DE19958619C2

DE19958619C2 - Hydrodynamic speed / torque converter

Info

Publication number: DE19958619C2
Application number: DE1999158619
Authority: DE
Inventors: Franz Hertrich
Original assignee: Voith Turbo GmbH and Co KG
Current assignee: Voith Turbo GmbH and Co KG
Priority date: 1999-12-06
Filing date: 1999-12-06
Publication date: 2002-06-20
Anticipated expiration: 2019-12-07
Also published as: DE19958619A1

Description

Die Erfindung betrifft einen hydrodynamischen Drehzahl-/Dreh momentwandler, im einzelnen mit den Merkmaien aus dem Oberbegriff des Anspruches 1.The invention relates to a hydrodynamic speed / rotation torque converter, in detail with the characteristics from the generic term of claim 1.

Hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentwandler sind hinsichtlich ihres Aufbaues, der Auslegung und konstruktiven Ausführung in einer Vielzahl von Ausführungen bekannt. Stellvertretend wird dabei auf das Druckwerk Voith: "Hydrodynamik in der Antriebstechnik", Vereinigte Fachverlage - Krausskopf Ingenieur-Digest, Mainz verwiesen. Diese lassen sich nach verschiedenen Gesichtspunkten unterteilen, wobei als wesentliches Unterscheidungskriterium unter anderem der Leistungsaufnahmeverlauf λ = f(ν) angesehen wird. Hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentwandler mit im wesentlichen konstantem Leistungsaufnahmeverlauf λ = f(ν) umfassen dabei ein ortsfestes Gehäuse, in welchem ein Pumpenrad, anschließend ein zentrifugal durchströmbares Turbinenrad und ein feststehendes, von außen nach innen in radialer Richtung betrachtet durchströmtes Leitrad angeordnet sind. Wesentlich ist dabei, daß sich die Zuströmbedingungen zum Pumpenrad gar nicht oder nur so ändern, daß diese sich in ihrer Wirkung gegenseitig aufheben, was durch eine Anordnung des feststehenden Leitrades in Strömungsrichtung vor dem Pumpenrad realisiert wird. Zwangsläufig ist in diesem Fall dann das Turbinenrad zwischen dem Pumpenrad und dem Leitrad angeordnet. Dabei ist bekannt, daß die Lage des Turbinenrades im Kreislauf und die gewählte Beschaufelung aller einzelnen Räder - Pumpenrad, Turbinenrad und/oder Leitrad im wesentlichen bestimmen, ob bei den sich einstellenden Drehzahlverhältnissen größere Massenstromänderungen noch ein Steigen oder Fallen des λ = f(ν)-Verlaufes bewirken. Der Drehzahl-/Dreh momentwandler beziehungsweise dessen Beschaufelung ist dabei vorzugsweise derart ausgelegt, daß es sich um einen Anfahrwandler handelt, dessen Wirkungsgradmaximum η_max bei einem Drehzahlverhältnis ν = n_T/n_P = 0,4 bis 0,6 liegt. Dabei wird beim Einsatz in Antriebssträngen, insbesondere in Fahrzeugen einerseits ein hohes Drehmomentverhältnis im Anfahrpunkt, das heißt bei stillstehendem Turbinenrad und damit verbunden ein steiler Anstieg der Wirkungsgradkurve im gesamten Anfahrbereich gefordert. Andererseits soll jedoch auch der Spitzenwirkungsgrad η_max beziehungsweise die Völligkeit des in der Wirkungsgradkurve wiedergebbaren Wirkungsgradverlaufes, das heißt der Verlauf der Wirkungsgradkurve im Bereich des maximalen Wirkungsgrades möglichst groß sein. Bei hydrodynamischen Drehzahl-/Dreh momentwandlern dieser Bauart wurde jedoch bisher mit Änderung der Beschaufelung einzelner Elemente ein Übertragungsverhalten erzielt, bei welchem lediglich eine der gestellten Anforderungen optimal erfüllt werden konnte, während für das zweite Erfordernis nur befriedigende Ergebnisse erzielt werden konnten, so daß letztendlich immer auf eine Kompromißlösung zugunsten einer der Anforderungen abzustellen war. Bei Änderung der Beschaufelung dahingehend, daß ein hoher Anfahrkennwert, das heißt eine hohe Anfahrwandlung, erzielt wird, wurde lediglich ein mäßiger Spitzenwirkungsgrad und eine mäßige Völligkeit des Wirkungsgradverlaufes erzielt. Die Völligkeit wird dabei durch die relative Breite der Wirkungsgradkurve oberhalb eines vergegebenen Vergleichswirkungsgrades charakterrisiert. Das Verhältnis der Wandlungen oder der entsprechenden reziproken Drehzahlverhältnisse beim Vergleichswirkungsgrad links und rechts vom maximalen Wirkungsgrad wird dabei als Wandlungsverhältnis bezeichnet. Diesbezüglich wird auch auf die VDI-Richtlinie Nr. 2153 "Hydrodynamische Leistungsübertragung", S. 11 ff. verwiesen. Andererseits geht die Einstellung eines hohen Wirkungsgrades und eines breiten Wirkungsgradbereiches immer mit einem niedrigeren Anfahrwert, das heißt einer niedrigeren Anfahrwandlung bei stillstehendem Turbinenrad einher.Hydrodynamic speed / torque converters are known in a large number of designs with regard to their structure, design and construction. As a representative, reference is made to the Voith printing unit: "Hydrodynamics in drive technology", United specialist publishers - Krausskopf Ingenieur-Digest, Mainz. These can be subdivided according to different criteria, whereby the power consumption curve λ = f (ν) is regarded as an essential differentiating criterion. Hydrodynamic speed / torque converters with an essentially constant power consumption curve λ = f (ν) comprise a stationary housing in which a pump wheel, then a turbine wheel through which centrifugal flow can be arranged and a stationary guide wheel through which the flow flows from the outside in as viewed in the radial direction are arranged. It is essential that the inflow conditions to the impeller do not change at all or only so that their effects cancel each other out, which is achieved by arranging the stationary stator in the flow direction in front of the impeller. In this case, the turbine wheel is inevitably arranged between the pump wheel and the guide wheel. It is known that the position of the turbine wheel in the circuit and the selected blading of all individual wheels - pump wheel, turbine wheel and / or stator wheel essentially determine whether larger mass flow changes still increase or decrease in λ = f (ν) with the speed ratios that arise. - cause history. The speed / torque converter or its blading is preferably designed such that it is a start-up converter whose _maximum efficiency η _{max is} at a speed ratio ν = n _T / n _P = 0.4 to 0.6. When used in drive trains, especially in vehicles, on the one hand, a high torque ratio at the starting point, i.e. when the turbine wheel is at a standstill and associated with this, a steep increase in the efficiency curve in the entire starting area is required. On the other hand, however, the peak efficiency η _max or the completeness of the efficiency curve that can be reproduced in the efficiency curve, ie the curve of the efficiency curve in the area of the maximum efficiency, should be as large as possible. In hydrodynamic speed / torque converters of this type, however, a transfer behavior has been achieved with changing the blading of individual elements, in which only one of the requirements could be optimally met, while for the second requirement only satisfactory results could be achieved, so that ultimately always compromise solution in favor of one of the requirements. When changing the blading in such a way that a high start-up characteristic, that is to say a high start-up conversion, is achieved, only a moderate peak efficiency and a moderate fullness of the efficiency curve were achieved. The completeness is characterized by the relative width of the efficiency curve above a given comparison efficiency. The ratio of the conversions or the corresponding reciprocal speed ratios in the comparison efficiency to the left and right of the maximum efficiency is referred to as the conversion ratio. In this regard, reference is also made to VDI Guideline No. 2153 "Hydrodynamic Power Transmission", p. 11 ff. On the other hand, the setting of a high efficiency and a wide efficiency range always goes hand in hand with a lower start-up value, that is to say a lower start-up conversion when the turbine wheel is at a standstill.

Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, einen hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler der eingangs genannten Art, welcher insbesondere für den Einsatz als Anfahrwandler geeignet ist, derart weiterzuentwickeln, daß die genannten Nachteile vermieden werden. Im einzelnen soll dieser bei minimaler Modifikation hinsichtlich seiner Betriebsweise durch einen Kennlinienverlauf charakterisierbar sein, welcher einen hohen und völligen Wirkungsgradverlauf und gleichzeitig im Anfahrpunkt, d. h. bei stillstehendem Turbinenrad, eine besonders hohe Anfahrwandlung aufweist.The invention is therefore based on the object of a hydrodynamic Speed / torque converter of the type mentioned, which is particularly suitable for use as a starting converter, such to further develop that the disadvantages mentioned are avoided. in the Individual should this with minimal modification with regard to its Operating mode can be characterized by a characteristic curve, which a high and complete efficiency curve and at the same time in Approach point, d. H. with the turbine wheel stationary, a particularly high one Has start-up conversion.

Die erfindungsgemäße Lösung der Aufgabe ist durch die Merkmale des Anspruches 1 charakterisiert. Vorteilhafte Ausgestaltungen sind in den Unteransprüchen wiedergegeben.The achievement of the object is through the features of Claim 1 characterized. Advantageous configurations are in the Sub-claims reproduced.

Bei einem hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler der eingangs genannten Art, insbesondere mit einem Pumpenrad, einem feststehenden Leitrad und einem zentrifugal durchströmten und zwischen Pumpenrad und Leitrad in Strömungsrichtung angeordneten Turbinenrad, ist die Beschaufelung des Leitrades derart ausgelegt, daß die nachfolgend genannten Verhältnisse eingehalten werden:
In the case of a hydrodynamic speed / torque converter of the type mentioned at the outset, in particular with a pump wheel, a fixed guide wheel and a turbine wheel through which there is a centrifugal flow and which is arranged between the pump wheel and guide wheel in the flow direction, the blading of the guide wheel is designed in such a way that the following conditions are maintained:

- Blade division t / l at the inlet of the flow into the stator Blade length of the individual blade of a stator in Considered flow direction is between including 0.4 to 0.3
- The greatest thickness of the individual blades of a blading of the stator to the blade length d max / l is between 0.12 to 0.17 inclusive, the individual variables describing the variables mentioned below:
t - blade division at the inlet of the flow at the stator
l - length of the blade in the direction of flow
d max - maximum blade thickness of the individual blades

