Betriebszustände

Festbrems-Betrieb

1. •Das Turbinenrad kann sich nicht drehen infolge Betätigung der Betriebsbremse während das Pumpenrad vom Motor getrieben dreht. In dieser Betriebsart kann die maximale Momentenüberhöhung genutzt werden, wenn ausreichend Motorleistung zur Verfügung steht (Verhältnis der Momentenüberhöhung). Diese Phase tritt nur kurz auf beim Anfahren wenn eine hohe Differenzdrehzahl anliegt.
   

Beschleunigungsphase

1. •Die Last wird beschleunigt und die Differenzdrehzahl nimmt gegenüber dem Anfahren ab. Dadurch sinkt die Momentenüberhöhung etwas ab.
   

Kupplungsphase

1. •Das Turbinenrad dreht ca. mit 90% der Drehzahl des Pumpenrades. Die Drehmomentüberhöhung hat beträchtlich nachgelassen und der Wandler hat das Verhalten einer normalen Strömungskupplung. Spätestens hier wird eine Wandlerüberbrückungskupplung geschlossen, um dem Gleichlauf zwischen Eingang und Ausgang herzustellen und die Verluste zu minimieren.
   

Festbremsdrehzahl (engl. Stall speed)

Die maximale Festbremsdrehzahl (footbrake stall speed) liegt dann vor, wenn das Fahrzeug steht indem die Betriebsbremse voll betätigt ist. In diesem Zustand erzeugt der Motor Drehmoment (entsprechend der Drehmomentkennlinie). Wird jetzt Vollgas gegeben, so stellt sich eine Motordrehzahl ein, diese wird als Festbremsdrehzahl bezeichnet. Prinzipiell ist es wünschenswert dass die Festbremsdrehzahl in der Nähe der Drehzahl mit dem maximalen Motormoment liegt, dann dann kann mehr Drehmoment motorseitig erzeugt werden.

Die Höhe des Motormoments hängt ab von dem Kolbenhub, dem statischen und dynamischen Verdichtungsverhältnis, den Kurbelwellendaten und dem Ansaugvolumen, der Ansauggeometrie, der Länge und der Querschnitts des Ansaugkanals. Auch das Fahrzeuggewicht, die Endübersetzung im Achsdifferential, der dynamischen Radhalbmessers, der Drehmoment-Durchmesser, der Pumpenradauslasswinkel, die Statorgeometrie, der Freigang zwischen Pumpenrad und Turbinenrad, der Freigang zwischen Stator und Pumpenrad und der Freigang zwischen Stator und Turbinenrad spielen eine Rolle.

Überbrückungskupplung (engl. Lock-up clutch)

In bestimmten Betriebsarten wäre es vorteilhaft, den Schlupf zwischen Pumpenrad und Turbinenrad zu minimieren und gleichzeitig Drehmoment übertragen zu können. Dieser Fahrzustand liegt beispielsweise bei konstanter Autobahnfahrt vor. Prinzipbedingt muss Schlupf bestehenden um Drehmoment übertragen zu können. Die Fahrwiderstände müssen auch bei Konstantfahrt aufgebracht werden, weshalb immer Drehmoment übertragen werden können muss. Beim offenen Wandler muss dazu der Verbrennungsmotor und damit das Pumpenrad schneller drehen als das Turbinenrad und damit der Antriebstrang. Diese Differenzdrehzahl verursacht permanent Verlustleistung die durch Strömungsverluste erzeugt werden. Das Öl wird aufgeheizt und muss zusätzlich gekühlt werden, dadurch entstehen zusätzlich Kühlleistungsverluste.

Eine Überbrückungskupplung dient dazu, die Strömungsverluste in den Betriebszuständen der Konstantfahrt bzw. zunehmends auch nur ab einer bestimmten Motordrehzahl zu reduzieren, indem eine Reibkupplung zwischen Pumpenrad und Turbinenrad geschlossen wird. Der gesamte Wandler dreht im Blockumlauf mitsamt des darin befindlichen Öl um. Der Ölfluss kommt zum Erliegen und stattdessen wirkt der Wandler wie eine Art zusätzliche Schwungmasse.

Einer der größten Vorteile des offenen Wandlerbetriebs ist die Fähigkeit des hydrodynamischen Kraftflusses Schwingungen vom Motor her kommend herauszufiltern. Dadurch werden die nachliegenden Bauteile im Antriebstrang wie das Schaltgetriebe und das Differential geschützt und auch ein Aufschwingen des gesamten Triebstrang im Bereich von Resonenzfrequenzen mit starken Komforteinbußen für den Fahrer wird vermieden.

