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Hydrodynamischer Drehmomentwandler mit vier ständig im Flüssigkeitskreislauf
befindlichen Schaufelkränzen und umlaufendem Gehäuse, insbesondere für Personenkraftfahrzeuge
Die Erfindung bezieht sich auf hydrodynamische Drehmometwandler mit vier ständig
im Flüssigkeitskreislauf befindlichen Schaufelkränzen und umlaufendem Gehäuse, insbesondere
für Personenkraftfahrzeuge, in dessen von einem ringförmigen Kern durchsetztem Ringhohlraum
die Strömung um den Kern herum durch einen nach außen und einen nach innen angenähert
radial gerichteten Strömungsabschnitt, die durch schaufellose Krümmer verbunden
sind, erfolgt.
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Für hydrodynamische Drehmomentwandler ist es kennzeichnend, daß die
größte Drehmomentvervielfachung im Stillstand des vom Turbinenrad gebildeten Sekundärgliedes
auftritt. Wenn die Drehzahl des Sekundärgliedes (n2) von Null an im Verhältnis zur
Drehzahl des Primärgliedes (n1) ansteigt, nimmt die Drehmomentvervielfachung, die
im allgemeinen als Drehmomentverhältnis bezeichnet wird, ab und erreicht, noch bevor
das Drehzahlverhältnis den Wert I erreicht hat, selbst diesen Wert, d. h., das Ausgangsdrehmoment
ist damit auf die Größe des Eingangsdrehmomentes abgesunken. Wenn dieses allgemein
als Umkehrpunkt bezeichnete Drehzahlverhältnis erreicht ist, arbeitet der Wandler
nicht mehr als Drehmomentvervielfacher, und wenn die Drehzahl des Sekundärgliedes
weiter
im Verhältnis zu der des Primärgliedes anwächst, sinkt das
Ausgangsdrehmoment auf einen Betrag, der kleiner ist als das Eingangsdrehmoment,
so daß der Wandler keine Vorteile mehr bietet. Der nutzbare Arbeitsbereich des Wandlers
liegt also zwischen Stillstand des Sekundärteiles und Umkehrpunkt.
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Ein weiteres Merkmal der betrachteten Wandler besteht darin, daß ihr
Winkungsgrad innerhalb des nutzbaren Arbeitsbereiches sehr dem von Turbinen mit
veränderlicher Drehzahl ähnelt. Er steigt vom Wert Null beim Stillstand auf einen
Maximalwert bei irgendeiner mittleren Größe des Drehzahlverhältnisses n2/nl und
fällt dann auf einen niedrigeren Wert beim Umkehrpunkt wieder ab. Beim Umkehrpunkt
stimmen Wirkungsgrad und Drehzahlverhältnis n2/n1 überein, da das Drehmomentverhältnis
gleich I ist.
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Insbesondere bei der Verwendung von Wandlern der eingangs beschriebenen
Art für Kraftfahrzeuge sind ein hohes Drehmomentverhältnis im Stillstand, ein hoher
Spitzenwirkungsgrad mit möglichst flachem Scheitelverlauf und ein möglichst großer
nutzbarer Drehzahlbereich erwünscht. Der Umkehrpunkt soll also bei einem möglichst
hohen Wert des Drehzahlverhältnisses n2/n1 liegen. Das theoretische Optimum von
n2/n1=I läßt sich jedoch wegen der unvermeidbaren Wandlerverluste nicht erreichen.
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Eine oder zwei der genannten Forderungen können bei Wandlern der eingangs
erwähnten Art mehr oder weniger einfach erhalten werden, aber es ist ein außerordentlich
schwieriges Problem, alle Forderungen gleichzeitig zu erfüllen, da diejenigen Konstruktionsmerkmale,
die für die eine Forderung einen besonders guten Wert liefern, die andere Forderung
ungünstig beeinflussen. Beispielsweise lassen sich ziemlich hohe Drehmomentverhältnisse
im Stand erreichen, indem drei oder mehrere Turbinenschaufelstufen benutzt werden;
aber mit dieser Stufenzahl ist es praktisch unmöglich, einen so hoch gelegenen Umkehrpunkt
zu erhalten, daß er allen gewünschten Anwendungsarten des Wandlers gerecht wird.
Auch sind bei Kraftfahrzeugen, insbesondere bei Personenwagen, das Gewicht, der
Raumbedarf und die Kosten von außerordentlicher Bedeutung, während gleichzeitig
die Anforderungen an das Drehmomentverhältnis im Stand, die Lage des Umkehrpunktes
und die Größe und den Verlauf des Wirkungsgrades im gesamten Arbeitsbereich hoch
sind. Infolgedessen ist es bisher praktisch nicht gelungen, Wandler herzustellen,
die als Getriebe für sich allein den Bedürfnissen des Kraftfahrzeugbaus hinreichend
genügen. Sie mußten vielmehr stets mit einem wenigstens zwischen zwei Übersetzungsverhältnissen
umschaltbaren mechanischen Getriebe kombiniert werden, um die gestellten Bedingungen
zu erfüllen.