Unter maximaler Schaufeldicke d_max wird dabei die Abmessung zwischen den äußeren Konturen der Schaufel in Umfangsrichtung betrachtet bezeichnet, die durch den zwischen die Konturen hineinlegbaren Kreis maximalen Durchmessers beschreibbar ist. Die Schaufeldicke d_max entspricht daher im wesentlichen der maximalen Erstreckung der Schaufel in Umfangsrichtung.The maximum blade thickness d _max denotes the dimension between the outer contours of the blade when viewed in the circumferential direction, which can be described by the maximum diameter circle that can be inserted between the contours. The blade thickness d _max therefore corresponds essentially to the maximum extent of the blade in the circumferential direction.

Mit der erfindungsgemäßen Auslegung der Beschaufelung des feststehenden Leitrades eines hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers mit im wesentlichen konstantem Leistungsaufnahmeverlauf wird eine Ausführung des Leitrades geschaffen, welche sich gegenüber den bisher zum Einsatz gelangten Beschaufelungen durch eine erheblich größere Schaufelanzahl auszeichnet, wobei die einzelnen Schaufeln gegenüber den konventionellen Ausführungen wesentlich dünner ausgestaltet sind. Die Erhöhung der Anzahl der Schaufeln ermöglicht es, eine bessere Umlenkung der Strömung und damit eine höhere Anfahrwandlung, insbesondere im Bereich des Anfahrpunktes, das heißt bei stillstehendem Turbinenrad zu erzielen. Des weiteren hat der Erfinder erkannt, daß die aufgrund der größeren Schaufelzahl im Leitrad sich durch die Erhöhung der umströmten Schaufeloberfläche einstellenden Reibungsverluste in einem verträglichen Rahmen verbleiben, so daß der Wirkungsgrad beziehungsweise dessen Verlauf gegenüber einem konventionellen Wandler nicht oder nur unmerklich beeinträchtigt wird, während durch die bessere Führung der Strömung, insbesondere die bereits genannte höhere Umlenkung, die Anfahrwandlung im Bereich des Anfahrpunktes bei stillstehendem Turbinenrad und auch die Völligkeit des über dem Drehzahlverhältnis sich einstellenden Wirkungsgradverlaufes, gesteigert werden kann. Dadurch wird es möglich, daß mit nur noch einer Wandlerausführung durch die erfindungsgemäße Auslegung der Beschaufelung optimale Übertragungsverhältnisse hinsichtlich der Anfahrwandlung und des Wirkungsgrades erzielt werden können, für deren Erzielung mit einem konventionellen Drehzahl-/Drehmomentwandler der eingangs genannten Art zumindest zwei unterschiedliche Wandlervarianten erforderlich waren. Erfindungsgemäß wird vorzugsweise ein Verhältnis der Schaufelteilung am Eintritt des Leitrades zur Schaufellänge t/l zwischen einschließlich 0,4 bis 0,3 gewählt. Das Verhältnis der maximalen Schaufeldicke einer Schaufel der Beschaufelung des Leitrades zur Schaufellänge d_max/l fällt vorzugsweise in einen Bereich von einschließlich 0,17 bis 0,12.With the design according to the invention of the blading of the fixed stator of a hydrodynamic speed / torque converter with an essentially constant power consumption profile, an embodiment of the stator is created which is distinguished by a considerably larger number of blades compared to the blades used hitherto, the individual blades compared to the conventional ones Designs are designed much thinner. The increase in the number of blades makes it possible to achieve a better deflection of the flow and thus a higher start-up conversion, in particular in the region of the start point, that is to say when the turbine wheel is at a standstill. Furthermore, the inventor has recognized that the friction losses occurring due to the larger number of blades in the stator due to the increase in the flow around the blade surface remain within a tolerable range, so that the efficiency or its course is not or only imperceptibly impaired compared to a conventional converter, while the better guidance of the flow, in particular the above-mentioned higher deflection, the start-up conversion in the area of the start-up point when the turbine wheel is at a standstill and also the completeness of the efficiency curve which is established over the speed ratio. This makes it possible to achieve optimum transmission ratios with regard to the start-up conversion and the efficiency with only one converter design due to the design of the blading according to the invention, for the achievement of which at least two different converter variants were required with a conventional speed / torque converter of the type mentioned at the beginning. According to the invention, a ratio of the blade pitch at the inlet of the stator to the blade length t / l is preferably chosen to be between 0.4 and 0.3. The ratio of the maximum blade thickness of a blade of the blading of the stator to the blade length d _max / l preferably falls in a range from 0.17 to 0.12 inclusive.

