DE4124906C2

DE4124906C2 - Kernloser Drehmomentwandler

Info

Publication number: DE4124906C2
Application number: DE4124906A
Authority: DE
Inventors: Eiji Ejiri
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1990-07-27
Filing date: 1991-07-26
Publication date: 1996-11-14
Anticipated expiration: 2011-07-27
Also published as: DE4124906A1; US5224348A

Description

Die Erfindung bezieht sich auf einen kernlosen Drehmoment wandler, gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1 und 2.

Ein typisches Beispiel einer Konstruktion eines kernlosen Dreh momentwandlers ohne Mittelring ist beispielsweise in SAE Paper No. 861213 angegeben, welcher nachstehend unter Bezugnahme auf Fig. 6 kurz erläutert wird. Der in Fig. 6 gezeigte Drehmoment wandler ohne Mittelring ist von der Drei-Elementen- Bauart und umfaßt ein Pumpenrad 01, ein Turbinenrad 02 und ein Leitrad 03.

Bei solchen Drehmomentwandlern ist infolge des Fehlens eines Mittelringes zur Begrenzung der Arbeitsfluidstromzirkula tion durch den Wandler unter Bildung eines definierten Strö mungsweges das Wirbelzentrum, das in dem Fluidstrom erzeugt wird, in Richtung zum Turbinenrad versetzt, wodurch das Festbremsdrehmomentverhältnis und der Wirkungsgrad im Vergleich zu einem üblichen Dreh momentwandler mit einem Mittelring vermindert ist. Aus diesem Grunde ist es als schwierig erachtet worden, einen Drehmomentwandler ohne Mittelring bei Kraftfahrzeugen einzu setzen, welche eine Brennkraftmaschine mit relativ kleinem Hubraum haben. Da ferner das verminderte Festbrems-Drehmomentverhält nis und der verminderte Wirkungsgrad bei einem derartigen Drehmomentwandler ohne Mittelteil sich er geben, ist die Tendenz vorhanden, daß ein solcher Drehmoment wandler ohne Mittelring zu einer schlechteren Kraftstoffaus nutzung unter speziellen Fahrzeugbetriebsbedingungen führt, bei denen ein Anfahren und Anhalten des Fahrzeugs wiederholt auf treten.

Aus der US-PS 3,287,908 ist ein gattungsbildender Drehmomentwandler bekannt. Um dem Wirbelzentrum eine Bewegung innerhalb eines Bereichs um den geometrischen Mittelpunkt des Drehmomentwandlers zu ermöglichen, besitzt das Turbinenrad und/oder das Pumpenrad einen Bereich, in dem keine Schaufeln vorgesehen sind, so daß ein Hohlraum entsteht, welcher die Bewegung des Wirbelzentrums erlaubt.

Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, einen gattungsbildenden Drehmomentwandler so weiterzubilden, daß dieser ein gutes Drehmomentverhältnis und einen günstigen Wirkungsgrad aufweist.

Diese Aufgabe wird von einem Drehmomentwandler mit den Merkmalen des Anspruchs 1 und 2 gelöst.

Weitere Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachstehenden Beschreibung von bevorzugten Ausführungsformen unter Bezugnahme auf die beigefügte Zeichnung. Darin zeigt

Fig. 1 eine schematische Schnittansicht eines Drehmomentwandlers ohne Mittelring gemäß einer ersten bevorzugten Ausführungsform nach der Erfindung,

Fig. 2 eine schematische Ansicht zur Verdeutlichung der Strömungsverhältnisse des im Drehmomentwandler nach Fig. 1 zirkulierenden Arbyeitsfluids,

Fig. 3 ein charakteristisches Diagramm zur Verdeutlichung der Ergebnisse von Leistungstests, die man bei tat sächlichen Ausführungsbeispielen des Drehmoment wandlers erhalten hat,

Fig. 4 eine Schnittansicht eines Drehmomentwandlers ohne Mittelring gemäß einer zweiten bevorzugten Aus führungsform nach der Erfindung,

Fig. 5 eine Schnittansicht eines Drehmomentwandlers ohne Mittelring gemäß einer Ausfüh rungsvariante und

Fig. 6 eine Schnittansicht eines üblichen kernlosen Drehmomentwand lers in einem Mittelteil.

Die Erfindung wird nachstehend unter Bezugnahme auf die Zeich nungen anhand von bevorzugten Ausführungsformen näher erläu tert.