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Es ist daher Aufgabe der Erfindung, einen hydrodynamischen Drehmomentwandler
der eingangs beschriebenen Art zu schaffen, der sich im Vergleich zu den bisherigen
Wandlerausführungen durch das gleichzeitige Vorhandensein eines hohen Drehmomentverhältnisses
im Stillstand, eines hohen Spitzenwirkungsgrades mit flach abfallender Charakteristik
bei Vergrößerung oder Verkleinerung des zugehörigen Drehzahlverhältnisses, eines
hohen Drehzahlverhältniswertes im Umkehrpunkt und bei a11 dem durch niedrige Herstellungskosten,
geringes Gewicht und geringen Raumbedarf auszeichnet. Insbesondere soll der erfindungsgemäße
Wandler den Anforderungen im Kraftfahrzeugbau auch ohne Verwendung mechanischer
Zusatzgetriebe, wie bisher erforderlich, genügen.
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Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch die Kombination folgender
Merkmale gelöst: a) Die Pumpenschaufeln sind in dem nach außen gerichteten Strömungsabschnitt
und die Turbinen- und Leitschaufeln in dem nach innen gerichteten Strömungsabschnitt
angeordnet, wobei ein Turbinenschaufelkranz auf den Pumpenschaufelkranz folgt; b)
in den durch die Wandlerdrehachse verlaufenden Schnittebenen ist der Kern nach außen
verjüngt und konvergieren die Mittellinien des nach außen und des nach innen gerichteten
Strömungsabschnitts nach außen; c) der Kern ist im Bereich des äußeren Krümmers
stetig gekrümmt. Die in der Erfindung kombinierten Merkmale sind zwar für sich und
zum Teil auch in Einzelkombination zweier Merkmale beim hydraulischen Drehmomentwandler
bekannt. Die bekannten Wandlerausführungen berücksichtigen jedoch nicht, daß ein
wesentlicher Teil der das oben geforderte Betriebsverhalten beeinträchtigenden Verluste
im Strömungskreislauf durch die Art bestimmt ist, in der die Umlenkung der Strömung
im äußeren Teil des Kreislaufs erfolgt.
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So ist z. B. ein hydraulischer Drehmomentwandler mit vier ständig
in einem geschlossenen Strömungskreislauf befindlichen Schaufelkränzen bekannt,
bei welchem der Pumpenschaufelkranz, gefolgt von einem Turbinenschaufelkranz, in
den radial nach außen gerichteten Strömungsabschnitt und ein auf den genannten Turbinenschaufelkranz
in den radial nach innen gerichteten Strömungsabschnitt angeordnet sind. Sowohl
der genannte Turbinenschaufelkranz als auch eine zweite, auf den Leitschaufelkranz
folgende Turbinenbeschaufelung befinden sich jedoch bei dieser Ausführung im äußeren
bzw. inneren Krümmer, wo die Arbeitsflüssigkeit außer der Wölbung des Schaufelprofils
noch der Krümmung der Strömungsbahn folgen muß. Dadurch ergeben sich im Bereich
des äußeren Krümmers außerordentlich komplizierte Strömungsverhältnisse, die sich
äußerst nachteilig auf eine erwünschte, möglichst reibungsfreie und nur der nutzbaren
Energieabgabe an das Sekundärglied dienenden Strömungsablenkung an den Turbinenschaufeln
auswirken.
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Auch ist es von hydraulischen Drehmomentwandlern mit nur drei Schaufelkränzen
im Strömungskreislauf her bekannt, die äußere Begrenzung der Strömungsbahn im Querschnitt
birnenförmig mit
nach außen konvergierenden radialen Abschnitten
auszubilden, wobei jedoch die entsprechenden Abschnitte der Kernquerschnittbegrenzung
parallel zueinander verlaufen oder, falls diese ebenfalls konvergieren, am äußeren
Krümmer durch Abschnitte miteinander verbunden sind, die in der Mitte gerade ausgebildet
und parallel zur Rotationsachse gerichtet sind. Dadurch ergeben sich im äußeren
Krümmer, in dem die Arbeitsflüssigkeit die volle vom Pumpenrad aufgenommene übertragungsenergie
mit sich führt, lange Strömungswege, die hohe Reibungsverluste nach sich ziehen,
welche im Bereich des inneren Krümmers durch die bei diesen Wandlerausführungen
dort vorgesehenen oder zumindest weit hineinragenden Leitbeschaufelungen aus den
zuvor erläuterten Gründen weiterhin gesteigert werden.
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Eine bekannte Ausführung eines hydraulischen Drehmomentwandlers mit
drei Schaufelkränzen weist zwar die Merkmale b) und c) der Erfindung auf, ohne deren
vorteilhafte Wirkung auszunutzen, indem dort die Turbinenbeschaufelung im äußeren
Krümmer angeordnet ist und einen großen Teil von dessen Länge einnimmt.
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Ein bekannter hydraulischer Drehmomentwandler für den Antrieb gegenläufiger
Luftschrauben mit zwei axial aneinander anschließenden, gegensinnig von der Arbeitsflüssigkeit
durchströmten Kreisläufen, deren radial nach außen gerichteten Strömungsabschnitte
größtenteils zusammenfallen, weist zwar ebenfalls eine den Merkmalen b) und c) der
Erfindung entsprechende Formgebung auf, jedoch sind dabei sämtliche Schaufelkränze
in dem nach außen gerichteten Strömungsabschnitt angeordnet, der dadurch eine beträchtliche
Länge besitzt. Da die Arbeitsflüssigkeit somit erst nach Passieren des letzten Turbinenschaufelkranzes,
aus dem sie wegen der Gegenrotation der beiden äußeren Krümmer in radialer Richtung
austreten muß, in die äußeren Krümmer gelangt, bietet deren in Übereinstimmung mit
den Erfindungsmerkmalen b) und c) verkürzte Ausführung keinen Vorteil.
