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Die
vorliegende Erfindung betrifft ein Turbolader-Turbocompoundsystem,
das heißt einen Antriebsstrang, insbesondere Kraftfahrzeugantriebsstrang
mit einem Verbrennungsmotor, der mittels einem Turbolader aufgeladen
wird und auf dessen Abtriebswelle, insbesondere Kurbelwelle, zusätzliche Antriebsenergie
mechanisch übertragen werden kann, welche in einer Abgasnutzturbine,
die im Abgasstrom angeordnet ist, aus dem Abgas des Verbrennungsmotors
gewonnen wird.
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Es
sind sowohl Turbolader-Turbocompoundsysteme bekannt, bei welchen
im Abgasstrom des Verbrennungsmotors zunächst eine erste
Abgasnutzturbine angeordnet ist, die als Komponente des Turboladers
einen Luftverdichter antreibt, der dem Verbrennungsmotor zur Verbrennung
zugeführte Frischluft verdichtet, und stromabwärts
im Abgasstrom eine zweite Abgasnutzturbine vorgesehen ist, die in
einer Triebverbindung mit der Kurbelwelle des Verbrennungsmotors
steht, um im Abgas noch vorhandene Energie in mechanische Energie
umzuwandeln und der Kurbelwelle zuzuführen, siehe beispielsweise
DE 42 31 474 C1 .
Ferner sind Turbolader-Turbocompoundsysteme bekannt, bei welchen der
Turbolader und der Turbocompound eine gemeinsame Abgasnutzturbine
aufweisen, welche im Abgas des Verbrennungsmotors enthaltene Energie in
mechanische Energie umwandelt, die dann sowohl zum Antrieb des Luftverdichters
des Turboladers als auch zum Antrieb der Kurbelwelle des Verbrennungsmotors
genutzt wird, siehe beispielsweise
DE 44 29 855 C1 .
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Die
vorliegende Erfindung betrifft die zweite Art von Turbolader-Turbocompoundsystemen,
bei welchen ein und dieselbe Abgasnutzturbine dazu dient, wahlweise
oder gleichzeitig den Verdichter des Turboladers als auch die Abtriebswelle,
in der Regel Kurbelwelle, des Verbrennungsmotors anzutreiben. Selbstverständlich
ist es möglich, vor dieser gemeinsamen Abgasnutzturbine
oder hinter dieser im Abgasstrom weitere Abgasnutzturbinen anzuordnen, um
mittels diesen zusätzliche Aggregate oder auch den Verdichter
oder eine Verdichterstufe bei einem mehrstufigen Turboladersystem
oder die Abtriebswelle des Verbrennungsmotors anzutreiben.
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Gemäß der
Patentschrift
DE 44
29 855 C1 besteht zwischen der Kurbelwelle des Verbrennungsmotors
und der Turboladerwelle des Abgasturboladers eine mechanische Hochtriebsmöglichkeit,
das heißt, die Abgasturboladerwelle, welche sowohl das Laufrad
des Verdichters als auch das Turbinenrad der Abgasnutzturbine trägt,
kann über die Kurbelwelle mittels des Verbrennungsmotors
angetrieben werden. Ferner kann eine Überschussleistung
der Abgasturbine auf die Kurbelwelle übertragen werden.
In der Triebverbindung zwischen der Turboladerwelle und der Kurbelwelle
des Verbrennungsmotors ist eine regelbare hydrodynamische Kupplung
zur Drehmomentübertragung vorgesehen, wodurch ein bestimmtes
Drehzahlverhältnis zwischen der Turboladerwelle und der
Kurbelwelle einstellbar ist.
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Obwohl
somit bereits sehr ausgereifte Turbolader-Turbocompoundsysteme insbesondere
zum Antrieb eines Kraftfahrzeugs, beispielsweise eines LKWs oder
eines Schienenfahrzeugs, zur Verfügung stehen, gibt es
einen andauernden Bedarf an weiteren Verbesserungen, die sich auf
den Treibstoffverbrauch des Verbrennungsmotors günstig
auswirken. Zugleich ist es jedoch notwendig, dass Änderungen an
bestehenden Systemen die Zuverlässigkeit nicht beeinträchtigen
und der konstruktive Aufwand sowie die Herstellungs- und Wartungskosten
möglichst minimiert sind.
