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Die
Erfindung betrifft einen Antriebsstrang mit einem Turboverbundsystem
gemäß dem einteiligen
Patentanspruch 1. Ferner betrifft die Erfindung gemäß Patentanspruch
5 ein Verfahren zum Betrieb eines solchen Antriebsstranges.
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Aus
der
DE 103 60 155
A1 ist bereits ein Antriebsstrang mit einem Turboverbundsystem
bekannt, wobei dieses auch mit dem englischen Begriff Turbocompound
bezeichnet werden kann. Dieses Turboverbundsystem umfasst einen
Verbrennungsmotor, eine Kurbelwelle, die vom Verbrennungsmotor angetrieben
wird, und eine Abgasnutzturbine, die im Abgasstrom des Verbrennungsmotors
zum Umwandeln von Abgasenergie in Drehenergie angeordnet ist. Die
Abgasnutzturbine steht in Triebverbindung mit einer Kurbelwelle,
wobei in diese Triebverbindung eine Baueinheit zwischengefügt ist.
Diese Baueinheit weist zum einen eine erste Zahnradstufe zur Übersetzung
ins Langsame und zum anderen eine hydrodynamische Kupplung zur Torsionsschwingungsdämpfung auf.
Die hydrodynamische Kupplung weist ein beschaufeltes Pumpenrad auf,
das mit der Abgasnutzturbine in Triebverbindung steht. Ferner weist die
hydrodynamische Kupplung ein beschaufeltes Turbinenrad auf, das über eine
zweite Zahnradstufe zur Übersetzung
ins Langsame in Triebverbindung mit der Kurbelwelle steht. Das Pumpenrad
ist mittels einer Lamellenkupplung gegen ein Gehäuse kuppelbar, so dass die
hydrodynamische Kupplung auch als Retarder betrieben werden kann.
Demzufolge ist die Kurbelwelle in einem Bremsbetrieb mit dieser
Funktion als hydrodynamischer Retarder gegen das Gehäuse abbremsbar.
Ein solcher Retarder entlastet die Betriebsbremse des Nutzfahrzeuges.
Um die Lamellenkupplung trotz der hohen Bremslasten klein auszuführen bzw.
nicht zu überlasten,
ist die hydrodynamische Kupplung auf einen vorgegebenen Füllgrad entleerbar.
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In
der WO 91/10076 ist bereits eine Fluidzufuhr mit Kühlungsfunktion
für eine
hydrodynamische Kupplung eines Antriebsstranges mit Turboverbundsystem
beschrieben.
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Aufgabe
der Erfindung ist es, ein Turboverbundsystem mit einem besonders
hohen Wirkungsgrad zu schaffen.
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Diese
Aufgabe wird erfindungsgemäß mit den
Merkmalen von Patentanspruch 1 gelöst.
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Erfindungsgemäß ist eine
Füllstandsvariation
in der hydrodynamischen Kupplung möglich. Durch diese Füllstandvariation
ist die Drehmoment- und Drehzahlübertragung
zwischen der Abgasnutzturbine und der Kurbelwelle steuerbar und
auch regelbar. Insbesondere kann die Leistungsübertragung verbrennungsmotorlastabhängig durchgeführt werden.
So weist die volle Leistungsübertragung
nur im Volllastbereich des Verbrennungsmotors einen besonders hohen
Wirkungsgrad auf. Im Teillastbereich des Verbrennungsmotors würde das
Turboverbundsystem gegenüber
einem Antriebsstrang ohne Turboverbundsystem einen schlechteren
Wirkungsgrad aufweisen, was einen höheren Kraftstoffverbrauch zur
Folge hätte,
da ein Leistungsfluss von der Kurbelwelle zur Turbine stattfindet.
Mittels des erfindungsgemäßen Turboverbundsystems
ist es in diesem Teillastbereich möglich, den Füllstand
in der hydrodynamischen Kupplung auf ein Restniveau zu reduzieren
und damit den umgekehrten Leistungsfluss zu unterbrechen. Damit
erhöht
sich der Wirkungsgrad des Verbrennungsmotors.