Unter Bezugnahme auf Fig. 1 wird zuerst ein Drehmomentwandler ohne Mittelteil gemäß einer ersten bevorzugten Ausführungsform nach der Erfindung erläutert. Dieser Drehmomentwandler umfaßt einen Wandlermantel, bzw. eine Wandlerabdeckung, die mit einer Fahrzeug-Brennkraftmaschine (nicht gezeigt) gekoppelt ist, und welche derart ausgelegt ist, daß sie durch das Abtriebsdreh moment der Brennkraftmaschine angetrieben wird. Ein Pumpen rad 2 ist mit dem Drehmomentwandler 1 zur Ausführung einer Dreh bewegung mit demselben gekoppelt und hat eine Mehrzahl von Schaufeln, die in Umfangsrichtung in einem vorbestimmten, gleichmäßi gen Abstand angeordnet sind. Das Pumpenrad 2, welches die zugeordneten Schaufeln trägt, wird von dem Antriebsdrehmoment an getrieben, das von dem Drehmomentwandler 1 übertragen wird, um eine Fluidströmung zu erzeugen, die durch den Drehmomentwandler umgefördert wird. Ein Turbinenrad 4 ist dem Pumpenrad 2 gegenüberliegend angeordnet und auch mit einer Mehrzahl von Schaufeln versehen, die in Umfangsrichtung in einem vorbestimm ten regelmäßigen Abstand angeordnet sind. Das Turbinenrad 4 bildet in Verbindung mit dem Pumpenrad 2 eine Fluidkopp lung derart, daß es durch das Eingangsdrehmoment über das re zirkulierende Fluid angetrieben wird. Eine Eingangswelle (nicht gezeigt) eines Automatikgetriebes ist starr mit dem Turbinen rad 4 über eine Turbinennabe 3 zur Ausführung einer Drehbe wegung mit demselben verbunden. Eine Einweg-Kupplung 5 dient zur Lagerung eines Leitrades 6 an einem Gehäuse (nicht gezeigt), wobei das Leitrad in einem Raum angeordnet ist, der zwischen dem Pumpenrad 2 und dem Turbinenrad 4 gebildet wird. Ähn lich wie das Pumpenrad 2 und das Turbinenrad 4 ist das Leitrad 6 mit einer Mehrzahl von Schaufeln versehen, die in Um fangsrichtung in regelmäßigen Abständen angeordnet sind. Die zugeordneten Schaufelkanten des Pumpenrads 2, des Turbinen rads 4 und des Leitrades sind nahe beieinanderliegend ange ordnet, ohne daß ein Mittelring an einer Stelle vorgesehen ist, an der die vorstehend angegebenen drei Teile 2, 4 und 6 zu sammenlaufen, wie dies am deutlichsten aus Fig. 1 zu ersehen ist.

Die Grundauslegungsform des Drehmomentwandlers ohne Mittelteil sowie die Auslegung seiner Elemente sind an sich bekannt. Ein typisches Beispiel des Drehmomentwandlers ohne Mittelteil, für den die Erfindung bestimmt ist, ist in dem vorstehend angege benen SAE Paper No. 861213 angegeben.

Gemäß der bevorzugten Ausführungsform nach Fig. 1 sind das Pum penrad 2 und das Turbinenrad 4 jeweils derart ausge staltet, daß sie im wesentlichen mit der üblichen Auslegungs form übereinstimmen. Andererseits ist das Leitrad 6 derart aus gebildet, daß die Schaufeln desselben eine relativ kleine axiale Länge im Vergleich zu einem üblichen Leitrad dadurch haben, daß ein Teil jeder Schaufel, die in der Nähe des Pumpenrads 2 liegt, wie dies mit einer gebrochenen Linie verdeutlicht ist, abgenommen ist. Auf Grund der Entfernung des zugeordneten Teils des Leitrades 6 wird ein axialer Zwischenraum 7 zwischen dem Leit rad 6 und dem Pumpenrad 2 wesentlich größer als ein axialer Zwischenraum 8 zwischen dem Leitrad 6 und dem Turbinenrad 4. Wie sich insbesondere aus Fig. 1 entnehmen läßt, ist der Zwischen raum 7 zwischen dem Leitrad 6 und dem Pumpenrad 2 vorzugs weise um das Einigefache größer als der Zwischenraum 8 zwischen dem Leitrad 6 und dem Turbinenrad 4.

