WO2009127565A1 - Hydrodynamischer drehmomentwandler - Google Patents

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WO2009127565A1
WO2009127565A1 PCT/EP2009/054198 EP2009054198W WO2009127565A1 WO 2009127565 A1 WO2009127565 A1 WO 2009127565A1 EP 2009054198 W EP2009054198 W EP 2009054198W WO 2009127565 A1 WO2009127565 A1 WO 2009127565A1
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blades
torque converter
angle
hydrodynamic torque
axis
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PCT/EP2009/054198
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Georg Mencher
Gregor Sueck
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Zf Friedrichshafen Ag
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H41/00—Rotary fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F16H41/24—Details
    • F16H41/26—Shape of runner blades or channels with respect to function
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H45/00—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches
    • F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type
    • F16H2045/0273—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type characterised by the type of the friction surface of the lock-up clutch
    • F16H2045/0284—Multiple disk type lock-up clutch
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
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    • F16H45/02—Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches with mechanical clutches for bridging a fluid gearing of the hydrokinetic type

Definitions

  • the present invention relates to a hydrodynamic torque converter, as it can be arranged for example in drive trains of vehicles in the torque transmission path between an internal combustion engine used as a drive unit and an automatic transmission.
  • a fundamental problem in the field of drive trains is that on the one hand due to the ever increasing torques which internal combustion engines are able to dispense, and on the other hand due to the increasingly cramped space conditions for various powertrain components only limited volume is available. This leads to the problem that, in view of the large torques to be transmitted, the system areas used for their transmission, in particular also hydrodynamic torque converters, reach their performance limits or, if due to the installation space specifications, for example, only a limited radial size is possible, the torque transmission or conversion operation can no longer meet the required quality.
  • this object is achieved by a hydrodynamic torque converter, in particular for the
  • a drive train of a vehicle comprising a fluid-filled or fillable housing assembly with a pump having a plurality of a turbine wheel with a plurality of circumferentially arranged circumferentially about the rotational axis successively arranged turbine blades, the pump wheel blades with a downstream, radially outer end region facing an upstream, radially outer end portion of the turbine blades, further comprising an axis of rotation in the circumferential direction impeller vanes a stator with successively circumferentially around the axis of rotation Leitradschaufeln which face with an inflow-side end portion of a downstream, radially inner end portion of the turbine blades and with a downstream end portion facing an inflow, radially inner end portion of the impeller blades, wherein a profile line of the impeller blades at the downstream end, radially outer end region with respect to a plane orthogonal to the axis of rotation an angle P PA in the range of 85 ° to 165 ° has, and / or a
  • Angle ß ⁇ _A in the range of 125 ° to 150 °, wherein the profile line of a respective blade corresponds to a skeleton line of this blade in the region of a mean flow line.
  • a torque converter according to the present invention by setting the geometry of the blades of the impeller or the impeller at their respective downstream end portion in a certain manner, a positive influence on the performance of a hydrodynamic torque converter thus formed is taken.
  • the angles in the specified range is achieved in consideration of maximizing the projected in the circumferential direction outflow velocity on the one hand and the avoidance of excessive flow constriction on the other hand, respectively, an optimal outflow behavior.
  • the angle P PA is in the range of 130 ° to 150 °, wherein preferably the angle P PA is about 140 °.
  • a further optimization of the flow conditions can be selected in that the angle ⁇ T A is in the range of 45 ° to 55 °, wherein this angle P TA can preferably be about 50 °.
  • the angle ß ⁇ _A is in the range of 125 ° to 135 °.
  • this angle ß L A may be about 130 °.
  • a hydrodynamic torque converter in particular for the drive train of a vehicle, comprising a fluid-filled or fillable housing arrangement with a pump wheel with a plurality of pump wheel blades following one another in the circumferential direction in a circumferential direction
  • a turbine wheel having a plurality of turbine blades arranged sequentially circumferentially about the axis of rotation, the pump blades facing an upstream, radially outer end portion of the turbine blades, further comprising a stator having circumferentially successive stator blades around the axis of rotation with an inflow-side end region facing a downstream, radially inner end region of the turbine wheel blades and with a downstream end region an egg upstream, radially inner - A -
  • the coefficient of performance is a characteristic variable for the capacity of a hydrodynamic torque converter, into which primarily also the pump torque M P and the diameter D of the hydrodynamic flow port formed by the impeller, the turbine wheel and the stator enter.
  • 1 is a partial longitudinal sectional view of a hydrodynamic torque converter.
  • Fig. 2 is a sectional view in a plane II in Fig. 1, which for
  • Rotary axis A is parallel to the plane of Figure 1 and orthogonal;
  • Fig. 3 is a sectional view in a plane III in Fig. 2, which for
  • Rotary axis A is parallel and perpendicular to the plane of FIG. 1.
  • a hydrodynamic torque converter is generally indicated at 10. This includes a housing assembly 12 with a motor-side housing shell 14 and a gethebe content housing shell 16 which also forms an outer shell of an impeller generally designated 18 at the same time and on its interior 20 side facing a plurality of about a rotational axis A in perennialsshchtung successive Pumpenradschaufeln 22 carries ,
  • a turbine wheel 24 Arranged in the interior 20 is a turbine wheel 24, the shell 26 of which is connected, for example, via a torsional vibration damper arrangement 28 to a turbine wheel hub 30 for joint rotation about the axis of rotation A.