Wird diese Dämpfungseigenschaft infolge einer Überbrückungskupplung mit starrem Durchtrieb herausgenommen, so muss ähnlich wie bei Doppelkupplungsgetrieben oder Handschaltgetrieben üblich ein Schwingungsdämpfer oder Torsionsdämpfer eingeführt werden. Daher ist die Überdrückungskupplung immer mit einem Torsionsdämpfer bzw. einem Zweimassenschwungsrad mit optionalem, zusätzlichen Innendämpfer ausgestattet. Dadurch ist es möglich die Kupplung auch bei niedrigeren Motordrehzahlen zu schließen ohne Komforteinbußen oder Bauteilschäden zu verursachen.

Kupplungsmoment

Das Kupplungsmoment ist bei konstanter Zähigkeit des Öls mit dem Kupplungsfaktor kE, der Eingangsdrehzahl ne und dem Außendurchmesser D gegeben durch:

Schäden durch Überlastung des Wandlers

Überhitzung

1. • Dauerhafter Betrieb mit großem Schlupf kann die Wärmeabführleistung des Wandlers übersteigen. Daraus resultiert eine Überhitzung der Dichtelemente aus Elastomerwerkstoffen mit der Folge des Ölaustritts und Leerlaufen des Wandlers und damit des Totalausfalls.
   

Freilauffressen

1. •Kommt es zum Fressen des Freilauf des Statorrades, so kann sich dieses in der Kupplungsphase nicht mehr drehen. Ursächlich hierfür ist eine zu starke Belastung und damit die folgende Beschädigung der Freilaufkomponenten. Dadurch sinkt der Wirkungsgrad im Kupplungsbetrieb stark ab und der Kraftstoffverbrauch steigt an.
   

Freilaufbruch

1. •Im Falle von stoßartigen Belastungen kann der Freilauf auch so kaputt gehen, dass es sich komplett mitdreht. Dann kann kaum noch Drehmoment mit dem Wandler übertragen werden, da der Strömungsverlauf des Öls massiv gestört ist.
   

Schaufelblattbruch

1. •Kommt es infolge hoher, stoßartiger Belastung zum Abbrechen von Schaufelblättern oder auch Teilen des Schaufelblätter ist die mindeste Folge ein deutlicher Effizienzeinbruch infolge gestörtem Strömungsverlauf des Öls. Im schlimmsten Fall kann der komplette Wandler aufgrund der umherschwimmenden Teilen und Verklemmen der anderen Schaufeln zerstört werden.
   

Ausbauchen

1. •Langanhaltender Betrieb unter Vollast oder unter hohen Drehzahlen kann die plastische Verformung des meist in Blechbauweise hergestellten Wandlergehäuse verursachen. Unter Umständen kann es zum Bruch des Wandlergehäuses kommen und eine große Gefahr durch herumfliegende schnelldrehende Metallteile und heißes Öl darstellen.
   

Kapazitätsfaktor

Auszug aus einer Beschreibung eines Patents woraus der Zusammenhang aus Festbremsdrehzahl, Kapazitätsfaktor und Weichheit der Wandlerkennlinie deutlich wird:

„Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht daher in der Schaffung eines dahingehend verbesserten Drehmomenten-Übertragungssystems, daß im Interesse von Beschleunigungsreserven im mittleren und auch im höheren Drehzahlbereich noch eine wirksame Momentenüberhöhung erreicht wird und daß der Treibstoffverbrauch gesenkt werden kann.

Gelöst ist diese Aufgabe erfindungsgemäß dadurch, daß bei dem Drehmomenten- Übertragungssystem nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1 die Reibungskupplung in allen Fahrgängen gesteuert wird und daß der Strömungswandler gegenüber konventionellen Wandlern eine höhere Wandlung aufweist, die vorzugsweise größer als 2,5 ist. Besonders zweckmäßig kann es sein, wenn die Drehmomentwandlung zwischen Turbinenrad und Pumpenrad in der Größenordnung von 2,5 bis 3,5 liegt.