Um bei der bevorzugten Auslegungsform nach Fig. 1 die vermin derte Fläche der jeweiligen Schaufel des Leitrads 6 auszuglei chen, kann man die Anzahl der Leitradschaufeln im umgekehrt propor tionalen Sinne vergrößern, so daß die Gesamtschaufelfläche ver gleichbar mit jener bei üblichen Ausführungsformen wird, bei der kein Material von den Leitradschaufeln wie bei der bevorzug ten Ausführungsform nach der Erfindung abgetragen ist.

Im allgemeinen kann man die Konstruktion eines Drehmomentwand lers ohne Mittelteil als eine modifizierte Ausführungsform ei ner Fluidkupplung ansehen, bei der nur das Pumpenrad und das Turbinenrad einander gegenüberliegend angeordnet sind. Die Strömungscharakteristika des im Innern rezirkulierenden Fluids bei einem Drehmomentwandler ohne Mittelteil kann man daher hinsichtlich des Verhaltens ähnlich wie bei einer allge meinen Fluidkupplung ansehen. In diesem Zusammenhang sei auf die Literaturstelle "Design of Hydraulic Power Transmission" von Tomoo ISHIHARA et al., veröffentlicht von OHM-Sha, Tokyo, Japan, 1967, Seite 23, Fig. 2.11 hingewiesen.

Gemäß dieser Veröffentlichung ist bei mittleren und niedrigen Geschwindigkeitsbereichen der Fluidkupplung die Tendenz vor handen, daß das Wirbelzentrum des rezirkulierenden Fluids in Richtung zum Turbinenrad versetzt ist. Die Versetzung des Wirbelzentrums führt dazu, daß die Leistung des Pumpen rades hinsichtlich der Beaufschlagung des Arbeitsfluides und der Übertragung des Eingangsdrehmoments auf das fluide Medium ungünstiger werden, wodurch das Festbremsdrehmomentverhältnis und der Leistungsübertragungswirkungsgrad abgesenkt werden. Diese Versetzung wird im allgemeinen als die Folge von einer Tendenz angesehen, daß ein relativ großer Teil des im Leitrad strömenden Fluids anschließend über die vorderen Enden der Leitradschaufeln zum Pumpenrad 2 und zum Turbinenrad 4 überströmt, und zwar in Art eines Umgehungsfluidstromes. Hierin wird die Hauptursache für die Absenkung des Drehmomentverhält nisses und des Wirkungsgrades der vorstehend beschriebenen Art gesehen.

Bei der bevorzugten Ausführungsform nach Fig. 1 wird diese Schwierigkeit insgesamt gesehen dadurch überwunden, daß man asymmetrische Zwischenräume zwischen dem Leitrad und dem Pum penrad und zwischen dem Leitrad und dem Turbinenrad vorsieht. Da insbesondere bei der dargestellten bevorzugten Ausführungsform der Zwischenraum 7 wesentlich größer als der Zwischenraum 8 ist, ist der Strömungswiderstand am Zwischen raum 7 wesentlich kleiner als jener am Zwischenraum 8. Daher kann das sich im Innern befindliche Fluid durch den Zwischen raum 7 strömen und über den Abgabeauslaß abgegeben werden, wobei eine verminderte Fluidmenge über die vorderen Enden unter Umgehung des Leitrads 6 strömt. Hierdurch wird ein effizien tes Arbeiten des Leitrads 6 sichergestellt.

Infolge der Auswirkungen des Zwischenraums 7 zwischen dem Leit rad 6 und dem Pumpenrad 2 nimmt das Strömungsmuster des Arbeitsfluides im wesentlichen jenes an, das in Fig. 2 gezeigt ist. Wie sich aus Fig. 2 insbesondere entnehmen läßt, wird die Versetzungsgröße des Wirbelzentrums, welches im rezirkulie renden Fluid erzeugt wird, wesentlich kleiner als bei den üb lichen Auslegungsformen.

Um die optimale Ausgestaltungsform der Statorschaufeln herauszu finden, wurden Experimente mit verschiedenen Verhältnissen der Schaufellänge L₂ und Ausgangslänge L₁ durchgeführt, wobei das Verhältnis L₂/L₁ bei den üblichen Ausführungsformen 1 ist. Ver suchseinrichtungen wurden hergestellt, welche Leitradschaufeln mit einem L₂/L₁ Verhältnis von 1, 0,9 und 0,8 haben, und es wur den Leistungstests hiermit durchgeführt. Die Ergebnisse sind in Fig. 3 gezeigt. Hieraus ist zu ersehen, daß die Schaufeln mit einem L₂/L₁-Verhältnis von 0,8 und 0,9 ein höheres Festbrems drehmomentverhältnis und einen höheren Wirkungsgrad im Ver gleich zu den üblichen Schaufeln mit einem L₂/L₁-Verhältnis von 1 haben.