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Gegenüber diesen vorbekannten Ausführungen hat der Erfinder erkannt,
daß bei einem hydrodynamischen Drehmomentwandler der eingangs genannten Art durch
die Anwendung der erfindungsgemäßen Merkmalskombination eine beträchtliche Herabsetzung
der Verluste und damit eine Steigerung des Wirkungsgrades möglich ist, die sich
zugleich in einer Erhöhung des Drehmoments im Stand und einem vergrößerten Drehzahlverhältnis
im Umkehrpunkt äußert. Durch die Anordnung der Beschaufelung in den im wesentlichen
gerade verlaufenden radialen Strömungsabschnitten wird dafür gesorgt, daß die Energieaufnahme
und -abgabe der Arbeitsflüssigkeit von bzw. zu den Schaufeln dort erfolgt, wo die
Strömung die geringsten Verlustquellen hat, während durch die Formgebung des äußeren
Krümmers dafür Sorge getragen ist, daß die Umlenkverluste am äußeren Radius des
Wandlers so gering wie möglich gehalten werden. Durch das Konvergieren der angenähert
radialen Strömungsabschnitte und durch die stetige Krümmung des Kernes im Bereich
des äußeren Krümmers wird erreicht, daß die Umlenkung der Arbeitsflüssigkeit zwischen
Pumpenaustritt und Turbineneintritt in einem kurzen Bogen mit vermindertem Umlenkwinkel
erfolgt, wodurch die bei der Umlenkung in Richtung zur Rotationsachse fließende
Flüssigkeitsmenge klein gehalten wird. Dies ist gerade im äußeren Krümmer wichtig,
weil dort wegen des größten Radius der Strömungsbahn zur Rotationsachse beträchtliche
Zentrifugalkräfte auf die strömende Arbeitsflüssigkeit einwirken und Anlaß zu entsprechend
großen Reibungsverlusten sind.
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In den Zeichnungen ist die Erfindung in zwei Ausführungsbeispielen
veranschaulicht. Für die Unteransprüche 2 bis 8 wird Schutz nur in Verbindung mit
den Merkmalen des Hauptanspruchs begehrt. Es zeigt Fig. I einen mehr oder weniger
schematischen Längsschnitt durch die obere Hälfte eines erfindungsgemäßen Wandlers,
Fig. 2 bis 5 Schnitte gemäß den entsprechend numerierten Schnittlinien in Fig. I
und Fig. 6 einen Schnitt ähnlich Fig. I durch eine andere Ausführungsform des erfindungsgemäßen
Wandlers.
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In Fig. I ist ein zweistufiger Wandler mit umlaufendem Gehäuse IO
dargestellt. Das umlaufende Gehäuse io bildet das Primärglied, dessen Rotationsachse
bei A angedeutet ist. Es trägt einen Kranz von Pumpenschaufeln 12, die am inneren
Ende durch einen Kernringteil 14 miteinander verbunden sind. Im Gehäuse io drehbar
ist als Sekundärglied ein Turbinenrad 16 angeordnet, das einen Kranz von Turbinenschaufeln
18 der zweiten Stufe trägt. An den inneren Enden sind die Turbinenschaufeln 18 durch
einen Kernringteil 20 miteinander verbunden, der seinerseits einen Kranz von Turbinenschaufeln
22 der ersten Stufe trägt, die an den freien äußeren Enden durch einen Ringteil
22a miteinander verbunden sind. Weiterhin ist drehbar im Gehäuse io ein Leitrad
24 mit einem Kranz von Leitschaufeln 26 vorgesehen, die an ihren inneren Enden durch
einen Kernringtei128 miteinander verbunden sind. Das Leitrad 24 kann gegen Drehung
in beiden Richtungen jederzeit festgelegt werden; es kann so angeordnet werden,
daß es sich unter bestimmten Bedingungen in einer der beiden Richtungen dreht, und
im Falle eines sogenannten Doppelrotationswandlers kann es so angeordnet werden,
daß es als bewegliches Reaktionsglied bei einer Drehung entgegengesetzt zum Pumpenrad
Energie abgibt.
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Der Kern, der den Strömungskreislauf 30 für die Arbeitsflüssigkeit
im Inneren begrenzt, wird durch die Ringteile 14, 20 und 28 gebildet. Nach außen
wird der Strömungskreislauf 3o durch das Gehäuse io, das Turbinenrad 16 und einen
Teil des Leitrades 24 begrenzt.
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Wie weiterhin aus Fig. i ersichtlich, weist der Strömungskreislauf
30 zwei Abschnitte 32 und 34 radial außen bzw. radial innen auf, in denen
die Flüssigkeitsströmung im wesentlichen in Gegenrichtung
umgelenkt
wird. Diese als Umkehrkrümmer bezeichneten Abschnitte erlauben eine freie Strömung
der Arbeitsflüssigkeit, da in ihnen keinerlei Schaufeln angeordnet sind.