  • the turbine wheel shell 26 On its side facing the impeller 18, the turbine wheel shell 26 carries a plurality of circumferentially successive turbine wheel blades 32.
  • a lock-up clutch assembly 34 may optionally provide a rotationally fixed coupling between the housing assembly 12 generally filled with fluid, such as oil, in torque conversion operation and the turbine hub 30.
  • stator Between the turbine wheel 24 and the impeller 18 is a generally designated 36 stator. This comprises a plurality of circumferentially about the rotational axis A successively arranged stator blades 38 which are rotatably supported via a Leitradring 40 and a freewheel assembly 42 on a hollow shaft, not shown, in one direction about the axis of rotation A, but blocked with respect to rotation in the other direction ,
  • impeller blades 22 are approximately axially opposite to a downstream, radially outer end region 44, an inflow-side, radially outer end region 46 of the turbine blade 32.
  • the turbine wheel blades 32 in turn lie with an outflow-side, radially inner end region of an inflow-side
  • End portion 50 of the stator blades 38 approximately axially opposite.
  • an outflow-side end region 52 of the stator blades lies on an inflow-side, radially inner end region 54 of FIG
  • Impeller blades 22 approximately axially opposite.
  • a parameter describing the performance of such a hydrodynamic torque converter is the coefficient of performance ⁇ .
  • This coefficient of performance ⁇ is described by the formula:
  • D is the outside diameter of the converter circuit
  • p is the density of the circulated fluid
  • W P is the rotational frequency of the impeller, which is also reproduced by
  • ⁇ p 2 ⁇ ⁇ ⁇ P / 60 n
  • P n is the rotational speed of the impeller in revolutions per minute.
  • the coefficient of performance ⁇ is proportional to Mp / D 5 . This means that for a given diameter of the converter circuit, the coefficient of performance can be increased if the torque absorbed thereby on the impeller is increased, or that at a given pump torque M P the coefficient of performance with As the outer diameter of the converter circuit increases, this is considered for a particular speed.
  • Transformer cycle involved blades, so the impeller blades 22, the turbine blades 32 and the stator blades 38, are taken. In particular, their employment, so inclination with respect to the
  • Rotational axis A orthogonal plane E affects the pump torque M P significantly. This will be explained in detail below with reference to FIGS. 4 to 9.
  • the downstream end region 48 of the turbine wheel blades 32 can be seen to extend a profile line S T of these turbine wheel blades 32 and intersect the plane E, the profile line considered here being a skeleton line of a respective blade, for example a turbine wheel blade 32 , corresponds.
  • the extension line is a tangential line of the profile line S T present at the downstream end region 48, which in the illustrated example of the turbine wheel blades 32 extends approximately rectilinearly in this region.
  • the considered angle is the angle P TA , which the profile line S T thus has at the downstream end region 48 of the turbine wheel blades 32 with respect to the plane E, wherein here the smaller of the two possible angles is considered.
  • an angle ⁇ _A which can likewise be seen in FIG. 2 exists between a plane E orthogonal to the axis of rotation A and the profile line S L present at the downstream end region 52. It can be seen that this profile line S L of the stator blades 38 runs slightly curved, so that here too the extension line as this profile line M L at the downstream end region 52 extending tangent line is to be considered. In particular, in the case of the stator blades 38, the larger of the two angles between this extension line and the plane E is considered here.
  • angle P PA which is between the plane E and the profile line S B of the impeller blades 22 at the downstream end region 44 and a corresponding tangential extension line. Again, the larger of the two angles is considered.
  • the respective angles ⁇ T A, P LA and ⁇ PA are considered here at a radial level which, as indicated by the sectional planes II and III in FIG. 1, which correspond approximately to the middle of the respective radially inner end and the radially outer end of the Fluidströmungstorus in the considered area, ie in each case on or in the region of a mean flow path of the fluid flow.
  • the extension lines used to form the angle can in each case be regarded as extension lines lying in the sectional planes II and III, ie in lines lying orthogonal to the respective plane E.
  • FIGS. 4 and 5 show examination results which illustrate the influence on the pump torque M P by the variation of the angle P TA present at the downstream end region 48 of the turbine wheel blades 32. It can be seen in FIG. 5 plotted against the speed ratio between the rotational speed of the turbine wheel 24 and the rotational speed of the impeller 18 for three different angles P TA, on the one hand, the pump torque M P measured at an impeller speed of 2,000 revolutions and the quantity ⁇ and the torque known as torque conversion Efficiency ⁇ .
  • the curve a was measured at an angle ⁇ iA of about 30 °.
  • the curve b was measured at an angle ⁇ iA of about 38 ° and the curve c was at an angle ⁇ iA of about 50 ° measured.
  • the torque conversion ⁇ varies only slightly in this variation range of the angle P TA .
  • the angle P TA at the downstream end region 48 of the turbine wheel blades 32 can be set in the region of the optimum for the pump torque Mp, ie in a range of approximately 50 ° with respect to the plane E orthogonal to the axis of rotation A, without significant impairment of this torque conversion ⁇ .
  • FIGS. 6 and 7 show a corresponding relationship for the angle ß PA at the downstream end portion 44 of the impeller 22.