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Der
vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, die bekannten
Turbolader-Turbocompoundsysteme mit einer gemeinsamen Abgasnutzturbine
für den Turbolader und den Turbocompound derart weiterzuentwickeln,
dass der Treibstoffverbrauch des Verbrennungsmotors in den üblichen Lastkollektiven
weiter vermindert wird, bei gleichzeitiger Zuverlässigkeit
und günstigen Herstellungs- und Wartungskosten des Systems.
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Die
erfindungsgemäße Aufgabe wird durch ein Turbolader-Turbocompoundsystem
mit den Merkmalen von Anspruch 1 gelöst. In den abhängigen
Ansprüchen sind besonders vorteilhafte Ausführungsformen
der Erfindung angegeben.
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Die
vorliegende Erfindung beruht auf der Erkenntnis, dass in Betriebszuständen,
in welchen der Verdichter des Turboladers mechanisch von der Abtriebswelle
des Verbrennungsmotors angetrieben wird, demnach in der Regel in
Betriebszuständen, in denen nicht ausreichend Abgasenergie
zur Verfügung steht, die mittels der Abgasnutzturbine in
mechanische Energie umgewandelt werden könnte, ein anderes
Drehzahlverhältnis zwischen der Drehzahl des Verdichters
und der Drehzahl der Abtriebswelle des Verbrennungsmotors zu einem
Optimum führt als in einem Betriebszustand, in welchem überschüssige
Abgasenergie, umgewandelt durch die Abgasnutzturbine in mechanische
Energie, die nicht zum Antrieb des Verdichters sinnvoll genutzt
werden kann, auf die Abtriebswelle des Verbrennungsmotors übertragen
wird. Erfindungsgemäß sind daher in der Triebverbindung
zwischen der Abtriebswelle, insbesondere Kurbelwelle, des Verbrennungsmotors
und der Triebverbindung beziehungsweise dem Antriebsstrang zwischen
der Abgasnutzturbine und dem Verdichter zwei zueinander parallele
Leistungszweige vorgesehen, die zueinander unterschiedliche Übersetzungen
aufweisen oder in welchen zumindest wahlweise zueinander verschiedene Übersetzungen einstellbar
sind, um durch Umschalten des Antriebsleistungsflusses von dem einen
Leistungszweig auf den anderen Leistungszweig das Drehzahlverhältnis zwischen
der Triebverbindung zwischen der Abgasnutzturbine und dem Verdichter
und der Verbrennungsmotorabtriebswelle zu verändern.
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Vorliegend
wird die Triebverbindung zwischen der Abgasnutzturbine und dem Verdichter,
die beispielsweise allein durch eine Turboladerwelle, insbesondere
als starre einteilige Welle, hergestellt werden kann, als Turboladertriebverbindung
bezeichnet, und die Triebverbindung zwischen dieser Turboladertriebverbindung
und der Abtriebswelle des Verbrennungsmotors wird als Turbocompoundtriebverbindung
bezeichnet. Ferner ist der Begriff Übersetzung so weit
zu verstehen, dass er nicht nur eine Übersetzung einer
Drehzahl ins Schnelle, sondern auch eine Untersetzung einer Drehzahl
ins Langsame umfasst. Die beiden verschiedenen Übersetzungen
weisen jedoch ein endliches Drehzahlverhältnis auf, stellen also
keinen Freilauf dar. Selbstverständlich ist es möglich,
einen Freilauf wahlweise zuschaltbar vorzusehen, beispielsweise
dadurch, dass eine Trennkupplung in einem oder jedem der beiden
Leistungszweige geöffnet wird beziehungsweise eine hydrodynamische
Kupplung entleert wird.
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Durch
Schaffen einer drehzahlvariablen Verbindung zwischen der Turboladertriebverbindung und
der Verbrennungsmotorabtriebswelle mittels zweier paralleler Leistungszweige
lässt sich sowohl im Betriebsbereich des Leistungsüberschusses
an der Abgasnutzturbine ein Zurückleiten der überschüssigen
Leistung auf den Abtrieb des Verbrennungsmotors, beispielsweise
als Dieselmotor oder sonstige Kolbenmaschine ausgeführt,
realisieren, als auch im Bereich des Leistungsmangels am Verdichter
ein Hochdrehen des Verdichters mit mechanischer Leistung des Verbrennungsmotors
ermöglichen, wobei die Drehzahlverhältnisse zwischen
der Abgasnutzturbine und der Abtriebswelle des Verbrennungsmotors
beziehungsweise zwischen der Abtriebswelle des Verbrennungsmotors
und dem Verdichter optimal einstellbar oder voreingestellt sind.