Bei einer vorgegebenen Brennkraftmaschine ist es besonders zweckmäßig, wenn der im Zusammenhang mit der Erfindung verwendete Drehmomentwandler einen kleineren Kapazitätsfaktor besitzt als die bisher für diese Brennkraftmaschine verwendeten Drehmomentwandler. Das bedeutet also, daß bei einem durch die Brennkraftmaschine vorgegebenen Drehmomentverlauf die Festbremsdrehzahl des Drehmomentwandlers gemäß der Erfindung höher liegt als bei einem konventionellen Wandler. Unter Festbremsdrehzahl ist die Drehzahl zu verstehen, bei der der Verlauf des vom Turbinenrad aufgenommenen Drehmoments sich mit der Drehmomentkennlinie der Brennkraftmaschine schneidet. Um diese Drehzahl zu ermitteln wird das Turbinenrad blockiert und das Pumpenrad durch die Brennkraftmaschine angetrieben. Bei den bisherigen Auslegungen von Drehmomentwandlern liegt die Festbremsdrehzahl in der Größenordnung von 1800 bis 3000 Umdrehungen pro Minute. Durch die erfindungsgemäße Auslegung kann diese Festbremsdrehzahl auch in den Bereich oberhalb 3000 Umdrehungen pro Minute verlagert werden. Je kleiner der Kapazitätsfaktor wird, um so weicher wird der Wandler. Dies bedeutet auch, daß der Verlauf des Turbinen- bzw. Pumpenmoments über der Turbinen- bzw. Pumpendrehzahl gegenüber den bisher eingesetzten Wandlern flacher ist.

Bei der Erfindung ist der Wandler somit "weich" ausgelegt und kann auch ein wesentlich breiteres Sekundärkennfeld aufweisen.

Dadurch stehen größere Beschleunigungsreserven zur Verfügung, die vor allem bei Überholvorgängen oder in Beschleunigungsphasen genutzt werden können und außerdem vielfach ein Zurückschalten in einen kleineren Gang unnötig machen.

Der zusätzlich nutzbare Bereich des Sekundärkennfeldes des erfindungsgemäß ausgelegten Wandlers wird überwiegend nur bei instationären Zuständen angefahren. Die in dieser Zeit anfallende Wärmemenge ist nicht höher als bei konventionellen Systemen und daher unkritisch. Gleichwohl hat sich gemäß einer Weiterbildung der Erfindung als sinnvoll erwiesen, wenn bei dem Drehmomenten-Übertragungssystem mittels der Rechnereinheit die im Fahrbetrieb anfallende Wärme hochgerechnet und die so erstellte Ist-Wärmebilanz mit der konstruktionsbedingt zulässigen Wärmemenge verglichen wird. Die Öltemperatur wird außerdem gemessen, damit bei der Berechnung vom aktuellen Temperaturniveau ausgegangen werden kann.

Durch diese Maßnahme wird ein unverhältnismäßig hoher Wärmeanfall rechtzeitig erkannt und damit die Voraussetzung für eine Reduzierung der Wärmemenge geschaffen. Wird die Wärmebelastung des gesamten Systems zu groß, wird der Schlupf reduziert. Wird die Belastung der Reibfläche zu groß, so wird der Schlupf abhängig vom Fahrerwunsch verändert: Will der Fahrer beschleunigen und kann noch Wandlung angeboten werden, so wird das Lock-up-Moment reduziert und damit der Schlupf vergrößert. Andernfalls wird das Lock-up-Moment vergrößert und damit der Schlupf reduziert.

Eine andere wichtige Weiterbildung der Erfindung sieht vor, daß eine zwischen der Turbine des Wandlers und der Reibscheibe der Lock-up-Kupplung wirksame Dämpfereinheit vorzugsweise auf den Teillastbereich ausgelegt ist, in dem eine vollständige Wandlerüberbrückung in Betracht kommt. Dies ermöglicht eine wesentlich bessere Dämpfung von Drehschwingungen als bei konventionellen Dämpfern, die auf Vollast ausgelegt sind. Im übrigen Bereich wird die Isolation hochfrequenter Schwingungen über den Schlupf gewährleistet.

Diese Maßnahme ermöglicht eine besonders kompakte Wandlerausbildung, bei welcher der Wirkungsgrad angesichts der oben erläuterten Lock-up-Steuerung nur noch von sekundärer Bedeutung ist.“

(Ende Zitat)

Der Wandlerkreislauf in extrem schmaler Ausführung

Wie   eingangs   bereits   erwähnt,   sollte   der   zukünftige   Wandler   kleiner, leichter und kostengünstiger werden (Bild 9). 