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Bei
einer völligen
Entleerung der hydrodynamischen Kupplung würde jedoch die nötige Kühlung des
Lagers und der hydrodynamischen Kupplung nicht mehr gewährleistet
sein. Ferner würde
eine zu starke Teilentleerung oder sogar eine gänzliche Entleerung der hydrodynamischen
Kupplung dazu führen,
dass die Abgasnutzturbine lastlos bzw. ausgekuppelt läuft. Die
Beschleunigung der Abgasnutzturbine durch die thermische Energie
des Abgases würde
zu einer hohen Drehzahl und Belastung führen. Diese hohe Belastung
wird erfindungsgemäß dadurch
verhindert, dass ein Restvolumen Fluid zwischen der Gehäuseschale
und dem Turbinenrad belassen wird, so dass über das Fluid ein Mitnahmemoment überträgt. Damit
wird die Abgasnutzturbine gegenüber
der Kurbelwelle abgebremst. Es tritt dabei ein Schlupf – d.h. eine
Drehzahldifferenz – zwischen der
Gehäuseschale
und dem Turbinenrad auf. Dabei ist in vorteilhafter Weise ein ausreichender
Schlupf zwischen Pumpenschaufeln und Turbinenrad bei ausreichender
Sicherheit der Abgasnutzturbine gewährleistet. In einer besonders
vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann dabei eine Optimierung zwischen
den beiden Größen
- – ausreichender
Schlupf zur Wirkungsgradverbesserung und
- – ausreichende
Drehmomentübertragung
zum Abgasnutzturbinenschutz
durchgeführt werden. Das optimale Restvolumen hängt damit
von vielen Faktoren ab. Beispielhaft seien hier nur die Schaufelgeometrie,
die Kupplungsabmessungen, die Übersetzungsverhältnisse
der Übersetzungsstufen,
die Drehzahlfestigkeit und die strömungstechnischen Auslegungen
der Abgasnutzturbine genannt.
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Um
das Fluid bis auf das Restvolumen abzuführen, sind dabei erfindungsgemäß Öffnungen
in der Gehäuseschale
vorgesehen, die nicht an der radial äußersten Stelle der Gehäuseschale
angeordnet sind. Je weiter radial innen die Öffnungen angeordnet sind, desto
größer ist
das Restvolumen und damit das Mitnahmemoment. Je weiter radial außen die Öffnungen
angeordnet sind, desto kleiner ist das Restvolumen und damit das
Mitnahmemoment. Je nach Auslegung kann ein Fluidfilm zwischen der
Gehäuseschale
und dem Turbinenrad ausreichend sein, um genügend Mitnahmemoment zum Abgasnutzturbinenschutz
aufzubringen.
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Dabei
kann im radial äußeren Sammelbereich
des Fluids zwischen der Gehäuseschale
und dem Turbinenrad zusätzlich
eine Mitnahmeeinrichtung vorgesehen sein, die das Mitnahmemoment zwischen
der Gehäuseschale
und dem Turbinenrad erhöht.
Diese Einrichtung kann beispielsweise ähnlich einer Labyrinthdichtung
ausgeführt
sein, in deren Spalten sich das Fluid zur Mitnahmemomenterhöhnung sammelt.
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In
einer besonders vorteilhaften Ausgestaltung sind zusätzliche Öffnungen
in dem Turbinenrad vorgesehen. Diese Öffnungen können radial relativ weit innerhalb
der Außenkante
der Turbinenradschaufeln liegen, so dass in der Arbeitskammer stets ein
relativ großes
Restvolumen verbleibt. Dieses große Restvolumen kann in vorteilhafter
Weise mehr Wärme
aufnehmen, als eine geringe Fluidmenge. Solche Wärme entsteht im Betrieb der
hydrodynamischen Kupplung insbesondere dann, wenn Schlupf auftritt.