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Durch
Vorsehen von zwei parallelen Leistungszweigen kann ein sehr rasches
Umschalten der Leistungsübertragung von einem Leistungszweig
auf den anderen Leistungszweig erfolgen. Gemäß einer besonderen
Ausführungsform ist auch eine gleichzeitige Leistungsübertragung über
beide parallele Leistungszweige möglich, wobei die Anteile
der durch jeweils einen Leistungszweig übertragenen Leistung besonders
vorteilhaft variabel eingestellt werden kann.
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Gemäß einer
vorteilhaften Ausführungsform ist in wenigstens einem Leistungszweig
eine schaltbare Kupplung, die insbesondere als Schlupfkupplung ausgeführt
ist, vorgesehen. Vorteilhaft weist jeder der beiden Leistungszweige
jeweils eine schaltbare Kupplung, insbesondere Schlupfkupplung auf.
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Eine
solche Schlupfkupplung ist gemäß einer Ausführungsform
eine hydrodynamische Kupplung, das heißt eine Kupplung
mit zwei beschaufelten Schaufelrädern – Pumpenrad
und Turbinenrad – die miteinander einen, insbesondere torusförmigen,
Arbeitsraum ausbilden, in welchem mittels einer Kreislaufströmung
eines Arbeitsmediums, beispielsweise Öl, Wasser oder ein
Gemisch, Drehmoment beziehungsweise Antriebsleistung vom Pumpenrad
auf das Turbinenrad oder bei angetriebenem Turbinenrad auch vom
Turbinenrad auf das Pumpenrad übertragen werden kann. Dem
Fachmann sind solche hydrodynamischen Kupplungen bekannt.
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Die
hydrodynamische Kupplung kann als Konstantfüllungskupplung
oder als regelbare Kupplung ausgeführt sein. Bei einer
Konstantfüllungskupplung ist der Füllungsgrad
im Arbeitsraum nicht wahlweise einstellbar, sondern ergibt sich
in Abhängigkeit der Drehzahl oder wird stets konstant gehalten.
Selbstverständlich ist es auch möglich, eine solche
Konstantfüllungskupplung ein- und ausschaltbar auszuführen,
indem der Arbeitsraum im eingeschalteten Zustand ungeregelt befüllt
und im ausgeschalteten Zustand entleert wird.
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Die
Leistungsübertragung einer regelbaren hydrodynamischen
Kupplung kann durch eine Füllungssteuerung verändert
werden, indem der Füllungsgrad des Arbeitsraumes gezielt
erhöht oder erniedrigt wird. Alternativ oder zusätzlich
kann auch wenigstens ein Drosselelement in die Arbeitsmediumkreislaufströmung
im Arbeitsraum wahlweise eingebracht werden, um durch stärkeres
oder weniger starkes Stören der Kreislaufströmung
die Leistungsübertragung mehr oder minder zu reduzieren.
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Gemäß einer
Ausführungsform sind die hydrodynamischen Kupplungen in
den beiden Leistungszweigen derart miteinander verbunden beziehungsweise
ist eine Steuerung des Befüllens und Entleerens der beiden
Arbeitsräume derart ausgeführt, dass durch wechselseitiges
Füllen und Entleeren beziehungsweise Teilfüllen
der Arbeitsräume der Kupplungen verschiedene Drehzahlverhältnisse
zwischen der Turboladertriebverbindung und der Abtriebswelle des
Verbrennungsmotors erreicht werden. Beispielsweise kann vorgesehen
sein, dass der Füllungsgrad des Arbeitsraumes der ersten
hydrodynamischen Kupplung automatisch mit abnehmendem Füllungsgrad
des Arbeitsraumes der zweiten hydrodynamischen Kupplung vergrößert
wird und automatisch mit zunehmendem Füllungsgrad des Arbeitsraumes
der zweiten hydrodynamischen Kupplung vermindert wird.
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Ein
weiterer Vorteil eine oder mehrere hydrodynamischer Kupplungen vorzusehen,
besteht darin, dass eine Drehschwingungsdämpfung zwischen
der Triebverbindung zwischen der Abgasnutzturbine und dem Verdichter,
wobei Letzterer in der Regel als Turbomaschine ausgeführt
ist, auf der einen Seite und der Verbrennungsmotorabtriebswelle
auf der anderen Seite erreicht wird.
