-
Hydraulischer Drehmomentwandler für Motorfahrzeuge Die Erfindung betrifft
einen hydraulischen Drehmomentwandler nach Patent 875 I5I und besteht in der Ausbildung
von dessen Schaufelung.
-
Die hydraulischen Drehmomentwandler haben bekanntlich die Eigenschaft
aller Vorrichtungen zur Umsetzung der Energie strömender Flüssigkeiten, daß sie
nur für bestimmte Umlaufgeschwindigkeiten mit gutem Wirkungsgrad arbeiten, da sie
nur bei der Geschwindigkeit, die der Bemessung der Schaufelwinkel zugrunde gelegt
ist, ohne große Stoßverluste arbeiten. Man hat schon versucht, diese Schwierigkeit
dadurch zu überwinden, daß man die Schaufelräder in der Weise unterteilte, daß das
eine Teilrad die Fortsetzung der Schaufelführung des anderen bildet, so daß also
beide Teilräder im ganzen verschiedene Schaufelwinkel aufweisen, und hat dann dasjenige
Teilrad mit der unpassenden Schaufelung entweder, wie bekannt, von Hand ausgeschaltet
oder, wie bei dem Drehmomentwandler nach dem Patent 875 I5I, sich durch Freilauf
selbsttätig ausschalten lassen. Dieses letztere Mittel ist besonders geeignet zur
Überwindung der Schwierigkeit des Auftretens großer Stoßverluste bei Abweichung
der Umlaufgeschwindigkeit von derjenigen, die der Konstruktion zugrunde gelegt ist.
Der Umstand jedoch, daß durch die Unterteilung der Schaufelräder die Zahl derjenigen
Glieder vergrößert wird, die sich gegenseitig in der Weise beeinflussen, daß immer
jedes vorangehende die Betriebsverhältnisse
aller folgenden bestimmt,
führt zu großen Schwierigkeiten in der Auffindung der richtigen Schaufelwinkel.
Denn auch in dem Falle der Unterteilung der Schaufelräder und der selbsttätigen
Ausschaltung einzelner Teilräder bei bestimmten Betriebsverhältnissen, wie sie nach
dem Hauptpatent ermöglicht wird, ist der Konstrukteur gezwungen, beim Entwurf der
Schaufelungen ein Kompromiß zu schließen und zwischen den Bestwerten für die einzelnen
Räder auszugleichen, um einen Bestwert für die Gesamtanlage bei den Umlaufzahlen
eines großen Geschwindigkeitsbereichs zu erhalten.
-
Die Erfindung bringt die Lösung dieser Aufgabe durch die Angabe von
Bestwerten gemäß den Ansprüchen.
-
Es ist festgestellt worden, daß die Verbesserung des Gesamtwirkungsgrades
teilweise darauf zurückzuführen ist, daß die Schaufeln der Hauptpumpe an der Stelle,
an der die Flüssigkeitsströmung von der Ausström- in die Einströmzone übertritt
und der Einlaßwinkel der benachbarten Turbinenlaufradschaufel die Größe von etwa
45° hat, einen Austrittswinkel von annähernd o° gegen die Achsrichtung haben.
-
Es ist ferner festgestellt worden, daß der Austrittsschaufelwinkel
des Turbinenlaufrades an einem radial nach innen zu gelegenen Punkt, der gegenüber
der Eintrittszone der Leitradschaufeln liegt, dann wirksamer ist, wenn er erheblich,
z. B. ungefähr Io°, größer als der Turbineneinlaßwinkel ist. Es hat sich ferner
gezeigt, daß das Optimum der Übertragung des Gesamtdrehmoments eintritt, wenn der
Leitradteil in mehrere energieübertragende Stufen unterteilt ist. Infolge des erwähnten
großen Geschwindigkeitsunterschieds in der Ringströmung kann nämlich eine einzelne
Pumpe mit festen Einlaßschaufelwinkeln eine über den wirksamen Drehmomentbereich
sich erstreckende einzige Strömungsstufe nur in beschränktem Umfange mit niedrigem
Stoßverlust aufnehmen. Daher sind mehrere mit Schaufeln versehene Leiträder vorgesehen,
welche die krassen Unterschiede beim Übergang vom Auslaß zum Einlaß besser ausgleichen.
Weiter unten folgt ein Anwendungsbeispiel dieser Grundsätze bei gegebenen Schaufelwinkeln.
Ein weiterer Vorteil ergibt sich durch den inneren radialen Teil der in der Ausströmzone
befindlichen Schaufeln. Die hier arbeitende Hilfspumpe hat bei einem Einlaßwinkel
von annähernd 4o° und einem Austrittswinkel von etwa 35 bis 4o° eine optimale Strömungscharakteristik.
Die einzelnen Tabellenwerte dieser Winkel sind nicht als genaue und unveränderliche
Winkelzahlen anzusehen, da in der Praxis durch auf andere Abmessungseigenschaften
zurückzuführende Toleranzen eine Abweichung von den Angaben des besonderen Beispieles
erforderlich sein kann.
-
In der Darstellung der Gegenstände, Anwendungen und Vorteile ist außer
den sonstigen vorteilhaften Ergebnissen besonders beachtenswert der verhältnismäßig
große Wirkungsgrad über den ganzen Bereich der Drehmomentsteigerung. Ferner überträgt
die Vorrichtung nach der Erfindung ohne Unterbrechung ein Drehmoment bis zu einem
Übersetzungsverhältnis I:I.
-
Ein weiterer Vorteil besteht in der großen Arbeitsbereitschaft der
durch den Fahrer zu betätigenden Kraftanlage. Dadurch werden die Geschmeidigkeit
und die Bedienung der Anlage verbessert. Der Fahrer braucht jetzt bei starkem Verkehr
nur ein Minimum von Schaltbewegungen auszuführen.
-
In der Zeichnung ist ein Ausführungsbeispiel der Erfindung dargestellt.
-
Fig. I zeigt einen vertikalen Teilschnitt durch einen Turbowandler
mit fünf Laufrädern, von denen zwei als Pumpen, zwei als Leiträder und eines als
Abtriebsturbine arbeiten. Mit einem solchen nach der Erfindung beschaufelten Turbowandler
kann das Drehmoment vom Anfahren bis auf etwa I:I bei ununterbrochener Drehmomenterzeugung
gesteigert werden, wobei infolge der besonderen Anordnung von Laufrädern, Schaufeln
und der zusammenarbeitenden, die Drehbewegung steuernden Teile Stoß- oder Schubverluste
vermieden werden.
-
Fig. 2 stellt eine teilweise Vorderansicht des Pumpenlaufrades nebst
Beschaufelung nach Fig. I dar.
-
Fig. 3 gibt eine ähnliche Ansicht der Abtriebsturbine wieder.
-
Fig. 4 und 5 sind ähnliche Ansichten der Leitradteile nach Fig. I.
-
Fig. 6 stellt eine entsprechende Ansicht der Hilfspumpe nach Fig.
I dar.