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Die Umkehrkrümmer 32 und 34 verbinden einen Auswärts- oder Zentrifugalströmungsabschnitt
36. und einen Einwärts- oder Zentripetalströmungsabschnitt 38 miteinander. Im ersten
Abschnitt 36 sind nur die Pumpenschaufeln angeordnet, während sämtliche übrigen
Schaufeln im zweiten, zentripetal durchströmten Abschnitt 38 angebracht sind. Diese
Verteilung der Schaufeln mit Bezug auf die zentrifugale und zentripetale Strömung
der Arbeitsflüssigkeit ist zur Erzielung der gewünschten Ergebnisse wichtig.
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Wie ferner ersichtlich, liegt der zentripetale Abschnitt 38 in bezug
auf die Rotationsachse A des Wandlers radial, während der zentrifugale Abschnitt
36 geneigt ist. Es ist auch möglich, dieses Verhältnis umzukehren, aber die Neigung
des einen oder des anderen der betrachteten Abschnitte ist aus später zu erörternden
Gründen von Bedeutung.
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Die vorstehend beschriebene Ausbildung der verschiedenen Abschnitte
ergibt eine besondere Form des Strömungskreislaufs 30, welche somit, im Querschnitt
betrachtet, innen durch einen birnenförmigen Kern und außen durch in ihrer Gesamtheit
ebenfalls birnenförmige Wandungsteile begrenzt ist.
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Die Querschnitte des Kernes und des durch die birnenförmige Wandung
begrenzten Hohlraums sind weiterhin in ihrer geometrischen Lage dadurch definiert,
daß ihre neutralen Achsen, d. h. die Achsen der kleinsten äquatorialen Flächenträgheitsmomente,
beide in bezug auf die Rotationsachse A geneigt sind. Die neutrale Achse 4o des
Kernquerschnittes bildet einen spitzen Winkel d mit der Rotationsachse A, während
die neutrale Achse 42 des Hohlraumquerschnittes mit der Rotationsachse A einen spitzen
Winkel d' einschließt.
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Weiterhin ist zu beachten, daß die Umkehrkrümmer 32, 34 derart ausgebildet
sind, daß der Strömungsquerschnitt in jedem dieser Abschnitte in Richtung des Flüssigkeitsstromes
zuerst zu- und dann abnimmt. Diese Ausbildung der Strömungsbahn unterscheidet sich
wesentlich von der üblichen Form mit praktisch konstantem Strömungsquerschnitt,
wie er durch die gestrichelten Linien 44 und 46 in Fig. I angedeutet ist.
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In den Fig. 2 bis 5, welche die Schaufelanordnungen im Rahmen der
Erfindung genauer darstellen, bedeutet a den Austrittswinkel der jeweiligen Schaufel
und b den Abstand zwischen zwei benachbarten Schaufeln desselben Kranzes an der
engsten Stelle des Strömungskanals zwischen den Schaufeln.
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In den Fig. 3 bis 5 bedeuten die Pfeile Ist die relative Einströmrichtung
der Arbeitsflüssigkeit zu den Leit- und Turbinenschaufeln bei Stillstand des Turbinenrades,
wogegen die Pfeile Ih die Richtung der relativen Einströmung im Umkehrpunkt
darstellen. Der Divergenzwinkel g zwischen beiden Einströmrichtungen bestimmt die
Grenzen des nutzbaren Arbeitsbereiches des Wandlers. Aus einem Vergleich der Fig.
3, 4 und 5 folgt, daß der Divergenzwinkel y bei den Leitschaufeln wesentlich größer
ist als bei den Turbinenschaufeln beider Stufen. Die größere Winkelabweichung der
relativen Einströmrichtung Ist von der optimalen Einströmrichtung 10 bei den Leitschaufeln,
welche für solche Wandler der betrachteten Art charakteristisch ist, führt zu erhöhten
Verlusten im Bereich des höchsten Wirkungsgrades, die sich beim Leitschaufelkranz
dann schneller bemerkbar machen als beim Turbinenschaufelkranz, wenn der Wandler
mit Schaufeln derselben allgemeinen Profilform ausgerüstet ist. Dieser Umstand beeinflußt
sowohl den Wert des erreichbaren Drehmomentverhältnisses im Stillstand als auch
den Wert des Drehzahlverhältnisses n2/n1 im Umkehrpunkt.
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Für alle Schaufeln im Strömungskreislauf gilt, daß die relative Einströmrichtung
von der optimalen Richtung Io, bei der die Eingangsverluste ein Minimum betragen,
bei Änderung des Geschwindigkeitsverhältnisses n./n, abweicht, weshalb zur Herabsetzung
der Verluste, die infolge dieser Abweichung an sämtlichen Schaufeln auftreten, vorzugsweise
Schaufeln mit Profilen benutzt werden, deren Eintrittskanten stumpf abgerundet sind.
Der übrige Teil des Schaufelprofils ist so geformt, daß er zusammen mit den Nachbarschaufeln
gekrümmte Strömungskanäle bildet, in welchen die hindurchströmende Arbeitsflüssigkeit
in Querrichtung abgelenkt wird und ihre Strömungsgeschwindigkeit erhöht wird, weil
der Strömungsquerschnitt der Kanäle von den Eintrittskanten bis zu den engsten Stellen
b am Schaufelaustritt, und zwar zuerst verhältnismäßig stark und dann allmählicher,
abnimmt.