Unter einem weiteren Aspekt der Erfindung wird die Beschaufelung des Leitrades, insbesondere das Schaufelgitter zusätzlich derart ausgelegt, daß das Verhältnis des Durchmessers am Eintritt der Strömung am Leitrad, des sogenannten Schaufeleintrittsdurchmessers D_L1 zum Schalendurchmesser D_W < 0,85 ist. D_L1 entspricht dabei dem Durchmesser am Eintritt in die Beschaufelung des Leitrades, während D_W dem Schalendurchmesser entspricht. Das relativ große Verhältnis des Schaufeleintrittsdurchmessers D_L1 am Leitrad zum Schalendurchmesser D_W bedingt dabei, daß die Anordnung des Leitrades in radialer Richtung betrachtet möglichst weit im radial äußeren Bereich des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers erfolgt. Eine derartige Anordnung des Leitrades bietet den Vorteil der hohen Anfahrwandlung im Anfahrpunkt, das heißt bei stillstehendem Turbinenrad und einer Verbesserung des Wirkungsgradverlaufes, insbesondere einer Erhöhung des Wirkungsgrades im gesamten Anfahrbereich. Die Erhöhung der Anfahrwandlung im Anfahrpunkt ist im wesentlichen darauf zurückzuführen, daß sich aufgrund der durch das Verhältnis erforderlichen Anordnung des Leitrades im Strömungskreislauf eine starke Umlenkung der Strömung im Leitradschaufelgitter ergibt.In a further aspect of the invention, the blading of the stator, in particular the blade grille, is additionally designed such that the ratio of the diameter at the inlet of the flow at the stator, the so-called blade inlet diameter D _L1, to the shell diameter D _{W is} <0.85. D _L1 corresponds to the diameter at the entrance to the blading of the stator, while D _W corresponds to the shell diameter. The relatively large ratio of the blade inlet diameter D _L1 at the stator to the shell diameter D _{W means} that the stator is arranged in the radial direction as far as possible in the radially outer region of the hydrodynamic speed / torque converter. Such an arrangement of the stator offers the advantage of the high starting conversion at the starting point, that is to say when the turbine wheel is at a standstill and an improvement in the efficiency curve, in particular an increase in efficiency in the entire starting area. The increase in the starting conversion at the starting point is essentially due to the fact that, due to the arrangement of the stator in the flow circuit, the flow in the stator vane grille is strongly deflected.

Unter einem weiteren Aspekt der Erfindung kann dieser Effekt noch verstärkt werden, indem das Verhältnis des Durchmessers am Austritt am Turbinenrad in Strömungsrichtung zum Durchmesser des Turbinenrades am Eintritt in das Turbinenrad D_T2/D_T1 < 1,18 beträgt. Vorzugsweise ist das Turbinenrad derart ausgeführt, daß ein Durchmesserverhältnis zwischen Turbinenaustritt zu Turbineneintritt D_T2/D_T1 in einem Bereich von 1,13 bis 1,18 liegt. Durch das bereits genannte vorzugsweise einzustellende Verhältnis zwischen dem Schaufeleintrittsdurchmesser am Leitrad D_L1 zum Schalendurchmesser D_W wird der Strömungskreislauf im hydrodynamischer Drehzahl-/Drehmomentwandler im Bereich des Außendurchmessers wesentlich kleiner gehalten, wodurch der hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentwandler hinsichtlich seiner Baugröße insgesamt kleiner gebaut werden kann. Das Pumpenrad wird dabei hinsichtlich seiner Abmessungen jedoch analog einem gattungsgemäßen Wandler ausgebildet, jedoch führt dies im Zusammenhang mit dem genannten Verhältnis von Turbinenaustritts- zu Turbineneintrittsdurchmesser D_T2/D_T1 zu einer Verringerung der Erstreckung des Turbinenrades in radialer Richtung, wodurch erheblich Bauraum eingespart werden kann, womit beim Einsatz des erfindungsgemäß gestalteten Drehzahl-/Drehmomentwandlers in Getriebebaueinheiten diese optimal den erhöhten Anforderungen an den zur Verfügung stehenden Bauraum gerecht wird.In a further aspect of the invention, this effect can be further enhanced by the ratio of the diameter at the outlet at the turbine wheel in the flow direction to the diameter of the turbine wheel at the inlet into the turbine wheel D _T2 / D _{T1 being} <1.18. The turbine wheel is preferably designed such that a diameter ratio between the turbine outlet and the turbine inlet D _T2 / D _{T1 is} in a range from 1.13 to 1.18. The ratio of the blade inlet diameter at the stator D _L1 to the shell diameter D _W , which is preferably to be set, keeps the flow circuit in the hydrodynamic speed / torque converter in the area of the outer diameter substantially smaller, so that the overall size of the hydrodynamic speed / torque converter can be made smaller , In terms of its dimensions, however, the impeller is designed analogously to a generic converter, however, in connection with the ratio of turbine outlet diameter to turbine inlet diameter D _T2 / D _{T1, this} leads to a reduction in the extent of the turbine wheel in the radial direction, as a result of which considerable space can be saved , so that when the speed / torque converter designed according to the invention is used in gear units, it optimally meets the increased demands on the available installation space.

In einer vorteilhaften Weiterentwicklung wird des weiteren ein Verhältnis des Durchmessers am Austritt der Strömung aus dem Pumpenrad D_P2 zum Schalendurchmesser D_W gewählt, welches < 0,67 beträgt. Dabei wurde berücksichtigt, daß mit einem größer werdenden Durchmesser am Austritt des Pumpenrades D_P2 eine höhere Leistungsaufnahme am Pumpenrad möglich ist, wobei bei Beibehaltung des Schalendurchmesser D_W und damit der Baugröße des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers die übertragbare Leistung erhöht werden kann.In an advantageous further development, a ratio of the diameter at the outlet of the flow from the impeller D _P2 to the shell diameter D _{W is} selected, which is <0.67. It was taken into account that with a larger diameter at the outlet of the pump wheel D _P2, a higher power consumption at the pump wheel is possible, whereby the transferable power can be increased while maintaining the shell diameter D _W and thus the size of the hydrodynamic speed / torque converter.