-
Fig. 7 zeigt ein Diagramm der reinen Schaufelwinkel der Anordnung
nach Fig. I, bezogen auf den Strömungsverlauf bei normaler Drehrichtung. Das Diagramm
stellt ein spezifisches Beispiel der Erfindung dar. Seine Werte gelten nur als Beispiel
und zur Erklärung.
-
Fig. 8 zeigt schematisch einen Vertikalschnitt eines aus drei Teilen
bestehenden Turbowandlers, dessen Kraftresultierende gemäß Fig. 9 verlaufen, welche
die annähernde Größe der rechts angegebenen Hauptwerte in Abhängigkeit von der bei
konstantem Antriebsdrehmoment auftretenden Abtriebsturbinengeschwindigkeit angibt.
-
Fig. Io, II und I2 zeigen ähnliche Darstellungen, und zwar ist in
Fig. Io ein schematischer Schnitt durch einen aus drei Teilen bestehenden Turbowandler
dargestellt mit einem durch Freilaufgesperre geführten Leitrad, für den das in Fig.
II gezeigte Kraftdiagramm gilt, während das in Fig. I2 gezeigte Diagramm den Strömungswinkel
am Eintritt einer Leitschaufel 8 wiedergibt.
-
Fig. I3 zeigt einen schematischen Schnitt durch einen vierteiligen
Wandler mit zwei sich in einer Richtung drehenden Leiträdern.
-
Fig. I4 enthält das dazugehörige Kraftdiagramm, während in Fig. I5
die verschiedenen Strömungswinkel am Eintritt der Schaufeln der beiden Leiträder
8, 9 dargestellt sind.
-
Fig. I6 veranschaulicht einen schematischen Vertikalschnitt durch
einen fünfteiligen Wandler der in Fig. I gezeigten Art.
-
Fig. 17 zeigt das Kraftdiagramm, und Fig. 18 gibt die Bedingungen
für die Strömungswinkel der beiden aufeinanderfolgenden Pumpen Id und I und ihrer
Schaufeln 6 und 5 wieder.
-
Fig. i zeigt einen charakteristischen Antrieb nach der Erfindung.
Hierbei treibt die Motorwelle i über die Federscheibe 2, die mittels Bolzen mit
der zur Pumpe I gehörenden Trommel 4 verbunden ist, das Schwungradgehäuse 3. Der
innere Teil der Pumpe I ist mit der Nabe i9 vernietet, die im Gehäuse ioo, loob
liegt
und das Hauptzahnrad 25 der Pumpe antreibt. Auf dem Umfang der Nabe I9 läuft eine
Freilaufkupplung G, deren Rollen 2o mit dem Nockenring I8 zusammenarbeiten, der
an der Hilfspumpe Ia sitzt. Die rechte Hälfte des Wandlers stellt die Ausströmzone
und die linke Hälfte die Einströmzone der Flüssigkeit dar.
-
Die Turbine O ist mit dem Flansch der Nabe Io vernietet, die auf der
Abtriebswelle II durch Feder- und Nutverbindung befestigt ist. Das erste Leitrad
R1 hat eine Freilaufkupplung I4 und das zweite Leitrad R2 eine Freilaufkupplung
I4'. Der innenliegende Teil der Kupplungen I4, I4' ist auf der Hülse I3 verkeilt,
die mit dem Teil 23 des Gehäuses Iooc bis Iooe verbunden ist.
-
Die Pumpe I hat Schaufeln 5, die Turbine O hat Schaufeln 7, das erste
Leitrad R1 besitzt die Schaufeln 8, das zweite Leitrad R2 weist die Schaufeln 9
und die Hilfspumpe die Schaufeln 6 auf. Durch die Drehung der in der rechten Hälfte
der Ausströmzone liegenden Pumpe I wird in dem durch die Schaufeln 5, 6, 7, 8, 9
ausgefüllten Arbeitsraum kinetische Energie erzeugt. Die in der links gelegenen
Einströmzone liegende Turbine O zieht einen Teil dieser Energie ab. Der im Uhrzeigersinne
gemäß dem Pfeil x verlaufende kreis- oder ringförmige Flüssigkeitsstrom ist, wenn
die Turbine 0 stillsteht, zuerst groß.
-
Durch die Drehung der Pumpe I überträgt die in Pfeilrichtung strömende
Flüssigkeit das geänderte Drehmoment auf die Turbine 0 und. verbindet so die Motorwelle
I bei veränderlichen Geschwindigkeiten und Drehmomenten mit der Abtriebswelle II.
Die Anfangsdrehung der Pumpe I zusammen mit der unter Belastung stehenden Welle
II erzeugt eine große Strömungsgeschwindigkeit in Pfeilrichtung. Durch den großen
Geschwindigkeitsunterschied zwischen der Pumpe I und der Turbine O erhalten die
beiden Leiträder R1 und R2 eine nach rückwärts wirkende Drehmomentkomponente, während
die Hilfspumpe Ia in Vorwärtsrichtung schneller als die Pumpe I läuft.
-
Wenn die rückwärts gerichtete Komponente am Leitrad R1 kleiner wird,
dann erhält es unter Umständen durch die Stoßkraft des von der Turbine O austretenden
und auf die Enden der R1-Schaufeln auftreffenden Stromes eine vorwärts gerichtete
Komponente. Diese Wirkung tritt auch beim Leitrad R2 auf. Die Leiträder drehen sich
entsprechend ihren Schaufelwinkeln und dem verbleibenden Strömungsumlauf unter Umständen
in Abhängigkeit von den Geschwindigkeiten der Teile I und O.
-
Die relativen Schaufelwinkel der Laufradschaufeln sind so bemessen,
daß die vorstehend angegebene Wirkung eintritt. Die Erfindung bezieht sich somit
nicht nur auf die gegenseitige Lage der Anordnung der Laufräder, sondern auch auf
ihre von Laufrad zu Laufrad aufeinanderfolgenden Schaufelwinkel in der ringförmig
in dem Arbeitsraum umlaufenden Strömung.
-
Der Wandler arbeitet als Kraftwandler, der das Antriebsdrehmoment
bis auf eine bestimmte Größe gegenüber der minutlichen Umdrehungsgeschwindigkeit
der Abtriebsturbine O steigert und dann in Anpassung an die jeweiligen Bedingungen
als Flüssigkeitskupplung oder Flüssigkeitsschwungrad wirkt. Diese allgemeine Ausführung
der Vorrichtung ist bereits bekannt. Die Verwendung dieser bekannten Arten von Drehmomentwandlern
ist aber beschränkt auf einen Geschwindigkeitsbereich, der durch eine bestimmte
Drehmomentaufnahmefähigkeit der Vorrichtung begrenzt ist. Die Erfindung stellt demgegenüber
eine erhebliche Verbesserung dieser Vorrichtungen dar, wie sich aus den weiteren
Darlegungen ergibt. Zwecks völlig klarer Darstellung der Erfindung sollen nachstehend
ihre Grundprinzipien im einzelnen dargelegt werden.
-
Bei einem Turbowandler ist die von der Pumpe I erzeugte Flüssigkeitsenergie
gleich der von der Abtriebsturbine 0 erzeugten Energie plus dem Gesamtverlust.