  • FIG. 7 curves d, e, f measured in each case for an angle ß P A in the range of 90 ° 1 15 ° 140 °.
  • These curves d, e, f also have respective maximum values d ', e' and f, which are again set in relation to the largest measured value in the diagram of FIG. 6, ie to the value f of the curve f. It can be seen that even here a maximum value exists at about 140 °. For smaller and larger values of the angle ⁇ P A, the pump torque M P decreases again.
  • the impeller may be in the region of the outflow-side end regions 44 22, the angle ß P A to a direction orthogonal to the axis of rotation A plane E in the range of the optimum Value for the pump torque Mp, so be set at about 140 °. 8 and 9 show a corresponding relationship for the angle ß L A at the downstream end portion 52 of the Leitradschaufel 38. Again, in the diagram of Fig. 9 for three different angles of about 147 °, 140 ° and 130 °, the curves g , h and i are shown with their maximum values g ', h' and i '.
  • FIGS. 4 to 9 therefore show that the pumping moment M P achievable can be maximized by suitably fixing the angles ⁇ p A , ⁇ TA and ⁇ _A at the downstream end regions of the respective blades, and thus also increasing the coefficient of performance ⁇ at a given diameter D.
  • performance numbers can be achieved that lie at or even slightly above 10 ⁇ 10 -3 .
  • the variation of each of the angles mentioned alone already improves the pump torque M P and consequently the coefficient of performance ⁇ leads, it is self-evident that, in particular, when the value is set in the optimum range at each of these angles, a correspondingly optimized result for the coefficient of performance ⁇ can be achieved.

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Abstract

Ein hydrodynamischer Drehmomentwandler, insbesondere für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung (12) mit einem Pumpenrad (18) mit einer Mehrzahl von um eine Drehachse (A) in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Pumpenradschaufeln (22), in einem Gehäuseinnenraum (20) ein Turbinenrad (24) mit einer Mehrzahl von in Umfangsrichtung um die Drehachse (A) aufeinander folgend angeordneten Turbinenradschaufeln (32), wobei die Pumpenradschaufeln (32) mit einem abströmseitigen, radial äußeren Endbereich (44) einem einströmseitigen, radial äußeren Endbereich (46) der Turbinenradschaufeln (32) gegenüberliegen, ferner umfassend ein Leitrad (36) mit in Umfangsrichtung um die Drehachse (A) aufeinander folgenden Leitradschaufeln (38), welche mit einem einströmseitigen Endbereich (50) einem abströmseitigen, radial inneren Endbereich (48) der Turbinenradschaufeln (32) gegenüberliegen und mit einem abströmseitigen Endbereich (52) einem einströmseitigen, radial inneren Endbereich (54) der Pumpenradschaufeln (22) gegenüberliegen.

Description

Hydrodynamischer Drehmomentwandler
Beschreibung
Die vorliegende Erfindung betrifft einen hydrodynamischen Drehmomentwandler, wie er beispielsweise in Antriebssträngen von Fahrzeugen im Drehmomentübertragungsweg zwischen einer als Antriebsaggregat eingesetzten Brennkraftmaschine und einem Automatikgetriebe angeordnet werden kann.
Eine grundsätzliche Problematik im Bereich von Antriebssträngen ist, dass einerseits auf Grund der ständig ansteigenden Drehmomente, welche Brennkraftmaschinen abzugeben in der Lage sind, und andererseits auf Grund der zunehmend beengteren Bauraumverhältnisse für verschiedene Antriebsstrangkomponenten nur begrenztes Volumen zur Verfügung steht. Dies führt zu dem Problem, dass angesichts der großen zu übertragenden Drehmomente die zu deren Übertragung eingesetzten Systembereiche, insbesondere auch hydrodynamische Drehmomentwandler, an ihre Leistungsgrenzen stoßen bzw. dann, wenn auf Grund der Bauraumvorgaben beispielsweise nur eine eingeschränkte radiale Baugröße möglich ist, den Drehmomentübertragungs- bzw. Wandlungsbetrieb nicht mehr mit der erforderlichen Qualität erfüllen können.
Es ist daher die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen hydrodynamischen Drehmomentwandler vorzusehen, welcher auch bei kompakter Baugröße ein sehr gutes Leistungsvermögen aufweist.
Gemäß einem ersten Aspekt wird diese Aufgabe gelöst durch einen hydrodynamischen Drehmomentwandler, insbesondere für den
Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung mit einem Pumpenrad mit einer Mehrzahl von um eine Drehachse in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Pumpenradschaufeln, in einem Gehäuseinnenraum ein Turbinenrad mit einer Mehrzahl von in Umfangsrichtung um die Drehachse aufeinander folgend angeordneten Turbinenradschaufeln, wobei die Pumpenradschaufeln mit einem abströmseitigen, radial äußeren Endbereich einem einströmseitigen, radial äußeren Endbereich der Turbinenradschaufeln gegenüberliegen, ferner umfassend ein Leitrad mit in Umfangsrichtung um die Drehachse aufeinander folgenden Leitradschaufeln, welche mit einem einströmseitigen Endbereich einem abströmseitigen, radial inneren Endbereich der Turbinenradschaufeln gegenüberliegen und mit einem abströmseitigen Endbereich einem einströmseitigen, radial inneren Endbereich der Pumpenradschaufeln gegenüberliegen, wobei eine Profillinie der Pumpenradschaufeln an deren abströmseitigem, radial äußerem Endbereich bezüglich einer zur Drehachse orthogonalen Ebene einen Winkel PPA im Bereich von 85° bis 165° aufweist, oder/und eine Profillinie der Turbinenradschaufeln an deren abströmseitigem, radial innerem Endbereich bezüglich einer zur Drehachse orthogonalen Ebene einen Winkel PTA im Bereich von 25° bis 65° aufweist, oder/und eine Profillinie der Leitradschaufeln an deren abströmseitigem
Endbereich bezüglich einer zur Drehachse orthogonalen Ebene einen
Winkel ßι_A im Bereich von 125° bis 150° aufweist, wobei die Profillinie einer jeweiligen Schaufel einer Skelettlinie dieser Schaufel im Bereich eines mittleren Strömungsfadens entspricht.
