurbelwelle oder einem andern Leistungsabgabeteil einer Kraftma schine in Verbindung steht oder in Verbindung bring bar ist.
In der durch das Gehäuse 16 vorgesehenen, toroidförmigen Kammer ist ferner der getriebene Teil oder der Turbinenteil drehbar untergebracht, welcher eine Turbinenscheibe 42 und eine hohle Tur binennabe oder einen Turbinenhohlwellenteil 44 be sitzt. Die Scheibe 42 trägt zwei Kränze von Turbinen schaufeln 34 und 36, wobei der erste Kranz (34) radial ausserhalb der Pumpenschaufeln 28 im radial auswärts fliessenden Teil des Strömungskreises liegt, während der zweite Kranz (36) im radial einwärts fliessenden Teil dieses Kreises angeordnet ist.
Ein zwischen den Schaufeln 34 und 36 vorge sehener Schaufelkranz 46 ist an der Scheibe 50 be festigt, welche mit dem Hohlnaben- oder Hohlwellen- teil 48 in Verbindung steht oder aus einem Stück mit letzterem gebildet ist. Aus Bequemlichkeitsgrün den werden die Schaufeln 46 als Reaktionsschaufeln bezeichnet, obgleich diese Schaufeln, wie nachfolgend noch erklärt wird, bei gewissen Ausführungen eher rotierende als ortsfeste Reaktionsschaufeln darstellen, wobei sie auch die Aufgabe von Turbinenschaufeln erfüllen, da sie beim Rotieren in einer Richtung, wel che derjenigen der Pumpenschaufeln entgegengesetzt verläuft, Kraft auf die getriebenen Teile übertragen.
Wenn es von Vorteil ist, können die Turbinen- und Reaktionsschaufeln im allgemeinen eine Profil form mit stumpf abgerundetem Einlassque:rschnitt aufweisen, ähnlich der im Lysholm US-Patent Nr.
1900118 dargestellten Schaufelung. Wie in den Fig. 1 a und 1 b zu sehen ist, sind die Schaufeln unter einem solchen Winkel angeordnet, dass die hydrau lische Flüssigkeit, wenn sie durch die Pumpe in der durch den Pfeil 56 angezeigten Richtung umgewälzt wird, die Schaufeln 34 und 36 in derselben Richtung wie diejenige der Pumpe zu drehen sucht, während sie die Reaktionsschaufeln 46 in entgegengesetzter Richtung zu drehen versucht.
Die allgemeine Konstruktion der dargestellten Vorrichtung ist bekannt und letztere kann in Verbin dung mit einem direkten mechanischen Antrieb in der Weise verwendet werden, wie es im Lysholm US-Patent Nr. 1900119 dargestellt ist; eine durch die Hohlteile 24a und 44 reichende, direkte Antriebs welle 8 kann dabei abwechselnd direkt mit dem Kraftabgabeelement der Antriebsmaschine oder mit dem Pumpenteil 24a mittels passender Kupplungen verbunden werden, während die Turbine oder der getriebene Teil 44 durch eine Freilaufkupplung mit der direkten Triebwelle 8 in Verbindung stehen kann.
Da diese Konstruktionsanordnungen in Fachkreisen allgemein bekannt sind (siehe Lysholm US-Patent Nr. 1900119), so ist es nicht nötig, letztere zum Ver ständnis vorliegender Erfindung näher zu beschrei ben. Die Reaktionsschaufeln 46 können entweder durch Verbindung der Welle 48 mit dem ortsfesten Gehäuse 16 drehfest angeordnet werden, oder der Wellenteil 48 kann, wie später eingehender erklärt wird, durch ein passendes Getriebe mit dem getrie benen Wellenteil 44 verbunden werden, so dass sich die Schaufeln 46 anstatt ortsfest zu verbleiben in einer der Drehrichtung der Schaufeln 34, 36 ent gegengesetzten Richtung drehen.
Eine in vorliegender Anordnung enthaltene, wich tige Abweichung von früheren Konstruktionen stellen die Lagen der Turbinenschaufeln und der Reaktions schaufeln relativ zu den Pumpenschaufeln dar und insbesondere die relativen radialen Lagen der letzten Turbinenstufe und der Pumpenschaufeln. Wie aus Fig. 1 hervorgeht, ist die Schaufelung so angeordnet, dass die letzte Stufe (36) der Turbinenschaufelung, die sich in derselben Richtung wie die Pumpe dreht, sich direkt in den Pumpeneinlass entleert, und zwar ohne dass zwischen den Schaufeln 36 und 28 irgend welche Leit-, Reaktions- oder Turbinenschaufeln mit entgegengesetzter Drehrichtung angeordnet sind.
Fer ner .ist zu beachten, dass die Reaktionsschaufeln zu sammen mit der letzten Stufe der Turbinenschaufe- lung an der radialen Einwärtsströmungsseite des Kreises angeordnet sind, welche der Seite gegenüber liegt, wo sich die Schaufeln der Pumpe befinden, und ferner die erste Stufe (34) der Turbinenschaufelung unmittelbar an der Aussenseite der Austrittskanten der Pumpenschaufeln liegt, wodurch genügend Platz zur Verfügung steht, um die Austrittskanten h der zur Pumpe fördernden Turbinenschaufeln 36 in einem radialen Abstand von der Drehachse anord nen zu können,
der ohne Benutzung zu kleiner Schaufelprofilgrössen genügend gross ist.
Die Wichtigkeit der oben beschriebenen allgemei nen Anordnung und Lage der Schaufelung liegt in der Tatsache, dass mit einer solchen Anordnung eine Umwandlercharakteristik erzielt wird, nach welcher die Geschwindigkeit des getriebenen oder Turbinen teils bis zum Stillstand abnimmt, während das Ver mögen des Umwandlers zum Aufnehmen des Dreh momentes verhältnismässig stark zunimmt, so dass sich die Belastung an der Maschine und daher auch deren Drehzahl selbst bei völlig gedrosseltem Betrieb wesentlich verringert, wenn sich die Turbine dem Stillstandsverhältnis nähert.
Dadurch wird eine höchst erwünschte Betriebscharakteristik für die Kraftanlage als Ganzes geschaffen, wie nachfolgend noch ein gehender erklärt wird.
Der Grund für die bei der oben beschriebenen Schaufelanordnung vorhandene, zunehmende dreh kraftabsorbierende Charakteristik kann am besten auf Grund der folgenden Erörterung von Faktoren verstanden werden, welche mit Bezug auf die in den Fig. la-ld dargestellten Diagrammen behandelt sind.
Die hydraulische Druckhöhe, welche von einem Schaufelrad, wie beispielsweise das bei den betrach teten Umwandlern verwendete Pumpenrad, erzeugt wird, stellt einen Massstab dar für das zum Drehen der Pumpe erforderliche Antriebsmoment und lässt sich durch die folgende gut begründete Formel aus drücken:
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in welcher:
Hn die durch die Pumpe entwickelte Druckhöhe dar stellt, @@ ist der Pumpenwirkungsgrad, g ist die Schwerkraft, ui, ist die Umfangsgeschwindigkeit der Pumpe am Auslass, u" ist die Umfangsgeschwindigkeit der Pumpe am Eimass, C bedeutet die absolute Geschwindigkeit des Ar beitsfluidums, Ctt, die Projektion von C auf die Tangente des Pum penkreises am Auslass und C, die Projektion von C auf die Tangente des Pum penkreises am Einlass.
Aus obiger Formel geht ohne weiteres hervor, dass sich der Wert von H,, mit jeder Veränderung im Wert des Faktors C, ändert, vorausgesetzt n1 (Pumpendrehzahl) und Q (Fördermenge) bleiben un verändert, und es tritt eine wesentliche Abnahme von HP ein, wenn sich das Verhältnis von sekun därer oder Turbinengeschwindigkeit
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n2 zur primären oder Pumpengeschwindigkeit n1 verringert.
Die Ver änderung des Faktors u" - Cta hängt von der Schwan kung der Energie ab, nachdem die Turbine Fluidum zur Pumpe geliefert hat.
Nimmt man einen Drehmomentumwandler an, der einen bestimmten Durchmesser am Pumpenein- lass besitzt, so werden die folgenden Resultate erzielt: Zuerst sollen die Geschwindigkeitsdiagramme der Fig. la und 1b betrachtet werden, welche die an der Auslasskante h der letzten Turbinenschaufelstufe herrschenden Strömungsverhältnisse und die an der Eintrittskante a der Pumpenschaufelung vorhandenen Zuströmungsverhältnisse darstellen,
wenn die Pumpe in Betrieb ist und die Turbine ortsfest oder im Still standszustand ist, d. h. mit andern Worten bei einem Verhältnis von gleich Null. Im Diagramm Fig. la zeigt der Vektor
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cl, die absolute Geschwindigkeit und die Richtung des die Schaufeln 36 verlassenden Flui dums an und, da diese Schaufeln ortsfest sind, stellt der Vektor C, auch die relative Geschwindigkeit wh dar, weil die Umfangsgeschwindigkeit uh der Schau feln null beträgt.
Die Projektion C,1, von C auf die Tangente des Turbinenauslasskreises verläuft, wie im Diagramm gezeigt, in umgekehrter Richtung wie die normale Drehrichtung der Schaufeln und erhält somit einen negativen Wert beim Stillstand.
Falls dieser negative Wert in obiger Gleichung eingesetzt wird (falls mit andern Worten angenommen wird, Ct,, sei gleich CJ, dann nimmt der Ausdruck, in welchem dieser Faktor enthalten ist, einen negativen Wert an und, da dieser Ausdruck als Ganzes in der Glei chung als negative Grösse vorkommt, wird der ge nannte Faktor in der Gleichung positiv, so dass sich für Hp, ein höherer Wert ergibt, als dies der Fall sein würde, wenn Cth positiv wäre.
Es stellt jedoch ein grundlegendes Merkmal für hydraulische Kreise der betrachteten Art dar, dass die tangentiale Komponente C, der freien Strömung zu nimmt bei abnehmendem Radius des Kreises, an wel chem die Strömung tangierend ist, und diese Zu nahme steht in einem direkten Verhältnis zur Ände rung im Radius des Kreises.
In diesem Zusammen hang ist zu beachten, dass diese Änderung der tan- gentialen Geschwindigkeit unabhängig von den Schwankungen in der Zirkulationsgeschwindigkeit des im Kreise fliessenden Fluidums ist, d. h. unabhängig von der pro Zeiteinheit durch die Schaufel zirkulie renden Fluidummenge erfolgt. Die Wirkung dieser Tatsache ist am besten aus dem in Fig. 1 b gezeig ten Diagramm zu ersehen, in welchem die Zuströ- mungsverhältnisse an der Pumpe beim Stillstand der Turbine dargestellt sind.
In diesem Diagramm be deutet der Vektor u. die Umfangsgeschwindigkeit der Pumpenschaufelung, während der Vektor C, die tangentiale Geschwindigkeitskomponente des in die Schaufelung eintretenden Fluidums darstellt. Beim Vergleichen der beiden Diagramme gemäss der Fig. la und 1b ist ersichtlich, dass der Vektor C, wesentlich grösser als der Vektor Ct,, ist.
Bei der in Fig. 1 gezeigten Schaufelanordnung ist der Radius des Kreises, auf dem die Kanten h liegen, ungefähr 30 io grösser als der Radius des Kreises, auf dem die Kanten a liegen, und daher ist auch der Vektor Ct., annähernd 301/G grösser als der Vektor C,,,. Die Rich tung des Vektors Ct" ist noch negativ, und wenn man den entsprechenden Wert in die Gleichung einsetzt, so ergibt sich ein bedeutend höherer Wert für HI)i wie wenn der Vektor C,,, in die Formel eingesetzt worden wäre, was der Fall sein würde,
wenn die Radien zu den Kanten<I>a</I> und<I>h</I> gleich wären. Indem man die Auslasskanten der letzten Turbinenstufe, wel che in der gleichen Richtung wie die Pumpe rotiert und direkt zur Pumpe fördert, in einem bedeutend grösseren Radius von der Drehachse anordnet als die Einlasskanten der Pumpenschaufeln, werden dadurch bedeutend bessere drehmomentaufnehmende Eigen schaften der Pumpe beim Stillstand der Turbine er teilt, als dies sonst der Fall wäre.
Obgleich sich das oben beschriebene, beim Still stand vorhandene Verhältnis für die Zwecke vor liegender Erfindung als höchst erwünscht erweist und im Grad geändert werden kann, um sich jeweils den besonderen Fällen anzupassen, indem das pas sende Verhältnis zwischen den Radien zu den Kanten <I>a</I> und<I>h</I> gewählt wird, so wäre dieser Zustand doch nicht erwünscht, falls er als mehr oder weniger kon stantes Verhältnis über den normalen Drehzahl bereich beim Betrieb der Turbine gelten würde. Ein solches konstantes Verhältnis besteht jedoch nicht, wie mit Bezug auf die Fig. 1c und 1d erklärt werden kann.
Diese Diagramme stellen Zustände dar, welche bei einer typischen Ausführung bestehen können, wenn das Drehzahlverhältnis grösser als 0,5 ist, was für einen grösseren Teil des
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normalen Drehzahl bereiches der Turbine typisch ist, wobei Umwandler der beschriebenen Art gewöhnlich einen Betriebszu stand erreichen, bei dem das abgegebene Drehmo ment auf einen Wert sinkt, der dem zugeführten Drehmoment entspricht, falls das Drehzahlverhältnis Sie Grössenordnung 0,6 bis 0,8 besitzt.
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Im Diagramm der Fig. 1c ist die Umfangsge schwindigkeit der Kanten h der Turbinenschaufeln 36 durch den Vektor ul, dargestellt.
Die relative Ge schwindigkeit des die Turbinenschaufeln verlassen- den Fluidums ist durch den Vektor w1, dargestellt, und infolge der Umfangsgeschwindigkeit uh ergibt sich die absolute Geschwindigkeit des die Schaufeln verlassenden Fluidums, wie gezeigt, als Vektor C,,. Die tangentiale Projektion dieser Geschwindigkeit ist als Vektor C,,, gezeigt, und es muss beachtet wer den, dass die Richtung dieser tangentialen Geschwin digkeitskomponente die gleiche ist wie die Drehrich tung der Schaufeln, so dass die Richtung oder das Vorzeichen dieses Faktors positiv ist und nicht nega tiv, wie beim Stillstand.
Wenn man diesen positiven Wert in obige Formel einsetzt, so wird der dazugehörende Faktor in der Gleichung positiv und folglich nicht dazugezählt, son dern von den übrigen Faktoren der Gleichung ab gezogen. Daraus ergibt sich, dass der durch die Pumpe erzeugte hydraulische Druck niedriger wäre beim Stillstand.
Im Diagramm der Fig. 1d ist die Umfangsge schwindigkeit am Einlass der Pumpe durch den Vek tor u" angedeutet, die relative Einlassgeschwindigkeit des Fluidums zur Pumpe ist durch den Vektor w" und die absolute Geschwindigkeit der Flüssigkeit am Pumpeneinlass durch den Vektor C" dargestellt.