Die erfindungsgemäße Lösung bezieht sich auf die Auslegung der einzelnen zur hydrodynamischen Leistungsübertragung erforderlichen Elemente eines hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers. Diese Auslegungsgrößen sind dabei jedoch unabhängig von der Form und Art der Beschaufelung. Diese liegt im Ermessen des zuständigen Fachmannes und kann je nach Einsatzfall variiert werden.The solution according to the invention relates to the design of the individual elements required for hydrodynamic power transmission hydrodynamic speed / torque converter. These design sizes are independent of the shape and type of blading. This is at the discretion of the responsible specialist and can vary depending on Application can be varied.

Die erfindungsgemäße Lösung ist nachfolgend anhand von Figuren erläutert. Darin ist im einzelnen folgendes dargestellt:The solution according to the invention is explained below with reference to figures. The following is shown in detail:

Fig. 1 verdeutlicht in schematisch stark vereinfachter Darstellung den Grundaufbau eines hydrodynamischen Drehzahl-/Dreh momentwandlers mit erfindungsgemäßer Auslegung der Schaufelräder; Fig. 1 illustrates in a schematically highly simplified representation of the basic structure of a hydrodynamic speed / torque converter with the inventive design of the paddle wheels;

Fig. 2 verdeutlicht den sich grundsätzlich einstellenden Kennlinienverlauf für einen hydrodynamischen Drehzahl-/Dreh momentwandler gemäß Fig. 1; Fig. 2 illustrates the basic characteristic curve for a hydrodynamic speed / torque converter according to FIG. 1;

Fig. 3 verdeutlicht einen Ausschnitt aus der Beschaufelung des feststehenden Leitrades des hydrodynamischen Drehzahl-/Dreh momentwandlers; Fig. 3 illustrates a section of the blading of the fixed stator of the hydrodynamic speed / torque converter;

Fig. 4 verdeutlicht anhand eines Diagrammes einander gegenübergestellt die sich einstellenden Kennlinien eines erfindungsgemäß gestalteten beziehungsweise ausgelegten hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers und zweier gattungsgemäß ausgebildeter hydrodynamischer Drehzahl-/Dreh momentwandler. Fig. 4 illustrates a diagram compared to each other, the resulting characteristics of a hydrodynamic speed / torque converter designed and designed according to the invention and two generic trained hydrodynamic speed / torque converter.

Die Fig. 1 verdeutlicht in schematisch vereinfachter Darstellung anhand eines Ausschnittes aus einer Schnittdarstellung einen hydrodynamischen Drehzahl-/Dreh momentwandler 1, umfassend ein Pumpenrad P, ein Turbinenrad T und ein Reaktionsglied 2 in Form des Leitrades L, mit einer erfindungsgemäß ausgelegten Beschaufelung 3 des Leitrades L. Der hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentwandler 1 ist derart aufgebaut, daß mit diesem ein im wesentlichen nahezu konstanter Leistungsaufnahmeverlauf λ = f(ν) erzielt werden kann. Dabei kann jedoch das vom Pumpenrad P aufgenommene Moment und damit auch die Leistungsaufnahme nur dann unabhängig von der Drehzahl des Turbinenrades T bleiben, wenn sich der Massenstrom im Kreislauf und die Zuströmbedingungen zum Pumpenrad P gar nicht oder nur so ändern, daß sie sich in ihrer Wirkung gegenseitig aufheben. Derartig gleiche Zuströmbedingungen zum Pumpenrad werden dadurch erreicht, daß vor dem Pumpenrad P in Strömungsrichtung das Leitrad L feststehend angeordnet wird. An das Pumpenrad P schließt sich dabei das Turbinenrad T an, welches zentrifugal durchströmt wird. Zur Beschreibung der Geometrie der einzelnen Elemente werden dabei die nachfolgend genannten Größen verwendet:
D_W - Schalendurchmesser des Drehzahl-/Drehmomentwandlers
D_L1 - Schaufeleintrittsdurchmesser am Leitrad L, das heißt Durchmesser des Leitrades im Bereich der Beschaufelung in Strömungsrichtung betrachtet am Eintritt der Strömung in das Leitrad
D_T1 - Turbineneintrittsdurchmesser, das heißt Durchmesser im Bereich der Beschaufelung der Turbine in Strömungsrichtung betrachtet am Eintritt in das Turbinenrad T
D_T2 - Turbinenaustrittsdurchmesser, das heißt Durchmesser am Turbinenrad im Bereich der Beschaufelung in Strömungsrichtung betrachtet beim Austritt der Strömung aus dem Turbinenrad T
D_P2 - Pumpenradaustrittsdurchmesser, das heißt Durchmesser im Bereich des Austritts der Strömung aus dem Pumpenrad Fig. 1 illustrates in a schematic simplified representation using a section of a sectional view of a hydrodynamic speed / torque converter 1 , comprising a pump wheel P, a turbine wheel T and a reaction member 2 in the form of the stator L, with an inventive blading 3 of the stator L. The hydrodynamic speed / torque converter 1 is constructed in such a way that an essentially almost constant power consumption profile λ = f (ν) can be achieved with it. However, the torque absorbed by the pump wheel P and thus also the power consumption can only remain independent of the speed of the turbine wheel T if the mass flow in the circuit and the inflow conditions to the pump wheel P do not change at all or only in such a way that their effect changes cancel each other out. The same inflow conditions to the impeller are achieved in that the stator L is arranged in a fixed manner in front of the impeller P in the direction of flow. The turbine wheel T is connected to the pump wheel P and flows through it centrifugally. The following sizes are used to describe the geometry of the individual elements:
D _W - shell diameter of the speed / torque converter
D _L1 - blade inlet diameter at the stator L, that is to say the diameter of the stator in the area of the blading in the flow direction when viewed at the inlet of the flow into the stator
D _T1 - turbine inlet diameter, that is to say the diameter in the area of the blading of the turbine in the flow direction when viewed at the inlet into the turbine wheel T
D _T2 - turbine outlet diameter, that is to say the diameter at the turbine wheel in the area of the blades in the flow direction when the flow exits the turbine wheel T
D _P2 - impeller outlet diameter, that is to say the diameter in the region where the flow exits the impeller