Bei einem erfindungsgemäßen Drehmomentwandler wird dadurch, dass die Geometrie der Schaufeln des Pumpenrads bzw. des Turbinenrads bzw. des Leitrads an ihrem jeweiligen abströmseitigen Endbereich in bestimmter Art und Weise eingestellt wird, ein positiver Einfluss auf das Leistungsvermögen eines so ausgebildeten hydrodynamischen Drehmomentwandlers genommen. Durch die Auswahl der Winkel im jeweils angegebenen Bereich wird unter Berücksichtigung einer Maximierung der in Umfangsrichtung projezierten Abströmgeschwindigkeit einerseits und des Vermeidens einer zu starken Strömungseinschnürung andererseits jeweils ein optimales Abströmverhalten erzielt.
Dabei kann beispielsweise vorgesehen sein, dass der Winkel PPA im Bereich von 130° bis 150° liegt, wobei vorzugsweise der Winkel PPA bei etwa 140° liegt.
Im Bereich des Turbinenrads kann eine weitergehende Optimierung der Strömungsverhältnisse dadurch gewählt werden, dass der Winkel ßTA im Bereich von 45° bis 55° liegt, wobei dieser Winkel PTA vorzugsweise bei etwa 50° liegen kann.
Im Falle des Leitrads lassen sich weiter verbesserte Strömungsverhältnisse dadurch erzielen, dass beispielsweise der Winkel ßι_A im Bereich von 125° bis 135° liegt. Vorzugsweise kann dieser Winkel ßLA bei etwa 130° liegen.
Gemäß einem weiteren Aspekt wird die eingangs genannte Aufgabe gelöst durch einen hydrodynamischen Drehmomentwandler, insbesondere für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung mit einem Pumpenrad mit einer Mehrzahl von um eine Drehachse in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Pumpenradschaufeln, in einem Gehäuseinnenraum ein Turbinenrad mit einer Mehrzahl von in Umfangsrichtung um die Drehachse aufeinander folgend angeordneten Turbinenradschaufeln, wobei die Pumpenradschaufeln mit einem abströmseitigen, radial äußeren Endbereich einem einströmseitigen, radial äußeren Endbereich der Turbinenradschaufeln gegenüberliegen, ferner umfassend ein Leitrad mit in Umfangsrichtung um die Drehachse aufeinander folgenden Leitradschaufeln, welche mit einem einströmseitigen Endbereich einem abströmseitigen, radial inneren Endbereich der Turbinenradschaufeln gegenüberliegen und mit einem abströmseitigen Endbereich einem einströmseitigen, radial inneren - A -
Endbereich der Pumpenradschaufeln gegenüberliegen, wobei der hydrodynamische Drehmomentwandler eine Leistungszahl von wenigstens 9x10"3 aufweist.
Es sei hier darauf hingewiesen, dass selbstverständlich dieser Aspekt der Ausgestaltung eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers mit einzelnen oder mehreren der vorangehenden Aspekte beliebig kombinierbar ist und einen Teil der vorliegenden Erfindung bildet.
Die Leistungszahl ist eine für das Leistungsvermögen eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers charakteristische Größe, in welche primär auch das Pumpenmoment MP und der Durchmesser D des durch das Pumpenrad, das Turbinenrad und das Leitrad gebildeten hydrodynamischen Strömungstorus eingehen. Durch die Auswahl eines derart großen Wertes für die Leistungszahl von wenigstens 9x10"3, vorzugsweise wenigstens 10x10"3, wird es möglich, auch bei vergleichsweise kleinem Durchmesser des angesprochenen Toms große Pumpenmomente aufzunehmen und in einem hydrodynamischen Drehmomentwandler dann zu übertragen bzw. zu wandeln.
Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Zeichnungen detailliert erläutert. Es zeigt:
Fig. 1 eine Teil-Längsschnittansicht eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers;
Fig. 2 eine Schnittansicht in einer Ebene Il in Fig. 1 , welche zur
Drehachse A parallel und zur Zeichenebene der Fig. 1 orthogonal steht;
Fig. 3 eine Schnittansicht in einer Ebene III in Fig. 2, welche zur
Drehachse A parallel und zur Zeichenebene der Fig. 1 senkrecht steht. In Fig. 1 ist ein hydrodynamischer Drehmomentwandler allgemein mit 10 bezeichnet. Dieser umfasst eine Gehäuseanordnung 12 mit einer motorseitigen Gehäuseschale 14 und einer gethebeseitigen Gehäuseschale 16, welche gleichtzeitig auch eine Außenschale eines allgemein mit 18 bezeichneten Pumpenrads bildet und an ihrer einem Innenraum 20 zugewandten Seite eine Mehrzahl von um eine Drehachse A in Umfangshchtung aufeinander folgenden Pumpenradschaufeln 22 trägt.