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Um
diese Wärme
von der hydrodynamischen Kupplung abzuführen und damit auch die Lebensdauer
des Fluids zu erhöhen,
kann in besonders vorteilhafter weise vorgesehen sein, das Restvolumen
gemäß dem Verfahrensanspruch
5 auszutauschen. Insbesondere kann ein ständiger Austausch von Fluid
erfolgen. Dabei kann das durch die Öffnungen ausströmende heiße Fluid
durch kühleres
Fluid ersetzt werden, welches in einem Kanal durch oder entlang
einer Abtriebswelle in den Arbeitsraum geleitet wird. In einer besonders
vorteilhaften Ausgestaltung kann das Fluid ein Öl sein, welches durch die Wälzlager
des Pumpenrades und/oder der Gehäuseschale
hindurch in den Arbeitsraum geleitet wird, so dass diese Wälzlager
zugleich gekühlt
und geschmiert werden. Somit kann in einer besonders vorteilhaften
Ausgestaltung bei konstantem Abfluss der Zufluss variiert werden.
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Eine
Kühlung
des warmen Fluids kann über einen
separaten Ölkühler oder
den Kühlwasserkreislauf
des Antriebsmotors erfolgen. Die Kühlung über einen eigenen bzw. separaten Ölkühler ist
insbesondere dann von Vorteil, wenn das Turboverbundsystem als Add-on
für einen
Antriebsstrang ausgeführt ist,
der einerseits mit und andererseits ohne Turboverbundsystem ausgeliefert
wird.
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Das
Fluid kann insbesondere das Öl
des Motorölkreislaufes
sein, so dass dessen Ölkühlung genutzt
wird. Ebenso kann das Fluid ein spezielles Öl oder das Getriebeöl sein.
Sogar Wasser, welches an den Wasserkreislauf des Motors angeschlossen
ist, ist als Fluid möglich.
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Weitere
Vorteile der Erfindung gehen aus der Beschreibung und der Zeichnung
vor.
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Die
Erfindung ist nachfolgend anhand eines Ausführungsbeispiels erläutert.
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Es
zeigen
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1 ein
Turboverbundsystem mit einer hydrodynamischen Kupplung und
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2 die
hydrodynamische Kupplung aus 1 in einem
Detail.
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1 zeigt
ein Turboverbundsystem 1 eines Antriebsstranges, der unter
anderem einen als Dieselmotor ausgeführten Antriebsmotor, ein Getriebe und
eine angetriebene Achse umfasst. Der Antriebsstrang ist in 1 und 2 im
Zustand des Teillastbetriebs dargestellt.
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Von
einem Abgaskrümmer
wird der Abgasstrom auf einen nicht näher dargestellten Turbolader zur
Gemischaufladung und damit zur Verbesserung des Gesamtwirkungsgrades
des Antriebsstranges geleitet.
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Der
Abgaskrümmer
dieses Dieselmotors ist im weiteren Verlauf mit einer Abgasnutzturbine 3 verbunden.
Somit werden Abgase an Schaufelrädern 4 eines
Abgasnutzturbinenrades 5 der Abgasnutzturbine 3 vorbeigeführt.
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Infolge
des Abgasstromes dreht sich das Abgasnutzturbinenrad 5 mit
bis zu 60000 U/min, die über
zwei nachfolgende Übersetzungsstufen 6, 7 auf das
Drehzahlband einer Kurbelwelle des Dieselmotors reduziert werden,
dass im Durchschnitt bei lediglich ca. 2000 U/min liegt. Dazu ist
das Abgasnutzturbinenrad 5 über eine Abgasnutzturbinenwelle 9 drehfest
mit einem kleinen schrägverzahnten
ersten Zahnrad 10 verbunden, welches mit einem ebenfalls schrägverzahnten
großen
zweiten Zahnrad 11 kämmt.
Dieses große
zweite Zahnrad 11 ist im Betrieb des Antriebsstranges drehfest
mit einem Pumpenrad 13 einer hydrodynamischen Kupplung 14 verbunden,
so dass das Zahnrad 11 auf diese hydrodynamische Kupplung 14 abtreibt.
Dabei bildet diese hydrodynamische Kupplung 14 den Torsionsschwingungsdämpfer des
Turboverbundsystems 1.
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Das
kleine erste Zahnrad 10 bildet zusammen mit dem großen zweiten
Zahnrad 11 die erste Übersetzungsstufe 6.
In das Pumpenrad 13 sind einteilig Schaufeln 20 eingearbeitet.