Die tangentiale Komponente der absoluten Geschwindig keit ist durch den Vektor Cta angedeutet und wie in der Stillstandslage wird wiederum die tangentiale Komponente C"" infolge des Unterschiedes in den Radien zu den Schaufelkanten<I>h</I> und<I>a</I> grösser als die Komponente Ct," wobei die Grössendifferenz propor tional zum Verhältnis der Radien zu den Kanten a und h ist. Daraus ergibt sich beim Einsetzen des grösseren positiven Wertes von C"" in die Formel das Resultat einer weiteren Abnahme des Wertes von H".
Wiederum auf die in den Fig. la bis 1d gezeigten vier Diagramme bezugnehmend, ersieht man, dass durch das Hinausschieben der Austrittskante der letz ten Stufe der Turbinenschaufelung auf einen grösseren Radius als den der Eintrittskante der Pumpenschau- felung eine beträchtliche Zunahme der drehmoment- absorbierenden Charakteristik der Pumpe beim Ab nehmen der Turbinendrehzahl von deren normalen Betriebsgeschwindigkeit auf Stillstand bewirkt wird, im Vergleich mit der Wirkungsweise einer Konstruk tion,
bei welcher diese beiden Gruppen von Schau felkanten auf den gleichen oder annähernd gleichen Radien angeordnet sind oder bei welcher die Aus trittskanten der letzten Turbinenschaufeln sich auf einem kleineren Radius als die Pumpeneintrittskanten befinden.
Nimmt man beispielsweise an, die Kanten <I>a</I> und<I>h</I> sind auf dem .gleichen Radius angeordnet, dann wird die Differenz in der Grösse von Hp. zwi- sehen Stillstand und einem bei 0,5 oder darüber lie genden Wert für das Drehzahlverhältnis durch die Änderung in den Werten der Vektoren
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Ct,, und Ct;, dargestellt, welche in diesem Fall einander gleich sind, wobei der Wert von Hp beim Sinken der Tur- binendrehzahl von einem bestimmten
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-Verhältnis an nur wenig zunimmt.
Bei der beschriebenen Anordnung dagegen wird diese Änderung im Werte von Hp bei Abnahme der Turbinengeschwindigkeit bis zum Stillstand durch die Veränderung im Wert des Vektorenproduktes Ct,, X u" dargestellt und, wie aus vorangehender Er örterung ersichtlich, stellt dies eine ,recht beträcht liche Zunahme des Betrages dar, um welchen der Druck der Pumpe beim Stillstand zunimmt, wenn man die letzten Turbinenaustrittskanten wesentlich weiter von der Drehachse entfernt anordnet als die Eintrittskanten der Pumpenschaufeln.
Es ist eine begründete Tatsache, dass die Umwälz- geschwindigkeit des Arbeitsfluidums im hydrauli schen Kreis eine Funktion des durch die Pumpe er zeugten hydraulischen Druckes H, darstellt, wobei diese Geschwindigkeit mit zunehmender hydrauli-, scher Druckhöhe wächst.
Folglich besitzt die vorlie gende Konstruktion die Tendenz, den Wert von Hp beim Annähern der Turbine an den Stü -Istand rasch anwachsen zu lassen, und verursacht auch eine Zu nahme in der Umwälzgeschwindigkeit, so dass sich schliesslich bei Abnahme der Turbinendrehzahl eine rasche Zunahme der Drehmomentaufnahmefähigkeit des Umwandlers ergibt.
Die Erwünschbarkeit dieser Aufnahmefähigkeit, insbesondere im Zusammenhang mit gewissen erzielbaren Abtriebsmomenteigenschaf- ten von Brennkraftmaschinen, wird später gezeigt werden, aber erst muss noch eine weitere charakteri stische Eigenschaft der Zunahme in Drehmoment absorption beim Annähern an den Stillstandszustand, wie sie erfindungsgemäss erzielt wird, betrachtet wer den.
Wie bereits erwähnt, ist es eine grundlegende Eigenschaft von Umwandlern der betrachteten Art, dass der Wert des sekundären Drehmomentes oder des Abtriebsmomentes bei einer Zunahme der Dreh zahl des Turbinenteils vom Stillstand an bis zu einem Wert fällt, welcher dem Antriebsmoment entspricht, bevor die Drehzahl des Turbinenteils die Pumpen drehzahl erreicht, wobei der Wert des Verhältnisses
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bei welchem das Drehmomentverhältnis 1 : 1 wird, gewöhnlich in einem Bereich von 0,6 bis 0,8 liegt.
Das Drehzahlverhältnis
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bei dem das Drehmoment verhältnis 1 : 1 wird, bezeichnet man gewöhnlich als den Umschaltepunkt, da bei dem auf 1 : 1 fallen den Drehmomentverhältnis irgendeine andere An triebsart als ein kontinuierlicher Antrieb durch den Drehmomentumwandler verwendet werden sollte, falls ein noch höheres Verhältnis von Geschwindig keit der Abtriebswelle relativ zur Geschwindigkeit der Pumpe oder Maschine erwünscht ist.
Aus nach folgend erörterten Gründen ist es höchst erwünscht für die Zwecke vorliegender Erfindung, ein relativ hohes Verhältnis zwischen den Werten der Dreh momentaufnahmefähigkeit des Umwandlers am Um- schaltepunkt und dem Drehmomentaufnahmewert beim Stillstand vorzusehen.
In vielen Fällen mag es erwünscht sein, eine Konstruktion vorzusehen, bei welcher der Umwandler mindestens fünf- bis sechs mal so viel Drehmoment im Stillstand als am Um schaltpunkt absorbiert, und in einigen besonderen Fällen kann es erwünscht sein, im Stillstand etwa die zehnfache Drehmomentabsorption wie am Umschalte punkt zu besitzen.
Im vorangehenden wurde gezeigt, wie erfindungs gemäss die Drehmomentabsorption im Stillstand im Vergleich zur Drehmomentabsorption am oder in der Nähe des Umschaltepunktes mittels der relativen radialen Lagen von gewissen Schaufelkanten wesent lich erhöht werden kann. Wie sich herausgestellt hat, besteht ein gewisser notwendiger Zusammenhang zwi schen dem Radius zu den Austrittskanten der letzten Turbinenschaufelung und dem Radius zu den Ein trittskanten der Pumpe, welcher verwendet werden muss, falls die gewünschten Resultate erzielt werden sollen.
Die Art dieser notwendigen Beziehung kann am besten mit Bezug auf Fig. le verstanden werden, in welcher das Verhältnis des Antriebsmomentes M, beim Stillstand zum Antriebsmoment M" beim Um schaltepunkt als Ordinaten eingetragen ist, während auf der Abszissenachse das Verhältnis des Radius r,, zu der Austrittskante der letzten Turbinenschau- felung zum Radius r" zu den Eintrittskanten der Pum- penschaufelung aufgetragen ist.
Im Diagramm der Fig. 1e stellt die Kurve M das Verhältnis der Eintrittsmomente beim Stillstand und beim Umschaltepunkt dar und wie aus dem Ver lauf der Kurve zu ersehen ist, wächst die Zunahme im Werte des Verhältnisses von Antriebsmoment beim Stillstand zum Antriebsmoment beim Um schaltepunkt nicht als geradlinige Funktion mit der Zunahme des Radius zu den Austrittskanten der letz ten Turbinenschaufelung im Vergleich zum Radius zu den Pumpeneinlasskanten an.
Im Gegenteil, je grösser das letztgenannte Verhältnis wird, desto rascher nimmt das Drehmomentverhältnis zu, und wie ferner aus der Kurve zu ersehen ist, wird eine kaum merkliche Wirkung im Zunehmen des Verhält nisses der Antriebsmomente bei Stillstand und beim Umschaltepunkt erzeugt, wenn man die Schaufeln der letzten Turbinenstufe so anordnet, dass ihre Aus trittskanten an einem Radius liegen,
der nicht mehr als ungefähr 15 % grösser als der Radius der Pumpen- eintrittskanten ist.
Wie die auf Prüfungsergebnisse beruhende Kurve M zeigt, wurde ein Wert von an nähernd 2,5 für das Drehmomentverhältnis mit einem bestimmten Umwandler erzielt, und
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zwar bei Verwendung einer Schaufelanordnung, in welcher die Turbinenaustrittskanten h und die Pumpeneintritts kanten a annähernd auf dem gleichen Radius liegen. Bei einem solchen Umwandler ergab eine Verschie bung der Turbinenschaufelkanten h zu einem Radius,
der ungefähr 10 % grösser als der Radius der Pumpen- einlasskanten a war, eine sehr geringe Zunahme des Wertes von
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auf einen Wert von etwas über drei.
Anderseits jedoch bewirkte eine Änderung in der Lage der Turbinenaustrittskanten h auf eine andere Lag mit einem um 50 % grösseren Radius als der- jenige der Pumpeneintrittskanten a eine Zunahme im Wert von auf etwa 18, oder mit andern Wor ten eine ungefähr
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siebenfache Zunahme im Werte dieses Verhältnisses.
Gewöhnlich wird ein Wert des Verhältnisses von einer Grössenordnung, die so hoch wie 18
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ist, nicht erfordert. Andere Konstruk tionsfaktoren machen es gewöhnlich schwieriger, einen Umwandler mit einem Verhältnis von 50";'1) oder mehr passend zu konstruieren, als
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einen gleich wertigen Wandler mit einem kleineren Wert für dieses Verhältnis zu bauen.
Um daher den grössten Vorteil aus vorliegender Erfindung zu ziehen, wird eine solche Schaufelkonstruktion bevorzugt, bei wel cher das Verhältnis innerhalb eines Bereiches liegt, dessen untere Grenze
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annähernd 1,15 ist, wäh rend die obere Grenze durch praktische Erfordernisse bestimmt wird, aber gewöhnlich nicht über ungefähr 1,5 liegt.
Der Pumpeneinlass stellt jedoch keinen konstan ten Wert dar und ferner hat eine Veränderung des Eintrittsradius der Pumpe keinen Einfluss auf die Steigung der Drehmomentkurve, welche, wie schon erwähnt, von der Veränderung im Energiegehalt zwi schen dem Stillstandspunkt und dem Umschaltepunkt des umwälzenden Fluidums abhängt, wenn letzteres die Turbine vor der Pumpe verlässt.
Als fester unveränderlicher Faktor für die Be ziehung zum Austrittsradius des letzten Turbinen kranzes wurde der Aussendurchmesser des hydrau lischen Kreises gewählt, welcher einen international benutzten Massstab für die Grösse des Systems dar stellt. Dadurch hat sich ergeben, dass sich die Werte für
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ändern zwischen den Grenzen:
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wobei r,, der Austrittsradius der letzten Turbinen schaufeln und r, der Aussenradius der Arbeitskammer ist und sich
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von 0,5 bis 0,8 ändert. Eine Ände rung von 0,53 zu 0,63 hat sich als sehr wichtig für Umwandler erwiesen, welche für Personenkraftwagen Verwendung finden sollen.
Die folgende Berechnung wird mit derselben For mel wie früher begonnen:
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Es ist jedoch<I>u" -</I> r" # co, wobei co die Winkelge schwindigkeit der Pumpe ist.
Der letzte Faktor in der Klammer wird somit r" # co <I>-</I> C, <I>=</I> (o # (r" <I>-</I> Ct"). In dem zwischen der letzten Turbinenstufe und der Pumpe vorhandenen Raum- herrscht jedoch die Be ziehung vor r" # C, = rl, # C,1,
. Die Formel kann so mit geändert werden zu
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Wenn man diese Formel mit der früheren ver gleicht, so findet man, dass der Faktor u, # Ct., umge formt wurde in co # r,, - C,,;" wobei angenommen wird, dass co einen konstanten Faktor darstellt.
Es wurde dadurch ein Ausdruck für HP gefun den, in welchem rl, allein vorkommt und nicht wie früher in Beziehung zum Eintrittsradius der Pumpe. Dadurch lässt es sich eher rechtfertigen, rh auf den äussern Radius r, des hydraulischen Kreises zu be ziehen.
Beim Stillstand der Anlage wird r,, - C,1, negativ, wie früher schon erwähnt, wodurch der Wert von HP und dadurch von M, zunimmt. Diese Zunahme vergrössert sich mit wachsendem rl,. Am Umschalte punkt ist rl, # Ctl, positiv, was auch früher schon dar gelegt wurde, und vermindert den Wert von Hl, und dadurch von M", wodurch die Abnahme mit zuneh mendem rl, grösser wird.
Daraus folgt, dass zu nimmt, falls r,, zunimmt und dass die Drehzahl
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der Maschine für ein konstantes Antriebsmoment beim Stillstand niedriger ist als beim Umschaltepunkt, und zwar um so viel niedriger als das Verhältnis von Drehmomentabsorption beim Stillstand zur Dreh momentabsorption beim Umschaltepunkt ausmacht. Andere als die erwähnten Faktoren haben sich in ihrem Einfluss im Vergleich zur Veränderung von rl, so gering erwiesen, dass sie innerhalb der durch die Formeln bestimmten Grenzen für die Kurven ein geschlossen sind.
Im Zusammenhang mit obigen Ausführungen soll auch darauf verwiesen werden, dass jede Änderung im Austrittswinkel der Turbinenschaufelung, insbe sondere im Winkel der letzten Turbinenstufe, auch die Charakteristik der antriebsmomentabsorbierenden Eigenschaften des Umwandlers beeinflusst.
Falls der Austrittswinkel der Schaufeln der letzten Turbinen stufe vergrössert wird, so geht die Wirkung dahin, den Wert der Drehmomentabsorption des Umwand- lers über den gesamten Bereich vom Stillstand bis zum Umschaltepunkt und umgekehrt zu vermindern. Die Wirkung einer Änderung des Austrittswinkels in den Schaufeln der letzten Turbinenstufe ist jedoch bei einem relativ hohen Wert vom Verhältnis
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geringer als für kleinere Werte dieses Verhältnisses.
Mit der Schaufelanordnung gemäss vorliegender Erfindung steht dem Konstrukteur ein weiterer Än derungsbereich mit Bezug auf den Austrittswinkel der letzten Turbinenschaufelstufe zur Verfügung zum Erfüllen bestimmter Bedingungen, als es bisher der Fall war.
Vorzugsweise wird dieser Winkel nicht kleiner als annähernd 20 als untere Grenze gewählt, kann aber in gewissen Ausnahmefällen bis zu 90 und darüber genommen werden, wobei der letztge nannte Fall eine Anordnung schafft, die als ein negativer Austrittswinkel angesehen werden kann. Gewöhnlich überschreitet jedoch die obere Grenze nicht einen Winkel von ungefähr 55 .