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Die soeben beschriebene Form der Schaufelprofile und der durch sie
gebildeten Strömungskanäle ist generell nicht neu, doch wird die Beschaffenheit
dieser Profile und Kanäle im einzelnen im Vergleich mit früheren Ausführungen in
Übereinstimmung mit bestimmten Merkmaleh der Erfindung geändert, um weitere Verbesserungen
zu erzielen.
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Nach einem dieser Merkmale werden die Eintrittskanten der Leitschaufeln
im Verhältnis stumpfer gemacht- als diejenigen der Turbinenschaufeln. Im allgemeinen
haben die Eintrittskanten kreisbogenförmiges Profil von gegebenem Radius y in bezug
auf einen festen Mittelpunkt O, wie dies in Fig. 5 dargestellt ist. Der Ausdruck
»Radius« bei den Eintrittskanten der Schaufelprofile ist im folgenden so zu verstehen,
daß dadurch Profile definiert werden sollen, die wenigstens angenähert Kreisbogenform
der Eintrittskanten aufweisen. Außerdem soll als Eintrittskante derjenige Teil des
Schaufelprofils verstanden werden, der auf der Eintrittsseite einer Linie s senkrecht
zur optimalen Einströmrichtung I, durch den Mittelpunkt O liegt. Ferner sollen die
Länge der Schaufeln durch das Maß w von der Eintritts- zur Austrittskante (Fig.
5) und die Breite der Schaufeln durch das Maß l zwischen Gehäusewand und Kern in
Fig. z bestimmt sein.
Wie oben angegeben, sind die Eintrittskanten
der Leitschaufeln gemäß einem Merkmal der Erfindung stumpfer abgerundet als die
Turbinenschaufeln, und es wurde gefunden, daß bei einer gegebenen Form des Strömungskreislaufs
3o bei gleichen sonstigen Bedingungen selbst ein kleiner Unterschied der relativen
Schaufelabrundungen an den Eintrittskanten eine günstige Wirkung erbringt. Um jedoch
die dadurch erzielbaren Vorteile voll zu sichern, muß dieser Unterschied den Versuchsergebnissen
zufolge innerhalb wohldefinierter Grenzen gehalten werden, die zweckmäßig als Funktion
des Verhältnisses von Schaufelradius r zur Länge w der Schaufeln ausgedrückt werden.
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Beim Entwurf des Pumpenrades kann der Divergenzwinkel y am Eintritt
der ersten Turbinenstufe 22 oft verhältnismäßig klein gewählt werden, und entsprechend
werden dann die Schaufeln dieser Turbinenstufe mit verhältnismäßig scharfen Eintrittskanten
versehen. Es wurde jedoch festgestellt, daß für eine beliebige brauchbare Ausführung
des Pumpenrades das Verhältnis r/w bei der ersten Turbinenstufe auf maximal etwa
0,135 begrenzt ist, da bei einer merklichen Überschreitung dieses Wertes das Wirkungsgradmaximum
ungünstig beeinflußt wird.
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Die mögliche Änderung des Winkels y an den Eintrittskanten der Leitschaufeln
26 bei Änderungen in der Form und Anordnung der Schaufeln der ersten Turbinenstufe
ist nicht so groß wie an den Eintrittskanten der ersten Turbinenstufe 22. Sie gibt
aber einen gewissen Spielraum für das Verhältnis r/w an den Leitschaufeln, dessen
Mindestwert etwa O.I2O und dessen Höchstwert etwa O,I6O betragen soll. Wenn der
Höchstwert merklich überschritten wird, ist der störende Einfluß auf den Spitzenwirkungsgrad
zu groß, und wenn nicht wenigstens der Mindestwert benutzt wird, werden die durch
die Erfindung angestrebten Vorteile nicht erreicht.
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Bei einer Änderung der Schaufellänge in der zweiten Turbinenstufe
kann der zugehörige Wert r/w, beispielsweise bei einer Turbine mit sehr langen Schaufeln
in der zweiten Stufe, in manchen Fällen ziemlich klein sein, um auf diese Weise
eine bestimmte Charakteristik für die Aufnahme des Eingangsdrehmomentes zu erhalten.
Bei anderen Schaufeln wurde jedoch festgestellt, daß bestimmte Grenzen bestehen
und daß bei den Schaufeln der zweiten Turbinenstufe der Wert r/w etwa 0,I25 nicht
überschreiten darf, wenn ein schädlicher Einfluß auf den Wirkungsgrad vermieden
werden soll.
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Die Beziehungen zwischen den Verhältniswerten r/w der verschiedenen
Schaufelkränze, durch die optimale Ergebnisse erzielbar sind, sind unter Berücksichtigung
der erwähnten Grenzen zu betrachten. Im allgemeinen gilt, daß sich die Verhältnisse
r/w der verschiedenen Schaufeln bei einer Änderung der Konstruktion gleichsinnig
ändern. Zusätzlich sollten jedoch zur Erzielung optimaler Ergebnisse die Eintrittskanten
der Leitschaufeln wesentlich stärker abgestumpft werden als die Eintrittskanten
der Turbinenschaufeln, und es sollten die Profile der Leitschaufeln zur vollen Ausnutzung
der beträchtlichen Vorteile ein Verhältnis r/w haben, das wenigstens um 20% größer
ist als bei den Turbinenschaufeln. Dies bezieht sich auch auf die Beziehung zwischen
den Verhältnissen r/w an den Leitschaufeln und an den Schaufeln der zweiten Turbinenstufe.