-
Der Gesamtverlust besteht aus Komponenten, die sich sowohl aus Strömungsverlusten
als auch aus durch plötzliche Richtungsänderung, Geschwindigkeitsänderung oder beiden
entstehenden Stoßverlusten zusammensetzen, welche beim Übergang der Flüssigkeit
von einer Schaufel zur anderen entstehen.
-
Die Reibungsverluste setzen sich aus den Viskositätswirkungen, Oberflächenwirkungen,
Strömungsänderungsverlusten und vergrößerten Spaltverlusten zusammen. Ferner entsteht
ein Verlust infolge eines Druckunterschiedes an beiden Seiten des Strömungskanals
durch Wirbelungen, die durch den über die Schaufelräder hinweg erfolgenden Strömungsausgleich
bedingt sind.
-
Damit zwecks Erlangung des besten Wirkungsgrades über einen ausgedehnten
Geschwindigkeitsbereich die zusätzlichen Stoßverluste niedrig gehalten werden können,
sind gemäß der Erfindung zwei hintereinanderliegende Leiträder R1, R2 und ein Pumpenaggregat
vorgesehen, das aus zwei aufeinanderfolgenden Schaufelrädern besteht, von denen
das eine als Hilfspumpe Ia dient, die in Vorwärtsrichtung schneller als die über
eine Freilaufkupplung mit ihr verbundene Hauptpumpe I läuft. Die Schaufelwinkel
sind dabei so gewählt, daß beim Kuppeln ein Drehmoment übertragen wird und die Hilfspumpe
leer mitläuft, wenn sie sich schneller als die Hauptpumpe dreht, da sonst ein unerwünschter
Stoßverlust entstehen würde.
-
Da im ganzen Geschwindigkeitsbereich Stoßverluste entstehen, ist es
zwecklos, nur die beim Anfahren auftretenden zu betrachten; vielmehr müssen auch
die anderen relativen Geschwindigkeits-und Drehmoment-Bedingungen berücksichtigt
werden.
-
Da der Wandler fünf Schaufelräder enthält, können die bei einer bestimmten
Drehmomentgröße auftretenden Stoßverluste vorher so festgelegt werden, daß sie nach
dem Anfahren auf Null abnehmen und dann wieder auf einen bestimmten Wert ansteigen,
um schließlich bei zunehmender Geschwindigkeit wieder auf Null zurückzugehen.
-
Diesen Vorgang kann man sich klarmachen, wenn man zuerst auf die eine
Seite einer Schaufel, dann auf die Spitze und schließlich auf die andere Seite einen
Ölstrom auftreffen läßt. Der zwischen zwei gegenüberliegenden Seiten auftretende
meßbare Stoßverlust fällt gegen Null ab. Wenn die Richtung des Stromstoßes zwischen
den Flächen geändert wird, dann werden die Stoßverluste jedesmal, wenn diese Änderung
vorgenommen
wird, annähernd Null. Die Abnahme des Stoßverlustes
ist im allgemeinen proportional der Abweichung der Austritts- zur Eintrittsachse
vom Nullwinkel.
-
Die motorgetriebene Pumpe I nach Fig. I erteilt der in dem Arbeitsraum
befindlichen Flüssigkeit eine nach vorwärts gerichtete Umlaufbewegung. Beim Anfahren
wandelt die angetriebene Turbine O diese in eine rückwärts gerichtete Umlaufbewegung
um. Wenn die angetriebene Turbine sich dreht und eine nach vorwärts gerichtete Drehung
pro Minute erzeugt, dann sind die beim Anfahren auftretenden Bedingungen nicht mehr
vorhanden.
-
Die von der angetriebenen Turbine O bewirkte rückwärts gerichtete
Umlaufbewegung wird in einem bestimmten, durch die Schaufelwinkel bedingten Bereich
geringer, wenn die Abtriebsgeschwindigkeit ansteigt, und wird zu einer vorwärts
gerichteten Umlaufbewegung von geringerer Geschwindigkeit als derjenigen, die von
der Pumpe I erzeugt wird.
-
Beim Vorhandensein eines Leitrades R in dem Stromkreis wird das in
der Abtriebsturbinenschaufelung 7 vorhandene rückwärts gerichtete Strömungsfeld
durch die Leitschaufeln 8 und 9 in eine vorwärts gerichtete Strömungskomponente
umgewandelt, die von den Pumpenschaufeln 6 an ihren Eintrittsstellen oder Schaufeltaschenflächen
aufgenommen wird.
-
Die Leitradschaufeln 8, 9 bewirken eine größere Strömungsänderung
beim Anfahren. Wenn die Abtriebsturbinengeschwindigkeit größer wird, dann leisten
die Leiträder immer weniger Arbeit, bis ein Punkt erreicht ist, an dem die Geschwindigkeitskomponente
der Turbine so groß wie die durch den Auslaßwinkel des zweiten Leitrades erzeugte
ist. Dann ist das Leitrad R nicht mehr wirksam und nutzlos. Es stellt dann, da es
in dem Arbeitsraum zwischen dem Turbinenauslaß und der Eintrittszone der Pumpe I
liegt, eine mögliche Quelle von Strömungsverlusten dar.
-
Zwecks Vermeidung dieser Verluste ist vorgeschlagen worden, dann das
Leitrad axial aus dem Arbeitsraum herauszubringen oder eine Freilaufkupplung einzubauen,
damit das Rad leer mitlaufen kann.
-
Wie weiter nachstehend gezeigt ist, wird das Leitrad besser aus dem
Stromkreis entfernt, wenn es in vorzugsweise zwei oder auch mehrere voneinander
unabhängige Stufen unterteilt wird. Hierdurch ergibt sich ein deutlicher Überschuß
an Gesamtwirkungsgrad. Damit die Leiträder unabhängig voneinander laufen können,
werden die Freilaufkupplungen I4 und I4' verwendet. vorteilhafte Arbeitsweise und
Übertragung der Flüssigkeit an dieser Stelle bei niedrigen Stoßverlusten gestattet.
Diese Entdeckung ist beim Bau und bei der Prüfung vieler solcher Einheiten gemacht
worden, die einander über einen großen Schaufelwinkelbereich ähnlich sind.
-
Aus diesen Gründen ist die Hilfspumpe Ia zwischen der Austrittszone
des Leitrades R2 und der Eintrittszone der Hauptpumpe I im in radialer Richtung
nach innen zu liegenden Teil der im Arbeitsraum vorhandenen Ringströmung angeordnet.
-
Die Hilfspumpe Ia ist mit dem Teil G verbunden, der aus einer Freilaufküpplung
I8, I9, 2o besteht, sie mit der Hauptpumpe I kuppelt, so daß die Hilfspumpenschaufeln
6 in Vorwärtsrichtung schneller, aber niemals langsamer als die Hauptpumpenschaufeln
5 laufen. Die Geschwindigkeit, mit der die Hilfspumpe Ia schneller vorwärts läuft,
ist durch die errechnete Strömungsgeschwindigkeit und den Auslaßwinkel des zweiten
Leitrades bestimmt. Der Eintrittswinkel für die Pumpe I ist so bemessen, daß sie
die Strömung mit einer größeren Geschwindigkeit bei kleinerem Stoßverlust aufnimmt.