Die Art der verbesserten Resultate soll nun be trachtet werden, welche in einer Kraftanlage insge samt erzielt werden, die einen erfindungsgemässen Umwandler mit einer Brennkraftmaschine verbindet, welche einen verhältnismässig grossen Drehzahlbereich besitzt und ferner eine Abtriebsmomentcharakteristik aufweist, gemäss welcher das Drehmoment von einem Maximalwert, der ungefähr im mittleren Drehzahl bereich eintritt, auf einen wesentlich niedrigeren Wert nicht nur bei niedriger Drehzahl, sondern auch bei der Drehzahl abnimmt,
bei welcher Höchstleistung erzielt wird.
In den vorangehenden Erörterungen wurden die verschiedenen Faktoren und Wirkungsweisen beim Betrieb des Umwandlers mit konstanter Geschwin digkeit der Antriebswelle dargelegt, aber die Erfin dung bezweckt die Schaffung eines Umwandlers in einem Triebwerk, welches zum praktischen Betrieb eines Fahrzeuges dient und wobei sehr veränderliche Drehzahlen der Antriebswelle benutzt werden.
Im Zusammenhang mit der nachfolgenden Beschreibung, welche die zusammenarbeitenden Beziehungen zwi schen einem erfindungsgemässen Umwandler und einer Brennkraftmaschine mit veränderlicher Ge schwindigkeit und veränderlichem Drehmoment be trifft, muss beachtet werden, dass, wenn alle übrigen Bedingungen gleich bleiben, die drehmomentabsor- bierende Charakteristik eines Umwandlers der be trachteten Art so ist, dass sich die Drehmoment absorption für irgendein gegebenes Verhältnis von der Antriebswelle ändert.
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im wesentlichen mit dem Quadrat der Drehzahl Zur weiteren Veranschaulichung der erzielten Wirkungsweise ist in Fig. 1 f ein Diagramm darge- stellt, welches die Kennlinien der Leistung L in Pferdestärken (PS), des Drehmomentes D (in Pfund - Fuss) und des spezifischen Brennstoffverbrau ches B (in Pfund pro PS und Stunde) einer bekann ten achtzylindrigen Brennkraftmaschine von 324 Kubikzoll Verdrängung (31/,1 X 47/s Zoll)
in handels üblicher Herstellung in Abhängigkeit von der Dreh zahl re zeigt. Wie man aus dem Diagramm ersieht, wird die maximale Pferdestärke von 115 bei 3200 Umdrehungen in der Minute erzielt, während das maximale Drehmoment von 240 Pfund - Fuss bei 1600 Umdrehungen in der Minute erreicht wird, wo bei der Drehmomentwert bei 3200 Umdrehungen in der Minute auf 185 Pfund -.Fuss fällt und bei unge fähr 500 Umdrehungen pro Minute den gleichen Wert (185 Pfund - Fuss) besitzt.
Der dargestellte Maschinentyp ist für Fahrzeug antrieb mit einer übertragung zweckmässig, bei wel cher ein direkter maschineller Antrieb abwechselnd mit stufenlosem oder Umwandlerantrieb verwendet wird. Bei solchen Antrieben besteht immer ein so genannter Umschaltepunkt , welcher bei derjenigen Geschwindigkeit auftritt, wo bei völlig gedrosseltem Betrieb der Maschine eine grössere Fahrzeuggeschwin digkeit mit Umwandlerantrieb sich weniger vorteil haft als ein Umschalter auf direkten Antrieb erweisen würde.
Dieser Umschaltungspunkt tritt stets auf, sobald das Geschwindigkeitsverhältnis im hydrau- hschen Antrieb unter den Wert eins
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sinkt, und beim Umschalten auf direkten Antrieb wird das ge nannte Verhältnis eins , so dass sich nach er folgter Umschaltung
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auf direkten Antrieb die Motor drehzahl verringert.
Bei einer Maschine, die eine steigende Drehmomentkurve bei einem Abfall der Drehzahl von der Nenndrehzahl aufweist, sollte der passende Schaltpunkt des Fahrzeuges bei einem Ver hältnis liegen, welches eine solche Drehmoment erhöhung
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im Umwandler exzeugt; die dem Anstieg des Maschinendrehmomentes entspricht, welcher durch die infolge Umschaltung auf direkten Antrieb bewirkende Abnahme der Maschinendrehzahl ein tritt.
Bei einer solchen Lage des Umschaltpunktes des Fahrzeuges entspricht die Leistung, welche durch die Abtriebswelle des Umwandlerantriebes kurz vor der Umschaltung geliefert wird, ungefähr der Lei stung, welche kurz nach dem Umschalten vom direk ten Antrieb abgegeben wird.
Bei einer Maschine mit den oben genannten Eigenschaften würde die Anwendung eines erfin dungsgemässen Umwandlers hinsichtlich eines pas senden Umschaltepunktes zum Beispiel eine Kon struktion erfordern, bei welcher das Verhältnis von sekundärem Drehmoment zu primärem Drehmoment
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einen Wert von ungefähr 1,26 bei einem Dreh zahlverhältnis
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von ungefähr 0,68 und bei einem für dieses Drehzahlverhältnis vorhandenen Leistungs grad von annähernd 84 1/o' haben würde.
Ein zwei stufiger Umwandler mit solcher Charakteristik kann ohne weiteres durch Anwendung der folgenden be kannten Konstruktionsprinzipien hergestellt werden.
Nimmt man nun an, dass mit der oben genannten Maschine ein solcher Umwandler verbunden ist, der so gebaut ist, dass er 115 PS bei einem Drehzahl verhältnis von gleich 0,68 absorbiert, wobei die durch den Umwandler
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zur getriebenen oder Abtriebs welle gelieferte Leistung, wenn die Maschine selbst bei 3200 Umdrehungen pro Minute 115 PS ent wickelt, ungefähr 96 PS beträgt.
Wenn dann von einem solchen Umschaltepunkt aus auf direkten An trieb umgeschaltet wird, dann sinkt die Maschinen- drehzahl auf 2200 Umdrehungen pro Minute, vor ausgesetzt, die Fahrzeuggeschwindigkeit bleibt kon stant, und die Maschine entwickelt dabei ungefähr 96 PS, da ferner ein direkter Antrieb einen Leistungs faktor von annähernd 10011/o besitzt, so beträgt die der Abtriebswelle zugeführte Leistung ungefähr ebensoviel wie die durch den hydraulischen Antrieb unmittelbar vor erfolgtem Umschalten entwickelte Leistung.
Indem man eine Maschine der beschriebenen Art, welche eine steil ansteigende Dxehmomentcharakte- ristikbei von der Nenndrehzahl abfallenden Ge schwindigkeit aufweist, mit einem entsprechenden Drehmomentumwandler von erfindungsgemässer Ar beitsweise kombiniert, der es ermöglicht, eine solche Maschine wirksam zu verwenden, gewinnt man da durch den Vorteil, dass der Umschaltepunkt bzw.
das Umschalten bei einem Zustand des Umwandlerbetrie- bes vorgenommen werden kann, wo der Umwandler noch eine Drehmomentvermehrung bewirkt, anstatt bei einem grösseren Verhältnis von bei welchem der Umwandler aufgehört hat, irgendwelche
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Zu nahme des sekundären Drehmomentes über das pri märe Moment zu bewirken.
Falls beispielsweise eine Maschine verwendet würde mit im wesentlichen fla cher Drehmomentkurve im obern Teil des Drehzahl bereiches, dann wäre beim Umschalten auf direkten Antrieb bestenfalls nur ein geringer Anstieg im Dreh moment der Maschine zu verzeichnen, um den durch das Umschalten auf direkten Antrieb hervorgerufenen Drehzahlverlust der Maschine zu kompensieren. In einem solchen Fall sollte daher der passende Schal tungspunkt der Zeitpunkt sein, wo im Umwandler antrieb im wesentlichen keine Drehmomentzunahme erzeugt wird.
Der Grund, warum es von Vorteil ist, den Umschaltepunkt auf einen Zeitpunkt zu ver legen, wo der Drehmomentumwandler eine Vermeh rung des Drehmomentes bewirkt, liegt darin, dass gewöhnlich der Betriebsbereich des Umwandlers von einem Punkt, bei dem er eine Drehmomentzunahme von rund 1,25 erzeugt, bis zu einem Punkt, wo er keine Vermehrung mehr bewirkt, einen schlechten Wirkungsgrad aufweist im Vergleich mit dem Be reich, wo eine grössere Drehmomentsteigerung im Umwandler bewirkt wird.
Wenn man den Umschalte punkt an eine Stelle verlegen kann, wo noch eine gewisse Drehmomentzunahme im Umwandler erzeugt wird, so vermeidet man daher den höheren und weniger leistungsfähigen Bereich des Drehzahlver- hältnisses beim Umwandler.
Nimmt
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man ferner an, dass der erfindungsgemässe Umwandler so konstruiert ist, dass das Verhältnis
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ungefähr gleich 6,4 ist, welches Verhältnis ge mäss den in den Fig. 1e und 1g gezeigten Kurven eine Anordnung der Austrittskanten der letzten Tur- binenstufenschaufeln anzeigt, die erstens mit Bezug auf den Aussendurchmesser des hydraulischen Kreises so ist, dass das Verhältnis xngefähr den Wert 0,70 besitzt, und die zweitens
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mit Bezug auf die Einlass kanten der Pumpenschaufeln so erfolgt,
dass das Ver hältnis
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ungefähr 1,25 ist, dann müssen in einem solchen Fall das Vermögen des Umwandlers zum Aufnehmen eines anwachsenden Drehmomentes so sein, dass dieser Umwandler beim Angetriebenwerden durch die oben erläuterte Maschine unter Stillstands bedingungen die Drehzahl dieser Maschine auf etwa 1600 Umdrehungen pro Minute herabzieht, und zwar von 3200 Umdrehungen pro Minute, was die völlig gedrosselte Maschinendrehzahl am Umschaltungs- punkt darstellt.
Mittels eines Umwandlers dieser Art ist ohne weiteres möglich, eine Drehmomentvermeh- rung von mindestens 3,5 beim Stillstand vorzu sehen.
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Diese Drehmomentzunahme zusammen mit einer Erhöhung des Maschinendrehmomentes von 185 Pfund # Fuss bei 3200 Umdrehungen pro Minute auf 240 Pfund<B>-</B>Fuss bei 1600 Umdrehungen pro Minute ergibt eine gesamte Vervielfachung des Dreh momentes von annähernd 4,75, was einen hinrei chend hohen Wert für den Transmissionsteil eines gebräuchlichen Fahrzeugantriebes darstellt und in vielen Fällen, wie beispielsweise für Personenkraft wagen, mehr als erforderlich sein kann.
Zusätzlich zu den in dieser Weise erzielten Vor teilen können noch weitere Vorteile gewonnen wer den. Wenn man nämlich einen Umwandler vorsieht, welcher die Drehzahl der Maschine bis auf solch niedrige Geschwindigkeit wie 1600 Umdrehungen pro Minute beim Stillstand herabbringt, so wird da durch die unerwünschte rasche Beschleunigung der Maschine von Leerlaufdrehzahl bis auf Nenndrehzahl oder annähernd Nenndrehzahl beim Anlaufen eines Fahrzeuges vermieden. Rasche Beschleunigung einer Maschine auf hohe Drehzahl ist nicht erwünscht, erstens wegen des unvermeidlichen Lärms und ferner wegen der Tatsache, dass eine solche Beschleunigung vom Gesichtspunkt des Brennstoffverbrauches un ökonomisch ist.
Durch Niedrighalten der Maschinen drehzahl beim Anlassen und während des Anfangs stadiums der Fahrzeugbeschleunigung wird die Ma schine am ökonomischsten Teil der spezifischen Brennstoffverbrauchskurve betrieben, wie aus Fig. 1 f ersichtlich ist, und falls die Anlage von der oben beschriebenen Art ist, so ist ferner ersichtlich, dass ausgehend vom Stillstandszustand, wo die Maschine mit 1600 Umdrehungen pro Minute läuft, die erste Beschleunigung mit einem weiteren Anstieg der Ma schinengeschwindigkeit über einen Drehzahlbereich stattfindet, bei welchem die durch die Maschine ent wickelte Leistung selbst unter leicht abfallendem Ma schinendrehmoment relativ rasch zunimmt.
Bei obiger Erörterung wurde angenommen, dass der verwendete Umwandler eine Schaufelung auf- weist, die einen Wert des Verhältnisses
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von 6,4 bewirkt. Dieser Wert kann, wie früher schon aus geführt wurde, erwünschtenfalls ohne weiteres auf einen beträchtlich grösseren Wert erhöht werden, wobei dann die Maschinendrehzahl beim Stillstand auf einen noch niedrigeren Wert, wie beispielsweise auf 1200 Umdrehungen pro Minute, herabgebracht werden kann.
Falls dies getan wird, so würde zwar eine etwas schwächere Zugkraft beim Stillstand er zielt werden, aber anderseits würde die Zugkraftkurve bei der anfänglichen Bewegung des Fahrzeuges aus der Stillstandslage nicht so rasch abfallen, da die Maschine während des Anfahrens des Fahrzeuges zu Beginn am ansteigenden Ast ihrer Drehmoments kurve arbeiten würde.
Aus vorangehender Beschreibung ist ersichtlich, dass, unabhängig von der besonderen Ausführungs form des Umwandlers, sofern nur das Schaufelsystem gemäss der Erfindung konstruiert ist und der Um wandler mit einer Maschine in Verbindung steht, welche gewisse besondere Leistungs- und Drehmo- menteigenschaften besitzt, viele wesentliche Vorteile für einen Zugantrieb mit einem Umwandler erzielt werden, welche verhältnismässig einfach in Konstruk tion sein kann und relativ sehr wenig Schaufelstufen aufweist.
Die Erfindung kann auf viele spezielle Arten von Umwandlern angewandt werden, und in Fig.2 ist eine Schaufelanordnung dargestellt, die in einem Um wandler mit rotierendem Gehäuse eingebaut ist, an statt in einem solchen mit ortsfestem Gehäuse und durchgehender direkter Antriebswelle wie in Fig. 1. Der primäre oder Antriebsteil 24 ist, wie in Fig. 2 gezeigt, ass rotierendes Gehäuse ausgebildet, welches mit einer nicht dargestellten Antriebsmaschine ver bunden und durch letztere angetrieben werden kann. Dieses Gehäuse trägt die Pumpen- oder Antriebs schaufeln 28.
Das Turbinenrad 42 trägt die beiden Turbinenschaufelkränze 34, 36, während die Reak tionsschaufeln 46, wie früher beschrieben, durch die Reaktionsscheibe 50 getragen werden. Ausser durch ein rotierendes Gehäuse, unterscheidet sich die vorliegende Ausführungsform von der voran gehend beschriebenen Konstruktion auch noch da durch, dass der erste Turbinenschaufelkranz 34 am Anfang des radialen Einwärtsströmungsteils des Krei ses angeordnet ist, wodurch längere Pumpenschaufeln vorgesehen sind.