Eine  geometrische  Verkleinerung  des  hydrodynamischen  Kreislaufs ohne  eine  gleichzeitige  Änderung  der  Beschaufelung  ist  aber  bekanntermaßen nicht  oder  nur  sehr  eingeschränkt  möglich.  Derartig  ausgelegte  Wandler kavitieren oder haben einen nicht akzeptablen Lastwertverlauf (Momentenaufnahmekapazität) über der Drehzahlwandlung. Ziel ist es also, die Beschaufelung von Pumpe, Turbine und Leitrad an die neuen   geometrischen   Verhältnisse   eines   extrem   schmalen   Wandlers anzupassen.   Neben   der   Vermeidung   von   Kavitation   ist   besonderes Augenmerk auf den Lastwertverlauf zu legen:

1. •Um den Profildurchmesser des Wandlers im Vergleich nicht vergrößern zu müssen, ist ein ausreichendes Lastwertniveau erforderlich.
   

2. •Zur    Minimierung    der    Stillstandsverluste    sollte    der    Lastwert    im Festbremspunkt  (Stallbetrieb)  möglichst  klein  sein.  Der  Schließvorgang der  Überbrückungskupplung  ist  hingegen  komfortabler  und  kann  früher erfolgen,   wenn   der   Lastwert   im   Bereich   des   Kupplungspunktes möglichst  hoch  ist.  Zudem  wird  hierdurch  die  thermische  Belastung  der Überbrückungskupplung  reduziert.  Beide  Kriterien  zusammen  erfordern demnach   ein   möglichst   kleines   Verhältnis   zwischen   Lastwert   im Festbremspunkt und Lastwert im Kupplungspunkt.
   

Diesem    Entwicklungsziel    kommt    der    Umstand    entgegen,    daß    die Auslegung     des     zukünftigen     Wandlers     in     Verbindung     mit     der Überbrückungsstrategie nicht mehr durch den Kraftstoffverbrauch oder die Fahrleistung  diktiert  ist  (vergleiche  Seite  128).  Die  bei  der  klassischen Wandlerauslegung      noch      wichtigen      Kriterien,      wie      ein      hoher   Maximalwirkungsgrad  oder  eine  hohe  Anfahrwandlung,  sind  demnach  von ntergeordneter Bedeutung. Die Entwicklung kann also wesentlich gezielter erfolgen.  In  Bild  19  sind  die  Anforderungen  an  den  zukünftigen  Wandler zusammengefaßt.

Zielgrößen bei der Wandlerauslegung

Sehr wichtig

•Extrem schmaler Torus

•Keine Kavitation

•Ausreichendes Lastniveau

•Hoher Kupplungspunkt

•Kleines Verhältnis zwischen Lastwert im Festbrems- und Kupplungspunkt

•Ausreichende Wärmespeicherkapazität

Weniger wichtig

•Hoher maximaler Wirkungsgrad

•Hohe Anfahrwandlung

LuK  hat  einen  Wandler  entwickelt,  dessen  Kreislauf  im  Vergleich  zum konventionellen,  kreisrunden  Kreislauf  axial  um  bis  zu  45%  schmaler  ist. Der Lastwertverlauf über der Drehzahlwandlung ist mit dem eines kreisrund gestalteten  Wandlers  vergleichbar  (siehe  Bild  24).    Ohne  Verwendung entsprechender   Werkzeuge,   wie   z.   B.   leistungsfähige   Software   zur   numerischen  Berechnung  der  Strömungsverhältnisse  im  Kreislauf  und  zur Auslegung  der  Schaufelgeometrie,  sowie  Rapid  Prototyping  zur  schnellen und   kostengünstigen   Erstellung   der   geometrisch   komplexen   Prototyp-Schaufelräder, wäre eine solche Entwicklung nicht möglich.

Die Strömungszustände im Wandler sind besonders im Stallbetrieb und bei kleiner Drehzahlwandlung kritisch. Der Energieaufbau in der Pumpe sowie der  Energieabbau  in  der Turbine  aber  auch  die  Umlenkung  der  Strömung im  Leitrad  (Impulsänderung)  sind  in  diesem etriebsbereich  am  größten. Vereinfacht  ausgedrückt  sind  hier  die  Kräfte  auf  die  Fluidteilchen  am größten.  Dies  gilt  prinzipiell  für  jeden  Wandlertyp.  Die  Verhältnisse  verschlechtern sich entschieden, wenn die Strömung ”unnötig” in Betrag oder Richtung     beschleunigt     wird     oder     wenn     der     Strömung     lokal Richtungsänderungen  aufgezwungen  werden,  denen  die  Fluidteilchen  auf  Grund  ihrer  Trägheit  nicht  folgen  können.  Sofern  man  nicht  konstruktiv  gegensteuert, tritt dies bei extrem schmalen Wandlern ein.