-
Wenn die Geschwindigkeit der Ringströmung abnimmt, dann fällt die
Geschwindigkeit der Hilfspumpe bis auf annähernd die der Hauptpumpe I. Die Hilfspumpe
Ia wird dann während der kleineren Geschwindigkeiten über die Freilaufkupplung I8,
I9, 2o von der Hauptpumpe I mit Motorgeschwindigkeit angetrieben. Die Schaufelwinkel
der Hilfspumpe Ia werden so gewählt, daß der Eintrittswinkel bei kleiner Geschwindigkeit
der Ringströmung einen geringen Stoßverlust hervorruft, wenn die Pumpe Ia mit höheren
Geschwindigkeiten läuft.
-
Zum besseren Verständnis dieser verschiedenen Verhältnisse ist mit
Phase I das Anfahren bezeichnet, wenn die Leiträder R1, R2 stillstehen und die Hilfspumpe
Ia schneller als die Hauptpumpe I läuft. Bei stehender Turbine O ist die Strömungsgeschwindigkeit
groß, vermindert sich aber mit zunehmender Turbinengeschwindigkeit. Bei einer bestimmten
Turbinengeschwindigkeit fällt die der Hilfspumpe Ia auf diejenige der Hauptpumpe
I. Die Stoßverluste nehmen darauf ab.
-
In der Phase II laufen die Pumpen I, Ia mit Motorgeschwindigkeit,
während die Turbine O mit vergrößertem Drehmoment über ihren als vorteilhaft bezeichneten
Geschwindigkeitsbereich wie bei jedem anderen Wandler angetrieben wird.
-
Das Ansteigen der Geschwindigkeit der Turbine O fällt mit einer Abnahme
der Drehmomentreaktionskraft zusammen, die die Leiträder R1, R2 rückwärts drehen
will. Zuerst wird die Reaktionskraft des Leitrades R1 verringert. Wenn diese Null
ist, dann ist Phase II beendet.
-
Die Eintrittszone des ersten Leitrades R1 liegt jetzt der Austrittszone
der Turbine O gegenüber, die einen großen Austrittswinkel hat. Während dieser Periode
herrscht eine große Strömungsgeschwindigkeit. Mit zunehmender Beschleunigung nimmt
die absolute Strömungsgeschwindigkeit im Turbinenauslaß ständig ab. Um beim Anfahren
eine vorteilhafte Steigerung des Drehmoments zu bewirken, muß eine relativ große,
rückwärts gerichtete Kraft durch die Turbine 0 erzeugt werden und anschließend bei
steigender Turbinengeschwindigkeit die Ringströmung im Arbeitsgehäuse abnehmen.
-
Die Leiträder R1, R2 kehren die Richtung der aus der Turbine austretenden
Strömung um, die dann zur Eintrittszone der Pumpe I gelangt.
-
Umfangreiche Studien über die Änderung der Größe der Strömungsgeschwindigkeit
zwischen dem Leitrad und dem Pumpeneintritt haben ergeben, däß ein einziger festgelegter
Pumpeneintrittswinkel nicht eine
Während dieses Vorganges werden
die Leitradschaufeln 8 von dem Auslaßstrom der Turbine O beaufschlagt, und zwar
zuerst an ihren konkaven und später an ihren konvexen Flächen. Am Übergangspunkt
fällt der Stoßverlust auf ungefähr Null, wie vorstehend dargelegt. Dieser bei einer
gewissen Größe anfangende Wert fällt auf Null und nimmt anschließend wieder etwas
zu.
-
Am Ende dieser Periode ist das Leitrad R1 an dem Punkt, an dem die
Drehmomentreaktion Null ist und über den hinaus es bei niedrigen oder sehr begrenzten
Stoßverlusten leer oder freilaufend in Vorwärtsrichtung mitläuft.
-
Die Schaufelwinkel und Radien des ersten Leitrades könnten so gewählt
werden, daß die Stoßverluste später wieder anfänglich auf Null fallen und dann bis
auf den Freilaufpunkt steigen, um anschließend wieder darunter zu fallen und dann
ein zweites Mal zu steigen.
-
Das Ansteigen der Stoßverluste kann am besten dadurch begrenzt werden,
daß zu einer bestimmten Strömungsgeschwindigkeit eine bestimmte Anzahl von Turbinenaustrittswinkeln
und Einlaßwinkeln des ersten Leitrades gehören. Hierbei ist ferner die Auslaßgeschwindigkeit
des Leitrades zu berücksichtigen.
-
Bei mehreren Leiträdern tritt diese im Rahmen der ansteigenden Turbinengeschwindigkeit
zu verzeichnende Wechselbeziehung früher auf als bei der Verwendung nur eines Leitrades.
Die Phase III beginnt, wenn das erste Leitrad R1 anfängt sich vorwärts zu bewegen,
und endet, wenn das Reaktionsdrehmoment des zweiten Leitrades R2 auf Null zurückgeht.
-
Mit steigender Turbinengeschwindigkeit fällt gegebenenfalls das Reaktionsdrehmoment
des zweiten Leitrades R2 auf Null. Dieses Leitrad kann sich dann bei normaler Beschleunigung
frei drehen. Die Endphase ist erreicht, wenn sich alle Schaufelräder drehen.
-
Endphase: Da die Leiträder R1 und R2 sich nunmehr vorwärts drehen,
liegt der Stoßverlust der Eintrittsströmung der vereinigten Pumpen Ia und I wesentlich
näher denjenigen der Auslaßströmung der Turbine O, so daß er durchaus tragbar ist.
Während dieser Verbindung ist der Geschwindigkeitsunterschied zwischen der Turbine
0 und den Pumpen Ja, I gering. Da der Außenkranz der Turbine O den Hauptströmungswiderstand
hervorruft, ist infolgedessen die Geschwindigkeit der Ringströmung niedrig, so daß
sich als Resultat niedrige Gesamtverluste ergeben.
-
Diese Anordnung der Teile ist besonders dadurch gekennzeichnet, daß
zwischen dem Anfangszustand beim Anfahren und der Kupplungsphase ein verhältnismäßig
großer Geschwindigkeitsbereich der Ringströmung vorhanden ist, die einen außerordentlich
günstigen Wirkungsgrad der endgültigen Verbindung erzielt. Dieses wichtige Merkmal
ermöglicht besonders die Anwendung der Erfindung auf Motorfahrzeuge, bei denen durch
die Verkehrsbedingungen ein ungewöhnlich schnelles Reagieren der Vorrichtung zur
Drehmoment-und Geschwindigkeitsänderung erforderlich ist und die höhere Geschwindigkeit
sowie die Straßenbedingungen ein schnelles Reagieren gegen das Wechseln auf die
vierte Kupplungsphase erfordern, und zwar unter Berücksichtigung der Antriebsbedingungen
und von an den Fahrer bei der Schaltung der Motorgeschwindigkeit zu stellenden Anforderungen.
Die mit dieser Erfindung versehenen Fahrzeuge sind übereinstimmend mit bemerkenswerten
Ergebnissen gelaufen.