Erfindungsgemäß ist vorgesehen, die Beschaufelung 3 gemäß Fig. 3, welche einen Ausschnitt in einer Ansicht auf die Beschaufelung 3 des Leitrades L des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers 1 verdeutlicht, derart auszuführen, daß das Verhältnis der Schaufelteilung am Eintritt, das heißt im Bereich des Eintritts der Strömung in Strömungsrichtung betrachtet in das Leitrad L zur Länge l der Beschaufelung 3 t/l zwischen einschließlich 0,4 bis 0,3 beträgt. Die Fig. 3 verdeutlicht dabei anhand zweier einander benachbart angeordneter Schaufeln 4.1 und 4.2 die Schaufelteilung t, als welche die Abstände zwischen den beiden in Umfangsrichtung nebeneinander angeordneten Schaufeln 4.1 und 4.2 in Umfangsrichtung betrachtet im Eintrittsbereich der Strömung in das Leitrad L bezeichnet werden, und die Schaufellänge l, als welche die Erstreckung einer Schaufel 4.1 vom Strömungseintritt in das Leitrad bis zum Austritt aus dem Leitrad L verstanden wird. Unter maximaler Schaufeldicke d_max wird dabei an einer Schaufel 4.1 beziehungsweise 4.2 der Beschaufelung 3 die größte Erstreckung der Schaufel im wesentlichen in Umfangsrichtung betrachtet, zwischen den Innenumfang und dem Außenumfang des Leitrades verstanden. Diese ist bei Hineinlegen von Kreisen in die Schaufelkontur einer Schaufel durch den Kreis mit dem größten Druchmesser bestimmt.According to the invention, the blading 3 according to FIG. 3, which illustrates a section in a view of the blading 3 of the stator L of the hydrodynamic speed / torque converter 1 , is to be designed in such a way that the ratio of the blade division at the inlet, that is in the region of the Entry of the flow in the direction of flow considered in the stator L to the length l of the blading 3 t / l is between 0.4 and 0.3 inclusive. Fig. 3 illustrates this with reference to two adjacently disposed blades 4.1 and 4.2, the blade pitch t, as which the distances between the two circumferentially adjacent vanes are designated 4.1 and 4.2 viewed in the circumferential direction in the inlet region of the flow in the stator L, and Blade length l, which is understood as the extension of a blade 4.1 from the flow inlet into the stator up to the outlet from the stator L. Maximum blade thickness d _max on a blade 4.1 or 4.2 of the blading 3 is considered to be the largest extent of the blade essentially in the circumferential direction, between the inner circumference and the outer circumference of the stator. When circles are inserted into the blade contour of a blade, this is determined by the circle with the largest diameter.

Erfindungsgemäß wird die Beschaufelung 3 des Leitrades L derart ausgelegt, daß ein Verhältnis von Schaufelteilung am Eintritt des Leitrades zur Schaufellänge t/l von zwischen einschließlich 0,4 bis 0,3 erzielt wird. Dies gilt auch für das erfindungsgemäße Verhältnis zwischen der größten Schaufeldicke zur Schaufellänge d_max/l, welches erfindungsgemäß sich im Bereich d_max/l zwischen einschließlich 0,12 und 0,17 bewegt.According to the blading 3 of the stator L is designed such that a ratio of blade pitch at the inlet of the stator to the blade length t / l of between 0.4 and 0.3 inclusive is achieved. This also applies to the ratio according to the invention between the greatest blade thickness to the blade length d _max / l, which according to the invention ranges between 0.12 and 0.17 in the range d _max / l.