Im Innenraum 20 angeordnet ist ein Turbinenrad 24, dessen Schale 26 beispielsweise über eine Torsionsschwingungsdämpferanordnung 28 mit einer Turbinenradnabe 30 zur gemeinsamen Drehung um die Drehachse A verbunden ist. An ihrer dem Pumpenrad 18 zugewandten Seite trägt die Turbinenradschale 26 eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Turbinenradschaufeln 32.
Über eine Überbrückungskupplungsanordnung 34 kann wahlweise eine drehfeste Kopplung zwischen der im Drehmomentwandlungsbetrieb im Allgemeinen mit Fluid, beispielsweise Öl, gefüllten Gehäuseanordnung 12 und der Turbinenradnabe 30 hergestellt werden.
Zwischen dem Turbinenrad 24 und dem Pumpenrad 18 liegt ein allgemein mit 36 bezeichnetes Leitrad. Dieses umfasst eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung um die Drehachse A aufeinander folgenden angeordneten Leitradschaufeln 38, die über einen Leitradring 40 und eine Freilaufanordnung 42 auf einer nicht dargestellten Stützhohlwelle in einer Richtung um die Drehachse A drehbar, bezüglich Drehung in der anderen Richtung jedoch blockiert getragen sind.
Es sei darauf hingewiesen, dass vorangehend mit Bezug auf die Fig. 1 ein hydrodynamischer Drehmomentwandler hinsichtlich seiner elementaren Baugruppen, insbesondere Pumpenrad 18, Turbinenrad 24 und Leitrad 36 allgemein beschrieben wurden und in der konstruktiven Ausgestaltung in verschiedenster Weise variiert werden kann.
Man erkennt in der Fig. 1 weiter, dass die Pumpenradschaufeln 22 mit einem abströmseitigen radial äußeren Endbereich 44, einem einströmseitigen, radial äußeren Endbereich 46 der Turbinenradschaufel 32 näherungsweise axial gegenüberliegen. Die Turbinenradschaufeln 32 wiederum liegen mit einem abströmseitigen, radial inneren Endbereich einem einströmseitigen
Endbereich 50 der Leitradschaufeln 38 näherungsweise axial gegenüber.
Entsprechend liegt ein abströmseitiger Endbereich 52 der Leitradschaufeln einem einströmseitigen, radial inneren Endbereich 54 der
Pumpenradschaufeln 22 näherungsweise axial gegenüber.
Die Fig. 2 und 3 zeigen für die beiden zur Zeichenebene der Fig. 1 orthogonalen Ebenen Il und III jeweils die einander gegenüberliegenden Einström- bzw. Abströmbereiche des Pumpenrads, des Leitrads und des Turbinenrads. Beginnend mit Fig. 3 erkennt man die Pumpenradschaufeln 22 des Pumpenrads 18 mit ihrem jeweiligen abströmseitigen, radial äußeren Endbereich 44. Gleichermaßen erkennt man die Turbinenradschaufeln 32 mit ihrem den abströmseitigen Endbereichen 44 der Pumpenradschaufeln 22 gegenüberliegenden einströmseitigen, radial äußeren Endbereichen 46.
Gleichermaßen erkennt man in Fig. 2 die weiter radial innen sich ergebende Situation. Hier liegen die Turbinenradschaufeln 32 des Turbinenrads 24 mit ihren abströmseitigen, radial inneren Endbereichen 48 den einströmseitigen Endbereichen 50 der Leitradschaufeln 38 gegenüber. Deren abströmseitige Endbereiche 52 wiederum liegen den einströmseitigen Endbereichen 54 der Pumpenradschaufeln 22 gegenüber.
Durch diese Relativpositionierung der verschiedenen Schaufeln und die Geometrie des Pumpenrads 18 bzw. des Turbinenrads 24 allgemein wird ein durch die Strömungspfeile P in Fig. 1 repräsentierter hydrodynamischer Strömungstorus generiert, welcher die Drehachse A umgibt und bei welchem insbesondere im Drehmomentwandlungsbetrieb bei Drehmomenteinleitung über die Gehäuseanordnung 12 das im Gehäuseinnenraum 20 vorhandene Fluid im Bereich des Pumpenrads 18 nach radial außen befördert wird und im Bereich des Turbinenrads 24 wieder nach radial innen auf das Leitrad 36 und dann das Pumpenrad 18 zuströmt.
Ein die Leistungsfähigkeit eines derartigen hydrodynamischen Drehmomentwandlers beschreibender Parameter ist die Leistungszahl λ. Diese Leistungszahl λ wird beschrieben durch die Formel:
M 1 λ = p - COp D wobei:
Mp das durch das Pumpenrad aufgenommene Drehmoment bei der
Drehfrequenz ωP ist,
D der Außendurchmesser des Wandlerkreislaufs ist,
p die Dichte des umgewälzten Fluids ist,
WP die Drehfrequenz des Pumpenrads ist, welche auch wiedergegeben ist durch
ωp = 2 ■ π ■ nP/60,
wobei nP die Drehzahl des Pumpenrads in Umdrehungen pro Minute ist.