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Vorteilhaft
weist jeder Leistungszweig neben einer schaltbaren Kupplung oder
Schlupfkupplung, insbesondere hydrodynamischen Kupplung, ein mechanisches
Getriebe auf, wobei die Übersetzung der beiden mechanischen
Getriebe in den verschiedenen Leistungszweigen abweichend zueinander
ausgeführt ist. Somit kann durch wechselseitiges Öffnen und
Schließen der beiden Kupplungen in den beiden Leistungszweigen
beziehungsweise durch wechselseitiges Vollfüllen oder Teilfüllen
der Arbeitsräume der beiden hydrodynamischen Kupplungen
in den beiden Leistungszweigen zwischen den verschiedenen Übersetzungsverhältnissen
in der Turbocompoundtriebverbindung hin und her geschaltet werden und
entsprechend der Antriebsleistungsfluss von der Turbine zur Verbrennungsmotorabtriebswelle
beziehungsweise von der Abtriebswelle zum Verdichter gelenkt werden.
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Neben
der beschriebenen gemeinsamen Anordnung der Abgasnutzturbine und
des Verdichters auf einer einzigen Welle können diese beiden
Strömungsmaschinen auch getrennt voneinander auf verschiedenen
Wellen und insbesondere mit zueinander verschiedener Drehzahl umlaufend
oder mit gleicher Drehzahl umlaufend vorgesehen sein. Beispielsweise
kann zwischen der Abgasnutzturbine und dem Verdichter ein Getriebe
vorgesehen sein, oder es ist jeweils ein Getriebe zwischen der Abgasnutzturbine
beziehungsweise dem Verdichter und einer gemeinsamen Welle oder
einem gemeinsamen Zahnrad vorgesehen. Andere Ausführungsformen sind
möglich. Die eine hydrodynamische Kupplung oder die mehreren
hydrodynamischen Kupplungen können auf der gemeinsamen
Welle der Abgasnutzturbine und des Verdichters oder auf einer anderen Welle,
die insbesondere mit einer anderen Drehzahl umläuft als
der Verdichter beziehungsweise die Abgasnutzturbine, vorgesehen
sein.
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Selbstverständlich
ist es auch möglich, die beschriebene gemeinsame Abgasnutzturbine
als Abgasnutzturbine einer Stufe eines mehrstufigen Turboladers
vorzusehen oder einen herkömmlichen Turbolader mit einer
eigenen Abgasnutzturbine und einem eigenen Verdichter zusätzlich
zu dem beschriebenen Turbolader-Turbocompoundsystem vorzusehen.
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Die
Erfindung soll nachfolgend anhand von zwei Ausführungsbeispielen
exemplarisch beschrieben werden.
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Es
zeigen:
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1 eine
erste Ausführungsform eines erfindungsgemäßen
Turbolader-Turbocompoundsystems, bei welcher in den beiden parallelen
Leistungszweigen mechanische Getriebe mit zueinander verschiedenen Übersetzungen
vorgesehen sind, und in Reihe zu jedem Getriebe jeweils eine hydrodynamische
Kupplung vorgesehen ist;
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2 eine
alternative Ausführungsform, bei welcher die verschiedenen Übersetzungen
unmittelbar durch verschiedene Ausführungsformen der hydrodynamischen
Kupplungen in den beiden Leistungszweigen hergestellt werden;
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3 eine
erste Ausführungsform eines erfindungsgemäßen
Turbolader-Turbocompoundsystems mit zwei hydrodynamischen Wandlern;
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4 eine
Ausführungsform gemäß der 3,
jedoch einer anderen Position der beiden hydrodynamischen Wandler.
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In
der 1 erkennt man einen Verbrennungsmotor 1,
in dessen Abgasstrom 2 eine Abgasnutzturbine 4 angeordnet
ist, die durch den Abgasstrom 2 in eine Drehbewegung versetzt
wird und somit, wie bekannt, Abgasenergie in Antriebsleistung umwandelt.
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Die
Antriebsleistung der Abgasnutzturbine 4 wird über
eine Turboladerwelle 17 auf einen Verdichter 5 übertragen,
wodurch der Verdichter 5 Frischluft (oder ein anderes Medium)
verdichtet, die dem Verbrennungsmotor 1 zur Verbrennung
zusammen mit einem Kraftstoff zugeführt wird.