In einer bevorzugten Weiterentwicklung des hydrodynamischen Drehzahl-/Dreh momentwandlers 1 mit erfindungsgemäßer Auslegung der Beschaufelung 3 des Leitrades L werden zusätzlich nachfolgend genannte Verhältnisse erzielt:
Das Verhältnis des Schaufeleintrittsdurchmessers D_L1 am Leitrad zum Schalendurchmesser des Wandlerkreislaufes D_W ist < 0,85. Das Turbinenrad T ist derart ausgelegt, daß der Turbinenaustritts- zum Turbineneintrittsdurchmesser D_T2/D_T1 < 1,18 beträgt. Der Pumpenaustrittsdurchmesser, das heißt der Durchmesser im Bereich der Beschaufelung des Pumpenrades P in Strömungsrichtung am Austritt aus dem Pumpenrad zum Schalendurchmesser D_P2/D_W ist < 0,67.In a preferred further development of the hydrodynamic speed / torque converter 1 with the inventive design of the blading 3 of the stator L, the following conditions are additionally achieved:
The ratio of the blade inlet diameter D _L1 at the stator to the shell diameter of the converter circuit D _W is <0.85. The turbine wheel T is designed such that the turbine outlet diameter to the turbine inlet diameter D _T2 / D _{T1 is} <1.18. The pump outlet diameter, that is the diameter in the area of the blading of the pump wheel P in the flow direction at the outlet from the pump wheel to the shell diameter D _P2 / D _W is <0.67.

Die Fig. 2 verdeutlicht in schematisch vereinfachter Darstellung die mit einem hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler gemäß Fig. 1 ohne Berücksichtigung der Auslegung der Beschaufelung 3 des Leitrades L erzielbaren Verläufe der einzelnen, den Wandler charakterisierenden Betriebskenngrößen. Dimensionslos werden dabei als diese die Leistungszahl λ, die Wandlung µ und der Wirkungsgrad η angesehen. Bei der Leistungszahl λ handelt es sich dabei um eine spezifische Betriebsgröße für eine bestimmte Ausführung. Bei gleichem Drehzahlverhältnis ν von Turbinen- zur Pumpenraddrehzahl bilden sich im Kreislauf auch bei anderen Pumpendrehzahlen und geometrisch ähnlich geänderten Abmessungen ähnliche Strömungszustände heraus. Neben der Leistungszahl λ bleiben deshalb auch das Verhältnis von Turbinen- zu Pumpenmoment, welches als Wandlung µ bezeichnet wird und damit auch der Wirkungsgrad η nahezu konstant. Die Ausführung des hydrodynamischen Drehzahl-/Dreh momentwandlers 1 gemäß Fig. 1 hinsichtlich seines Aufbaus, insbesondere die Anordnung von Pumpenrad P, Turbinenrad T und Leitrad L zueinander bedingen im wesentlichen gleiche Zuströmbedingungen zum Pumpenrad, wobei ein nahezu konstanter Leistungsaufnahmeverlauf in Abhängigkeit des Drehzahlverhältnisses ν zwischen der Drehzahl des Turbinenrades n_T und der Drehzahl des Pumpenrades n_P erzielt wird. Die Wandlung µ ist dadurch charakterisiert, daß diese mit zunehmender Turbinenraddrehzahl n_T abnimmt. Der Wirkungsgradverlauf η ist von einem Anwachsen und Wiederabfallen über dem Drehzahlbereich ν charakterisiert. FIG. 2 illustrates in a schematically simplified representation the courses of the individual operating parameters characterizing the converter that can be achieved with a hydrodynamic speed / torque converter according to FIG. 1 without taking into account the design of the blading 3 of the guide wheel L. The coefficient of performance λ, the conversion µ and the efficiency η are considered dimensionless. The coefficient of performance λ is a specific operating variable for a specific version. With the same speed ratio ν from turbine speed to pump wheel speed, similar flow conditions are formed in the circuit also at other pump speeds and geometrically similarly changed dimensions. In addition to the coefficient of performance λ, the ratio of turbine to pump torque, which is referred to as conversion µ, and thus the efficiency η also remain almost constant. The design of the hydrodynamic speed / torque converter 1 according to FIG. 1 with regard to its structure, in particular the arrangement of pump wheel P, turbine wheel T and stator L to one another, essentially require the same inflow conditions to the pump wheel, with an almost constant power consumption curve depending on the speed ratio ν between the speed of the turbine wheel n _T and the speed of the pump wheel n _{P is} achieved. The change μ is characterized in that it decreases with increasing turbine speed n _T. The efficiency curve η is characterized by increasing and decreasing over the speed range ν.