Die bevorzugte Ausführungsform nach Fig. 2 ist dahingehend von Vorteil, daß man keine zusätzlichen Bauteile zur Verbesserung des Leistungsverhaltens des Drehmomentwandlers benötigt, d. h. zur Verbesserung des Festbremsdrehmomentverhältnisses und des Wirkungsgrades, abgesehen von einer Modifikation der Ausgestal tungsform der Leitradschaufel, wobei sich diese Abänderungen ohne nennenswerte Kostensteigerung bei der Herstellung vornehmen lassen. Da die bevorzugte Ausführungsform nach Fig. 1 ein höhe res Festbremsdrehmomentverhältnis und einen höheren Wirkungs grad bereitstellt, ist es nicht nur möglich, den Drehmoment wandler ohne Mittelteil auf einfache Weise bei Fahrzeugen mit Brennkraftmaschinen mit relativ kleinem Hubraum einzusetzen, sondern der Drehmomentwandler verschlechtert auch nicht das Leistungsvermögen und den Brennstoffverbrauch des Fahrzeuges selbst bei Fahrbedingungen, bei denen das Fahrzeug häufig an gefahren und angehalten wird. Darüber hinaus macht die bevor zugte Ausführungsform nach Fig. 1 lediglich eine Modifikation der Leitradschaufelgestalt erforderlich, was im Hinblick auf die Konstruktion und die Herstellungskosten insbesondere zweck mäßig ist, da es nicht erforderlich ist, die Auslegung des Pumpenrads und des Turbinenrads zu verändern.

Fig. 4 zeigt einen Drehmomentwandler ohne Mittelteil gemäß ei ner zweiten bevorzugten Ausführungsform nach der Erfindung, welcher sich im wesentlichen von der voranstehend beschriebe nen bevorzugten Ausführungsform dadurch unterscheidet, daß an Stelle der Abwandlung der Gestalt der Leitradschaufeln zur Er zielung eines größeren Zwischenraums 7 als bei der voranste hend beschriebenen bevorzugten Ausführungsform das Leitrad 6′ unverändert mit der üblichen Auslegung beibehalten wird, wäh rend das Einlaßteil der Schaufeln des Pumpenrades 2′ aus geschnitten wird. Bei dieser bevorzugten Ausführungsform kann zur Kompensation der verminderten Fläche der jeweiligen Schau feln des Pumpenrades 2′ die Anzahl der am Pumpen rad 2′ vorgesehenen Schaufeln in entsprechender Weise erhöht wer den. Die zweite bevorzugte Ausführungsform dient dazu, daß man im wesentlichen dieselben Vorteile wie bei der ersten bevorzugten Ausführungsform erhält.

Es sollte noch erwähnt werden, daß, obgleich bei den voran stehend angegebenen ersten und zweiten bevorzugten Ausfüh rungsformen die Schaufelgestalt entweder des Leitrades 6 und/oder des Pumpenrades 2 abgeändert wird, es auch möglich ist, einen vergrößerten Zwischenraum 7 dadurch zu erhalten, daß man Ausschnitte in den Schaufeln sowohl beim Leitrad 6 als auch beim Pumpenrad 2 vornimmt, um in Verbindung miteinander ei nen größeren Zwischenraum 7 zu erhalten.

Auf jeden Fall ist das Verhältnis der Zwischenräume 7 und 8 vorzugsweise innerhalb eines Bereiches von 2 bis 20. Dies be deutet, daß der Zwischenraum 7 zwei bis zwanzigmal größer als der Zwischenraum 8 ist. Wenn das Verhältnis kleiner als zwei ist oder wenn der Zwischenraum 7 nicht groß genug ist, so ist es schwierig, eine effektive Verbesserung hinsichtlich des Fluidströmungswiderstandes zu erzielen, so daß das Drehmoment verhältnis und der Wirkungsgrad sich nicht im gewünschten Maße verbessern lassen. Wenn andererseits das Verhältnis grö ßer als zwanzig ist oder wenn der Zwischenraum 7 zu groß ist, kann nicht nur eine zu große Belastung auf das Leitrad ein wirken, oder das Drehmomentvermögen des Drehmomentwandlers wird unannehmbar klein, sondern es muß auch eine größere An zahl von Schaufeln vorgesehen werden, um die verminderte Schaufel fläche zu kompensieren.