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Bei Verwendung verhältnismäßig stark abgestumpfter Leitschaufeleintrittskanten
tritt bei einer relativen Einströmung in der günstigsten Richtung 10 ein etwas erhöhter
Verlust auf. Dieser Verlust beeinträchtigt ausschließlich den Spitzenwirkungsgrad,
wobei zu beachten ist, daß der erhöhte Verlust nur am Leitschaufeleintritt erscheint
und nicht die Verluste an den Eintrittskanten der Turbinenschaufeln beeinflußt.
Auf diese Weise wird der Spitzenwirkungsgrad nur verhältnismäßig wenig verkleinert.
Wenn andererseits die Richtung der Eintrittsströmung von der optimalen Richtung
I0 abweicht, ergeben die verhältnismäßig stark abgestumpften Eintrittskanten der
Leitschaufeln geringere Verluste, als sie sonst vorhanden sein würden. Außerdem
wird ohne unzulässigen Anstieg der Eintrittsverluste eine viel größere Abweichung
der Einströmrichtung von der günstigsten Richtung I0 ermöglicht, als dies sonst
der Fall sein würde. Auf diese Weise wird am Leitschaufelkranz ein geringer Verlust
.im Zustand günstigster Strömungsbedingungen durch eine merklich verbesserte Leistung
für den Rest des nutzbaren Drehzahlverhältnisbereichs ausgeglichen.
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Der wichtigste Gesichtspunkt ist jedoch der, daß sich bei anderen
als den günstigsten Strömungsbedingungen die Abnahme in den Verlusten, die sich
aus den stärker abgestumpften Schaufeln ergibt, in einer relativen Steigerung der
Strömungsgeschwindigkeit der Arbeitsflüssigkeit äußert. Diese erhöhte Strömungsgeschwindigkeit
wird nicht nur innerhalb des Leitschaufelkranzes, sondern auch innerhalb der Turbinenschaufelkränze
erhalten und wirkt sich auf den relativen Eintrittswinkel der Strömung an den Turbinenschaufeln
in einer entsprechenden Steigerung des Wirkungsgrades dieser Schaufeln aus. Auf
diese Weise wird durch die Anwendung der oben erörterten Grundsätze unter Beibehaltung
aller übrigen Bedingungen ein geringfügig gesteigerter Verlust an einem Schaufelkranz
(Leitschaufelkranz) unter günstigsten Arbeitsbedingungen über den gesamten Arbeitsbereich
hinweg mehr als ausgeglichen durch herabgesetzte Verluste an den übrigen, im Strömungskreislauf
vorhandenen Kränzen.
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Bei einer gegebenen Aufnahmefähigkeit an Eingangsdrehmoment ist eine
Erhöhung des betrachteten Teiles der Wirkungsgradkurve stark von der Umlaufgeschwindigkeit
der Arbeitsflüssigkeit abhängig, da eine größere Steigerung der Umlaufgeschwindigkeit
gegenüber derjenigen im Wirkungsgradmaximum bei der Annäherung an die Bedingungen
des Stillstandes zu einem steileren Anstieg der Wirkungsgradkurve und zu einem erhöhten
Drehmomentverhältnis im Stand führt. Es wurde festgestellt, daß das Maß für die
Steigerung
der Umlaufgeschwindigkeit in wesentlichem Maße von den
Eintrittsbedingungen des Pumpenrades abhängt und daß diese Bedingungen im Hinblick
auf eine Erhöhung der Umlaufgeschwindigkeit im Stillstand oder in der Nähe davon
wesentlich verbessert werden können durch passende Auswahl und gegenseitige Abstimmung
der Schaufelprofile, derart, daß Strömungskanäle entstehen, welche bestimmte Ablenkeigenschaften
und außerdem sich verringernde Strötnungsquerschnitte haben. Viele bekannte Gesichtpunkte,
die hier nicht im einzelnen erörtert zu werden brauchen, sind für die Konstruktion
im einzelnen maßgebend, aber im allgemeinen gilt nach den obigen Ausführungen gemäß
der Erfindung, daß die Schaufeln des sich in das Pumpenrad entleerenden Turbinenschaufelringes
so weit »offen« wie möglich sein sollen, d. h., die Schaufeln haben einen verhältnismäßig
großen Austrittswinkel a (z. B. 45°) und stehen in Wechselbeziehung zu Form und
Anordnung der Schaufeln des vorhergehenden Kranzes, derart, daß durch die gebildeten
Strömungskanäle verbesserte Ergebnisse bei der Anwendung eines solchen Ringes von
offenen Schaufeln erhalten werden.