-
Nachstehend wird eine Aufstellung der Daten der Drehmomente, relativen
Geschwindigkeiten, Strömungsgeschwindigkeiten und verwandten Faktoren gegeben, aus
der hervorgeht, wie sich in der Praxis die Stoßverluste bei Anwendung der Erfindung
verringern. Für denjenigen, der die Vorrichtung nach der Erfindung baut, werden
nachfolgende Schaufelwinkelgrenzen für die Wandlerschaufeln nach dem Ausführungsbeispiel
gegeben. Einlaß Auslaß Hilfspumpe ........ 35 bis 45° 35 bis 45° Hauptpumpe
....... I5 - 2o° - Io - + Io° Turbine ............ 4o - 5o° 5o - 6o° I. Leitrad
.......... 35 - 4o° 2 - 8° 2. Leitrad .......... 2o - 3o° 35 - 45° Die in diesen
Grenzen liegenden Werte haben in gleichem Maße befriedigt.
-
Der Fachmann, der nach diesen Lehren eine Schaufelung für eine Vorrichtung
nach Fig. I herstellen will, die Stoßverluste vermeidet, sei auf folgendes Beispiel
verwiesen. Schaufelwinkel
Einlaß Auslaß Schaufeln Hilfspumpe Ia ... 4o,35°
37,68° 6 Hauptpumpe I .. I6,70° o° 5 Turbine O ....... 45,57° 56,32° 7 I. Leitrad
R1 .... 38,67° 5,71° 8 2. Leitrad R2 .... 24,23° 42° 9 Die oben angegebene Reihenfolge
der in dem Flüssigkeitsstrom des Drehmomentwandlers liegenden Schaufeln dient nur
zur Darstellung der praktisch brauchbaren, vorstehend erwähnten Varianten, die unter
Berücksichtigung der Größe des Anfahrdrehmoments, der Größe der Drehmomentaufnahme
und der Geschwindigkeitsbereiche aufgestellt worden sind, wie sie für den Abschnitt
gelten, in dem eine Steigerung des Drehmoments bis auf ein Antriebsverhältnis von
i : i erfolgt. Zum vollständigen Verständnis dieser Angaben dienen die Fig. 2 bis
7.
-
Fig. 2 bis 6 zeigen Vorderansichten der Pumpe I, der Turbine 0, der
Leiträder R1, R2 und der Hilfspumpe ja in der genannten Reihenfolge und dienen hauptsächlich
zum Verständnis der Strömungsrichtung durch die Schaufelzwischenräume der Schaufelräder.
Jede Figur zeigt zwei' Schaufeln. Die in den Schaufelzwischenräumen befindlichen
Pfeile geben die Strömungsrichtung und die Umfangspfeile die Drehrichtung jedes
Rades an.
-
Die dargestellten Ansichten stammen von Teilen des praktisch ausgeführten
Ausführungsbeispiels und werden durch das die Schaufelwinkel der Laufräder aufzeigende
Diagramm der Fig. 7 noch verständlicher.
Sobald beim Anlassen infolge
des vom Motor erzeugten Drehmoments die Pumpe I rotiert, wird die Flüssigkeit vom
Einlaßteil der Pumpe Fig. 2 bei a zum Auslaß b gehoben, der in Drehrichtung rückwärts
liegt. Diese Schaufelanordnung ähnelt der schwanzartigen oder rückwärts gekrümmten
Beschaufelung der Zentrifugalpumpe. Der Flüssigkeit wird dadurch eine kinetische
Energie verliehen, während sie bei b axial unter einem Schaufelwinkel von Null gegen
die Achsrichtung verläuft.
-
Gemäß Fig. 3 tritt die energiegeladene Flüssigkeit bei c in den Turbineneinlaß.
Ihre Energie wird durch die mit dem Abtrieb verbundene Turbine O als Drehmoment
absorbiert; wenn die Flüssigkeit nach innen in die Einströmzone in Richtung auf
d strömt. Der Einlaßpunkt c am Umfang ist in Vorwärtsrichtung gegenüber dem Auslaßpunkt
d winklig verlagert. Die bei d austretende Flüssigkeit hat eine nach rückwärts gerichtete
Komponente.
-
Gemäß Fig. 4 gelangt die Flüssigkeit von dem Turbinenauslaß d nach
dem Eintrittsquerschnitt e des ersten Leitrades. Der Ström wird wieder von einem
großen Eintrittswinkel von etwa 39° auf einen in den Schaufeln 8 des ersten Leitrades
bei Punkt f liegenden kleinen Austrittswinkel von ungefähr 6° umgelenkt. Dieser
Vorgang wird an Hand der Fig. 7 besser verständlich.
-
Gemäß Fig. 5 erhalten die Schaufeln des zweiten Leitrades die Flüssigkeit
von den Schaufeln 8 des ersten Leitrades mit hoher Strömungsgeschwindigkeit unter
einem Winkel von 24° und leiten den Strom unter einem Winkel von etwa 42° wieder
zu dem Einlaß der Hilfspumpe Ia nach Fig. 6 zurück, deren Schaufeln 6 einen Eintrittswinkel
von etwa 4o° und einen Drehmoment- Strömungs- Turbine 0 I. und 2. Leitrad Ia I verhältnis
verhältnis m/s U/n RI R2 U/min U/min Phase I ................ 2,35 =7,3o 0 0 0 3518
1650 Anfahren ............... 1,56 13,00 9oo 0 0 2637 I9oo Phase II . ...........
1,25 Io;67 146o 0 0 2150 1,20 16,o0 1700 0 0 2270 Phase III ................ I,I5
9,6o 1800 70 0 2340 1,03 8,6o 2300 Io6o 0 2550 Phase IV ............... I,00 8,77
2440 126o 0 2620 1,00 7,41 3000 2250 1070 3120 1,00 5,60 4000 3870 2750 4080 1,00
5,18 4800 5146 3974 4880 Diese Aufstellung zeigt deutlich eine Reihe von Zählen
für die einzelnen bestimmten Verhältnisse, die die Antriebsbedingungen bei Gleichlauf
und bei den Übergängen erkennen lassen.
-
Wie vorstehend ausgeführt, ermöglicht die Erfindung die Verwendung
von aus Blech bestehenden Schaufeln mit dünnem Querschnitt. Hier wird aber kein
besonderes Verfahren zur Herstellung angegeben, da das Gegenstand einer anderen
Erfindung ist.
-
Die vorstehenden Darlegungen lassen erkennen, daß der Drehmomentwandler
infolge der Stoß- und der Strömungsverluste keinen Ioo%igen Wirkungsgrad haben kann.