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Der
Verbrennungsmotor 1 weist eine Abtriebswelle 3 auf,
die durch die Verbrennung, wie bekannt, angetrieben wird und welche
in einer Triebverbindung mit einem hier nicht dargestellten Getriebe steht, über
welches, bei einem Fahrzeug, Antriebsleistung auf die Antriebsräder
des Fahrzeugs übertragen wird. Bei anderen Ausführungsformen
ist es möglich, dass der Verbrennungsmotor ein anderes Aggregat
als ein Getriebe antreibt, beispielsweise bei einem dieselelektrischen
Antrieb einen Generator (beziehungsweise allgemein bei einer Kombination von
einer Verbrennungskraftmaschine und einem Generator) oder bei einem
Schiffsantrieb einen Propeller.
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Die
Abtriebswelle 3 des Verbrennungsmotors steht ferner über
einen mechanischen Räderzug und zwei hydrodynamische Kupplung
in einer Triebverbindung mit der Turboladerwelle 17. Diese
Triebverbindung wird vorliegend als Turbocompoundtriebverbindung 7 bezeichnet.
In dem gezeigten Ausführungsbeispiel wird die Turboladertriebverbindung 6 durch
die Turboladerwelle 17 hergestellt.
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Die
Turbocompoundtriebverbindung weist zwei zueinander parallele Leistungszweige 7.1 und 7.2 auf,
von denen jeder ein mechanisches Getriebe 18, 19,
vorliegend bestehend jeweils aus einem Zahnradpaar, und eine hydrodynamische
Kupplung 8 umfasst. Das mechanische Getriebe 18 in
dem ersten Leistungszweig 7.1 weist eine andere Übersetzung
auf als das zweite mechanische Getriebe 19 in dem zweiten
Leistungszweig 7.2. Daher können, müssen
jedoch nicht, die hydrodynamischen Kupplungen 8 hinsichtlich
ihres Übertragungsverhaltens identisch zueinander ausgeführt
sein.
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Das
Pumpenrad jeder hydrodynamischen Kupplung 8 steht in einer
mechanischen Triebverbindung mit dem jeweiligen mechanischen Getriebe 18, 19.
Die beiden Turbinenräder der beiden hydrodynamischen Kupplungen 8 stehen
in einer direkten mechanischen Triebverbindung mit der Turboladerwelle 17 beziehungsweise
werden von dieser getragen. Somit können die hydrodynamischen
Kupplungen 8 beziehungsweise deren Arbeitsräume
wechselseitig mit Arbeitsmedium befüllt werden, um entweder
eine Antriebsleistungsübertragung über den ersten
Leistungszweig 7.1 oder den zweiten Leistungszweig 7.2 herzustellen.
Dementsprechend werden verschiedene Drehzahlverhältnisse
zwischen der Turboladerwelle 17 und der Abtriebswelle 3 des
Verbrennungsmotors 1 eingestellt, wobei ein Drehzahlverhältnis auf
den Betriebszustand optimiert ist, in welchem der Verdichter 5 durch
die Abtriebswelle 3 angetrieben wird, und das andere Drehzahlverhältnis
darauf optimiert ist, dass die Abtriebswelle 3 mittels
der Abgasnutzturbine 4 angetrieben wird.
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In
der 2 sind Details dargestellt, die gemäß alternativen
Ausführungsformen einzeln oder gemeinsam vorgesehen sein
können. So erkennt man, dass die beiden parallelen Leistungszweige 7.1, 7.2 ausschließlich
durch die beiden Arbeitsräume 9 der beiden hydrodynamischen
Kupplungen 8 ausgebildet werden.
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Hierzu
weisen die beiden hydrodynamischen Kupplungen 8 ein gemeinsames
Schaufelrad 10 mit einer Back-to-back-Beschaufelung auf,
das jeweils einen Teil, vorliegend die Hälfte, von jedem
Arbeitsraum 9, ausbildet. Das gemeinsame Schaufelrad 10 steht
in einer mechanischen Triebverbindung mit der Abtriebswelle 3 des
Verbrennungsmotors 1, beispielsweise, wie dargestellt,
indem es eine Außenverzahnung trägt, die mit einem
Zahnrad auf der Abtriebswelle 3 kämmt. Selbstverständlich
können weitere Zahnräder oder Übersetzungen
in dieser Triebverbindung vorgesehen sein.
