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Einstufiger hydrodynamischer Drehmomentwandler Die üblichen hydrodynamischen
Drehmomentwandler erzeugen bekanntlich bei gleichbleibender Antriebsdrehzahl ein
Abtriebsdrehmoment, das mit kleiner werdender Abtriebsdrehzahl ansteigt und beim
Anfahren erheblich größer ist als in dem Betriebsbereich, in dem der hydraulische
Wirkungsgrad in der Nähe seines Höchstwertes liegt. Das hohe Anfahrdrehmoment ist
für manche Anwendungsfälle unerwünscht, da es auch dann, wenn es im Betrieb gar
nicht benötigt wird, eine entsprechende überbemessung der vom Drehmomentwandler
angetriebenen Teile erfordert, um deren Zerstörung etwa bei plötzlich auftretenden
größeren Widerständen zu vermeiden.
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Die bisher bekannten Maßnahmen zur Verringerung des Anfahrdrehmomentes
- selbsttätiges Herabsetzen der Antriebsdrehzahl, Verringerung des Druckes oder
der Menge der im Kreislauf des Wandlers umlaufenden Flüssigkeit in Abhängigkeit
von der Abtriebsdrehzahl - erweisen sich für diesen Fall als zu schwerfällig und
sind außerdem in konstruktiver Hinsicht aufwendig.
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Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen einstufigen hydrodynamischen
Drehmomentwandler zu schaffen, in dessen Kreislauf wie üblich Pumpe und Turbine
unmittelbar nacheinander radial nach außen durchströmt werden, bei dem jedoch das
Schaufelsystem im übrigen derart gestaltet ist, daß das im Anfahrbereich bei gleichbleibender
Antriebsdrehzahl auftretende Abtriebsdrehmoment mit kleiner werdender Abtriebsdrehzahl
nicht mehr ansteigt, sondern im wesentlichen konstant bleibt.
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Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe in erster Linie durch die - bei
Pumpenschaufeln an sich bekannte - Kombination folgender Merkmale gelöst: a) Die
Leitschaufeln haben ein Teilungsverhältnis CL: bL von mindestens 0,9,
vorzugsweise von etwa 1,15, und eine Dicke von etwa 0,10 v. H. der Schaufelbreite;
b) die Sehnen der vorzugsweise mit wenig gekrümmter Skelettlinie und wenig abgerundeter
Eintrittskante ausgebildeten Leitschaufeln sind gegen die zugehörigen Radien um
mindestens 15°, vorzugsweise um weniger als 30°, in Drehrichtung nach vorn geneigt.
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Das unter a) genannte Merkmal bedeutet praktisch etwa eine Verdoppelung
des üblichen Teilungsverhältnisses sowie eine Halbierung der üblichen Dicke der
Leitschaufeln und damit einen Verzicht auf eine straffe Führung der Strömung vor
der Pumpe. Dadurch entstehen besonders bei »falscher« Anströmung der Leitschaufeln,
also außerhalb des günstigsten Betriebspunktes, größere Ablösungs- und Stoßverluste,
die zu einer entsprechend stärkeren Verringerung des hydraulischen Wirkungsgrades
27 führen. Durch die unter b) genannte Schrägstellung der Leitschaufeln wird diese
Erscheinung hauptsächlich in den Anfahrbereich verlegt, da die Anströmung der Leitschaufeln
dort, also bei geringen Drehzahlen der Turbine, infolge der vergrößerten Ablenkung
besonders schlecht wird.
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Durch die Kombination der genannten Merkmale wird demnach eine Drückung
der Kennlinie des Abtriebsdrehmomentes NT im Anfahrbereich im erwünschten
Sinne infolge einer besonders dort auftretenden entsprechenden Verschlechterung
des hydraulischen Wirkungsgrades 17 erzielt.
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Damit die erwähnte Verschlechterung des Wirkungsgrades auf den Anfahrbereich
beschränkt bleibt und insbesondere der höchste Wirkungsgrad möglichst wenig beeinträchtigt
wird, ist in Weiterbildung der Erfindung das Schaufelsystem des Drehmomentwandlers
derart gestaltet, daß die Kennlinie des Wirkungsgrades 17 über dem Verhältnis E
= nT : np der Drehzahlen von Turbine und Pumpe ihren Scheitelpunkt
bei einem Wert eo von mindestens 0,55, vorzugsweise von etwa 0,65, hat.