Wenn der Schaufeleintritt parallel der Austrittswinkel von etwa 37° besitzen, was
bedeutet, daß die Schaufeln 6 der Hilfspumpe Ia fast flach sind. Bemerkt sei noch,
daß die Schaufelstärken hierbei wesentlich geringer sind als die ähnlicher bekannter
Vorrichtungen. Gegenüber den von Benutzern älterer Drehmomentwandler gezeigten und
beschriebenen Schaufeln oder Leitblechen mit starkem Querschnitt und Tropfen- oder
Birnenform, die offensichtlich zwecks Vermeidung von Umlenkverlusten gewählt worden
sind, wurde gefunden, daß bei Anwendung der beschriebenen Merkmale zur Vermeidung
von Stoßverlusten relativ dünne Schaufeln die Belastung aushalten. Es besteht daher
kein Grund zur Verwendung derartiger Sonderausführungen, wenn geringe Leistungsverluste
erzielt werden sollen. Gemäß der Erfindung kann infolge der dünneren Schaufelstärken
die Herstellung auch wirtschaftlicher aus billigerem Blechmaterial statt durch teure
Gießverfahren erfolgen.
-
Das Diagramm Fig. 7 zeigt die Schaufelwinkel der vorstehenden Tabelle,
die von jeder Schaufelgruppe der fünf Teile des Wandlers stammen und von einer die
Hauptachse schneidenden Ebene ausgehen. Dabei bezeichnet der waagerechte Pfeil die
Hauptströmungsrichtung in der Achsebene und der vertikale Pfeil die Drehmomentrichtung
oder Umlaufrichtung. Das Diagramm dient nur zur Erklärung und soll eine Vorstellung
von den relativen Schaufelwinkeln geben. Um Mißverständnisse über das in Anspruch
genommene, mit der Erfindung erreichbare nützliche Ergebnis zu vermeiden, folgt
nachstehend eine Aufstellung der Daten, die genau die an der als Beispiel beschriebenen
Vorrichtung gemessenen Werte angibt. Strömungsmitte liegt, dann findet ein stoßfreier
Eintritt statt. Dagegen summieren sich die durch die Oberflächenreibung entstehenden
Strömungsverluste mit den an den Schaufelkanten auftretenden Wirbelungen und den
durch die ringförmige Strömungsrichtung bedingten Umkehrverlusten sowie der durch
die Änderung des Schaufelradius und der Wirkung der Querströmung entstehenden Belastungsverluste
zu einer Verlustkonstanten, die sich mit der Wahl der Schaufelwinkelreihe und anderer
Faktoren ändert.
-
So hat z. B. ein Wandler mit einer optimalen Anzahl derartiger parametrischer
Faktoren, die eine Drehmomentsteigerung von 4: 1 ergeben; eine größere Verlustkonstante
als
einer, der nur ein Verhältnis von 2 : I zeigt. Daraus erklärt sich, warum der Gesamtwirkungsgrad
des zuerst genannten Wandlers niedriger ist als der des zuletzt erwähnten.
-
Die besondere Art des Drehmomentwandlerproblems erfordert die Änderung
des mittleren Radius des umlaufenden Öles, damit ein größerer Drehmomentantrieb
entsteht. Die Turbine und die Leiträder wirken dann entsprechend den größeren Kräften,
die während der gesteigerten Arbeitsweise übertragen werden, stärker auf dieselbe
Ölströmung ein, wobei der ansteigende Belastungsverlust von großer Bedeutung ist
und eine sorgfältige Anpassung der Konstruktionswerte erfordert, um eine niedrige
Verlustkonstante zu erhalten. Das wird durch die Viskosität der Flüssigkeit erreicht.
Zu diesem Zweck wird Schweröl mit niedriger Viskosität bevorzugt.
-
Die Gruppe der in Fig. 8 bis I8 gezeigten Ausführungsbeispiele soll
die maßgebenden Gründe für die Anwendung der vorstehend genannten optimalen Schaufelkonstruktionsparameter
aufzeigen, damit kein Mißverständnis hinsichtlich der Grundlagen der Erfindung entstehen
kann. Es ist auf diesem Gebiet schwierig, sich die komplexen Gegenwirkungen einer
dreidimensionalen Strömung vorzustellen, die der Wirkung einer Anzahl von Strömungs-
und kinetischen Kräften sowie mit verschiedener Geschwindigkeit bewegten Gruppen
von Strömungskanälen ausgesetzt ist. Daher zeigen diese Figuren eine Reihe von mit
Bezug auf ihre Wirkungsgrade analysierten Flüssigkeitsdrehmomenten mit ihren Verlusten
und stellen Beispiele von Schaufelquerschnitten mit Schaufelwinkelabschnitten für
die verschiedenen Größen der Stoßverluste für drei-, vier-und fünfteilige Wandler
dar.
-
Die erste Diagrammgruppe zeigt in Fig. 8 und 9 die resultierenden
Kurven für einen einfachen dreiteiligen Wandler. Die zweite, in Fig. Io bis I2 gezeigte
Gruppe gibt die resultierenden Kurven für einen ähnlichen Wandler mit frei laufendem
Leitrad R an. Die dritte Gruppe gemäß Fig. I3 bis I5 gilt für einen vierteiligen
Wandler mit zwei frei laufenden Leiträdern, und die in Fig. I6 bis I8 dargestellte
vierte Gruppe betrifft einen fünfteiligen Wandler, bei dem sowohl die Leiträder
R1, R2 als auch die Hilfspumpe Ia frei umlaufen können. Die Schaufelquerschnittsdiagramme
Fig. I2, I5 und I6 zeigen die Wirkung der Schaufeleintrittswinkel auf die Stoßverluste.
Fig. I2 stellt diese Wirkung bei einer einzigen Schaufel eines Leitrades R dar.
Fig. I5 zeigt die Wirkung für ein Paar aufeinanderfolgender Schaufeln der beiden
Leiträder RI, R2, und Fig. I6 gibt eine ähnliche Wirkung am Schaufeleintritt der
Pumpen I und Ia an.
-
Die Aufstellung der Wirkungsgrade und Verluste nach Fig. 9, II, I4
und I7 zeigt die Hauptwerte für die Wandler nach den Diagrammen der Fig. 8, Io,
I3 und I6. Die Wirkungsgrade sind durch die ausgezogenen Linien dargestellt. Die
schraffierten Flächen stellen vergleichsweise die weiter unten beschriebenen Stoßverluste
dar.
-
Es dürfte klar sein, daß der Gesamtverlust des Wandlers bei schlecht
gewähltem Eintrittswinkel der Schaufeln größer wird. Abweichungen vom optimalen
Eintrittswinkel ergeben eine schnelle Steigerung dieses Verlustes und eine Verminderung
des Wirkungsgrades.
-
Fig. 8 und 9 sollen gemeinsam betrachtet werden. Fig. 8 zeigt einen
dreiteiligen Wandler und Fig. 9 sein Arbeitsdiagramm.
-
Der Maximalwert der Kurve für den Wirkungsgrad auf der bei Iooo U/min
gezogenen Ordinate ist bestimmt durch den Flüssigkeitsverlust. Dieser Maximalwert
stellt den Wirkungsgrad dar, wenn die Flüssigkeit in die Schaufeltaschen unter einem
Winkel von o° eintritt. Die Ordinaten geben den Wirkungsgrad in Prozent und die
Abszissen die Umdrehungszahlen der Turbine 0 pro Minute, die durch die Pumpe I erzeugt
werden.
