DE10018294A1

DE10018294A1 - Hydrodynamischer Drehmomentwandler

Info

Publication number: DE10018294A1
Application number: DE2000118294
Authority: DE
Inventors: Dieter Neumann
Original assignee: ZF Friedrichshafen AG
Current assignee: ZF Friedrichshafen AG
Priority date: 2000-04-13
Filing date: 2000-04-13
Publication date: 2001-10-25

Abstract

Der hydrodynamische Wandler für ein Automatgetriebe eines Kraftfahrzeuges weist ein Wandlergehäuse (1), ein Pumpenrad (2), ein Leitrad (5), ein Turbinenrad (3) und eine Wandlerüberbrückungskupplung auf, wobei das Turbinenrad (3) mit gerichteten Öffnungen (7) in Form von Düsen oder Schlitzen versehen ist, die in Richtung der Schubströmung (f3) angeordnet sind.

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft einen hydrodynami schen Drehmomentwandler für die Automatgetriebe von Kraft fahrzeugen und einem Wandlergehäuse mit einem Pumpenrad, mit einem Leitrad, mit einem Turbinenrad und mit einer Wandlerüberbrückungskupplung.

Hydrodynamische Drehmomentwandler sind seit der Ein führung automatischer Getriebe das Bindeglied zwischen ei ner Antriebsmaschine und dem eigentlichen Getriebe. Ein Wandler ermöglicht zum einen durch den Schlupf ein komfor tables ruckfreies Anfahren und dämpft gleichzeitig Drehun gleichförmigkeiten des Verbrennungsmotors. Zum anderen stellt die prinzipbedingte Momentüberhöhung ein großes An fahrmoment zur Verfügung.

Üblicherweise besteht ein Wandler aus einem Wandlerge häuse, einem Pumpenrad, einem Leitrad und einem Turbinen rad. Durch Übertragung des Drehmomentes vom Pumpenrad über das Leitrad auf das Turbinenrad entsteht zwischen Pumpenrad und Turbinenrad ein Schlupf und damit ein Wirkungsgradver lust. Um den Wirkungsgrad zu erhöhen, wird oftmals eine Wandlerüberbrückungskupplung verwendet, die den Wandler bei bestimmten Drehzahlen überbrückt.

Durch die Wandlerüberbrückungskupplung entsteht der Nachteil, dass die Schwingungsdämpfung verloren geht, die durch die Differenzdrehzahl zwischen Turbinenrad und Pum penrad entsteht. Um dies auszugleichen, ist ein zusätzli cher Dämpfer anzubringen oder die Kupplung selbst als Dämpfer auszubilden oder die Kupplung mit Dauerschlupf zu be treiben.

Es wurde ferner festgestellt, dass im Schubbetrieb (d. h. < 1) zwischen der Wandlerturbine und dem Kolben der Wandlerüberbrückungskupplung eine Zone verminderten Drucks entsteht. Ursache dafür ist die am Außenspalt zwi schen Turbinenrad und Pumpenrad stattfindende Saugwirkung der Strömung im Wandlerkreislauf. Infolge der Druckverhält nisse wird dann der Kolben der Wandlerüberbrückungskupplung in Richtung Turbinenrad gezogen, so dass ein komfortables Anlegen des Kolbens der Wandlerüberbrückungskupplung nicht mehr gewährleistet ist.

Von der Anmelderin wurden bereits hydrodynamische Drehmomentwandler für Automatgetriebe von Kraftfahrzeugen gefertigt, in welcher Bohrungen in der Turbinenschale vor gesehen wurden, um für einen Druckausgleich zu sorgen. Die se Bohrungen müssen jedoch einen Mindestdurchmesser aufwei sen, damit ihre Wirkung ausreichend ist. Es wurde ferner festgestellt, dass auch im Zugbetrieb, bei dem die Strömung im hydrodynamischen Kreislauf entgegengesetzt verläuft ein Teil des Öls aus der Turbine entweicht, da der statische Druck p_Turbine größer ist als der Druck p_WZ (Druck im Zwischenraum, zwischen dem Kolben der Wandlerüberbrückungs kupplung und der Turbine). Der hydrodynamische Wirkungsgrad des Wandlers verschlechtert sich daher um so mehr, je grö ßer die Bohrungen sind. Gleichzeitig wird der Druck im Zwi schenraum zwischen dem Kolben der Wandlerüberbrückungskupp lung und der Turbine erhöht.

Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, diese Nach teile zu vermeiden und ein komfortables Anlegen des Kolbens der Wandlerüberbrückungskupplung bei allen Betriebszustän den zu gewährleisten.

Ausgehend von einem hydrodynamischen Wandler der ein gangs näher genannten Art erfolgt die Lösung dieser Aufgabe mit den Merkmalen des Patentanspruchs.