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Die
beiden hydrodynamischen Kupplungen 8 weisen jeweils ein
zweites Schaufelrad 11, 12 auf, welches der jeweiligen
Beschaufelung des gemeinsamen Schaufelrads 10 derart axial
gegenübersteht, dass zwei in Axialrichtung nebeneinander
angeordnete Arbeitsräume 9 gebildet werden. Selbstverständlich
wäre es auch möglich, die Arbeitsräume 9 in
einer anderen Beziehung zueinander vorzusehen.
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Die
beiden zweiten Schaufelräder 11, 12 stehen
in einer Triebverbindung mit der Turboladertriebverbindung 6 und
werden vorliegend durch die Turboladerwelle 17 getragen,
welche die Abgasnutzturbine 4 mechanisch mit dem Verdichter 5 verbindet.
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Die
beiden hydrodynamischen Kupplungen 8 weisen ein relativ
zueinander verschiedenes Übertragungsverhalten auf, was
beispielsweise durch verschiedene Durchmesser, verschiedene Schaufelzahlen,
verschiedene Anstellungswinkel der Schaufeln, verschiedene Arbeitsmedien,
verschiedene Beschaufelungsgeometrien und dergleichen erreicht werden
kann. Hierdurch wird erreicht, dass der Schlupf der beiden hydrodynamischen
Kupplungen 8 beziehungsweise das von diesen eingestellte
Drehzahlverhältnis zwischen dem gemeinsamen Schaufelrad 10 und
den beiden zweiten Schaufelrädern 11, 12 abweichend
zueinander ist und somit verschiedene Drehzahlverhältnisse
zwischen der Abtriebswelle 3 und der Turboladertriebverbindung 6,
vorliegend der Turboladerwelle 17 eingestellt werden, je
nachdem, welcher der beiden Arbeitsräume 9 mit
Arbeitsmedium befüllt wird. Selbstverständlich
ist es auch möglich, verschiedene Drehzahlverhältnisse
dadurch zu erreichen, dass die beiden Arbeitsräume 9 mit
zueinander verschiedenen Füllungsgraden betrieben werden.
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In
der 2 erkennt man jedoch ferner eine Möglichkeit,
wie die beiden hydrodynamischen Kupplungen 8 wechselseitig
aktiviert werden können, ohne dass es notwendig ist, einen
der beiden Arbeitsräume 9 teilweise oder vollständig
von Arbeitsmedium zu entleeren. So ist das gemeinsame Schaufelrad 10 in
Axialrichtung zwischen den beiden zweiten Schaufelrädern 11, 12 verschiebbar
angeordnet. In einer ersten Position ist eine erste Beschaufelung 13 des
gemeinsamen Schaufelrads 10 der Beschaufelung 14 des
zweiten Schaufelrades 11 der ersten hydrodynamischen Kupplung 8 nahe,
wohingegen eine zweite Beschaufelung 15 des gemeinsamen
Schaufelrads 10 mit einem vergleichsweise größeren,
insbesondere wesentlich größeren Abstand zu der
Beschaufelung 16 des zweiten Schaufelrads 12 der zweiten
hydrodynamischen Kupplung 8 angeordnet ist. In der zweiten
Position ist die zweite Beschaufelung 15 des gemeinsamen
Schaufelrads 10 der Beschaufelung 16 des zweiten
Schaufelrads 12 der zweiten hydrodynamischen Kupplung nahe,
wohingegen die erste Beschaufelung 13 des gemeinsamen Schaufelrads 10 fern
zu der Beschaufelung 14 des zweiten Schaufelrads 11 der
ersten hydrodynamischen Kupplung 8 angeordnet ist. Hierdurch
wird Folgendes erreicht:
Nur in dem Arbeitsraum 9,
in dem sich die gegenüberstehenden Beschaufelungen nahe
sind, bildet sich eine Arbeitsmediumkreislaufströmung aus,
die Antriebsleistung zwischen den beiden sich nahe gegenüberstehenden
Beschaufelungen und damit den beiden Schaufelrädern überträgt,
wohingegen eine solche Arbeitsmediumkreislaufströmung in
dem Arbeitsraum, in welchem sich die gegenüberstehenden Beschaufelungen
fern sind, im Wesentlichen oder vollständig unterbrochen
wird, so dass keine Leistungsübertragung in diesem Arbeitsraum
stattfindet. Somit kann allein durch wechselseitiges Verschieben des
gemeinsamen Schaufelrads 10 die Leistungsübertragung
zwischen den beiden parallelen Leistungszweigen 7.1 und 7.2 wechselseitig
geschaltet werden. Selbstverständlich ist es auch möglich,
dieses Schalten durch Verschieben gemeinsam mit einer Füllungssteuerung
des Füllungsgrades der Arbeitsräume 9 vorzusehen.