Aus dem vorangehenden Zusammenhang erkennt man, dass für eine vorgegebene Drehzahl des Pumpenrads 18 die Leistungszahl λ proportional ist zu Mp / D5. Dies bedeutet, dass bei einem gegebenen Durchmesser des Wandlerkreislaufs die Leistungszahl gesteigert werden kann, wenn das dabei am Pumpenrad aufgenommene Drehmoment gesteigert wird, oder dass bei vorgegebenem Pumpendrehmoment MP die Leistungszahl mit abnehmendem Außendurchmesser des Wandlerkreislaufs zunimmt, dies jeweils betrachtet für eine bestimmte Drehzahl.
Ein Einfluss auf das bei gegebener Pumpenraddrehzahl erreichbare Pumpenmoment MP kann durch die Geometrie der verschiedenen in den
Wandlerkreislauf involvierten Schaufeln, also der Pumpenradschaufeln 22, der Turbinenradschaufeln 32 und der Leitradschaufeln 38, genommen werden. Insbesondere deren Anstellung, also Neigung bezüglich einer zur
Drehachse A orthogonalen Ebene E beeinflusst das Pumpenmoment MP deutlich. Dies wird im Folgenden mit Bezug auf die Figuren 4 bis 9 detailliert erläutert.
Zunächst wird jedoch mit Bezug auf die Fig. 2 und 3 jeweils der an den verschiedenen Schaufeln 22, 32 bzw. 38 betrachtete Neigungswinkel ß bezüglich einer zur Drehachse A orthogonalen Ebene erläutert. Betrachtet man beispielsweise die Fig. 2, so erkennt man am abströmseitigen Endbereich 48 der Turbinenradschaufeln 32 eine eine Profillinie ST dieser Turbinenradschaufeln 32 verlängernde und die Ebene E schneidende Linie, wobei die hier betrachtete Profillinie einer Skelettlinie einer jeweiligen Schaufel, also beispielsweise einer Turbinenradschaufel 32, entspricht. Die Verlängerungslinie ist eine tangentiale Linie der am abströmseitigen Endbereich 48 vorhandenen Profillinie ST, die im dargestellten Beispiel der Turbinenradschaufeln 32 sich in diesem Bereich näherungsweise geradlinig erstreckt. Der betrachtete Winkel ist der Winkel PTA, welchen die Profillinie ST somit am abströmseitigen Endbereich 48 der Turbinenradschaufeln 32 bezüglich der Ebene E aufweist, wobei hier der kleinere der beiden möglichen Winkel betrachtet wird. Entsprechend exisitiert am abströmseitigen Endbereich 52 der Leitradschaufeln 38 ein in der Fig. 2 ebenfalls erkennbarer Winkel ßι_A zwischen einer zur Drehachse A orthogonalen Ebene E und der am abströmseitigen Endbereich 52 vorhandenen Profillinie SL. Man erkennt, dass diese Profillinie SL der Leitradschaufeln 38 leicht gekrümmt verläuft, so dass auch hier die Verlängerungslinie als diese Profillinie ML am abströmseitigen Endbereich 52 verlängernde Tangentenlinie zu betrachten ist. Insbesondere wird im Fall der Leitradschaufeln 38 hier der größere der beiden Winkel zwischen dieser Verlängerungslinie und der Ebene E betrachtet.
Entsprechend existiert auch bei den Pumpenradschaufeln 22 ein in Fig. 3 erkennbarer Winkel PPA, welcher zwischen der Ebene E und der Profillinie SB der Pumpenradschaufeln 22 an deren abströmseitigem Endbereich 44 bzw. einer entsprechenden tangentialen Verlängerungslinie ist. Auch hier wird der größere der beiden Winkel betrachtet.
Weiter sei darauf hingewiesen, dass, wie aus dem Vergleich der Fig. 1 und 2 erkennbar, die jeweiligen Winkel ßTA, PLA und ßPA hier betrachtet auf einem radialen Niveau, welches, wie durch die Schnittebenen Il und III in Fig. 1 , welche den Darstellungsebenen in Fig. 2 und 3 entsprechen, die näherungsweise mittig zwischen dem jeweiligen radial inneren Ende und dem radial äußeren Ende des Fluidströmungstorus im betrachteten Bereich, also jeweils am bzw. im Bereich eines mittleren Strömungsfadens der Fluidströmung liegen. Insbesondere können dabei die zum Bilden der Winkel eingesetzten Verlängerungslinien jeweils als in den Schnittebenen Il und III liegende Verlängerungslinien, also in zur jeweiligen Ebene E orthogonalen Ebenen liegende Linien betrachtet werden.