Durch
diese Maßnahme; die an sich (z. B. bei den als Marschwandler bezeichneten hydraulischen
Fahrzeuggetrieben) bekannt ist, wird der günstigste Betriebspunkt von üblicherweise
unterhalb von 0,5 gelegenen nach. rechts, also zu n_ äher an 1,0 gelegenen er Werten
verschoben. Infolge der hiermit verbundenen Annäherung der Drehzahlen nT und Momente
MT der Turbine an die entsprechendenWerte np bzw. MP der Pumpe im günstigsten
Betriebspunkt verringert sich das vom Leitschaufelkranz aufzunehmende Differenzmoment
ML = MT - MP und damit auch der Einfluß des Leitschaufelkranzes auf- die
Höhe des Wirkungsgrades in diesem Betriebspunkt. Damit wird sich trotz der Vergrößerung
des Teilungsverhältnisses im Leitschaufelkranz sogar eine Wirkungsgradverbesserung
im günstigsten Betriebspunkt E0 ergeben.
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In weiterer Ausgestaltung der- Erfindung ist das Schaufelsystem des
Drehmomentwandlers derart ausgebildet, daß das von der Pumpe bei konstanter Drehzahl
np aufgenommene Drehmoment MP mit kleiner werdender Drehzahl nT der Turbine im Anfahrbereich
ebenfalls kleiner wird.
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Dieses Merkmal, .auch als Verringerung der spezifischenLeistungsaufnahme
beimAnfahren bezeichnet, ist ebenfalls an sich bekannt, aber üblicherweise -da man
meistens beim Anfahren möglichst hohe Abtriebsmomente MT erzielen will -
nicht erwünscht. Im vorliegenden Fall trägt es natürlich ebenfalls zu der angestrebten
Drückung der Kennlinie des Abtriebsmomentes MT im Anfahrbereich bei, wie
sich etwa aus der bekannten Gleichung
ergibt. Bei einem Drehmomentwandler nach der Erfindung haben die in an sich bekannter
Weise mit dicken, gut abgerundeten Eintrittskanten und stark gekrümmten Skelettlinien
versehenen Turbinenschaufeln ein Seitenverhältnis aT : bT von mehr als 1,5,
vorzugsweise von etwa 2,5, und ein Teilungsverhältnis cT : bT zwischen 1,0
und 1,5, vorzugsweise von 1,1 bis 1,2, der Schaufelbreite.
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Schließlich hat es sich als zweckmäßig erwiesen, daß die Leitschaufeln
ein Seitenverhältnis aL : bL von weniger als 0,8 haben und die Pumpenschaufeln
an der Austrittskante in Drehrichtung nach vorn gekrümmt sind.
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In der Zeichnung ist als Ausführungsbeispiel des Erfindungsgegenstandes
ein einstufiger hydrodynamischer Drehmomentwandler schematisch dargestellt, und
zwar zeigt Fig. 1 einen axialen Längsschnitt durch die oberhalb der Achse gelegene
Hälfte des Wandlers, Fig. 2 und 3 in größerem Maßstab entsprechende Querschnitte
nach den Linien II-II bzw. III-111 der Fig. 1 und Fig. 4 ein zugehöriges Schaubild.
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Auf der Antriebswelle 1 des Wandlers ist die Pumpe 2 aufgekeilt. Die
mit 3 bezeichneten Pumpenschaufeln sind im radial nach außen durchströmten Teil
des Kreislaufs unmittelbar vor den Turbinenschaufeln 4 angeordnet. Diese werden
von der Turbine 5 getragen, die auf der getriebenen Welle 6 aufgekeilt ist. Die
Leitschaufeln 7 befinden sich in dem nicht drehbaren Gehäuse 8 des Wandlers und
werden radial nach innen durchströmt. Wie aus Fig.2 ersichtlich, haben die Turbinenschaufeln
4 dicke, gut abgerundete Eintrittskanten 9 und stark gekrümmte Skelettlinien 10.