Diese Schaufeln 20 weisen nach vorne auf Schaufeln eines
Turbinenrades 15. Das Turbinenrad 15 der hydrodynamischen Kupplung 14 ist
somit koaxial und drehbar vor dem Pumpenrad 13 angeordnet,
so dass es fluidisch von dem Pumpenrad 13 antreibbar ist.
Dabei sind das Pumpenrad 13 und das Turbinenrad 15 in
einer Gehäuseschale 30 angeordnet,
die gegenüber
dem Turbinenrad 15 drehbar und gegenüber dem Pumpenrad 13 drehfest
ist. Zum besagten fluidischen Antrieb ist in der hydrodynamischen
Kupplung 14 ein Öl
vorgesehen, welches im zeichnerisch nicht dargestellten Volllastbetrieb
- – als
Arbeitsmedium der hydrodynamischen Kupplung 14 das Drehmoment überträgt und
- – die
hydrodynamische Kupplung 14 kühlt und schmiert.
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Der
Raum, der dabei von dem Pumpenrad 13 und dem Turbinenrad 15 eingeschlossen
wird, wird als Arbeitskammer 38 bezeichnet. Das Pumpenrad 13 ist
mittels Wälzlagern 34 drehbar
auf einer Abtriebswelle 35 der hydrodynamischen Kupplung 14 angeordnet.
Diese Abtriebswelle 35 nimmt das Turbinenrad 15 mittels
einer Keilwellenverzahnung drehfest auf. Dabei weist die Abtriebswelle 35 eine
zentrale Schmiermittelbohrung 36 auf, welche in mehrere Querbohrungen 37 mündet. Diese
Querbohrungen 37 münden
in einen Spalt zwischen dem Pumpenrad 13 und dem Turbinenrad 15.
Somit ist die Arbeitskammer 38 der hydrodynamischen Kupplung 14 durch
die zentrale Schmiermittelbohrung 36 und die Querbohrungen 37 vollständig mit Öl auffüllbar.
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Das
Turbinenrad 15 treibt über
die Abtriebswelle 16 und die zweite Übersetzungsstufe 7 auf
die Kurbelwelle 8 ab. Diese zweite Übersetzungsstufe 7 übersetzt
ebenfalls ins Langsame und ist mittels einer Zahnradpaarung verwirklicht.
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In
dem Detail gemäß 2 ist
ersichtlich, dass die Gehäuseschale 30 mehrere
umfangsmäßig gleichmäßig verteilte Öffnungen 39 aufweist.
Diese Öffnungen 39 weisen
den selben radial Abstand zu einer Zentralachse 40 auf,
wie umfangsmäßig gleichmäßig verteilte Öffnungen 41 in
dem Turbinenrad 15. Durch diese Öffnungen 41, 39 kann
das Öl
in eine Gehäusekammer 42 fließen, in
welcher sich die hydrodynamische Kupplung 14 befindet.
Wird durch die zentrale Schmiermittelbohrung 36 weniger Öl in die Arbeitskammer 38 eingeleitet,
als infolge der Fliehkraft bei Rotation der hydrodynamischen Kupplung 14 entweicht,
so verringert sich das Ölvolumen
bis auf ein Restvolumen, so dass sich ein Restniveau 33 einstellt.
Dieses Restvolumen bewirkt, dass das Abgasnutzturbinenrad 5 nie
vollständig
frei laufen kann und somit auch nicht übermäßig hoch drehen kann. Die Öffnungen 41, 39 sind
radial zwischen der Außenkante 50 und
der Innenkante 51 des Turbinenrades 15 angeordnet,
so dass das Restvolumen auch in der Arbeitskammer 38 verbleibt.
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Wird
durch die zentrale Schmiermittelbohrung 36 Ölvolumen
nachgefüllt,
so bestimmt sich das Ölvolumen
in der Arbeitskammer 38 durch den Druck, welchen eine nicht
näher dargestellte Ölpumpe aufbringt.
Wird von dieser Ölpumpe
mit relativ großem
Druck ein großes Ölvolumen
in die Arbeitskammer 38 eingefüllt, so wird die Arbeitskammer 38 wieder
auf das volle Ölvolumen
aufgefüllt.