Die Fig. 4 verdeutlicht dabei die in der Fig. 2 für einen hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler mit einem Aufbau gemäß Fig. 1 hinsichtlich der Anordnung von Pumpenrad P, Turbinenrad T und Leitrad L geltenden Kennlinien für zwei derartige konventionell ausgeführte hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentwandler, wobei die Kennlinien hier mit A beziehungsweise B bezeichnet sind, während der erfindungsgemäß gestaltete hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentwandler mit der entsprechenden erfindungsgemäßen Auslegung der Beschaufelung 3 des Leitrades L mit C bezeichnet ist. Dabei werden die einzelnen Kennlinien für die Wandlung µ, die Leistungskennzahl λ und den Wirkungsgrad η mit dem entsprechenden Index versehen. Daraus wird ersichtlich, daß mit der erfindungsgemäßen Lösung die Vorteile der beiden Wandlerausführungen A und B vereint werden können, was sich in einer hohen Anfahrwandlung, einem hohen Maximalwirkungs grad und einer großen Völligkeit der Wirkungsgradkurve niederschlägt. FIG. 4 illustrates the characteristic curves valid in FIG. 2 for a hydrodynamic speed / torque converter with a structure according to FIG. 1 with regard to the arrangement of pump wheel P, turbine wheel T and stator wheel L for two such conventionally designed hydrodynamic speed / torque converters , with the characteristic curves being denoted by A and B, while the hydrodynamic speed / torque converter designed according to the invention is denoted by C with the corresponding inventive design of the blading 3 of the stator L. The individual characteristic curves for the conversion µ, the performance indicator λ and the efficiency η are provided with the corresponding index. From this it can be seen that the advantages of the two converter designs A and B can be combined with the solution according to the invention, which is reflected in a high startup conversion, a high degree of maximum efficiency and a large degree of efficiency curve.

LIST OF REFERENCE NUMBERS

11

Hydrodynamischer Drehzahl-/Drehmomentwandler
Hydrodynamic speed / torque converter

22

Reaktionsglied; Leitrad
Reaction member; stator

33

Beschaufelung des Leitrades
Blading the idler

4.14.1

, .

4.24.2

Leitschaufeln
P Pumpenrad
T Turbinenrad
L Leitrad
t Schaufelteilung am Eintritt des Leitrades
l Schaufellänge
d Schaufeldicke
D_L1 vanes
P impeller
T turbine wheel
L idler
t Blade division at the inlet of the stator
l bucket length
d blade thickness
D _L1

;Durchmesser am Eintritt der Beschaufelung des Leitrades
D_W ; Diameter at the inlet of the vanes of the stator
D _W

Schalendurchmesser
D_T2 Shell diameter
D _T2

Turbinenaustrittsdurchmesser
D_T1 Turbine outlet diameter
D _T1

Turbineneintrittsdurchmesser
D_P2 Turbine inlet diameter
D _P2

Pumpenaustrittsdurchmesser, das heißt Durchmesser im Bereich der Beschaufelung in Strömungsrichtung am Austritt aus dem Pumpenrad betrachtet
λ Leistungskennzahl
µ Wandlung
ν Drehzahlverhältnis
η Wirkungsgrad
Pump outlet diameter, ie diameter in the area of the blading in the flow direction at the outlet from the pump wheel
λ key performance indicator
µ change
ν speed ratio
η efficiency

Claims

1. Hydrodynamic speed-torque converter ( 1 )

1. 1.1 with a pump wheel (P), a fixed in front of the pump wheel (P) viewed in the flow direction stator (L) and a arranged between the pump wheel (P) and stator (L) turbine wheel (T);
2. 1.2 the individual paddle wheels (T, P, L) have blading ( 3 ); characterized by the following features:
3. 1.3 the blading ( 3 ) of the stator (L) can be characterized in terms of its design by the following geometric relationships:
- 1. 1.3.1 the ratio of the blade pitch t at the entry of the flow into the stator (L) in the direction of flow considered to the length l of a blade ( 4.1 , 4.2 ) of the blading ( 3 ) of the stator t / l is between 0.4 and inclusive 0.3 and
- 2. 1.3.2 the ratio of the largest dimension d _{max of} a blade ( 4.1 , 4.2 ) of the blading ( 3 ) of the stator (L) in the circumferential direction of the blading ( 3 ) to the length l of a blade ( 4.1 , 4.2 ) of the blading ( 3 ) of the stator (L) d _max / l is between 0.12 to 0.17 inclusive.

2. Hydrodynamic speed / torque converter ( 1 ) according to claim 1, characterized by the following features:

1. 2.1 the diameter in the region of the inlet of the flow at the stator (L) is characterized by the blade inlet diameter (D _L1 );
2. 2.2 the outer diameter of the hydrodynamic speed / torque converter ( 1 ) is characterized by the shell diameter (D _W );
3. 2.3 the ratio of the blade inlet diameter (D _L1 ) to the shell diameter (D _W ) is <0.85.

3. Hydrodynamic speed / torque converter ( 1 ) according to one of claims 1 to 2, characterized by the following features:

1. 3.1 the diameter in the area of the blading viewed in the direction of flow at the outlet from the turbine wheel (T) is characterized by the turbine outlet diameter (D _T2 );
2. 3.2 the diameter in the region of the inlet of the flow at the turbine wheel (T) viewed in the direction of flow is characterized by the turbine inlet diameter (D _T1 );
3. 3.3 the ratio of turbine outlet to turbine inlet diameter (D _T2 / D _T1 ) is in the range of 1.13 to 1.18 inclusive.

4. Hydrodynamic speed / torque converter ( 1 ) according to one of claims 1 to 3, characterized in that the diameter in the region of the outlet of the flow from the pump wheel is characterized by the pump outlet diameter (D _P2 ) and the ratio of the pump outlet diameter to the shell diameter ( D _W ) is greater than 0.67.