Ihr Seitenverhältnis a7-: bT, d. h. das Verhältnis zwischen Schaufellange
aT (quer zur Strömungsrichtung) und Schaufelbreite bT (in Strömungsrichtung), hat
gemäß Fig. 1- die insoweit als maßstabsgetreu aufzufassen ist - den Wert von etwa
2,3. Für ihr Teilungsverhältnis cT : bT, wobei cT den Abstand zwischen den
Eintrittskanten zweier benachbarter Schaufeln in Umfangsrichtung bedeutet, ergibt
sich aus Fig. 2 -wiederum durch Abmessen - ein Wert von etwa 1,2.
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Dagegen haben gemäß Fig. 3 die Leitschaufeln 7 ein dünneres Profil
(Dicke etwa 10%), nur wenig abgerundete Eintrittskanten 11 und nur wenig gekrümmte
Skelettlinien 12. Ihr Teilungsverhältnis cL: bL hat den verhältnismäßig sehr hohen
und daher Ablösungsverluste im Anfahrbereich begünstigenden Wert von etwa 1,15,
während das Seitenverhältnis aL : bL gemäß Fig. 1 einen Wert von etwa 0,7
aufweist. Die Sehnen 13 der Leitschaufeln sind - in Strömungsrichtung gesehen -
gegen die zugehörigen Radien um einen Winkel von etwa (p = 25° in der durch
den Pfeil 14 angedeuteten Drehrichtung nach vorn geneigt.
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Die Pumpenschaufeln 3 sind gemäß Fig. 2 an den Austrittskanten 15
in Drehrichtung 14 nach vorn gekrümmt, wodurch der günstigste Betriebspunkt des
Momentwandlers - d. h. der Punkt, in dem die Strömung beim übertritt in die Turbinenschaufeln
4 die geringsten Stoßverluste erzeugt -- in das Gebiet höherer Abtriebsdrehzahlen
nT verlegt wird. Das Seitenverhältnis ap : bp der Pumpenschaufeln hat gemäß
Fig.1 einen Wert von etwa 1,0.
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Im Schaubild der Fig. 4 sind die folgenden an einem Momentwandler
der oben beschriebenen Art durch Messung bei konstanter Antriebsdrehzahl np ermittelten
Kennlinien ungefähr maßstabgetreu über dem Verhältnis s = nT : np
der Drehzahlen von Turbine und Pumpe des Momentwandlers eingetragen: a) die Kennlinie
16 des hydraulischen Wirkungsgrades 11 in Prozenten; b) die Kennlinie 17 des von
der Pumpe 2 aufgenommenen (Antriebs-) Moments MP; c) die Kennlinie 18 des von der
Turbine S abgegebenen (Antriebs-) Drehmoments MT.
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Die Momente MP und MT sind als Vielfache des im sogenannten
Kupplungspunkt des Wandlers, d. h. bei Momentengleichheit sowohl im An- als auch
im Abtrieb vorhandenen Drehmoments dargestellt, und zwar in 17 der besseren Übersichtlichkeit
wegen mit viermal so großem Maßstab wie in 18. Der Kupplungspunkt entspricht der
Ordinate 19, liegt also bei E=0,8.
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Aus Fig. 4 ist abzulesen, daß die Kennlinie 16 des Wirkungsgrades
i7 ihren höchsten Wert von etwa 85% bei E0 = 0,6 erreicht und links davon etwas
schneller abfällt als rechts, daß die Kennlinie 17 des Antriebsmoments MP im Anfahrbereich
mit kleiner werdendem E fällt und daß infolge dieser Einflüsse die Kennlinie 18
des Abtriebsmoments MT im Anfahrbereich - im vorliegenden Fall etwa für die
s-Werte, bei denen die Wirkungsgrade im ansteigenden Ast der Kennlinie 16 noch unterhalb
von 75 oh, entsprechend dem Betriebspunkt mit der Ordinate 20, liegen -im wesentlichen
waagerecht verläuft, anstatt mit kleiner werdendem E anzusteigen.