-
Das Diagramm nach Fig.9 zeigt eine Abnahme der Strömungsgeschwindigkeit
bei zunehmender Turbinengeschwindigkeit. Das abnehmende Turbinendrehmoment erfordert
eine geringere Strömung. Durch die Drehung der Turbine wird eine Zentrifugalkraft
auf die Flüssigkeit ausgeübt, die derjenigen der Pumpe entgegenwirkt. Dadurch ergibt
sich ein geringerer absoluter Strömungsdruck. Die Strömungs-und die Stoßverluste
sind proportional dem Quadrat der Strömungsgeschwindigkeit.
-
Das Diagramm zeigt den an dem Schaufeleintritt ansteigenden Stoßverlust,
der bei dem in der Darstellung gewählten Konstruktionspunkt Null wird. Die Stoßverluste
der einzelnen Teile werden gesondert behandelt. Der größte Stoßverlust ist am Leitradeintritt
und ist beim Anfahren hoch. Nachdem er die Abszisse an der Stelle, an welcher der
Verlust Null ist, gekreuzt hat, steigt er schnell und beeinflußt dabei die Turbinengeschwindigkeit
und die Strömungsgeschwindigkeit. Die Turbine 0 hat einen großen Anteil an der Umlenkung
der Strömung am Austritt, so daß in der Nähe des Anfahrens das aus der Turbine 0
austretende Öl eine große, nach rückwärts gerichtete Drehbewegung aufweist, die
mit zunehmender Turbinengeschwindigkeit abnimmt.
-
Bei gleichzeitig abnehmender Turbinengeschwindigkeit nimmt der Anteil
der Rückströmverluste erheblich zu, wodurch ein schneller Wechsel der absoluten
Strömungsrichtung des Öles am Eintritt des Leitrades R erfolgt und infolgedessen
eine erhebliche Zunahme des Stoßverlustes an jeder Seite der Mittellinie zu verzeichnen
ist.
-
Der Eintrittsstoß an der Pumpe I hängt von der Abnahme der Strömungsgeschwindigkeit
und von der Zunahme der Pumpengeschwindigkeit ab. Nach dem Diagramm steigt die zuletzt
genannte Geschwindigkeit bei höheren Turbinengeschwindigkeiten schnell an.
-
Da die vorwärts gerichtete Ölbewegung, welche mit der vom Leitrad
zur Pumpe verlaufenden Strömungsgeschwindigkeit abnimmt, nicht mit der Zunahme der
am Pumpeneintritt tatsächlich herrschenden Geschwindigkeit übereinstimmt, entstehen
Wirbelungen und erfolgt ein schnelles Ansteigen des Stoßverlustes am Pumpeneintritt
bei höheren Turbinengeschwindigkeiten.
-
Der nach dem äußeren Umfang zu gelegene Teil des Turbineneinlasses
der Turbine 0 erhält von dem
Pumpenauslaß einen sich in Vorwärtsrichtung
drehenden Ölstrom mit erheblicher Rückwärtsbiegung, die von der vorwärts gerichteten
Drehgeschwindigkeit der Ölmenge abhängt, die proportional der Strömungsgeschwindigkeit
ist. Wenn letztere abnimmt, dann verringert sich auch dieses Abhängigkeitsverhältnis
und bewirkt ein Ansteigen der von der Pumpe I erzeugten vorwärts gerichteten Drehströmung.
-
Da die Flüssigkeitsdrehung auf gleicher Höhe mit der Turbinengeschwindigkeit
zu bleiben versucht, wird der Eintrittsstoß an der Turbine infolge dieser sich nahezu
angleichenden Bedingungen relativ niedrig gehalten, wie es das Diagramm Fig. 9 zeigt.
Die bekannten Ausführungen versuchen den Abfall der Wirkungsgradkurve auf jeder
Seite der Scheitelpunktlinie dadurch zu verhindern, daß sie das Leitrad frei in
Vorwärtsrichtung laufen lassen, nachdem die Strömungsrichtung vom Turbinenauslaß
zum Leitradeinlaß geändert ist, wodurch eine vorwärts gerichtete Kraft an dem Leitrad
R entsteht, da der Stoßverlust am Leitradeintritt zunimmt, je mehr die Achse des
Ölstromes aus der normalen Lage abweicht, es sei denn, daß das Leitrad R sich frei
in Richtung des eintretenden Öles drehen kann. Diese Verhältnisse sind in Fig, Io
bis I2 dargestellt.
-
Die vorstehenden Angaben sind notwendig, um die eine erhebliche Verbesserung
dieser Drehmomentwandler darstellenden Punkte der von diesen bekannten Ausführungen
ausgehenden Erfindung eingehend würdigen zu können.
-
Fig. Io bis I2 werden nachstehend gemeinsam behandelt.
-
Fig. I2 zeigt eine typische Leitradschaufel. Die ausgezogenen Pfeile
zeigen den Eintrittswinkel der vom Turbinenauslaß kommenden Flüssigkeit an. Bei
niedriger Turbinengeschwindigkeit entsteht der Stoßwinkel A. Bei normalem Eintritt
ist kein Stoßwinkel vorhanden. Ein weiterer Stoßwinkel wird durch den Winkel B dargestellt,
während C einen Stoßwinkel zeigt, der gleich dem Gesamtwinkel der Leitradschaufel
8 ist. Bei Wandlern mit starker Drehmomentvergrößerung ist dieser Winkel größer.
Der Flüssigkeitsstrom tritt dann parallel zu dem AuslaB ein, so daß die Schaufel
8 die Strömungsrichtung nicht verändern kann, die auch keine Drehmomentreaktionskomponente
erzeugt. Bleibt die Schaufel weiter in dem Flüssigkeitsstrom, dann steigt der Stoßverlust,
so daß sie sich jetzt frei vorwärts drehen will. Dieses Ansteigen kann höchstens
bis zum Punkt D erfolgen. Dann hört die Zunahme des Stoßverlustes auf. Während dieses
Leerlaufs kann die Leitradschaufel die Strömungsgeschwindigkeit nicht ändern, auch
nicht bei größeren Turbinengeschwindigkeiten, wenn der Pümpeneintrittsverlust kleiner
wird, wie es durch die entsprechende Linie in Fig. II dargestellt ist. Diese beiden
Stoßverluste nehmen mit zunehmender Turbinengeschwindigkeit ab.
-
In Fig. I3 bis I5 ist das Prinzip dargestellt, wonach die Leiträder
RI, R2 den Stoßverlust unter denjenigen des einzelnen Leitrades R der Fig. 8 und
Io herabsetzen, wie in Fig. I4 durch die zwischen B und C liegende voll ausgezogene
Linie dargestellt ist. Der Nullpunkt des Stoßverlustes wird mit Rücksicht auf eine
sehr niedrige Geschwindigkeit der Turbine O gewählt, um zu verhindern, daß er beim
Anfahren einen großen Wert annimmt. Es ergibt sich dann ein verhältnismäßig kleiner
Stoßverlustwinkel A, wie in Fig. I5 dargestellt. Der normale Nullpunkt wird schon
bei geringem Anstieg der Strömungsgeschwindigkeit erreicht. In dem Moment, wenn
der Stoßwinkel B erreicht ist, beginnt das mit den Schaufeln 8 versehene Leitrad
der Fig. I3 sich frei zu drehen, so daß sein Stoßverlust abnimmt. Bis zu diesem
Zeitpunkt hat das mit den Schaufeln 9 versehene Leitrad R2 noch keinen Stoß erhalten.