In Fig. 3 stellt ein übliches Diagramm der Mo mentcharakteristik des beschriebenen Umwandlers im Vergleich mit bereits bekannten Umwandlertypen dar, und zwar in Abhängigkeit des Antrieb-Abtrieb- Drehzahlverhältnisses In diesem Diagramm zei gen die voll ausgezogenen
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Linien Mi bzw. ni die Charakteristik hinsichtlich Aufnahme des Antriebs drehmomentes an und die sich daraus ergebende An trieb.sdrehzahlcharakteristik des vorliegenden Um wandlers,
während die unterbrochenen Linien Mi und n1' die entsprechenden Charakteristiken einer üblichen früheren Ausführungsform eines entspre chenden Umwandlers darstellen.
Bei der Beschreibung vorangehender Ausfüh rungsformen wurden die besonderen Merkmale der Erfindung ohne Rücksicht auf die Tatsache betrach tet, ob die Reaktionsschaufelung 46 während des Betriebes des Umwandlers daran verhindert wird, sich entgegen der Drehrichtung der Pumpe und Tur bine zu drehen, oder ob diese überdruckschaufelung in der Vorrichtung so eingebaut ist, dass sie beim Be trieb des Umwandlers in entgegengesetzter oder Ge genrichtung rotiert und praktisch mehr eine beweg liche als eine stationäre Schaufelung wird, sowie fer ner über eine Getriebeverbindung in der Lage ist,
ein Drehmoment auf den getriebenen Teil zu über tragen und somit auch als gegenlaufende Turbinen- schaufelung angesehen werden kann.
Die Anwendung von gegenrotierender Tu,rbinen- schaufelung ist allgemein bekannt und der Einfach- heit halber werden gemäss dieser Konstruktion ge baute Umwandler im folgenden als Doppelrotations- umwandler zum Unterschied von Einwegrotations- umwandlern bezeichnet, bei denen die Überdruck- oder Reaktionsschaufelung an der Gegenrotation ver hindert wird.
Die vorliegende Erfindung bietet besondere Vor teile bei ihrer Anwendung auf Doppelrotationsum- wandler aus nachfolgend aufgeführten Gründen, und in den Fig. 4, 5 ist eine beispielsweise Ausführungs form eines Doppelrotationsumwandlers gezeigt, der mit einem direkten Antrieb in Verbindung steht.
Bezugnehmend auf die Fig. 4 und 5 ist der dar gestellte hydraulische Kreis in einer Anordnung vom rotierenden Gehäusetyp eingebaut, in welcher das rotierende Gehäuse 24, das vom Schwungrad 12 der Maschine über eine Keilzahnverbindung 32 angetrie ben wird, die Pumpenschaufeln 28 trägt. Die Tur binenwelle 44, welche in den Lagern 58 und 60 läuft, ist mit einem Radteil 42 versehen, an dem die beiden Turbinenschaufelkränze 34 und 36 befestigt sind.
Zwischen diesen beiden Schaufelkränzen ist der Überdruckschaufelkranz 46 angeordnet und am Rad 50 befestigt, welches einen Teil eines Reaktionsglie des mit einem Hohlwellenteil 48 bildet, an welchem eine Hohlwellenverlängerung 64 angekeilt ist.
Zwi schen der Turbinen- oder getriebenen Welle 44 und der Verlängerung 64 des Reaktionsgliedes ist eine Freilaufkupplung 110 so angeordnet, dass diese Kupplung, falls das Reaktionsglied dahin tendiert, in gleicher Richtung wie die Abtriebswelle 44 zu lau fen, eingreift und dadurch die Verlängerung 64 daran hindert, die Welle 44 zu überlaufen, während diese Kupplung eine relative Drehung der Teile in ent gegengesetzten Richtungen ohne weiteres zulässt.
Der Verlängerungsteil 64 ist ferner mit einem Planetenzahnrad 366 versehen, das mit Planeten rädern 370 in Eingriff steht, welche ihrerseits in ein Zahnrad 368 mit Innenverzahnung eingreifen, das mit dem Abtriebsteil 44 verkeilt ist.
Die Planeten- räder 370 sind an einem passenden Planetenträger 376 befestigt, wobei zwischen diesem Träger und dem ortsfesten Gehäuse 16 eine Freilaufkupplung 378 liegt, die so angeordnet ist, dass sie eingreift, um den Planetenträger zu hindern, sich in einer der Drehrichtung deLr Pumpen- und Turbinenteile ent gegengesetzten Richtung zu drehen, während sie dem Planetenträger gestattet, sich frei in derselben Rich tung wie diese Teile zu drehen.
Eine Reibungskupplung 250 mit mehreren Schei ben ist zwischen dem drehenden Gehäuse 24 und dem Reaktionsteil angeordnet. Diese Kupplung be steht aus einer Anzahl axial beweglicher Kupplungs platten, die mit der Verlängerung 122 des rotieren den Gehäuses verkeilt sind, und aus einer Anzahl dazwischen gefügten Platten, welche mit einer glok- kenförmigen Verlängerung 252 des Reaktionsgliedes 48 verkeilt sind.
Letztere trägt auch eine axial sta tionäre Abstützplatte und eine axial bewegliche Kupplungsbetätigungsplatte oder einen Kolben 258, der in einer passenden ringförmigen Aussparung der Verlängerung 252 untergebracht ist und bewegt wer den kann, um die Kupplung durch hydraulischen Druck einzurücken, welcher durch Steuerung eines Steuerteils 350 an die Kammer 264 angelegt oder von letzterer abgenommen werden kann.
Der Steuerteil 350 wird betätigt, um das Ein- und Ausrücken der Kupplung mittels einer drehbar gelagerten Gabel 354 (siehe Fig.5) zu bewirken, deren Bewegung durch eine Anordnung hydraulisch betätigter Servomotoren 352 und 362 gesteuert wird, denen Druckfluidum unter Regulierung durch ein axial bewegliches Steuerorgan 396 zugeführt oder entnommen wird.
Unter Druck stehendes Fluidum zum Betätigen der genannten Servomotoren und auch zum Aufrechterhalten des gewünschten ständigen hydraulischen Druckes im Umwandlerkreislauf wird durch eine Zahnradpumpe 380 geliefert, welche vom Fortsatz 122 des rotierenden Gehäuses mittels des dazwischen angeordneten Zahnrades 384 angetrieben wird, wobei dieses Rad mit dem am Fortsatz 122 aufsitzenden Zahnrad 386 und dem auf der Pumpen welle aufsitzenden Zahnrad 382 in Eingriff steht.
Der Aussenumfang der am Reaktionsglied vor handenen Verlängerung 252 sieht eine Bremstrom- meloberfläche vor, welche von einer Bandbremse 358 erfasst werden kann, um den Reaktionsteil gegen Ver drehung ortsfest zu halten. Diese Bremse wird durch das Band 360 und den Betätigungshebel 364 (Fig. 5) beim Aufwärtsbewegen des Kolbens des Servomotors 362 eingerückt und durch die Wirkung einer Feder wieder ausgerückt, die einen Teil dieser Vorrichtung bildet. Eine Federanordnung 410 ist vorgesehen, um im ausgerückten Zustand des Bremsbandes ein Schlei fen desselben an der Trommel zu verhindern.
Die Wirkungsweise der Servomotoranordnung ist derart, dass beim Bewegen des Organs 396 zur Stelle a Druckfluidum zur Kupplung 250 nicht gelangt, wodurch letztere ausgerückt wird, um das rotierende Gehäuse vom Reaktionsglied abzutrennen. In dieser Lage des Steuerorgans 396 ist ferner das Bremsband 360 gelöst, um dem Reaktionsglied zu ermöglichen, sich frei nach jeder Richtung mit Bezug auf die Bremse zu drehen.
Unter diesen Umständen ist ge mäss den Fig. la und 1b ersichtlich, dass sich die Überdruckschaufeln mit Bezug auf die Turbinen schaufeln 34 und 36 in entgegengesetzter Richtung drehen, wobei zu beachten ist, dass bei der beschrie benen Konstruktion die erste Stufe (34) der Tur binenschaufeln in der Einwärtsströmseite des Kreises angeordnet sind, anstatt radial ausserhalb der Pum penschaufeln 28 wie bei der in der Fig. 1 gezeigten Schaufelanordnung.
Die beschriebene Ausführungs form ermöglicht ein Doppelrotationsbetrieb des Um- wandlers, wobei das Drehmoment von den umge kehrt rotierenden Überdruckschaufeln (welche bei dieser Arbeitsweise praktisch auch Turbinenschau feln darstellen) durch den Reaktionsteil 62 zusam men mit den Zahnrädern 366, 370 und 368 auf den getriebenen Teil 44 übertragen werden. Die Art des entwickelten Drehmomentes ist so, dass es den Pla- netenradträger 376 in einer der Drehrichtung des Abtriebsteils entgegengesetzten Richtung zu drehen versucht, aber dies wird durch die Sperrwirkung der Freilaufkupplung 378 verhindert.
Wenn das Steuer organ 396 auf die Stelle b eingestellt wird, so hat die sich daraus ergebende Betätigung der Servo- motoranordnung zur Folge, dass das Bremsband 358 die Bremstrommeloberfläche an der Verlängerung 252 des Reaktionsgliedes erfasst und dieses Glied gegen Verdrehung festhält, während gleichzeitig der Zutritt von Betätigungsfluidum zur Kupplung 250 noch nicht gestattet ist.
Unter diesen Verhältnissen werden die Schaufeln 46 zu stationären überdruck- schaufeln und der Umwandler arbeitet als Einweg- rotationsumwandler. Solange das Reaktionsglied ge gen Verdrehung gesperrt ist, verbleibt das Sonnen rad 366 des Planetengetriebes stationär, während das Zahnrad 368, welches mit dem Abtriebsteil verbun den ist, sich weiterhin in Vorwärtsrichtung dreht.
Dies erfordert natürlich, dass sich der Planetenträ- ger 376 auch in Vorwärtsrichtung dreht, und diese Arbeitsweise wird durch die Freilaufwirkung der zwischen dem Träger und dem ortsfesten Gehäuse angeordneten Freilaufkupplung 378 zugelassen.
Wird das Steuerorgan 396 auf die Lage e einge stellt, dann lösen die Servomotoren die Bremse 358 wiederum und betätigen auch den Teil 354, um das Steuerorgan 350 mit Bezug auf Fig. 4 nach links zu bewegen und dadurch Druckfluidum zur Kammer 264 hinter die Kupplungsbetätigungsplatte 258 ge langen zu lassen, so dass die Kupplung 250 einge rückt wird. Dies dient dazu, um das sich drehende Gehäuse direkt mit dem Reaktionsglied mechanisch zu verbinden, welches seinerseits die Kraft mecha nisch auf den Abtriebsteil überträgt, und zwar über die Freilaufkuppl:ung 110.
Da sich in diesem Zustand die Reaktionsteile und Abtriebsteile mit der gleichen Geschwindigkeit in Vorwärtsrichtung bewegen, so besteht keine Relativbewegung zwischen den Zahn- rädern der Planetengetriebeanordnung, welche sich in Vorwärtsrichtung durch die Freilaufwirkung der Freilaufkupplung 378 als ein Ganzes drehen kann. Da die Bandbremse 358 gelöst ist, so kann sich auch die Kupplungsanordnung frei drehen.
Was den Drehmomentwandler betrifft, so kann bei ihm jede gewünschte Art von Kupplung und Be tätigung derselben verwendet werden, und aus diesem Grund ist auch die Servomotoranordnung zur Kupp lungsbedienung nicht eingehender beschrieben als zum Verständnis der Funktion der übertragungs- anordnung erforderlich ist, wobei letztere zur Er klärung des Doppelrotation-, Einwegrotation- und Direktantriebes dargestellt ist.
Mit Bezug auf den in Fig. 4 gezeigten besonderen hydraulischen Kreis ist ersichtlich, dass letzterer die an Hand der Fig. 1 und 2 erörterten Prinzipien ver körpert und dass die besondere Bauart gemäss Fig. 2 ohne weiteres auf Fig. 4 auch angewandt werden kann.
Die Fig. 6 und 7 zeigen ein weiteres Ausführungs beispiel eines Doppelrotationsumwandlers. Die Bau art dieses Beispiels ist in jeder Hinsicht gleich der in Fig.4 dargestellten, mit Ausnahme der Anord nung des Getriebes zur Verbindung des Reaktions gliedes mit dem Turbinenglied, und braucht daher nicht mehr im einzelnen beschrieben zu werden. Gemäss Fig. 6 ist der Fortsatz 252 des Reaktions gliedes mit einem sich axial erstreckenden ringförmi gen Flansch versehen mit einem Zahnradring 504, der mit Ritzeln 500 in Eingriff steht,
welche auf Zapfen 502 aufsitzen, die sich vom ortsfesten Ge häuse 161 aus erstrecken. Die Ritzel 500- greifen hi ein Zentralrad 512 ein, und zwischen letzterem und dem getriebenen Teil 44 liegt die Freilaufkupplung 514. Letztere ist deshalb vorgesehen, um dem Rad 512 zu gestatten, sich mit Bezug auf den Abtriebs teil 44 in entgegengesetzter Richtung zu drehen, wäh rend sie ün eingerückten Kupplungszustand verhin dert, dass das Rad 512 den Abtriebsteil 44 in der gleichen Drehrichtung überläuft.
Beim Betrieb dieser Ausführungsform der Trans mission wird bei der Einstellung a des Steuerorgans 596 eine Lösung der Kupplung 250 und der Band bremse 358 bewirkt, um den überdruckschaufeln zu gestatten, sich umgekehrt oder in entgegengesetz ter Richtung zu drehen. Das von diesen Schaufeln abgegebene Drehmoment wird durch den Reaktions teil auf den Zahnradring 504 übertragen und durch Vermittlung der Ritzel 500 wird die Drehrichtung des Antriebes umgekehrt, so dass das Drehmoment durch die Kupplung 514 in Vorwärtsrichtung auf den Abtriebsteil ausgeübt wird, somit ein Doppel rotationsbetrieb bewirkt wird.
In der Einstellung b des Organs 596 greift die Bandbremse 358 an dem Teil 252 an, um den Reaktionsteil gegen Verdrehung zu sperren und Einwegrotationsbetrieb des Um- wandlers zu sichern. Bei Sperrlage des Reaktionsteils gegen Drehung können sich auch die Ritzel 500 nicht um ihre einzelnen Achsen drehen und ferner wird eine Drehung des Rades 512 unterbunden. Die ses Zahnrad kann jedoch ortsfest verbleiben, solange sich der Abtriebsteil 44 in Vorwärtsrichtung dreht, und zwar infolge der Freilaufwirkung der Kupplung <I>514.</I>
Bei Verstellung des Steuerorgans 596 auf Stel lung c wird die Bandbremse 358 wiederum gelöst und lässt Druckfluidum zur Kupplung 250 gelangen, um letztere einzurücken. In diesem Zustand über trägt das Reaktionsglied, das nun mechanisch mit dem rotierenden Gehäuse verbunden ist, die Kraft von letzterem direkt auf die Abtriebswelle, und zwar durch Vermittlung der Freilaufkupplung 110, die so angeordnet ist, dass sie eingreift, wenn immer das Reaktionsglied den Abtriebsteil in der gleichen Rich tung zu überholen sucht.