In Bild 20 sind die Strömungsverhältnisse im Wandlerkreislauf einer frühen Konstruktion  (erste  Entwicklungsstufe)  und  der  optimierten  Konstruktion gegenübergestellt.   Der   Kreislauf   der   ersten   Entwicklungsstufe   besitzt bereits eine tränenförmige Form im Meridianschnitt. Durch diese Form wird gewährleistet,  daß  der  reale  Querschnitt  des  Strömungskanals  annähernd konstant  bleibt  und  unnötige  Beschleunigungen  oder  Verzögerungen  der Strömung vermieden werden. Trotzdem zeigt das Geschwindigkeitsfeld eingroßes  Ablösegebiet,  das  sich  ausgehend  von  der  Eintrittskante  des Turbinenrades     entlang     der     gesamten     inneren     Kanalbegrenzung    (Innenschale)  erstreckt.

Dieses  Ablösegebiet  verengt  den  Strömungskanal  erheblich  und  führt  zu einer  Drosselung  des  umlaufenden  Volumenstroms  und  damit  zu  einer Reduzierung des Lastwertes. Zudem bildet sich eine Austauschzone, in der Energie  von  der  „gesunden“  Umlaufströmung  auf  die Zirkulationsströmung im  Ablösegebiet  übertragen  wird  und  dort  zu  annähernd  100%  dissipiert  wird.  Diese  ausgeprägte  Verlustzone  läßt  sich  anschaulich  mit  Hilfe  der Turbulenzenergie darstellen.

Bei der optimierten Kreislaufform konnte durch eine angepasste Gestaltung der  Innenschale  und  der  Beschaufelung  das  Ablösegebiet  und  damit  die Verluste  erheblich  reduziert  werden.  Dies  trägt  wesentlich  zur  günstigen Lastwertcharakteristik bei.

Das zentrale und weitaus schwierigste Problem bei der Gestaltung extrem schmaler  Wandler  ist  die  Vermeidung  von  Kavitation.  Unter  Kavitation versteht   man   das   Entstehen   mit   nachfolgendem   Zusammenbrechen gaserfüllter Hohlräume in der Flüssigkeitsströmung.  Wird  nun  der  statische  Absolutdruck  in  der  Strömung  kleiner  als  der  Dampfdruck,   so   bilden   sich   Dampfblasen,   die   von   der   Strömung mitgerissen  werden.  Diese  Hohlräume  schnüren  den  Kanalquerschnitt  ein  und  drosseln  den  umlaufenden  Volumenstrom.  Der  Lastwert  und  der  Wirkungsgrad sinken drastisch ab. An Orten mit höherem statischen Druck implodieren  die  Dampfblasen  wieder.  Das  Zusammenbrechen  erfolgt  sehr rasch     und     die     Flüssigkeitsteilchen     schlagen     mit     sehr     großer Geschwindigkeit auf die Kanalwand auf (jet-impact), was zur mechanischen Zerstörung des Laufrades führen kann. 

Bei   Wandlern   stellt   der   Ansaugbereich   der   Pumpe,   also   der   Raum zwischen  Pumpe  und  Leitrad,  das  Gebiet  kleinsten  Druckes  dar.  Um  den statischen Druck am Leitradaustritt so hoch wie möglich zu halten, müssen die Profilverluste im Leitrad reduziert werden. Bild 21 zeigt die Strömungsverhältnisse im Leitradkanal einer frühen Konstruktion (erste Entwicklungsstufe).  Man erkennt in dem dargestellten Zylinderschnitt ein ausgeprägtes Ablösegebiet auf der Saugseite der Leitradschaufel. Die Nachlaufströmung des  Leitrades  ist  gekennzeichnet  durch  starke  Verwirbelungen.  Beide Erscheinungen    führen    zur    einer    drastischen    Druckabsenkung    im Leitradkanal und in der Nachlaufströmung des Leitrades (s. Bild 21 und Bild 23). Die ursprüngliche     Konstruktion  konnte   daher  bei   hoher Antriebsdrehzahl auf Grund von Kavitation im Ansaugbereich der Wandlerpumpe  nicht  unterhalb  einer  Drehzahlwandlung  von  sr=0,5  betrieben  werden.