Fig. 5 zeigt einen kernlosen Drehmomentwandler bei dem die Versetzungsgröße des Wirbelzentrums dadurch so klein wie möglich gemacht wird, daß die Axialabmessung des Turbinenrades 4′′ derart herabgesetzt wird, daß sie kleiner als jene des Pumpenrads 2 sind. Die Herabsetzung der Axialabmessungen des Turbinenrades 4′′ macht natürlich eine entsprechende Herabsetzung wenigstens der Schaufelabmessung des Leitrades 6′′ erforderlich. Die verminderte Axialabmessung L₄ des Turbinenrades 4′′ liegt vorzugsweise innerhalb eines Bereiches von dem 0,9 bis 0,5-fachen der unverminderten Grundabmessung L₃, und zwar aus den Gründen, die im wesentlichen mit jenen im Hinblick auf den bevorzugten Bereich des Verhältnisses der Zwischenräume 7 und 8 übereinstimmen.

Bei der Ausführungsvariante der Ausgestaltung des Turbinenrades 4′′ in der Form, daß dieser kleinere Axialabmessungen hat, wird die Lage des Wirbelzentrums in Richtung zur Mitte zwischen dem Pumpenrad 2, dem Turbinenrad 4′′ und dem Leitrad 6′′ verlagert. Die Verschiebungsgröße des Wirbelzentrums ergibt sich im wesentlichen proportional zu der Verminderungsgröße (L₃-L₄) der Axialabmessung des Turbinenrades 4′′. Die Ausle gungsform hat ebenfalls beträchtliche Verbesserungen hinsichtlich des Lei stungsverhaltens mit sich gebracht, d. h. man erhält ein hö heres Festbremsdrehmomentverhältnis und einen verbesserten Wirkungsgrad wie bei den voranstehend beschriebenen bevor zugten Ausführungsformen der Erfindung.

Claims

1. Kernloser Drehmomentwandler, mit einem Pumpenrad (2),
und einem Turbinenrad (4, 4′), das dem Pumpenrad (2, 2′) gegenüberliegend angeordnet ist, wobei das Pumpenrad (2, 2′) und das Turbinenrad (4, 4′) jeweils Schaufeln aufweisen, deren Austritts- bzw. Eintrittskanten mit geringem axialen Abstand einander gegenüberstehen, und
einem Leitrad (6, 6′), das zwischen dem Pumpenrad (2, 2′) und dem Turbinenrad (4, 4′) angeordnet ist, wobei zwischen dem Leitrad (6, 6′) und dem Pumpenrad (2, 2′) sowie zwischen dem Leitrad und dem Turbinenrad (4, 4′) jeweils ein Zwischenraum (7, 8′) ausgebildet ist,
dadurch gekennzeichnet, daß
der Zwischenraum (7) zwischen dem Leitrad (6, 6′) und dem Pumpenrad (2, 2′) in axialer Richtung eine Länge aufweist, die in etwa das 2- bis 20fache der axialen Länge des Zwischenraums (8) zwischen dem Leitrad (6, 6′) und dem Turbinenrad (4, 4′) beträgt.

2. Kernloser Drehmomentwandler mit einem Pumpenrad (2),
und einem Turbinenrad (4, 4′), das dem Pumpenrad (2, 2′) gegenüberliegend angeordnet ist, wobei das Pumpenrad (2, 2′) und das Turbinenrad (4, 4′) jeweils Schaufeln aufweisen, deren Austritts- bzw. Eintrittskanten mit geringem axialen Abstand einander gegenüberstehen, und
einem Leitrad (6, 6′), das zwischen dem Pumpenrad (2, 2′) und dem Turbinenrad (4, 4′) angeordnet ist, wobei zwischen dem Leitrad (6, 6′) und dem Pumpenrad (2, 2′) sowie zwischen dem Leitrad und dem Turbinenrad (4, 4′) jeweils ein Zwischenraum (7, 8) ausgebildet ist,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Turbinenrad (4, 4′) eine Erstreckung in axialer Richtung aufweist, die in einem Bereich des 0,5- bis 0,9fachen der Axialerstreckung des Pumpenrads (2, 2′) liegt.