Bei diesem Antriebszustand dreht sich der Zahnradring 504 am Reaktionsteil in Vorwärtsrichtung und bewirkt mittels der Ritzel 500 eine Drehung des Rades 502 in einer der Drehrich tung des Abtriebstels entgegengesetzten Richtung, was durch die Arbeitsweise der Freilaufkupplung 514 ermöglicht wird.
Wie schon erwähnt, erweist sich die Erfindung in ihrer Anwendung auf einen Umwandler mit Dop pelrotationsbetrieb als besonders vorteilhaft. Der Grund hierfür liegt in der Tatsache, dass es unter gleichen Voraussetzungen ohne weiteres möglich ist, ein höheres Verhältnis für Drehmomentver- vielfältigung mit einem
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1)oppelrotationsumwandler zu erzielen, wie mit einem Einwegrotationsumwand- ler. Kurz ausgeführt, der Grund hierfür liegt darin, dass bei jedem Drehmomentumwandler das sekun däre Drehmoment M,
stets der Summe des primären Momentes Ml und des Reaktionsmomentes R1 ent sprechen muss, das auf das ortsfeste Gehäuse oder ein anderes ortsfestes Widerlager übertragen wird. Bei einem Einwegrotationsumwandler entspricht das dem ortsfesten Widerlager übertragene Überdruck drehmoment R1 dem Drehmoment R, welches durch das Arbeitsfluidum hydraulisch auf die überdruck schaufelung ausgeübt wird.
Bei einem Doppelrota- tionsumwandler entspricht jedoch das auf das orts feste Widerlager übertragene Drehmoment R1 dem Drehmoment R plus dem Wert des Drehmomentes R multipliziert mit dem Übersetzungsverhältnis (wel ches mit k bezeichnet werden soll).
Unter gleichen Verhältnissen ist daher der Wert von M., beim Still stand beispielsweise bei einem Doppelrotationsum- wandler grösser als bei einem Einwegrotationsum- wandler. Als Beispiel für den Unterschied im An laufmomentverhältnis, welches mit den beiden Arten von erzielt werden kann, mag darauf verwiesen werden, dass bei einem dreistufigen Dreh momentumwandler mit Einwegrotation, dessen Lei stungsgrad und sonstige Arbeitsweise befriedigend sind, das gewöhnlich erzielte maximale Drehmoment verhältnis beim Stillstand die Grössenordnung von 5 :
1 oder 6 : 1 besitzt. Mit einem Doppelrotations- umwandler kann theoretisch ein ausserordentlich hohes Drehmomentverhältnis beim Stillstand erzielt werden, falls auf andere erwünschte Eigenschaften verzichtet wird, aber mit Konstruktionen, welche zu friedenstellenden Leistungsgrad und Betriebsverhal ten besitzen, können beim Stillstand Drehmoment verhältnisse mit einem zweistufigen Umwandler ohne weiteres erzielt werden, die so hoch sind wie 12: 1.
In Anbetracht des mit einem Doppelrotationsum- wandler erzielbaren, hohen Drehmomentverhältnisses beim Stillstand liegt der besondere Vorteil eines sol chen Umwandlers darin, dass im Falle eines in den Umwandler eingebauten hohen Anzugsmomentver- hältnisses und eines hohen Wertes von
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das durch ein relativ hohes Verhältnis von
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bzw.
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auch in den Umwandler eingebaut ist, die letzt genannte Eigenschaft benutzt werden kann, um die Drehzahl der Maschine beim Stillstand auf einen ver gleichsweise sehr niedrigen Wert herabzubringen, der in extremen Fällen sogar annähernd eine Drehzahl erreicht von der Grössenordnung gewöhnlicher Leer laufdrehzahl. Nimmt man beispielsweise an, dass die normale Nenndrehzahl der Maschine 3600 Umdre hungen pro Minute beträgt und dass der Umwandler mit einem Verhältnis
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gebaut ist, welches die völlig gedrosselte Geschwin digkeit der Maschine beim Stillstand auf 1200 Um drehungen pro Minute verringert.
Diese Drehzahl abnahme der Maschine verringert selbstverständlich deren Leistung beim Stillstand im Vergleich zu ihrer Leistung bei Nenndrehzahl, aber infolge der Tat sache, dass der Doppelrotationsumformer leicht eine Drehmomentvervielfachung so hoch wie 10.- 1 oder 12 : 1 oder selbst noch höher vorsehen kann, so ist es möglich, die erforderliche Zugkraft beim Stillstand selbst dann noch zu erzielen, wenn die Maschine mit verhältnismässig sehr niedriger Drehzahl umläuft.
Mit der beschriebenen Anordnung kann somit ein ein ziger mehr oder weniger normalisierter Umwandler mit Maschinen von sehr unterschiedlicher Charakte ristik verbunden werden, um die gewünschten Zug momentergebnisse zu liefern, da dem Umwandler, indem man einfach das Übersetzungsverhältnis zwi schen den Doppelrotationsteilen und ferner das Ver hältnis
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bzw.
passend einstellt, drehmoment- absorbierende Charakteristiken
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und Anzugsmoment grössen erteilt werden können, welche jede benutzte Maschine unter Stillstandsverhältnissen am Abtriebs ende auf jede besonders gewünschte Drehzahl zur Erzielung bester Brennstoffökonomie und anderer Betriebscharakteristiken herabbringen, während sie gleichzeitig ein zufriedenstellendes Zugmoment für das Fahrzeug sichern.
Wie oben erwähnt, unterscheiden sich die in den Fig. 4 und 6 gezeigten Anordnungen im wesentlichen durch das zwischen dem Reaktionsglied und dem Abtriebsteil vorhandene Getriebe. Beim Ausführungs beispiel gemäss Fig.4 ist die überdruckschaufelung 46 mit dem Sonnenrad 366 (des Planetengetriebes) verbunden, welches annähernd dem halben Durch messer des Zahnradringes 368 entspricht, der mit dem getriebenen oder Turbinenteil 44 in Verbindung steht.
Das Übersetzungsverhältnis k des Getriebes beträgt somit 2,0, so dass der Wert des Reaktions momentes und folglich des sekundären Drehmomen tes M, grösser ist, als wenn die Schaufeln 46 nicht so verbunden wären, dass sie ein Vielfachdrehmoment liefern. Bei dem in Fig. 6 dargestellten Ausführungs beispiel sind die Überdruckschaufeln 46 mit dem Zahnradring 504 verbunden, welcher annähernd den doppelten Durchmesser des Zentralrades 512 auf weist, das mit dem Turbinenteil in Verbindung steht.
In diesem Fall beträgt das Übersetzungsverhältnis 0,5 und, trotzdem das hydraulisch auf die Schaufeln 46 bei diesem Ausführungsbeispiel tatsächlich aus geübte Drehmoment im Wert verringert wird vor Übertragung auf die Reaktionsglieder und Abtriebs teile, ist die gesamte Drehmomentvervielfachung im mer noch grösser als für einen Einwegrotationsum- wandler.
In der in Fig. 4 gezeigten Getriebeanordnung ist somit unter sonst gleichen Verhältnissen die Dreh momentvervielfachung beim Anlaufen grösser als bei der in Fig. 6 dargestellten Anordnung.
Anderseits spielen auch andere Faktoren als das Anzugsmomentverhältnis eine Rolle beim Verändern des Übersetzungsverhältnisses. Bei der in Fig. 4 ge zeigten Konstruktion hat das Übersetzungsverhältnis die Folge, dass sich die Überdruckschaufeln 46 im Gegenuhrzeigersinn doppelt so rasch drehen, als die Turbinenschaufeln 34, 36 im Uhrzeigersinne umlau fen, und der Leistungsgrad steigt in diesem Fall vom Stillstand bei einer Zunahme des Wertes verhält nismässig rasch an.
Gleichfalls erreicht der
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Leistungs grad des Umwandlers beim Doppelrotationsbetrieb einen Höhepunkt und fällt dann relativ rasch auf einen ziemlich niedrigen Wert von
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gelangt also zu dem erwünschten Umschaltpunkt vom Doppel rotationsantrieb zum Einwegrotationsantrieb bei einem vergleichsweise niedrigen Wert von was gewöhnlich auf eine verhältnismässig niedrige
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rahr- zeuggeschwindigkeit hindeutet.
Bei dem in Fig. 6 gezeigten Getriebe drehen sich die Überdruckschaufeln beim Doppelrotationsbetrieb im Gegenuhrzeigersinne nur mit halber Drehzahl der Turbinenschaufeln 34 und 36. In diesem Fall nimmt der Leistungsgrad des Umwandlers langsamer mit der Erhöhung des Wertes vom Stillstand an zu, und der maximale Leistungsgrad
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wird beim Doppel rotationsbetrieb bei einem höheren Wert von
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er reicht,
so dass der passende Umschaltpunkt auf Ein wegrotationsbetrieb unter sonst gleichen Bedingungen bei einem höheren Wert von und bei einer grö sseren Fahrzeuggeschwindigkeit
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eintritt als bei dem in Fig. 4 gezeigten Ausführungsbeispiel.
Es ist somit zu ersehen, dass die Wahl des zu verwendenden besonderen Übersetzungsverhältnisses jeweils durch Berücksichtigung des gewünschten maximalen Antriebsmomentverhältnisses und des Verlaufes der Wirkungsgradkurve in Form von einer Veränderung im Wert von bestimmt wird.
In Fig. 8 ist in mehr oder
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weniger üblicher Weise der Verlauf verschiedener Kurven dargestellt, welche mit Doppelrotationsumwandlern wie in den Fig.4 und 6 gezeigt, erzielt werden.
Das sekundäre Dreh moment ist in diesem Kurvenbild durch die Kurve M2 angezeigt, der Wirkungsgrad i) bei Doppelrota- tionsbetrieb durch a, der Wirkungsgrad bei Einweg- rotationsbetrieb durch b, der Wirkungsgrad bei direk tem Antrieb durch c und die primäre Geschwindig keit durch n1. Wenn man für Vergleichszwecke die in Fig. 8 dargestellten Kurven als repräsentativ für die mit einem Umwandler der in Fig.4 gezeigten Art erzielten Wirkungsweise annimmt,
dann würde die Folge der Änderung des Getriebes in ein solches wie in Fig. 6 gezeigt sein, dass. sich der Wert von M2 beim Stillstand verringert und sich der Höhepunkt der Kurve a, wie in Fig. 8 dargestellt, nach rechts verschiebt, um bei dieser Kurve den Punkt maxima len Wirkungsgrades bei einem höheren Wert von eintreten zu lassen.
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Um die Erfindung zu erklären, sind zwar Aus führungsformen von Umwandlern sowohl vom Ein- wegrotations- als auch vom Doppelrotationstyp dar gestellt und ferner besondere Formen von Doppel- rotationsumwandlern gezeigt mit rotierenden Gehäu sen und auch mit Mitteln zum Umschalten auf Ein wegrotationsantrieb und auf direkten Antrieb, es soll aber die Erfindung sich nicht auf solche besondere Konstruktionsmerkmale beschränken, da es klar ist, dass eine hydraulische Anordnung mit ortsfestem Ge häuse und mit direktem Antrieb bei durchgehender Welle, wie in Fig. 1 dargestellt,
ohne weiteres mit einem Getriebe gemäss den Fig. 4 und 6 kombiniert werden kann, um Doppel- oder Einwegrotations- betrieb vorzusehen. Ferner kann selbstverständlich, falls erwünscht, der Einwegrotationsbetrieb oder der direkte Antrieb oder auch beide weggelassen werden.
Obgleich wegen der Einfachheit und der minimalen Kosten zweistufige Umwandler der gezeigten Art vor zuziehen sind und auch in den meisten Fällen die Anforderungen für Zugantriebe erfüllen, so kann die Erfindung doch auch leicht auf Umwandler ange wandt werden, welche mit einer grösseren Anzahl von Stufen für die Turbinen- und Überdruckschau- felung versehen sind.
Aus vorangehendem ist ersichtlich, dass sich die Erfindung zur Anwendung in vielen spezifischen me chanischen Ausführungen verschiedener Art eignet und dass erwünschtenfalls gewisse Merkmale unter Ausschluss anderer benutzt werden können. Dem gemäss soll die Erfindung als in keiner Weise auf die dargestellten Ausführungsbeispiele eingeschränkt betrachtet werden und soll vielmehr in ihrem Schutz bereich alle in den nachfolgenden Ansprüchen auf geführten Konstruktionen umfassen.
Hydrodynamic Torque Converter The present invention relates to a torque converter of the hydrodynamic type.
The torque converter is specifically applicable to the drive of vehicles and other forms of train devices, and although its application is not limited to such use, the advantages of the invention in connection with motor vehicle drives due to their particular applicability in the following this type of drive is described.
In vehicle drives with variable speed power transmitters, it is usually desirable to achieve a relatively high ratio of torque increase when the driven part is at a standstill, in order to produce a rapid initial acceleration and also to provide a large torque at low vehicle speeds to have.
In the previous hydraulic torque converters of the hydrodynamic type, the desired high torque ratio was achieved in two ways, either by providing at least one three-stage turbine in the hydraulic circuit, the use of which increases the torque at standstill in the order of magnitude of 5 to 6 or more to 1, or by combining a torque converter equipped with a turbine with only one or two stages with some kind of additional torque-increasing gear,
in order to increase the tightening torque in an emergency or as a result of other circumstances which require a greater increase in torque than a single-stage or two-stage converter can deliver, if the converter is not in such a gear connection with the vehicle wheels that the maximum vehicle speed achieved, which is achieved with the hydraulic drive is significantly reduced in comparison with conventional designs.
Each of these makeshifts is relatively expensive, either because of the cost of attaching a relatively large number of blade rings to the multi-stage converters or because of the cost of purchasing an additional gearbox.
The previous constructions of torque converters or continuously variable transmissions in drives ben with internal combustion engine also usually have a relatively constant absorption characteristic, which means that the machine can quickly come up to maximum speed or almost maximum speed when the throttle is opened during the standstill state.
This results in a relatively very rapid onset of the full machine power at standstill and at very low speeds of the turbine shaft, without a corresponding increase in the secondary torque occurring as a result, and this operating mode is also undesirable in many other cases, for example because of the noise level caused by the Rapid acceleration of a machine to idle up to the nominal speed during standstill and during the entire acceleration period and also because of the poor fuel economy resulting from such an operating mode.
Modern high-speed internal combustion engines have operating characteristics which differ noticeably from those of older, slow-running machines. There are internal combustion engines which are extremely flexible over a comparatively wide speed range both in terms of speed characteristics and with respect to torque characteristics.
Typical examples of such machines are machines that develop maximum torque at speeds that are approximately half the speed at which full power is developed, with the torque increasing from idling to a maximum value that is approximately half Nominal speed is, and then with increasing speed until the speed is reached, significantly decreases at which the nominal power is achieved. The torque reduction can be up to 40% or more from half to full rated speed.