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Eine
besonders einfache Möglichkeit des axialen Verschiebens
des gemeinsamen Schaufelrads 10 kann dadurch erreicht werden,
dass das gemeinsame Schaufelrad 10 mittels einem Gewinde auf
der Turboladerwelle 17 oder auch einer anderen Welle getragen
wird, so dass es auf dieser Welle drehverschiebbar ist. Wenn nun
die Abgasnutzturbine 4 und damit die Welle, insbesondere
Turboladerwelle 17, von der das gemeinsame Schaufelrad 10 getragen
wird, mit einer größeren Drehzahl umläuft als
das gemeinsame Schaufelrad 10, weil ein entsprechende großer
Abgasstrom beziehungsweise entsprechend viel Abgasenergie zur Verfügung
steht, so verlagert sich das gemeinsame Schaufelrad 10 durch
eine Drehbewegung in die erste axiale Position, ohne dass eine zusätzliche
axiale Kraft auf das gemeinsame Schaufelrad 10 aufgebracht
werden muss. Wenn hingegen das gemeinsame Schaufelrad 10 mit
einer größeren Drehzahl umläuft als die
es tragende Welle, hier die Turboladerwelle 17, so verlagert
es sich automatisch in die zweite axiale Position, ebenfalls ohne
dass es einer zusätzlichen axialen Kraftbeaufschlagung
des gemeinsamen Schaufelrads 10 bedarf. Dementsprechend
wird automatisch die Antriebsleistungsübertragung zwischen
den beiden Leistungszweigen 7.1 und 7.2 wechselseitig
geschaltet.
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Die
Ausführungsform gemäß der 2 kann natürlich
auch derart abgewandelt werden, dass die verschiedenen Übersetzungen
der Leistungsübertragung mittels den beiden hydrodynamischen
Kupplungen 8 alternativ oder zusätzlich zu der
zueinander abweichenden Ausgestaltung der beiden hydrodynamischen
Kupplungen 8 dadurch erreicht werden, dass die beiden zweiten
Schaufelräder 11, 12 in einer relativ
zueinander abweichenden Triebverbindung mit verschiedenen Übersetzungen
mit der Turboladertriebverbindung 6, beispielsweise der
Turboladerwelle 17 stehen.
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Die 3 und 4 zeigen
jeweils eine Ausführungsform der Erfindung, bei welcher
in den beiden parallelen Leistungszweigen 7.1 und 7.2 der Turbocompoundtriebverbindung 7 jeweils
ein hydrodynamischer Wandler, der insbesondere als Stellwandler,
das heißt mit verstellbarem Leitschaufelkranz, ausgeführt
ist, angeordnet ist. Bei der hier gezeigten Ausführungsform
weist der hydrodynamische Wandler 20 in dem ersten Leistungszweig 7.1 ein
beschaufeltes Pumpenrad 20.1 auf, das in mechanischer Triebverbindung
mit dem Turbinenrad 21.2 des hydrodynamischen Wandlers 21 in
dem zweiten Leistungszweig 7.2 steht, vorzugsweise in einer
drehstarren Verbindung, so dass beide Schaufelräder mit
derselben Drehzahl umlaufen. Ferner stehen das Pumpenrad 20.1 und
damit auch das Turbinenrad 21.2 in einer mechanischen Triebverbindung
mit der Turboladertriebverbindung 6, welche vorliegend
wiederum durch die Turboladerwelle 17 gebildet wird.
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Das
beschaufelte Turbinenrad 20.2 des hydrodynamischen Wandlers 20 in
dem ersten Leistungszweig 7.1 steht in einer mechanischen
Triebverbindung mit dem beschaufelten Pumpenrad 21.1 des hydrodynamischen
Wandlers 21 in dem zweiten Leistungszweig 7.2 und
ist vorzugsweise wieder drehstarr an diesem angeschlossen. Ferner
stehen die beiden Schaufelräder – Turbinenrad 20.2 und
Pumpenrad 21.1 – in einer mechanischen Triebverbindung
mit der Abtriebswelle 3 des Verbrennungsmotors 1.