Erfindungsgemäß ist also vorgesehen, dass die Bohrun gen in der Turbinenschale durch gerichtete Öffnungen in Form von Düsen, Schlitzen etc. ersetzt werden, wodurch die folgenden Vorteil erzielt werden:
Im Schubbetrieb wird ein so großer Teil des Öls aus der Turbine in den Zwischenraum zwischen dem Kolben der Wand lerüberbrückungskupplung und der Turbine geleitet, dass keine Druckabsenkung in diesem Zwischenraum stattfinden kann. Durch die äußere Umströmung der Turbine sinkt zwar das zwischen Pumpe und Turbine übertragene Moment, wobei dieses jedoch vernachlässig bar, da das Ziel der Erfindung erreicht wird, nämlich den geregelten Betrieb der Wand lerüberbrückungskupplung;
im Zugbetrieb sorgt die Richtwirkung der Öffnungen dafür, dass trotz höheren statischen Drucks in der Turbinenbe schaufelung verglichen mit dem Zwischenraum zwischen Kolben der Wandlerüberbrückungskupplung und Turbinenschale kein Öl aus der Turbine austritt; es findet eine zusätzliche Aufla dung in Richtung Turbine statt, so dass die durch die Strö mung aus dem Schlitz zwischen Pumpe und Turbine bewirkte Druckerhöhung im Zwischenraum zwischen der Kolben der Wand lerüberbrückungskupplung und der Turbine stark vermindert wird.

Durch die gerichtete Anordnung (d. h. Ausrichtung in Schubströmung) der Düsen bzw. Schlitze kann die den Druck zwischen dem Kolben der Wandlerüberbrückungskupplung und der Turbine beeinflussende Wirkung der Turbinen-Pumpen- Spaltströmung stark reduziert werden. Das Einregelverhalten der Wandlerüberbrückungskupplung im Schubbetrieb wird da durch wesentlich verbessert.

Im folgenden wird die Erfindung anhand der Zeichnung 3 näher erläutert, in der ein vorteilhaftes Ausführungsbei spiel dargestellt ist.

Es zeigen:

Fig. 1 einen Teilschnitt durch einen hydrodynami schen Wandler ohne Bohrungen;

Fig. 2 einen Teilschnitt durch einen bekannten hy drodynamischen Wandler mit Bohrungen;

Fig. 3 einen Teilschnitt durch einen hydrodynami schen Wandler mit den erfindungsgemäßen Dü sen bzw. Schlitzen;

Fig. 4a eine graphische Darstellung des Verhältnis ses zwischen fallendem Druck und steigendem Druck bei den bekannten Wandler und

Fig. 4b eine graphische Darstellung des Verhältnis ses zwischen fallendem Druck und steigendem Druck in einem erfindungsgemäß ausgestalte ten Wandler.

Hydrodynamische Drehmomentwandler mit Wandlerüberbrüc kungskupplung für die Automatgetriebe von Kraftfahrzeugen sind dem Fachmann bekannt, so dass in den Figuren nur die für das Verständnis der Erfindung wesentlichen Teile darge stellt und mit Bezugszeichen versehen sind, wobei gleiche Teile in den Figuren mit gleichen Bezugszeichen gekenn zeichnet sind.

Bei dem in Fig. 1 dargestellten Teilschnitt durch einen bekannten hydrodynamischen Drehmomentwandler ist mit 1 das Wandlergehäuse, mit 2 das Pumpenrad, mit 3 das Turbinenrad, mit 4 der Kolben der Wandlerüberbrückungskupplung und mit 5 das Leitrad bezeichnet. Mit dem Pfeil f1 ist (in ausgezoge ner Linie) die Saugströmung und mit dem Pfeil f2 ist (eben falls in ausgezogener Linie) die Strömungsrichtung bei Schubbetrieb des Wandlers bezeichnet. Bei diesem Schubbe trieb entsteht nun zwischen dem Turbinenrad 3 und dem Kol ben 4 der Wandler-überbrückungskupplung eine Zone vermin derten Drucks p-. Ursache dafür ist die am Außenspalt zwi schen dem Turbinenrad und der Pumpe stattfindende Saugwir kung der Strömung f1, f2 im Wandlerkreislauf. Infolge der Druckverhältnisse wird dabei der Kolben 4 der Wandlerüber brückungskupplung in Richtung Turbinenrad 3 gezogen, so dass ein komfortables Anlegen des Kolbens 4 nicht mehr ge währleistet ist.

Bei dem in Fig. 2 dargestellten Teilschnitt durch ei nen bekannten hydrodynamischen Wandler erkennt man Bohrun gen 6, die in dem Turbinenrad 3 angeordnet sind und die für einen Druckausgleich sorgen. Obwohl diese Bohrungen 6 be reits zu einer gewissen Verbesserung der Druckverhältnisse geführt haben, wurde festgestellt, dass ihre Wirkung im Schubbetrieb des Wandlers (Strömungsrichtung gemäß den in ausgezogener Linie dargestellten Pfeilen f1, f2 und f3) nur bei sehr großen Bohrungsdurchmessern ausreichend ist. Nach teilig ist jedoch, daß im Zugbetrieb, bei dem die Strömung im hydrodynamischen Kreislauf entgegengesetzt verläuft (ge strichelt dargestellte Pfeile F1, F2 und F3), ein Teil des Öls aus der Turbine entweicht (Pfeil F3), da der statische Druck der Turbine größer ist als der Druck im Zwischenraum zwischen dem Kolben der Wandlerüberbrückungskupplung und der Turbine (p_Turbine < p_WZ). Der hydrodynamische Wir kungsgrad eines derartigen Wandlers verschlechtert sich dabei um so mehr, je größer der Durchmesser der Bohrungen 6 ist. Gleichzeitig wird der Druck im Zwischenraum zwischen dem Kolben 4 der Wandlerüberbrückungskupplung und dem Tur binenrad 3 erhöht (p+),