In view of the characteristics of certain types of machines described above and also the torque converting features of the hydrodynamic converters of the turbine type, the present invention aims to provide a new and improved form of hydraulic circuit which, especially in connection with a machine with variable power and Torque characteristic of the type mentioned above, provides an improved total tractive effort over a wider speed range together with the required high torque of the driven shaft at standstill and with high maximum efficiency,
with a smaller number of blades than was previously required in a comparable system and with torque-absorbing properties that make it possible to achieve the greatest possible uses and advantages from the torque delivered by the machine and from its adaptability.
Furthermore, the invention aims to create a new form of hydraulic torque converter which, while maintaining the above characteristics, can operate in two different ways and in two different speed ranges of the driven part, so that in the low speed range a torque increase without a required increase is guaranteed in the number of rows of blades that corresponds to that achieved with a larger number of stages, or even exceeds the latter,
while in the high speed range of the driven part a larger power factor is maintained and a torque increase up to a relatively high ratio of the speed of the driven part to the speed of the drive part is achieved. Another purpose of the invention is also to provide a novel torque converter with the advantages set out above, which makes it possible to use the hydraulic torque-converting part in alternation with a direct mechanical drive.
In the drawing, for example, embodiments of the subject matter of the invention are shown. It shows: FIG. 1 a longitudinal section through the hydraulic circuit part of a torque converter according to the invention, FIG. La a section along the line <I> la-la </I> in FIG. 1 and also a speed diagram which shows the type the flow of liquid that leaves the last turbine blades when the system is at a standstill.
1 b shows a section along the line <I> l b-1 b </I> in FIG. 1 and a speed diagram which shows the liquid flow at the pump inlet when the pump is still, FIG. 1c shows a diagram similar to that in FIG Flow diagram, which, however, shows the flow conditions during operation in the so-called changeover point, Fig. 1d is a speed diagram similar to the diagram in Fig. 1b,
which represents the conditions of the liquid flow at the pump inlet when operating at the changeover point, Fig. Le is a graph that illustrates the drive torque-absorbing features of a converter according to the invention, Fig. 1 f is a graph showing the power and torque characteristics of a drive machine , Fig. 2 is a sectional view as in Fig. 1, in wel cher another embodiment of a converter is shown,
3 shows a more or less typical curve showing certain torque characteristics of a converter according to the invention, FIG. 4 shows a longitudinal section through the center of a converter which has a direct mechanical drive that can be used alternately with a converter drive, FIG. 5 shows a section along the line VV in FIG. 4, FIG. 6 shows a section as in FIG. 4, with a further, similar form of a converter with a direct drive being shown,
7 is a cross-section of this converter and FIG. 8 is a graph which illustrates the efficiency and torque characteristics of the converters shown in FIGS.
The device shown in Fig. 1 has a stationary housing 16 in which a drive part of the device forming an impeller is arranged to rotate bar. This wheel consists of a pump disk 24 with a ring of pump blades 28 and a hollow hub or a hollow shaft part 24 which is connected to the crankshaft or another power output part of a Kraftma machine or can be brought into connection bar.
In the provided by the housing 16, toroidal chamber of the driven part or the turbine part is rotatably housed, which binennabe a turbine disk 42 and a hollow tur or a turbine hollow shaft part 44 be seated. The disk 42 carries two rings of turbine blades 34 and 36, the first ring (34) lying radially outside the pump blades 28 in the radially outwardly flowing part of the flow circle, while the second ring (36) is arranged in the radially inwardly flowing part of this circle .
A blade ring 46 provided between the blades 34 and 36 is fastened to the disk 50, which is connected to the hollow hub or hollow shaft part 48 or is formed in one piece with the latter. For the sake of convenience, the blades 46 are referred to as reaction blades, although, as will be explained below, in certain embodiments these blades represent rotating rather than stationary reaction blades, and they also perform the task of turbine blades, since they, when rotating in one direction, wel che that of the pump blades runs opposite, transmit power to the driven parts.
If advantageous, the turbine and reaction blades can generally have a profile shape with a truncated rounded inlet cross-section, similar to that in Lysholm U.S. Patent No.
Shoveling shown in 1900118. As can be seen in FIGS. 1 a and 1 b, the blades are arranged at such an angle that the hydraulic fluid, when it is circulated by the pump in the direction indicated by the arrow 56, the blades 34 and 36 seeks to rotate in the same direction as that of the pump while trying to rotate the reaction vanes 46 in the opposite direction.
The general construction of the device shown is known and the latter can be used in conjunction with a direct mechanical drive in the manner shown in Lysholm US Patent No. 1900119; a direct drive shaft 8 reaching through the hollow parts 24a and 44 can alternately be connected directly to the power output element of the drive machine or to the pump part 24a by means of suitable couplings, while the turbine or the driven part 44 is connected to the direct drive shaft 8 by an overrunning clutch Can be connected.
Since these structural arrangements are well known in the art (see Lysholm US Pat. No. 1900119), it is not necessary to describe the latter in more detail to understand the present invention. The reaction blades 46 can either be arranged in a rotationally fixed manner by connecting the shaft 48 to the stationary housing 16, or, as will be explained in more detail later, the shaft part 48 can be connected to the driven shaft part 44 by a suitable gear so that the blades 46 instead of remaining stationary in one of the direction of rotation of the blades 34, 36 rotate ent opposite direction.
An important deviation from earlier designs contained in the present arrangement are the positions of the turbine blades and the reaction blades relative to the pump blades and in particular the relative radial positions of the last turbine stage and the pump blades. As can be seen from FIG. 1, the blade is arranged so that the last stage (36) of the turbine blade, which is rotating in the same direction as the pump, empties directly into the pump inlet without any between blades 36 and 28 any guide, reaction or turbine blades are arranged with opposite directions of rotation.
It should also be noted that the reaction blades together with the last stage of the turbine blade are arranged on the radially inward flow side of the circle, which is opposite the side where the blades of the pump are located, and also the first stage (34 ) the turbine blades are located directly on the outside of the outlet edges of the pump blades, so that there is enough space available to be able to arrange the outlet edges h of the turbine blades 36 conveying to the pump at a radial distance from the axis of rotation,
which is sufficiently large without the use of blade profile sizes that are too small.
The importance of the general arrangement and position of the blades described above lies in the fact that with such an arrangement a converter characteristic is achieved, according to which the speed of the driven or turbine part decreases to a standstill, while the ability of the converter to take up the Torque increases relatively sharply, so that the load on the machine and therefore also its speed is significantly reduced, even with completely throttled operation, when the turbine approaches the standstill ratio.
This creates a highly desirable operating characteristic for the power plant as a whole, as will be explained in more detail below.
The reason for the increasing rotational force-absorbing characteristic present in the above-described vane arrangement can best be understood on the basis of the following discussion of factors which are treated with reference to the diagrams illustrated in FIGS. 1a-1d.
The hydraulic pressure head, which is generated by a paddle wheel, such as the pump wheel used in the converters under consideration, represents a measure of the drive torque required to turn the pump and can be expressed by the following well-founded formula:
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in which:
Hn represents the pressure head developed by the pump, @@ is the pump efficiency, g is the force of gravity, ui, is the peripheral speed of the pump at the outlet, u "is the peripheral speed of the pump at Eimass, C means the absolute speed of the working fluid, Ctt, the projection of C on the tangent of the pump circle at the outlet and C, the projection of C on the tangent of the pump circle at the inlet.
From the above formula it is readily apparent that the value of H ,, changes with every change in the value of the factor C i, provided that n1 (pump speed) and Q (flow rate) remain unchanged and there is a significant decrease in HP when the ratio of secondary or turbine speed
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n2 decreased to the primary or pump speed n1.
The change in the factor u "- Cta depends on the fluctuation in energy after the turbine has delivered fluid to the pump.
If one assumes a torque converter which has a certain diameter at the pump inlet, the following results are achieved: First, the velocity diagrams in FIGS. 1 a and 1 b are to be considered, which show the flow conditions prevailing at the outlet edge h of the last turbine blade stage and those at the inlet edge a of the pump blades represent the existing inflow conditions,
when the pump is in operation and the turbine is stationary or at a standstill, d. H. in other words, with a ratio equal to zero. In the diagram Fig. La shows the vector
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cl, the absolute speed and the direction of the fluid leaving the blades 36 and, since these blades are stationary, the vector C also represents the relative speed wh, because the peripheral speed uh of the blades is zero.
The projection C, 1, from C onto the tangent of the turbine outlet circle runs, as shown in the diagram, in the opposite direction to the normal direction of rotation of the blades and thus receives a negative value at standstill.
If this negative value is used in the above equation (if, in other words, it is assumed that Ct ,, is equal to CJ, then the expression in which this factor is contained assumes a negative value and, since this expression as a whole in the equation If a negative value occurs, the mentioned factor in the equation becomes positive, so that the value for Hp, is higher than it would be if Cth were positive.
However, it is a fundamental characteristic of hydraulic circuits of the type under consideration that the tangential component C, of the free flow, increases as the radius of the circle on which the flow is tangent decreases, and this increase is directly related to the change tion in the radius of the circle.
In this context it should be noted that this change in the tangential speed is independent of the fluctuations in the circulation speed of the fluid flowing in a circle, i. H. takes place independently of the amount of fluid circulating through the blade per unit of time. The effect of this fact can best be seen from the diagram shown in FIG. 1b, in which the inflow conditions at the pump are shown when the turbine is at a standstill.
In this diagram, the vector u. the circumferential speed of the pump blades, while the vector C represents the tangential velocity component of the fluid entering the blade. When comparing the two diagrams according to FIGS. 1 a and 1 b, it can be seen that the vector C 1 is significantly larger than the vector C t 1.
In the blade arrangement shown in FIG. 1, the radius of the circle on which the edges h lie is approximately 30 io larger than the radius of the circle on which the edges a lie, and therefore the vector Ct. Is also approximately 301 / G greater than the vector C ,,,. The direction of the vector Ct "is still negative, and if you insert the corresponding value into the equation, the result is a significantly higher value for HI) i than if the vector C ,,, had been inserted into the formula, which the Would be the case
if the radii to the edges <I> a </I> and <I> h </I> were the same. By arranging the outlet edges of the last turbine stage, which rotates in the same direction as the pump and conveys directly to the pump, in a significantly larger radius from the axis of rotation than the inlet edges of the pump blades, this results in significantly better torque-absorbing properties of the pump at standstill the turbine it divides than would otherwise be the case.
Although the above-described, existing at standstill ratio proves to be highly desirable for the purposes of the present invention and can be changed in degree to adapt to the particular cases by the pas sending ratio between the radii to the edges <I> a </I> and <I> h </I> is selected, this state would not be desirable if it were to be considered a more or less constant ratio over the normal speed range when the turbine is operating. However, such a constant ratio does not exist, as can be explained with reference to FIGS. 1c and 1d.
These diagrams represent states that can exist in a typical design when the speed ratio is greater than 0.5, which is the case for a greater part of the
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normal speed range of the turbine is typical, converters of the type described usually reach a Betriebszu stand in which the torque output drops to a value that corresponds to the torque supplied, if the speed ratio you has the order of 0.6 to 0.8.
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In the diagram of FIG. 1c, the speed of the edges h of the turbine blades 36 is shown by the vector ul.
The relative speed of the fluid leaving the turbine blades is represented by the vector w1, and as a result of the circumferential speed uh the absolute speed of the fluid leaving the blades is obtained as vector C1, as shown. The tangential projection of this velocity is shown as vector C ,,, and it must be noted that the direction of this tangential velocity component is the same as the direction of rotation of the blades, so the direction or sign of this factor is positive and not negative, as with standstill.
If you insert this positive value in the above formula, the associated factor in the equation is positive and therefore not added, but subtracted from the other factors in the equation. As a result, the hydraulic pressure generated by the pump would be lower when it was at a standstill.
In the diagram of Fig. 1d, the speed at the inlet of the pump is indicated by the vector u ", the relative inlet speed of the fluid to the pump is shown by the vector w" and the absolute speed of the liquid at the pump inlet by the vector C ".
The tangential component of the absolute speed is indicated by the vector Cta and, as in the standstill position, the tangential component C "" is again due to the difference in the radii to the blade edges <I> h </I> and <I> a </ I> greater than the component Ct, "where the size difference is proportional to the ratio of the radii to the edges a and h. If the larger positive value of C" "is inserted into the formula, the result of a further decrease in the value of H".
Referring again to the four diagrams shown in FIGS. 1 a to 1 d, it can be seen that by pushing the trailing edge of the last stage of the turbine blades to a greater radius than that of the leading edge of the pump blades, a considerable increase in the torque-absorbing characteristic the pump when the turbine speed is reduced from its normal operating speed to a standstill, in comparison with the mode of operation of a construction,
in which these two groups of blade edges are arranged on the same or approximately the same radii or in which the edges of the last turbine blades are located on a smaller radius than the pump inlet edges.
If one assumes, for example, that the edges <I> a </I> and <I> h </I> are arranged on the same radius, then the difference in the size of Hp. Between standstill and one at 0 , 5 or higher value for the speed ratio due to the change in the values of the vectors
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Ct ,, and Ct ;, which are equal to each other in this case, the value of Hp falling from a certain turbine speed
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-Ratio increases only a little.
In the arrangement described, however, this change in the value of Hp when the turbine speed decreases to a standstill is represented by the change in the value of the vector product Ct "X u" and, as can be seen from the previous discussion, this represents a quite considerable increase the amount by which the pressure of the pump increases at standstill if the last turbine outlet edges are arranged much further away from the axis of rotation than the inlet edges of the pump blades.
It is a well-founded fact that the circulation speed of the working fluid in the hydraulic circuit is a function of the hydraulic pressure H generated by the pump, this speed increasing with increasing hydraulic pressure.
As a result, the present design has the tendency to let the value of Hp increase rapidly as the turbine approaches the support, and also causes an increase in the circulation speed, so that ultimately, when the turbine speed decreases, there is a rapid increase in the torque capacity of the converter results.
The desirability of this capacity, especially in connection with certain achievable output torque properties of internal combustion engines, will be shown later, but first another characteristic property of the increase in torque absorption when approaching the standstill state, as achieved according to the invention, has to be considered the.
As already mentioned, it is a fundamental property of converters of the type under consideration that the value of the secondary torque or the output torque falls with an increase in the speed of the turbine part from standstill to a value which corresponds to the drive torque before the speed of the Turbine part reaches the pump speed, the value of the ratio
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at which the torque ratio becomes 1: 1, usually in a range of 0.6 to 0.8.
The speed ratio
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at which the torque ratio becomes 1: 1 is usually referred to as the switchover point, since when the torque ratio drops to 1: 1, some type of drive other than continuous drive through the torque converter should be used if an even higher speed ratio should be used the output shaft is desired relative to the speed of the pump or machine.
For reasons discussed below, it is highly desirable for the purposes of the present invention to provide a relatively high ratio between the values of the torque absorption capability of the converter at the switchover point and the torque absorption value at standstill.