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Um die verwickelten Eigentümlichkeiten und die Art, in der sie angewandt
und miteinander in Beziehung gesetzt werden, besser zu erläutern, werden wieder
die Fig.3 bis 5 herangezogen. Darin dient der Winkel 0 zwischen der Austrittsrichtung
der Strömung aus der Schaufel und der günstigsten Einströmrichtung I0 in die gleiche
Schaufel zur Bezeichnung der Strömungsablenkung innerhalb des von den Schaufeln
eingeschlossenen Strömungskanals eines Schaufelkranzes. Diese Winkel f für die Kanäle
verschiedener Schaufelkränze sind, wie festgestellt wurde, von entscheidender Bedeutung
und sollten zur Erzielung der gewünschten Verbesserungen innerhalb bestimmter Bereiche
liegen und in bestimmten Beziehungen zueinander, wie in der folgenden Tabelle angegeben
ist:
Aus der Tabelle ist ersichtlich, daß der Bereich für den Ablenkwinkel der Leitschaufeln
kleiner ist als die Bereiche für die beiden Turbinenschaufelstufen und daß der Ablenkwinkel
für die zweite Turbinenstufe in einem Bereich liegt, der kleiner ist als der der
ersten Turbinenstufe. Es ist ferner zu beachten, daß bei den oben angegebenen Bereichen
der Höchstwert von 0 für den Leitschaufelkranz 26 kaum größer ist als der Mindestwert
für die Schaufeln 48 der zweiten Turbinenstufe, so daß sich die Bereiche etwas überschneiden.
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Die Winkel 0 für die verschiedenen Schaufelkränze ändern sich bei
Konstruktionsänderungen gleichsinnig, so daß der Mindestwert von c für den einen
Kranz nicht mit dem Höchstwert von 0 für einen anderen Kranz zusammenfallen darf.
Es wird also der Ablenkwinkel des Leitschaufelkranzes stets kleiner sein als die
der Turbinenschaufelkränze, und der Ablenkwinkel bei der zweiten Turbinenstufe wird
stets kleiner sein als der bei der ersten Turbinenstufe.
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Diese Beziehungen weichen von der üblichen Praxis ab und führen zu
einer Verbesserung des Wandlers sowohl in bezug auf den Wirkungsgrad als auch in
bezug auf das Drehzahlverhältnis n2/n1 im Umkehrpunkt.
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Falls bei den Schaufeln der ersten Turbinenstufe und den Leitschaufeln
die Austrittswinkel a beträchtlich kleiner sind als bei den verhältnismäßig offenen
Schaufeln der zweiten Turbinenstufe, ist ein passender Austrittswinkel für die erstgenannten
Schaufeln 250, während er für die Schaufeln der zweiten Stufe etwa 350 beträgt.
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Mit Austrittwinkeln und Ablenkwinkeln der angegebenen Größen wird
durch die erste Turbinenstufe wesentlich mehr Energie aus der Arbeitsflüssigkeit
aufgenommen als durch die zweite Turbinenstufe. Dies trägt zu einer Erhöhung des
Wirkungsgrades bei, weil der größere Teil der Energie unmittelbar nach dem Austritt
aus dem Pumprad aufgenommen wird, wo die Strömungsbedingungen wegen des Fehlens
einer Störung durch einen vorhergehenden Schaufelring am besten sind.
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Aus Fig. 5 ist außerdem ersichtlich, daß sich bei der Annäherung des
Drehzahlverhältnisses n2/n1 an den Umkehrpunkt die relative Einströmrichtung zur
zweiten Turbinenstufe der Ausströmrichtung aus dieser Stufe nähert. Dies ist bei
den Schaufeln der zweiten Turbinenstufe stärker der Fall als bei den Schaufeln der
ersten Turbinenstufe, so daß letztere bei der Annäherung an den Umkehrpunkt einen
steigend größeren Prozentsatz der verfügbaren Energie aufnehmen, während die Schaufeln
der zweiten Stufe in steigendem Maße die Eigenschaften von Leitschaufeln annehmen,
welche die Strömung lediglich in richtiger Weise dem Pumpeneintritt zuleiten. Diese
Eigenschaften tragen zur Aufrechterhaltung eines hohen Wirkungsgrades in dem oberhalb
des maximalen Wirkungsgrades gelegenen Teil des Drehzahlverhältnisbereiches n 2/"l
bei und bewirken, daß der Wert von n2/yai bei der Annäherung an den Umkehrpunkt
angehoben wird.
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Es ist selbstverständlich, daß die obigen Ausführungen nur allgemeine
Richtlinien für die Ausbildung eines Schaufelsystems darstellen können. Aus Versuchen
hat sich jedoch ergeben, daß bei der Befolgung der oben erörterten Grundsätze und
bei der Einhaltung der dargelegten Grenzen für die verschiedenen Konstruktionsmerkmale
die gewünschten verbesserten Eigenschaften erhalten werden. Weitere Faktoren tragen
bei der dargestellten Konstruktion zur Verbesserung der Strömungsbedingungen und
zur Herabsetzung der Verluste bei, was sich in erhöhtem Wirkungsgrade beiderseits
des Punktes des höchsten Wirkungsgrades zeigt. Bei Anordnung der Turbinen- und Leitschaufeln
im
zentripetalen Strömungsabschnitt und bei Verwendung eines umlaufenden Gehäuses werden
die Reibungsverluste in diesem Teil des Strömungskreises verringert, und dem Konstrukteur
ist außerdem weitgehend Freiheit in der Wahl der radialen Abmessungen der Pumpenschaufeln
gegeben. Je größer der radiale Abstand der Austrittskanten der Pumpenschaufeln von
der Rotationsachse A ist, desto größer ist das mit dem Wandler erreichbare spezifische
Drehmoment, worunter die Drehmomentübertragungsfähigkeit eines Wandlers gegebener
Größe zu verstehen ist. In der Praxis werden die Pumpenschaufeln zwar manchmal eine
größere radiale Erstreckung aufweisen als bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel,
um auf diese Weise ein hohes spezifisches Drehmoment zu erhalten, und zu diesem
Zweck wird die freie Länge des Umkehrkrümmers 32 verringert werden. Es ist jedoch
zu beachten: Je höher das spezifische Drehmoment ist, desto kleiner ist das erreichbare
höchste Drehmomentverhältnis im Stand.