Als drittes beschaufeltes Rad weist jeder hydrodynamischer Wandler 20, 21 einen
Leitschaufelkranz 20.3 beziehungsweise 21.3 auf,
der – wie bekannt – bei Ausführung als
Trilok-Wandler wahlweise gegen Umlaufen feststellbar und freigebbar
ist, oder stets stationär gehalten wird.
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Somit
sind folgende Leistungsübertragungen einstellbar: Bei einem
Leistungsüberschuss an der Abgasnutzturbine 4 wird
Antriebsleistung mechanisch von der Abgasnutzturbine 4 gegebenenfalls über
das gezeigte Getriebe (3) auf das Pumpenrad 20.1 des
Wandlers 20 in dem ersten Leistungszweig 7.1 übertragen.
Vom Pumpenrad 20.1 wird die Antriebsleistung hydrodynamisch
auf das Turbinenrad 20.2 übertragen. Von dem Turbinenrad 20.2 wird die Antriebsleistung
mechanisch über das gezeigte Getriebe auf die Verbrennungsmotorabtriebswelle 3 übertragen.
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Bei
einem Leistungsmangel an der Abgasnutzturbine 4 wird Antriebsleistung
mechanisch von der Verbrennungsmotorabtriebswelle 3 über
das gezeigte Getriebe auf das Pumpenrad 21.1 des hydrodynamischen
Wandlers 21 in dem zweiten Leistungszweig 7.2 übertragen.
Von dem Pumpenrad 21.1 wird die Antriebsleistung hydrodynamisch
auf das Turbinenrad 21.2 übertragen. Von dem Turbinenrad 21.2 wird
die Antriebsleistung mechanisch gegebenenfalls über das
gezeigte Getriebe (3) auf den Verdichter 5 übertragen.
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Gemäß der
Ausführungsform in der 3 sind die
beiden hydrodynamischen Wandler 20 und 21 auf
einer Zwischenwelle 22 angeordnet, die langsamer als die
Turboladerwelle 17 und schneller als die Verbrennungsmotorabtriebswelle 3 umläuft,
siehe die vorgesehenen Übersetzungen in den Triebverbindungen
zwischen den Wellen. Gemäß der 4 hingegen
sind die beiden hydrodynamischen Wandler 20, 21 auf
der Turboladerwelle 17 angeordnet, wobei das Pumpenrad 20.1 des
Wandlers 20 im ersten Leistungszweig 7.1 drehstarr
mit der Turboladerwelle 17 verbunden ist beziehungsweise
von dieser getragen wird, und ebenso das Turbinenrad 21.2 des
hydrodynamischen Wandlers 21 im zweiten Leistungszweig 7.2.
Somit laufen das Pumpenrad 20.1 und das Turbinenrad 21.2 mit
der Drehzahl der Turboladerwelle 17 um. Das Turbinenrad 20.2 des
ersten Wandlers 20 beziehungsweise das Pumpenrad 21.1 des zweiten
Wandlers 21 stehen über ein Getriebe mit einer
oder mehreren Getriebestufen in einer Triebverbindung mit der Abtriebswelle 3 des
Verbrennungsmotors 1. Demnach laufen die Schaufelräder
der beiden Wandler 20, 21 bei der Ausführungsform
gemäß der 4 mit einer
höheren Drehzahl um als bei der Ausführungsform
gemäß der 3.
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Die
beiden Wandler 20, 21 können, wie dargelegt,
als Verstellwandler, zum Beispiel mit Leitradverstellung ausgeführt
sein. Somit ist es auch bei einer festen mechanischen Getriebeübersetzung,
wie dargestellt, über welche die beiden Wandler 20, 21 in einer
Triebverbindung mit der Abtriebswelle 3 beziehungsweise
der Turboladertriebverbindung 6 stehen, möglich,
die Leistungsübertragung über die beiden Leistungszweige 7.1 und 7.2 variabel
und insbesondere stufenlos einzustellen.
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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
-
- - DE 4231474
C1 [0002]
- - DE 4429855 C1 [0002, 0004]