In many cases it may be desirable to provide a design in which the converter absorbs at least five to six times as much torque at standstill as at the switching point, and in some special cases it may be desirable to have about ten times as much torque absorption at standstill as to own at the switching point.
In the foregoing it was shown how, according to the invention, the torque absorption at a standstill compared to the torque absorption at or near the switchover point by means of the relative radial positions of certain blade edges can be increased wesent Lich. As has been found, there is a certain necessary relationship between the radius to the outlet edges of the last turbine blade and the radius to the inlet edges of the pump, which must be used if the desired results are to be achieved.
The nature of this necessary relationship can best be understood with reference to Fig. Le, in which the ratio of the drive torque M, at standstill to the drive torque M "at the switching point is entered as ordinates, while on the abscissa axis the ratio of the radius r ,, is applied to the trailing edge of the last turbine blades to the radius r ″ to the leading edges of the pump blades.
In the diagram of Fig. 1e, the curve M represents the ratio of the entry torques at standstill and at the switchover point and as can be seen from the course of the curve, the increase in the values of the ratio of drive torque at standstill to the drive torque at switchover point does not increase linear function with the increase in the radius to the trailing edge of the last turbine blade compared to the radius to the pump inlet edges.
On the contrary, the greater the last-mentioned ratio, the faster the torque ratio increases, and as can also be seen from the curve, a barely noticeable effect in increasing the ratio of the drive torques at standstill and at the switchover point is produced when the blades are opened the last turbine stage so that their exit edges are on a radius,
which is no more than approximately 15% larger than the radius of the pump inlet edges.
As the curve M based on the test results shows, a value of approximately 2.5 was obtained for the torque ratio with a particular converter, and
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although when using a blade arrangement in which the turbine outlet edges h and the pump inlet edges a are approximately on the same radius. With such a converter, a displacement of the turbine blade edges resulted in a radius h
which was about 10% larger than the radius of the pump inlet edges a, a very small increase in the value of
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to a value of just over three.
On the other hand, however, a change in the position of the turbine outlet edges h to a different position with a radius 50% larger than that of the pump inlet edges a resulted in an increase in the value of about 18, or in other words approximately
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seven fold increase in the value of this ratio.
Usually a value of the ratio will be of the order of magnitude as high as 18
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is not required. Other design factors usually make it more difficult to properly design a transducer with a ratio of 50 "; '1) or more than
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to build an equivalent converter with a smaller value for this ratio.
Therefore, in order to derive the greatest advantage from the present invention, such a vane construction is preferred in which the ratio is within a range, the lower limit of which
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is approximately 1.15, while the upper limit is determined by practical requirements, but usually does not exceed about 1.5.
However, the pump inlet does not represent a constant value and furthermore a change in the inlet radius of the pump has no influence on the slope of the torque curve, which, as already mentioned, depends on the change in the energy content between the standstill point and the switchover point of the circulating fluid, if the latter leaves the turbine before the pump.
The outside diameter of the hydraulic circle was chosen as a fixed, unchangeable factor for the relationship to the exit radius of the last turbine ring, which represents an internationally used standard for the size of the system. This shows that the values for
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change between the limits:
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where r ,, is the exit radius of the last turbine blades and r, the outer radius of the working chamber and is
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changes from 0.5 to 0.8. A change from 0.53 to 0.63 has been found to be very important for converters that are to be used for passenger cars.
The following calculation is started with the same formula as before:
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However, it is <I> u "- </I> r" # co, where co is the angular speed of the pump.
The last factor in brackets thus becomes r "# co <I> - </I> C, <I> = </I> (o # (r" <I> - </I> Ct "). In the between the last turbine stage and the pump, however, there is the relationship before r "# C, = rl, # C, 1,
. The formula can be changed with too
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If one compares this formula with the previous one, one finds that the factor u, # Ct., Has been transformed into co # r ,, - C ,,; "where it is assumed that co represents a constant factor.
An expression for HP was found in which rl, occurs alone and not, as before, in relation to the inlet radius of the pump. This makes it easier to justify referring rh to the outer radius r of the hydraulic circuit.
When the system is at a standstill, r ,, - C, 1, becomes negative, as already mentioned earlier, whereby the value of HP and thus of M i increases. This increase increases with increasing rl ,. At the switchover point, rl, # Ctl, is positive, which was also explained earlier, and reduces the value of Hl, and thus of M ", whereby the decrease becomes greater with increasing rl.
It follows that, if r ,, increases, and that the speed
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of the machine for a constant drive torque at standstill is lower than at the switchover point, namely so much lower than the ratio of torque absorption at standstill to torque absorption at switchover point. Factors other than those mentioned have proven to have so little influence compared to the change in rl that they are included for the curves within the limits determined by the formulas.
In connection with the above statements, it should also be pointed out that any change in the exit angle of the turbine blades, in particular in the angle of the last turbine stage, also influences the characteristics of the drive torque-absorbing properties of the converter.
If the exit angle of the blades of the last turbine stage is increased, the effect is to reduce the value of the torque absorption of the converter over the entire range from standstill to the switchover point and vice versa. However, the effect of changing the exit angle in the last stage turbine blades is at a relatively high value on the ratio
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less than for smaller values of this ratio.
With the blade arrangement according to the present invention, the designer has a further change range with respect to the exit angle of the last turbine blade stage available to meet certain conditions than was previously the case.
This angle is preferably chosen to be no smaller than approximately 20 as the lower limit, but in certain exceptional cases it can be taken up to 90 and above, the latter case creating an arrangement which can be viewed as a negative exit angle. Usually, however, the upper limit does not exceed an angle of about 55.
The type of improved results will now be considered which are overall achieved in a power plant that connects a converter according to the invention with an internal combustion engine which has a relatively large speed range and also has an output torque characteristic according to which the torque from a maximum value, the occurs approximately in the middle speed range, decreases to a significantly lower value not only at low speed, but also at the speed,
at which maximum performance is achieved.
In the foregoing discussions the various factors and effects in operating the converter with constant speed of the drive shaft have been set out, but the invention aims to provide a converter in an engine which is used for the practical operation of a vehicle and which uses very variable speeds of the drive shaft will.
In connection with the following description, which concerns the working relationships between a converter according to the invention and an internal combustion engine with variable speed and variable torque, it must be noted that, if all other conditions remain the same, the torque-absorbing characteristics of a converter of the considered is such that the torque absorption for any given ratio from the drive shaft changes.
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essentially with the square of the speed. To further illustrate the effect achieved, a diagram is shown in FIG. 1 f, which shows the characteristics of the power L in horsepower (PS), the torque D (in pounds - feet) and the specific fuel consumption ches B (in pounds per horsepower and hour) of a known eight-cylinder internal combustion engine with a displacement of 324 cubic inches (31 / .1 X 47 / s inches)
in commercial production depending on the speed re shows. As can be seen from the diagram, the maximum horsepower of 115 is achieved at 3200 revolutions per minute, while the maximum torque of 240 pound-feet is achieved at 1600 revolutions per minute, where the torque value is at 3200 revolutions per minute 185 pounds-feet drops and has the same value (185 pounds-feet) at about 500 revolutions per minute.
The machine type shown is useful for vehicle drive with a transmission in wel cher a direct machine drive is used alternately with stepless or converter drive. In such drives, there is always a so-called switchover point, which occurs at the speed where a greater Fahrzeuggeschwin speed with converter drive would prove less advantageous than a switch to direct drive with completely throttled operation of the machine.
This switchover point always occurs as soon as the speed ratio in the hydraulic drive falls below the value one
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decreases, and when switching to direct drive, the aforementioned ratio becomes one, so that after the switchover has taken place
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the engine speed is reduced on direct drive.
In the case of a machine that has a rising torque curve when the speed drops from the nominal speed, the appropriate switching point of the vehicle should be at a ratio that allows such a torque increase
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exzeugt in the converter; which corresponds to the increase in the machine torque, which occurs due to the decrease in machine speed caused by switching to direct drive.
In such a position of the switchover point of the vehicle, the power which is supplied by the output shaft of the converter drive shortly before the switchover corresponds approximately to the performance that is output shortly after the switchover from the direct drive.
In a machine with the above-mentioned properties, the use of a converter according to the invention with regard to a matching switchover point would, for example, require a construction in which the ratio of secondary torque to primary torque
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a value of approximately 1.26 at a speed ratio
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of about 0.68 and with a power available for this speed ratio of approximately 84 1 / o 'would have.
A two-stage converter with such a characteristic can be easily manufactured by employing the following known design principles.
Assume now that such a converter is connected to the above-mentioned machine, which is so built that it absorbs 115 hp at a speed ratio equal to 0.68, with that through the converter
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The power delivered to the driven or output shaft when the machine develops 115 hp even at 3200 revolutions per minute, is approximately 96 hp.
If you switch to direct drive from such a switchover point, the engine speed drops to 2200 revolutions per minute, provided that the vehicle speed remains constant, and the engine develops around 96 hp, since a direct drive also provides a Has a power factor of approximately 10011 / o, the power supplied to the output shaft is roughly the same as the power developed by the hydraulic drive immediately before the switchover.
By combining a machine of the type described, which has a steeply increasing torque characteristic at a speed falling from the nominal speed, with a corresponding torque converter according to the invention, which makes it possible to use such a machine effectively, one gains the advantage that the switchover point or
the switchover can be made in a condition of converter operation where the converter is still causing an increase in torque, instead of any at a greater ratio at which the converter has stopped
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To cause the secondary torque to take over the primary moment.
If, for example, a machine were used with a substantially flat torque curve in the upper part of the speed range, then when switching to direct drive, at best, only a small increase in the torque of the machine would be recorded in order to reduce the speed loss caused by switching to direct drive Compensate machine. In such a case, the appropriate switching point should therefore be the point in time when essentially no torque increase is generated in the converter drive.
The reason why it is advantageous to move the switching point to a point in time when the torque converter causes an increase in torque is that the operating range of the converter usually starts from a point at which there is a torque increase of around 1, 25 generated, up to a point where it no longer causes any increase, has a poor degree of efficiency compared with the Be rich, where a greater increase in torque is caused in the converter.
If you can move the switchover point to a point where a certain increase in torque is still generated in the converter, then you avoid the higher and less powerful range of the speed ratio in the converter.
Takes
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it is further assumed that the converter according to the invention is constructed so that the ratio
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is approximately equal to 6.4, which ratio ge according to the curves shown in FIGS. 1e and 1g indicates an arrangement of the trailing edges of the last turbine stage blades, which is first with reference to the outside diameter of the hydraulic circuit such that the ratio x approximately Possesses value 0.70, and the second
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with reference to the inlet edges of the pump blades,
that the ratio
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is about 1.25, then in such a case the ability of the converter to absorb an increasing torque must be such that this converter, when driven by the above-mentioned machine under standstill conditions, reduces the speed of this machine to about 1600 revolutions per minute, and of 3200 revolutions per minute, which is the completely reduced machine speed at the switchover point.
By means of a converter of this type it is easily possible to provide a torque increase of at least 3.5 at standstill.
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This increase in torque, along with an increase in engine torque from 185 pounds # feet at 3200 revolutions per minute to 240 pounds - </B> feet at 1600 revolutions per minute, gives a total torque multiplication of approximately 4.75, which is a represents a sufficiently high value for the transmission part of a common vehicle drive and in many cases, such as cars for passenger cars, more than may be necessary.
In addition to the advantages achieved in this way, other advantages can also be gained. If a converter is provided which brings the speed of the machine down to such a low speed as 1600 revolutions per minute at a standstill, then the undesired rapid acceleration of the machine from idle speed to nominal speed or almost nominal speed when starting a vehicle is avoided. Rapid acceleration of an engine to high speed is undesirable, firstly because of the inevitable noise and also because of the fact that such acceleration is uneconomical from the point of view of fuel consumption.
By keeping the engine speed low when starting and during the initial stage of vehicle acceleration, the machine is operated at the most economical part of the specific fuel consumption curve, as can be seen from Fig. 1f, and if the system is of the type described above, it can also be seen that, starting from the standstill state, where the machine is running at 1600 revolutions per minute, the first acceleration takes place with a further increase in the machine speed over a speed range in which the power developed by the machine increases relatively quickly even with a slight decrease in machine torque.
In the above discussion it was assumed that the transducer used has a blade that has a value of the ratio
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of 6.4 causes. This value can, as has already been stated, if desired easily be increased to a considerably higher value, in which case the machine speed at standstill can be brought down to an even lower value, for example to 1200 revolutions per minute.
If this is done, a somewhat weaker pulling force at standstill would be achieved, but on the other hand, the pulling force curve would not drop so quickly when the vehicle is initially moved from the standstill position, since the machine starts on the rising branch when the vehicle starts up their torque curve would work.
From the preceding description it can be seen that, regardless of the particular embodiment of the converter, provided that only the blade system is constructed in accordance with the invention and the converter is connected to a machine which has certain special power and torque properties, many essential Advantages for a traction drive can be achieved with a converter, which can be relatively simple in construction and has relatively very few blade stages.
The invention can be applied to many specific types of transducers, and in Fig. 2, a vane arrangement is shown, which is built into a transducer with rotating housing, instead of in one with a fixed housing and continuous direct drive shaft as in Fig. 1 The primary or drive part 24 is, as shown in Fig. 2, formed as a rotating housing which can be connected to a prime mover (not shown) and can be driven by the latter. This housing carries the pump or drive blades 28.
The turbine wheel 42 carries the two turbine blade rings 34, 36, while the reaction blades 46, as described earlier, are carried by the reaction disk 50. In addition to a rotating housing, the present embodiment also differs from the construction described above in that the first turbine blade ring 34 is arranged at the beginning of the radial inward flow part of the circuit, whereby longer pump blades are provided.
In Fig. 3 is a conventional diagram of the Mo ment characteristic of the converter described in comparison with already known converter types, depending on the drive-output speed ratio. In this diagram, the fully drawn conditions show
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Lines Mi and ni show the characteristics with regard to the absorption of the drive torque and the resulting drive speed characteristics of the converter in question,
while the broken lines Mi and n1 'represent the corresponding characteristics of a common prior embodiment of a corresponding converter.
In the description of the preceding embodiments, the special features of the invention were considered regardless of the fact whether the reaction blade 46 is prevented during the operation of the converter from rotating against the direction of rotation of the pump and turbine, or whether this overpressure blade in the device is installed in such a way that it rotates in the opposite or opposite direction when the converter is operated and practically becomes more of a movable than a stationary blade, and is also able to use a gear connection
to transmit a torque to the driven part and can therefore also be viewed as counter-rotating turbine blades.
The use of counter-rotating turbine blades is well known and, for the sake of simplicity, converters built according to this design are referred to below as double-rotation converters, as opposed to single-way rotary converters in which the overpressure or reaction blades are connected to the counter-rotation is prevented.
The present invention offers particular advantages when it is applied to double rotary converters for the reasons listed below, and FIGS. 4, 5 show an exemplary embodiment of a double rotary converter which is connected to a direct drive.