Sein Verlust nimmt aber zu, wenn der von R1 abnimmt. Der Verlust von R2 verschwindet
bald, wenn sein Stoßwinkel C (Fig. I5) gleich dem Gesamtschaufelwinkel von R2 ist.
Wenn die freie Bewegung beginnt, dann nimmt der Stoßverlust von R2 ab. Der Gesamtstoßverlust
der beiden Leiträder R1, R2 ist durch die vertikal schraffierte Fläche (Fig. I4)
dargestellt, die erheblich kleiner ist als die horizontal schraffierte darüberliegende
Fläche oder diejenige, die unterhalb der ausgezogenen Linie für das einzelne Leitrad
liegt.
-
Gemäß Fig. I6 bis I8, die die Werte des fünfteiligen Wandlers nach
Fig. 5 wiedergeben, tritt eine ähnliche Wirkung am Pumpeneinlaß auf. Die Pumpe besteht
hier aus der Hauptpumpe I und der Hilfspumpe Ia. Wenn beide zu einem einzigen Teil
zusammengefaßt wären, dann würde dessen Stoßverlust durch die voll ausgezogene Linie
der Fig. I7 dargestellt sein. Der Nullpunkt hierfür ist unter Berücksichtigung dessen
gewählt worden, daß eine angemessene, nach vorwärts gerichtete Geschwindigkeit auftritt,
damit ein großer Wirkungsgrad in der Flüssigkeitskupplung beim Kreuzen erreicht
wird, wodurch aber normalerweise ein großer Stoßverlust bei niedriger und Anfahrgeschwindigkeit
auftritt. Da es sich in vorliegendem Falle aber um eine zusammengesetzte Pumpe handelt,
die einen Hilfsteil Ia hat, der sich in Vorwärtsrichtung gegenüber der Hauptpumpe
I frei bewegen und ihr voreilen kann, ist der Stoßverlust, wie Fig. I7 erkennen
läßt, erheblich geringer.
-
Der kleine Stoßwinkel A (Fig. I8) tritt auf, wenn der Teil Ia als
frei laufendes Rad dem Teil I voreilt. Dann wird der Nullpunkt erreicht, der durch
0 bezeichnet ist, und tritt ein neuer Stoßwinkel B auf. Beide Winkel ergeben einen
geringen Stoßverlust verglichen mit demjenigen der einfachen Pumpe, wie die vorhergehenden
Figuren zeigen. An der Stelle 0 der Kurve für die zweiteiligen Pumpen werden die
Verluste nicht Null, obgleich der Stoßverlust mit Bezug auf die Schaufeln 6 der
Pumpe I Null ist, da ein kleiner Stoßverlust des frei laufenden Rades durch die
Schaufeln 5 der Hilfspumpe Ja zu verzeichnen ist, der zu dem Eintrittsverlust der
Schaufeln 6 der Pumpe I hinzukommt.
-
Gemäß Fig. 17 tritt die Flüssigkeit bei Punkt B unter dem Stoßwinkel
B der Fig. 18 in die Schaufeln 6 der Pumpe I ein. Dieser Winkel fällt mit dem Austrittswinkel
der Schaufeln 5 der Hilfspumpe Ja zusammen und zeigt an, daß die Schaufeln nicht
länger frei mitlaufen. Der Nullpunkt der Stoßverluste der Schaufeln 6 der Hilfspumpe
Ja wird etwas später erreicht und ist durch den Punkt 0' in Fig. 17 dargestellt.
Kurz dahinter erfolgt eine leichte Zunahme des Eintrittsstoßes
bei
höheren Turbinengeschwindigkeiten und ergibt sich der Stoßwinkel C.
-
Der Punkt B ist auch auf der in Fig. I7 dargestellten Wirkungsgradkurve
vorhanden. Die schraffierte Zusatzfläche entsteht durch Elimination des kleinen
Geschwindigkeitsstoßverlustes der Schaufeln 5 der frei laufenden Hilfspumpe Ia.
Die kombinierte Kurve nähert sich der Idealkurve, die keine Stoßverluste hat. Die
vorhandenen Stoßverluste sind dagegen die tatsächlich auftretenden und bedingen,
daß die tatsächliche Wirkungsgradkurve unter der idealen liegt.
-
Diese Beschreibung ist notwendigerweise lang und ins einzelne gehend,
da die bekannten, zu diesem Hauptgegenstand erfolgten Veröffentlichungen diese Punkte
nicht klären und auch nicht die dringend notwendigen Erkenntnisse vermitteln, die
zur Verwendung der Hilfspumpe Ia zwecks Vermeidung von Stoßverlusten führen. Sie
offenbaren ferner auch nicht die Erkenntnis der optimalen Winkelgrenzen, wie sie
oben für die Ausführung nach Fig. I angegeben sind. Bei einer bekannten Ausführung,
die derjenigen nach Fig. I3 ähnelt, ist die bestimmte Leitradkonstruktion nach Fig.
8 weniger wirkungsvoll, wenn die Differentialgeschwindigkeit der Turbinenpumpe erhöht
wird. Der bekannte Vorschlag sieht als wünschenswert die Anordnung mehrerer Leiträder
vor, setzt sie aber, statt ihre unabhängige Eigendrehung zuzulassen, gemeinsam auf
eine Freilaufkupplung.
-
Die Flüssigkeit soll bei der bekannten Einrichtung stets unter einem
Winkel in den wirksamen Teil der Leitradschaufel eintreten, der einen geringen Energieverlust
durch Stöße ergibt. Die Einrichtung offenbart aber nicht die Lehre der Erfindung,
die für die Wahl der hier angegebenen Austritts- und Eintrittswinkel maßgebend ist.
-
Bei der Erfindung wird ein optimaler Wirkungsgrad des Gesamtdrehmoments
bei mehrteiligen Laufrädern in Flüssigkeitsdrehmomentwandlern erreicht, welche eine
wirksame Geschwindigkeitsänderung vom Anfahren bis zu einem Antriebsverhältnis von
annähernd I : I ermöglichen. Diese Lehre ist besonders auf die Anordnung der mit
Schaufeln versehenen Laufräder in den Ausström- und Einströmzonen des ringförmigen
Arbeitsraumes sowie auf die Eintritts- und Austrittswinkel der in diesem Arbeitsraum
befindlichen Strömung angeordneten Schaufeln und auf die Schaffung einer Vorrichtung
gerichtet, deren verschiedene Laufräder einen unterschiedlichen Leerlauf innerhalb
bestimmter Strömungsgeschwindigkeitsbereiche der Arbeitsflüssigkeit aufweisen. Diese
Merkmale ergeben ein Optimum an niedrigem Stoßverlust für die verschiedenen Drehmomentabschnitte
des Wandlers.