Die Fig. 4 und 5 zeigen Untersuchungsergebnisse welche den Einfluss auf das Pumpendrehmoment MP durch die Variation des am abströmseitigen Endbereich 48 der Turbinenradschaufeln 32 vorhandenen Winkels PTA verdeutlichen. Man erkennt in Fig. 5 aufgetragen über dem Drehzahlverhältnis zwischen der Drehzahl des Turbinenrads 24 und der Drehzahl des Pumpenrads 18 für drei verschiedene Winkel PTA zum einen das bei einer Pumpenraddrehzahl von 2.000 Umdrehungen gemessene Pumpenmoment MP sowie die als Drehmomentwandlung bekannte Größe μ und den Wirkungsgrad η. Die Kurve a wurde bei einem Winkel ßiA von etwa 30° gemessen. Die Kurve b wurde bei einem Winkel ßiA von etwa 38° gemessen und die Kurve c wurde bei einem Winkel ßiA von etwa 50° gemessen. Bei jeder Kurve existiert ein Maximalwert a', b' bzw. c' des Pumpenmoments MP. Im Diagramm der Fig. 4 sind in der unteren Kurve diese bei den jeweiligen Kurven a, b, c vorhandenen Maximalwerte a', b' bzw. c' ins Verhältnis gesetzt zu dem größten gemessen Wert, welcher hier dem Wert c' entspricht. Aus diesem Grunde weist die untere Kurve in Fig. 4 bei einem Wert des Winkels PTA von etwa 50° den maximalen Wert von 1 auf, was sich ergibt durch das Verhältnis c'/c'. In Richtung zu kleineren Winkeln erkennt man eine Abnahme des Pumpenmoments Mp, ebenso in Richtung zu größeren Winkeln, wobei hierzu keine zusätzliche Messkurve in Fig. 5 veranschaulicht ist.
Weiter erkennt man in Fig. 4, dass in diesem Variationsbereich des Winkels PTA die Drehmomentwandlung μ nur wenig variiert. Dies bedeutet, dass ohne wesentliche Beeinträchtigung dieser Drehmomentwandlung μ der Winkel PTA am abströmseitigen Endbereich 48 der Turbinenradschaufeln 32 im Bereich des Optimums für das Pumpenmoment Mp, also in einem Bereich von etwa 50° bezüglich der zur Drehachse A orthogonalen Ebene E eingestellt werden kann.
Die Fig. 6 und 7 zeigen einen entsprechenden Zusammenhang für den Winkel ßPA am abströmseitigen Endbereich 44 der Pumpenradschaufeln 22. Insbesondere zeigt die Fig. 7 Kurven d, e, f jeweils gemessen für einen Winkel ßPA im Bereich von 90° 1 15° 140°. Auch diese Kurven d, e, f weisen jeweilige Maximalwerte d', e' und f auf, die in dem Diagramm der Fig. 6 wieder ins Verhältnis gesetzt sind zum größten gemessenen Wert, also zum Wert f der Kurve f. Man erkennt, dass auch hier ein Maximalwert existiert bei etwa 140°. Zu kleineren und zu größeren Werten des Winkels ßPA nimmt das Pumpenmoment MP wieder ab. Da auch hier die Drehmomentwandlung μ im Bereich der Variation des Winkels ßPA nur vergleichsweise wenig beeinflusst wird, kann auch hier im Bereich der abströmseitigen Endbereiche 44 der Pumpenradschaufeln 22 der Winkel ßPA zu einer zur Drehachse A orthogonalen Ebene E im Bereich des optimalen Wertes für das Pumpenmoment Mp, also bei etwa 140° eingestellt werden. Die Fig. 8 und 9 zeigen einen entsprechenden Zusammenhang für den Winkel ßLA am abströmseitigen Endbereich 52 der Leitradschaufel 38. Auch hier sind im Diagramm der Fig. 9 für drei verschiedene Winkel von etwa 147°, 140° und 130° die Kurven g, h und i mit ihren Maximalwerten g', h' und i' dargestellt. Man erkennt, dass offensichtlich in Richtung kleinerer Winkel ßι_A das Pumpenmoment MP zunimmt, wobei ein maximaler Wert hier für die Kurve i bei etwa 130° erreicht wird. Auch hier variiert im dargestellten Bereich die Drehmomentwandlung μ nur wenig. Der Verlauf der Kurve MP in Fig. 8 ließe vermuten, dass in Richtung zu noch kleineren Winkeln ßLA das Pumpenmoment MP noch zunehmen würde. Dies ist jedoch tatsächlich nicht der Fall. Es ist anzunehmen, dass durch die dann noch stärker werdende Anstellung der Leitradschaufeln 38 die Drosselwirkung zu stark wird, also die Fluidzirkulation zu stark behindert wird, was zu einem deutlichen Einbruch bei der Drehmomentwandlung und mithin auch dem Wirkungsgrad führt. Für den Winkel ßι_A hat sich daher ein Winkel im Bereich von etwa 130° als hinsichtlich der verschiedenen betrachteten und für die Betriebscharakteristik eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers relevanten Parameter optimal erwiesen.
Die Fig. 4 bis 9 zeigen also, dass durch geeignete Festlegung der Winkel ßpA, ßTA und ßι_A an den abströmseitigen Endbereichen der jeweiligen Schaufeln das erreichbare Pumpenmoment MP maximiert werden kann und mithin auch eine Vergrößerung der Leistungszahl λ bei gegebenem Durchmesser D erreichbar ist. Insbesondere können mit den angegebenen Bereichen bzw. Werten für die verschiedenen Winkel Leistungszahlen erreicht werden, die bei bzw. sogar etwas über 10x10"3 liegen. Obgleich die Variation von jedem der angesprochenen Winkel für sich alleine bereits zu einer Verbesserung des Pumpenmoments MP und mithin der Leistungszahl λ führt, ist es selbstverständlich, dass insbesondere dann, wenn bei jedem dieser Winkel der Wert im optimalen Bereich eingestellt wird, ein entsprechend optimiertes Ergebnis für die Leistungszahl λ erzielbar ist.