Fig. 3 zeigt einen Teilschnitt durch einen erfindungs gemäß ausgestatteten hydrodynamischen Wandler, bei dem im Turbinenrad 3 anstelle der bisherigen ungerichteten Bohrun gen gerichtete Öffnungen in Form von Düsen, Schlitzen oder dergleichen vorgesehen sind, wobei die Ausrichtung derart erfolgt, dass bei Schubbetrieb ein derart großer Teil des Öls aus der Turbine in den Zwischenraum zwischen dem Kolben der Wandlerüberbrückungskupplung und des Turbinenrades ge leitet wird, dass keine Druckabsenkung in diesem Zwischen raum mehr stattfinden kann. Durch die äußere Umströmung des Turbinenrades 3 sinkt zwar das zwischen der Pumpe und der Turbine übertragene Moment; dies ist jedoch nebensächlich, da erfindungsgemäß angestrebt wird, den geregelten Betrieb der Wandlerüberbrückungskupplung zu ermöglichen und dieses Ziel durch die vorgeschlagene Lösung erreicht wird.

Die Richtwirkung der erfindungsgemäß vorgesehenen Dü sen bzw. Schlitze 7 sorgt im Zugbetrieb dafür, dass trotz eines höheren statischen Drucks in der Beschaufelung des Turbinenrades verglichen mit dem Zwischenraum zwischen dem Kolben der Wandlerüberbrückungskupplung und der Turbinen schale kein Öl aus der Turbine austritt, sondern ein zu sätzliche Aufladung in Richtung Turbine stattfindet. Die durch die Strömung F2 aus dem Schlitz zwischen Pumpe und Turbine bewirkte Druckerhöhung im Zwischenraum zwischen Kolben 4 und Turbinenrad 3 wird dadurch stark vermindert; mit F1, F2, F3, F4 sind (in gestrichelten Linien) die Strö mungen in Zugrichtung und mit f1, f2 und f3 sind (in ausge zogenen Linien) die Strömungen in Schubrichtung angedeutet.

Durch diese gerichtete Anordnung der Düsen bzw. Schlitze 7 in Richtung der Schubströmung f3 kann die den Druck zwischen dem Kolben 4 und der Turbine 3 beeinflussen de Wirkung der Turbinen-Pumpen-Spaltströmung stark redu ziert werden. Das Einregelverhalten der Wandlerüberbrüc kungskupplung im Schubbetrieb wird dadurch wesentlich ver bessert, wie aus der graphischen Darstellung gemäß Fig. 4b hervorgeht, in der mit 8 der fallende Druck und mit 9 der steigende Druck im Diagramm dargestellt sind (wobei auf der Abszisse der Soll-Druck abgetragen ist und an der Ordinate der sich im Zwischenraum zwischen Kolben und Turbine ein stellende Ist-Druck verglichen mit der Darstellung in Fig. 4a gemäß dem in Fig. 2 dargestellten hydrodynamischen Wandler nach dem Stand der Technik mit schlechterem Einre gelverhalten im Schubbetrieb).

Bezugszeichen

1

Wandlergehäuse

2

Pumpenrad

3

Turbinenrad

4

Kolben der Wandlerüberbrückungskupplung

5

Leitrad

6

Bohrung

7

Schlitz bzw. Düse

8

Kurve des fallenden Drucks

9

Kurve des steigenden Drucks
f1, f2, f3 Strömung im Schubbetrieb
F1, F2, F3, F4 Strömung im Zugbetrieb

Claims

Hydrodynamischer Drehmomentwandler für die Automatge triebe von Kraftfahrzeugen, mit einem Wandlergehäuse (1), mit einem Pumpenrad (2), mit einem Leitrad (5), mit einem Turbinenrad (3) und mit einer Wandlerüberbrückungskupplung, wobei das Turbinenrad (3) mit Öffnungen (7) für einen Druckausgleich zwischen dem Turbineninnenraum des Drehmo mentwandlers und einem Druckraum eines Kolbens (4) der Wandlerüberbrückungskupplung versehen sind, dadurch ge kennzeichnet, dass die Öffnungen (7) im Tur binenrad (3) als Düsen bzw. Schlitze ausgebildet sind, die in Richtung der Schubströmung (f3) innerhalb des Drehmo mentwandlers ausgerichtet sind.