Wird hingegen mit einem relativ geringen Druck relativ wenig Öl in das
bis auf das Restniveau 33 abgesenkte Ölvolumen eingespeist, so wird
das Öl
in der Arbeitskammer 38 lediglich ausgetauscht und auf
dem Restniveau 33 gehalten. Im Betrieb der hydrodynamischen Kupplung
erhitzt sich das Öl
in der Arbeitskammer. Wird das Öl
auf das Restniveau 33 abgesenkt, so erhitzt sich diese
kleine Menge auch infolge des Schlupfes relativ schnell und stark.
Dieser starken Erwärmung
wird entgegengewirkt, indem das Öl
in der zuvor beschriebenen Weise kontinuierlich ausgetauscht wird.
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Dabei
wird das Ölvolumen
in der Arbeitskammer 38 dann auf das Restvolumen 33 abgesenkt, wenn
ein Motorsteuergerät
meldet, dass sich der Antriebsstrang im Teillastbereich befindet.
Dies kann beispielsweise durch einen entsprechenden Wert im Datenpaket
eines Datenbusses erfolgen. Dabei ist dem Turboverbundsystem 1 ein
eigenes Steuergerät zugeordnet,
welches auch als Controller bezeichnet werden kann. Dieses Steuergerät ist an
den Datenbus angeschlossen, an dem auch das Motorsteuergerät angeschlossen
ist. Dabei liest das Steuergerät aus
den Datenpaketen des Datenbusses die Motorlast aus. Liegt diese
Motorlast im Teillastbereich oder in einem definierten Drehzahlbereich,
so wird ein externes oder internes Stellventil bzw. Drosselventil
zur Ölversorgung
der Arbeitskammer 38 derart angesteuert, dass ein geringeres Ölvolumen
in die Arbeitskammer 38 gepumpt wird, so dass sich das Ölvolumen
in der Arbeitskammer 38 verringert. Dabei kann eine eng
gestufte oder sogar eine stufenlose Regelung durchgeführt werden.
So kann beispielsweise im Übergangsbereich
zwischen Teillast und Volllast das Volumen in der Arbeitskammer
auf ein Ölvolumen
eingeregelt werden, welches höher
ist, als das dem Restniveau 33 entsprechende Volumen.
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Das
durch die Öffnungen 41, 39 entwichene Öl fließt von der
Gehäusekammer 42 durch
eine nicht näher
dargestellt Abflussöffnung
in den Motorölkreislauf
zurück.
Dort wird das Öl über den
normalen Motorkühlkreislauf
gekühlt.
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In
einer alternativen Ausgestaltung der Erfindung sind keine Öffnungen 41 in
dem Turbinenrad 15 vorgesehen. In diesem Fall fließt das Öl direkt
durch den Spalt zwischen dem Turbinenrad 15 und dem Pumpenrad 13 radial
nach außen
in die Gehäuseschale 30.
Von dort fließt
das Öl
durch die Öffnungen 39 in
die Gehäusekammer 42.
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Dem
Turboverbundsystem muss kein eigenes Steuergerät zugeordnet sein. So kann
auch ein Steuerventil direkt vom Motorsteuergerät in Abhängigkeit von
- – der Drehzahl
- – der
Last
- – der
Temperatur
- – dem
Motoröldruck
angesteuert
werden.
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Anstelle
der zentralen Schmiermittelbohrung können in alternativen Ausgestaltungen
auch eine oder mehrere exzentrische Schmiermittelbohrungen vorgesehen
sein. Es kann auch eine Schmiernut vorgesehen sein, die außen in die
Abtriebswelle eingefräst
ist.
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Anstelle
eines Dieselmotors kann auch ein anderer Verbrennungsmotor – insbesondere
ein Ottomotor – vorgesehen
sein.
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Bei
den beschriebenen Ausführungsformen handelt
es sich nur um beispielhafte Ausgestaltungen. Eine Kombination der
beschriebenen Merkmale für
unterschiedliche Ausführungsformen ist
ebenfalls möglich.
Weitere, insbesondere nicht beschriebene Merkmale der zur Erfindung
gehörenden
Vorrichtungsteile, sind den in den Zeichnungen dargestellten Geometrien
der Vorrichtungsteile zu entnehmen.