Claims

Ansprüche
1. Hydrodynamischer Drehmomentwandler, insbesondere für den An- thebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung (12) mit einem Pumpenrad (18) mit einer
Mehrzahl von um eine Drehachse (A) in Umfangshchtung aufeinander folgenden Pumpenradschaufeln (22), in einem Gehäuseinnenraum (20) ein Turbinenrad (24) mit einer Mehrzahl von in Umfangsrichtung um die Drehachse (A) aufeinander folgend angeordneten
Turbinenradschaufeln (32), wobei die Pumpenradschaufeln (32) mit einem abströmseitigen, radial äußeren Endbereich (44) einem einströmseitigen, radial äußeren Endbereich (46) der
Turbinenradschaufeln (32) gegenüberliegen, ferner umfassend ein Leitrad (36) mit in Umfangsrichtung um die Drehachse (A) aufeinander folgenden Leitradschaufeln (38), welche mit einem einströmseitigen
Endbereich (50) einem abströmseitigen, radial inneren Endbereich (48) der Turbinenradschaufeln (32) gegenüberliegen und mit einem abströmseitigen Endbereich (52) einem einströmseitigen, radial inneren Endbereich (54) der Pumpenradschaufeln (22) gegenüberliegen, wobei eine Profillinie (Sp) der Pumpenradschaufeln (22) an deren abströmseitigem, radial äußerem Endbereich (44) bezüglich einer zur Drehachse (A) orthogonalen Ebene (E) einen Winkel ßPA im
Bereich von 85° bis 165° aufweist, oder/und eine Profillinie (ST) der Turbinenradschaufeln (32) an deren abströmseitigem, radial innerem Endbereich (48) bezüglich einer zur Drehachse (A) orthogonalen Ebene (E) einen Winkel ßTA im Bereich von 25° bis 65° aufweist, oder/und eine Profillinie (SL) der Leitradschaufeln (38) an deren abströmseitigem Endbereich (52) bezüglich einer zur Drehachse (A) orthogonalen Ebene (E) einen Winkel ßLA im Bereich von 125° bis 150° aufweist, wobei die Profillinie (ST, SP, SL) einer jeweiligen Schaufel (22, 32, 38) einer Skelettlinie dieser Schaufel (22, 32, 38) im Bereich eines mittleren Strömungsfadens entspricht.
2. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Winkel PPA im Bereich von 130° bis 150° liegt.
3. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 1 oder 2, da- durch gekennzeichnet, dass der Winkel ßPA bei etwa 140 ° liegt.
4. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Winkel PTA im Bereich von 45° bis 55° liegt.
5. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Winkel ßTA bei etwa 50° liegt.
6. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Winkel PLA im Bereich von
125° bis 135° liegt.
7. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Winkel ßLA bei etwa 130° liegt.
8. Hydrodynamischer Drehmomentwandler, insbesondere für den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, umfassend eine mit Fluid gefüllte oder füllbare Gehäuseanordnung (12) mit einem Pumpenrad (18) mit einer Mehrzahl von um eine Drehachse (A) in Umfangsrichtung aufeinander folgenden Pumpenradschaufeln (22), in einem Gehäuseinnenraum (20) ein Turbinenrad (24) mit einer Mehrzahl von in Umfangsrichtung um die Drehachse (A) aufeinander folgend angeordneten
Turbinenradschaufeln (32), wobei die Pumpenradschaufeln (22) mit einem abströmseitigen, radial äußeren Endbereich (44) einem einströmseitigen, radial äußeren Endbereich (46) der Turbinenradschaufeln (32) gegenüberliegen, ferner umfassend ein Leitrad (36) mit in Umfangsrichtung um die Drehachse (A) aufeinander folgenden Leitradschaufeln (38), welche mit einem einströmseitigen
Endbereich (50) einem abströmseitigen, radial inneren Endbereich (48) der Turbinenradschaufeln (32) gegenüberliegen und mit einem abströmseitigen Endbereich (52) einem einströmseitigen, radial inneren Endbereich (54) der Pumpenradschaufeln (22) gegenüberliegen, wobei der hydrodynamische Drehmomentwandler (10) eine Leistungszahl (λ) von wenigstens 9x10"3 aufweist.
9. Hydrodynamischer Drehmomentwandler nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der hydrodynamische Drehmomentwandler (10) eine Leistungszahl (λ) von wenigstens 10x10"3 aufweist.
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* Cited by examiner, † Cited by third party
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US3287908A (en) * 1964-01-03 1966-11-29 Borg Warner Hydrokinetic torque converter
GB2118692A (en) * 1982-04-22 1983-11-02 Valeo Hydraulic coupling particularly for motor vehicles
DE4316510A1 (de) * 1992-05-18 1993-11-25 Nissan Motor Kernloser Drehmomentwandler

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