Referring to Figs. 4 and 5, the hydraulic circuit set is installed in an arrangement of the rotating housing type, in which the rotating housing 24, which is driven by the flywheel 12 of the machine via a spline 32, the pump blades 28 carries. The turbine shaft 44, which runs in the bearings 58 and 60, is provided with a wheel part 42 on which the two turbine blade rings 34 and 36 are attached.
Between these two blade rings, the overpressure blade ring 46 is arranged and attached to the wheel 50, which forms part of a reaction member with a hollow shaft part 48 on which a hollow shaft extension 64 is wedged.
Between the turbine or driven shaft 44 and the extension 64 of the reaction member, an overrunning clutch 110 is arranged so that if the reaction member tends to run in the same direction as the output shaft 44, this clutch engages and thereby the extension 64 engages it prevents the shaft 44 from overrunning, while this coupling allows a relative rotation of the parts in ent opposite directions easily.
The extension part 64 is also provided with a planetary gear 366, which engages with planetary gears 370, which in turn mesh with a gear 368 with internal teeth which is keyed to the output part 44.
The planet gears 370 are attached to a suitable planet carrier 376, between this carrier and the stationary housing 16 there is an overrunning clutch 378 which is arranged so that it engages in order to prevent the planet carrier from rotating in one of the directions of rotation of the pump and turbine parts to rotate ent opposite directions while allowing the planet carrier to rotate freely in the same direction as these parts.
A multi-plate friction clutch 250 is disposed between the rotating housing 24 and the reaction member. This coupling consists of a number of axially movable coupling plates that are wedged with the extension 122 of the rotating housing, and of a number of interposed plates which are wedged with a bell-shaped extension 252 of the reaction member 48.
The latter also carries an axially sta tionary support plate and an axially movable clutch actuation plate or a piston 258, which is housed in a matching annular recess of the extension 252 and can be moved to engage the clutch by hydraulic pressure, which is controlled by a control part 350 the chamber 264 can be applied or removed from the latter.
The control part 350 is actuated to effect the engagement and disengagement of the clutch by means of a rotatably mounted fork 354 (see Fig. 5), the movement of which is controlled by an arrangement of hydraulically operated servomotors 352 and 362, which pressurized fluid under regulation by an axially movable control member 396 is supplied or removed.
Pressurized fluid to operate said servomotors and also to maintain the desired constant hydraulic pressure in the converter circuit is supplied by a gear pump 380, which is driven by the extension 122 of the rotating housing by means of the gear 384 arranged in between, this wheel with the one on the extension 122 seated gear 386 and the gear 382 seated on the pump shaft is engaged.
The outer circumference of the extension 252 present on the reaction member provides a brake drum surface which can be grasped by a band brake 358 in order to hold the reaction part stationary against rotation. This brake is engaged by the band 360 and the operating lever 364 (Fig. 5) as the piston of the servo motor 362 moves upward and is disengaged again by the action of a spring which forms part of this device. A spring arrangement 410 is provided in order to prevent the same from grinding on the drum in the disengaged state of the brake band.
The mode of operation of the servomotor arrangement is such that when the member 396 is moved to point a, pressure fluid does not reach the coupling 250, whereby the latter is disengaged in order to separate the rotating housing from the reaction member. In this position of the control member 396, the brake band 360 is also released to allow the reaction member to rotate freely in any direction with respect to the brake.
Under these circumstances it can be seen according to FIGS. La and 1b that the overpressure blades rotate in the opposite direction with respect to the turbine blades 34 and 36, it should be noted that in the construction described the first stage (34) of the Tur bin blades are arranged in the inward flow side of the circle, instead of penschaufeln radially outside the Pum 28 as in the blade arrangement shown in FIG.
The described embodiment enables a double rotation operation of the converter, the torque from the reversely rotating overpressure blades (which practically also represent turbine blades in this mode of operation) through the reaction part 62 together with the gears 366, 370 and 368 on the driven part 44 are transferred. The type of torque developed is such that it tries to rotate the planetary gear carrier 376 in a direction opposite to the direction of rotation of the output part, but this is prevented by the locking action of the overrunning clutch 378.
If the control organ 396 is set to the point b, the resultant actuation of the servo motor arrangement has the consequence that the brake belt 358 grips the brake drum surface on the extension 252 of the reaction member and holds this member against rotation, while at the same time access of actuating fluid to clutch 250 is not yet permitted.
Under these conditions, the blades 46 become stationary positive pressure blades and the converter operates as a one-way rotary converter. As long as the reaction member is locked against rotation, the sun wheel 366 of the planetary gear remains stationary, while the gear 368, which is connected to the output part, continues to rotate in the forward direction.
Of course, this requires that the planetary carrier 376 also rotate in the forward direction, and this mode of operation is permitted by the overrunning action of the overrunning clutch 378 arranged between the carrier and the stationary housing.
If the control element 396 is set to position e, the servomotors release the brake 358 again and also actuate the part 354 in order to move the control element 350 to the left with reference to FIG. 4 and thereby pressurized fluid to the chamber 264 behind the clutch actuation plate 258 ge long so that the clutch 250 is engaged. This is used to mechanically connect the rotating housing directly to the reaction member, which in turn mechanically transmits the force to the output part via the overrunning clutch 110.
Since in this state the reaction parts and output parts move at the same speed in the forward direction, there is no relative movement between the gears of the planetary gear arrangement, which can rotate in the forward direction due to the overrunning action of the overrunning clutch 378 as a whole. Since the band brake 358 is released, the clutch assembly can also rotate freely.
As far as the torque converter is concerned, any desired type of clutch and actuation can be used with it, and for this reason the servomotor arrangement for clutch operation is not described in more detail than is necessary for understanding the function of the transmission arrangement, the latter being He clarification of the double rotation, one-way rotation and direct drive is shown.
With reference to the special hydraulic circuit shown in FIG. 4, it can be seen that the latter embodies the principles discussed with reference to FIGS. 1 and 2 and that the special design according to FIG. 2 can also be readily applied to FIG.
6 and 7 show another embodiment example of a double rotary converter. The construction type of this example is the same in every respect as that shown in Figure 4, with the exception of the arrangement of the gearbox for connecting the reaction member to the turbine member, and therefore need not be described in detail. According to Fig. 6, the extension 252 of the reaction member is provided with an axially extending annular flange provided with a gear ring 504 which is in engagement with pinions 500,
which sit on pins 502 which extend from the stationary housing 161 from. The pinions 500 mesh with a central gear 512, and between the latter and the driven part 44 lies the overrunning clutch 514.The latter is therefore provided to allow the gear 512 to rotate in the opposite direction with respect to the driven part 44, while it prevents the gear 512 from overrunning the output part 44 in the same direction of rotation.
In operation of this embodiment of the transmission, a release of the clutch 250 and the band brake 358 is effected in the setting a of the control element 596 in order to allow the overpressure blades to rotate in the opposite direction or in the opposite direction. The torque delivered by these blades is transmitted through the reaction part to the gear ring 504 and through the mediation of the pinion 500 the direction of rotation of the drive is reversed, so that the torque is exerted by the coupling 514 in the forward direction on the output part, thus causing a double rotation operation becomes.
In the setting b of the organ 596, the band brake 358 acts on the part 252 in order to lock the reaction part against rotation and to secure the one-way rotary operation of the converter. When the reaction part is blocked against rotation, the pinions 500 cannot rotate about their individual axes, and rotation of the wheel 512 is also prevented. This gear wheel can, however, remain stationary as long as the output part 44 rotates in the forward direction, specifically as a result of the freewheeling action of the clutch <I> 514. </I>
When the control element 596 is adjusted to position c, the band brake 358 is released again and allows pressure fluid to reach the clutch 250 in order to engage the latter. In this state, the reaction member, which is now mechanically connected to the rotating housing, transfers the force from the latter directly to the output shaft, through the intermediary of the overrunning clutch 110, which is arranged so that it engages whenever the reaction member engages the output part tries to overtake in the same direction.
In this drive state, the gear ring 504 on the reaction part rotates in the forward direction and, by means of the pinion 500, causes the wheel 502 to rotate in a direction opposite to the direction of rotation of the output part, which is made possible by the operation of the overrunning clutch 514.
As already mentioned, the invention proves to be particularly advantageous in its application to a converter with double rotation operation. The reason for this lies in the fact that, under the same conditions, it is easily possible to have a higher ratio for torque multiplication with a
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1) double rotary converter, as with a one-way rotary converter. Briefly stated, the reason for this is that with every torque converter the secondary torque M,
must always correspond to the sum of the primary moment Ml and the reaction moment R1, which is transmitted to the stationary housing or another stationary abutment. In the case of a one-way rotary converter, the excess pressure torque R1 transmitted to the stationary abutment corresponds to the torque R, which is exerted hydraulically on the excess pressure shoveling by the working fluid.
In the case of a double rotation converter, however, the torque R1 transmitted to the fixed abutment corresponds to the torque R plus the value of the torque R multiplied by the transmission ratio (which is to be denoted by k).
Therefore, under the same conditions, the value of M is greater at a standstill, for example, with a double rotary converter than with a single-use rotary converter. As an example of the difference in the starting torque ratio, which can be achieved with the two types of, it may be pointed out that with a three-stage torque converter with one-way rotation, the performance level of which and other operation are satisfactory, the maximum torque ratio usually achieved at standstill the order of magnitude of 5:
1 or 6: 1. With a double rotary converter, an extraordinarily high torque ratio at standstill can theoretically be achieved if other desired properties are dispensed with, but with constructions that have satisfactory level of performance and operating behavior, torque ratios can easily be achieved with a two-stage converter at standstill that are as high as 12: 1.
In view of the high torque ratio that can be achieved with a double rotary converter at standstill, the particular advantage of such a converter is that in the case of a high torque ratio built into the converter and a high value of
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that by a relatively high ratio of
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or.
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is also built into the converter, the latter property can be used to bring the speed of the machine down to a comparatively very low value at standstill, which in extreme cases even approximately reaches a speed of the order of magnitude of ordinary idle speed. For example, assume that the normal rated speed of the machine is 3600 revolutions per minute and that the converter is with a ratio
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is built, which reduces the completely throttled speed of the machine at standstill to 1200 revolutions per minute.
This decrease in speed of the machine naturally reduces its output at standstill compared to its output at nominal speed, but as a result of the fact that the double rotary converter can easily provide a torque multiplication as high as 10-1 or 12: 1 or even higher, so it is possible to still achieve the required tractive force at standstill even when the machine is rotating at a relatively very low speed.
With the arrangement described, a single more or less normalized converter can be connected to machines of very different characte ristics in order to deliver the desired train torque results, since the converter simply by changing the gear ratio between the double rotating parts and also the ratio
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or.
adjusts appropriately, torque-absorbing characteristics
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and torque levels can be given which bring down any machine used under standstill conditions at the output end to any particularly desired speed for best fuel economy and other operating characteristics, while at the same time ensuring a satisfactory pulling torque for the vehicle.
As mentioned above, the arrangements shown in FIGS. 4 and 6 differ essentially in the gear present between the reaction element and the output part. In the embodiment according to FIG. 4, the overpressure blades 46 are connected to the sun gear 366 (of the planetary gear), which corresponds approximately to half the diameter of the gear ring 368, which is connected to the driven or turbine part 44.
The transmission ratio k of the transmission is thus 2.0, so that the value of the reaction torque and consequently of the secondary torque M, is greater than if the blades 46 were not connected in such a way that they deliver a multiple torque. In the embodiment shown in Fig. 6, for example, the overpressure blades 46 are connected to the gear ring 504, which has approximately twice the diameter of the central wheel 512, which is in communication with the turbine part.
In this case, the transmission ratio is 0.5 and, although the value of the torque actually exerted hydraulically on the blades 46 in this exemplary embodiment is reduced before it is transmitted to the reaction elements and output, the total torque multiplication is always greater than for a one-way rotation - converter.
In the gear arrangement shown in FIG. 4, under otherwise identical conditions, the torque multiplication when starting is greater than in the arrangement shown in FIG.
On the other hand, factors other than the torque ratio also play a role in changing the transmission ratio. In the construction shown in Fig. 4, the transmission ratio has the consequence that the overpressure blades 46 rotate in the counterclockwise direction twice as fast as the turbine blades 34, 36 umlau in the clockwise direction, and the efficiency increases in this case from standstill with an increase the value reacts moderately quickly.
Likewise, the
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The efficiency of the converter in double rotation operation peaks and then falls relatively quickly to a fairly low value of
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thus reaches the desired switching point from the double rotary drive to the one-way rotary drive at a comparatively low value from what is usually a comparatively low one
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vehicle speed.
In the transmission shown in Fig. 6, the overpressure blades rotate counterclockwise only at half the speed of the turbine blades 34 and 36 during double rotation operation. In this case, the efficiency of the converter increases more slowly with the increase in the value from standstill, and the maximum efficiency
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becomes in double rotation operation at a higher value of
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reached,
so that the appropriate switchover point to one-way rotation operation under otherwise identical conditions at a higher value of and at a higher vehicle speed
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occurs than in the embodiment shown in FIG.
It can thus be seen that the choice of the particular transmission ratio to be used is determined by taking into account the desired maximum drive torque ratio and the course of the efficiency curve in the form of a change in the value of.
In Fig. 8 is in more or
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The course of various curves, which are achieved with double rotary converters as shown in FIGS. 4 and 6, is shown less conventionally.
The secondary torque is indicated in this graph by the curve M2, the efficiency i) with double rotation by a, the efficiency with one-way rotation by b, the efficiency with direct drive by c and the primary speed by n1. If, for comparison purposes, the curves shown in FIG. 8 are assumed to be representative of the mode of operation achieved with a converter of the type shown in FIG.
Then the consequence of changing the gearbox to one as shown in FIG. 6 would be that the value of M2 decreases at standstill and the peak of curve a, as shown in FIG. 8, shifts to the right to at this curve to allow the point of maximum efficiency to occur at a higher value of.
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To explain the invention, embodiments of converters both of the one-way rotation and double rotation types are provided and also show special forms of double-rotation converters with rotating housings and also with means for switching to one-way rotary drive and direct drive However, the invention should not be limited to such special design features, since it is clear that a hydraulic arrangement with a stationary Ge housing and with a direct drive with a continuous shaft, as shown in Fig. 1,
can easily be combined with a transmission according to FIGS. 4 and 6 in order to provide double or one-way rotary operation. Furthermore, if desired, the one-way rotary operation or the direct drive or both can of course be omitted.
Although two-stage converters of the type shown are preferable because of the simplicity and minimal cost and also meet the requirements for train drives in most cases, the invention can also easily be applied to converters which have a larger number of stages for the Turbine and overpressure scoops are provided.
From the foregoing it can be seen that the invention is suitable for use in many specific mechanical embodiments of various types and that, if desired, certain features can be used to the exclusion of others. Accordingly, the invention is to be viewed as in no way restricted to the exemplary embodiments shown and, in its scope of protection, is to encompass all of the constructions listed in the following claims.