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Die Arbeitsflüssigkeit unterliegt der stärkeren Richtungsänderung
im Bereich des äußeren Umkehrkrümmers 32, was dort zu höheren Umlenkverlusten führt.
In diesem Abschnitt des Strömungskreislaufs sind die absolute Geschwindigkeit und
der Energiegehalt der Arbeitsflüssigkeit am größten, so daß die Herabsetzung der
Verluste in diesem Abschnitt besonders wünschenswert ist. Dies wird mit der erfindungsgemäßen
Ausbildung des Strömungskreislaufs dadurch erreicht, daß nicht nur der Abstand zwischen
dem Pumpenradaustritt und dem Eintritt in die erste Turbinenstufe auf den kleinstmöglichen
Wert herabgesetzt wird, sondern außerdem in jedem Fall die Richtungsänderung für
die mit hoher Geschwindigkeit strömende Arbeitsflüssigkeit an dieser Stelle weniger
als I80° beträgt.
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Wenn zusätzlich der Umkehrkrümmer 32 so geformt wird, daß er einen
Kanal mit zunächst sich erweiterndem und dann sich verringerndem Strömungsquerschnitt
bildet, so werden die Änderungsverluste weiterhin herabgesetzt. Dasselbe trifft
beim inneren Umkehrkrümmer 34 zu, wobei jedoch zu beachten ist, daß die vergleichsweise
größere Länge dieses Strömungsabschnittes und der größere eingeschlossene Winkel
an dieser Stelle von geringerer Bedeutung sind, da hier Geschwindigkeit und Energiegehalt
der Flüssigkeit auf den geringsten Wert innerhalb des Strömungskreislaufs herabgesetzt
sind.
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Wie bereits erwähnt, ist die für die Erfindung charakteristische Form
des Strömungskreislaufes nicht auf die Fälle beschränkt, in denen die Turbinen-
und Leitschaufeln in einem genau radial gerichteten Zentripalabschnitt und das Pumpenrad
in einem geneigten Zentrifugalströmungsabschnitt angeordnet sind, sondern die Richtungen
der genannten Abschnitte können miteinander vertauscht sein. In einigen besonderen
Anwendungsfällen kann es auch erwünscht sein, daß das umlaufende Gehäuse die Turbinenschaufeln
und nicht die Pumpenschaufeln trägt. Die Erfindung ist auch auf eine solche Konstruktion
anwendbar, von der ein Ausführungsbeispiel in Fig.6 dargestellt ist, worin gleiche
Teile mit denselben Bezugszeichen wie in Fig. I versehen sind.
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Bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 6 trägt das umlaufende Gehäuse
IO' die Turbinenschaufeln 22 der ersten Stufe, die durch einen Kernringteil 20 verbunden
sind, welcher seinerseits die Turbinnenschaufeln I8 der zweiten Stufe trägt. Ein
gewölbter ringscheibenförmiger Ansatz 5o erstreckt sich von den Turbinenschaufeln
I8 nach innen und bildet den Teil der Außenwandung des Strömungskreislaufs, der
dem vom Turbinenrad I6 gebildeten Teil in Fig. I entspricht. Das Primärglied wird
durch ein scheibenförmiges Pumpenrad 52 gebildet, an dem die Pumpenschaufeln I2
befestigt sind, die ihrerseits den Kernringteil I4 tragen. Wie bei dem Ausführungsbeispiel
nach Fig. I trägt das Leitrad 24 die Leitschaufeln 26, die zwischen den beiden Turbinenstufen
22, I8 liegen.
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Die Erfindung wurde unter anderem an einem im wesentlichen nach Fig.
I bis 5 gebauten Wandler in Verbindung mit einem Benzimnotor von 132 PS bei 3400
UpM erprobt.
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Der Durchmesser des Strömungskreislaufs betrug dabei 3I8 mm mit einer
Schaufelauslegung zur Aufnahme eines Eingangsdrehmoments von 26,3 mkg im Umkehrpunkt
bei 3400 UpM. Das Schaufelprofil und die Abmessungen entsprachen im wesentlichen
den Fig. 3 bis 5, und deren wichtigste Merkmale waren
Mit diesem Wandler betrug das Drehmonientverhältnis im Stand 4,2, der Spitzenwirkungsgrad
85% und das Drehzahlverhältnis n2/n1 im Umkehrpunkt
0,75. Aus diesen Zahlen
ergibt sich, daß nicht nur ein annehmbar hoher Spitzenwirkungsgrad erreicht wurde,
sondern daß außerdem die Wirkungsgradkurve über einen beträchtlichen Bereich ziemlich,
flach verläuft, wie sich dies aus den hohen Werten für das Drehmomentverhältnis
im Stand und das Drehzahlverhältnis im Umkehrpunkt ergibt.