Turbolader-Turbocompoundsystem

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Turbolader-Turbocompoundsystem, das heißt einen Antriebsstrang, insbesondere Kraftfahrzeugantriebsstrang mit einem Verbrennungsmotor, der mittels einem Turbolader aufgeladen wird und auf dessen Abtriebswelle, insbesondere Kurbelwelle, zusätzliche Antriebsenergie mechanisch übertragen werden kann, welche in einer Abgasnutzturbine, die im Abgasstrom angeordnet ist, aus dem Abgas des Verbrennungsmotors gewonnen wird.

Es sind sowohl Turbolader-Turbocompoundsysteme bekannt, bei welchen im Abgasstrom des Verbrennungsmotors zunächst eine erste Abgasnutzturbine angeordnet ist, die als Komponente des Turboladers einen Luftverdichter antreibt, der dem Verbrennungsmotor zur Verbrennung zugeführte Frischluft verdichtet, und stromabwärts im Abgasstrom eine zweite Abgasnutzturbine vorgesehen ist, die in einer Triebverbindung mit der Kurbelwelle des Verbrennungsmotors steht, um im Abgas noch vorhandene Energie in mechanische Energie umzuwandeln und der Kurbelwelle zuzuführen, siehe beispielsweise DE 42 31 474 C1. Ferner sind Turbolader-Turbocompoundsysteme bekannt, bei welchen der Turbolader und der Turbocompound eine gemeinsame Abgasnutzturbine aufweisen, welche im Abgas des Verbrennungsmotors enthaltene Energie in mechanische Energie umwandelt, die dann sowohl zum Antrieb des Luftverdichters des Turboladers als auch zum Antrieb der Kurbelwelle des Verbrennungsmotors genutzt wird, siehe beispielsweise DE 44 29 855 Cl

Die vorliegende Erfindung betrifft die zweite Art von Turbolader-

Turbocompoundsystemen, bei welchen ein und dieselbe Abgasnutzturbine dazu dient, wahlweise oder gleichzeitig den Verdichter des Turboladers als auch die Abtriebswelle, in der Regel Kurbelwelle, des Verbrennungsmotors anzutreiben. Selbstverständlich ist es möglich, vor dieser gemeinsamen Abgasnutzturbine oder hinter dieser im Abgasstrom weitere Abgasnutzturbinen anzuordnen, um mittels diesen zusätzliche Aggregate oder auch den Verdichter oder eine Verdichterstufe

BESTATIGUNGSKOPIE

bei einem mehrstufigen Turboladersystem oder die Abtriebswelle des Verbrennungsmotors anzutreiben.

Gemäß der Patentschrift DE 44 29 855 C1 besteht zwischen der Kurbelwelle des Verbrennungsmotors und der Turboladerwelle des Abgasturboladers eine mechanische Hochtriebsmöglichkeit, das heißt, die Abgasturboladerwelle, welche sowohl das Laufrad des Verdichters als auch das Turbinenrad der Abgasnutzturbine trägt, kann über die Kurbelwelle mittels des Verbrennungsmotors angetrieben werden. Ferner kann eine überschussleistung der Abgasturbine auf die Kurbelwelle übertragen werden. In der Triebverbindung zwischen der Turboladerwelle und der Kurbelwelle des Verbrennungsmotors ist eine regelbare hydrodynamische Kupplung zur Drehmomentübertragung vorgesehen, wodurch ein bestimmtes Drehzahlverhältnis zwischen der Turboladerwelle und der Kurbelwelle einstellbar ist.

Zum weiteren Stand der Technik wird auf die folgenden Dokumente verwiesen:

DE 10 2006 013 003 B3

DE 10 2004 002 215 B3 DE 10 2005 025 272 A1

US 4 748 812 A

JP 2000204959 A

JP 02157423 A

JP 62103422 A

Die aus dem Dokument JP 2000204959 A bekannten Merkmale sind im Oberbegriff von Anspruch 1 zusammengefasst.

Obwohl somit bereits sehr ausgereifte Turbolader-Turbocompoundsysteme insbesondere zum Antrieb eines Kraftfahrzeugs, beispielsweise eines LKWs oder eines Schienenfahrzeugs, zur Verfügung stehen, gibt es einen andauernden Bedarf an weiteren Verbesserungen, die sich auf den Treibstoffverbrauch des

Verbrennungsmotors günstig auswirken. Zugleich ist es jedoch notwendig, dass änderungen an bestehenden Systemen die Zuverlässigkeit nicht beeinträchtigen und der konstruktive Aufwand sowie die Herstellungs- und Wartungskosten möglichst minimiert sind.

Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, die bekannten Turbolader-Turbocompoundsysteme mit einer gemeinsamen Abgasnutzturbine für den Turbolader und den Turbocompound derart weiterzuentwickeln, dass der Treibstoffverbrauch des Verbrennungsmotors in den üblichen Lastkollektiven weiter vermindert wird, bei gleichzeitiger Zuverlässigkeit und günstigen Herstellungs- und Wartungskosten des Systems.

Die erfindungsgemäße Aufgabe wird durch ein Turbolader-Turbocompoundsystem mit den Merkmalen von Anspruch 1 gelöst. In den abhängigen Ansprüchen sind besonders vorteilhafte Ausführungsformen der Erfindung angegeben.

Die vorliegende Erfindung beruht auf der Erkenntnis, dass in Betriebszuständen, in welchen der Verdichter des Turboladers mechanisch von der Abtriebswelle des Verbrennungsmotors angetrieben wird, demnach in der Regel in Betriebszuständen, in denen nicht ausreichend Abgasenergie zur Verfügung steht, die mittels der Abgasnutzturbine in mechanische Energie umgewandelt werden könnte, ein anderes Drehzahlverhältnis zwischen der Drehzahl des Verdichters und der Drehzahl der Abtriebswelle des Verbrennungsmotors zu einem Optimum führt als in einem Betriebszustand, in welchem überschüssige Abgasenergie, umgewandelt durch die Abgasnutzturbine in mechanische Energie, die nicht zum Antrieb des Verdichters sinnvoll genutzt werden kann, auf die Abtriebswelle des Verbrennungsmotors übertragen wird. Erfindungsgemäß sind daher in der Triebverbindung zwischen der Abtriebswelle, insbesondere Kurbelwelle, des Verbrennungsmotors und der Triebverbindung beziehungsweise dem Antriebsstrang zwischen der Abgasnutzturbine und dem Verdichter zwei zueinander parallele Leistungszweige vorgesehen, die zueinander unterschiedliche übersetzungen aufweisen oder in welchen zumindest wahlweise

zueinander verschiedene übersetzungen einstellbar sind, um durch Umschalten des Antriebsleistungsflusses von dem einen Leistungszweig auf den anderen Leistungszweig das Drehzahlverhältnis zwischen der Triebverbindung zwischen der Abgasnutzturbine und dem Verdichter und der Verbrennungsmotorabtriebswelle zu verändern.

Vorliegend wird die Triebverbindung zwischen der Abgasnutzturbine und dem Verdichter, die beispielsweise allein durch eine Turboladerwelle, insbesondere als starre einteilige Welle, hergestellt werden kann, als Turboladertriebverbindung bezeichnet, und die Triebverbindung zwischen dieser Turboladertriebverbindung und der Abtriebswelle des Verbrennungsmotors wird als

Turbocompoundtriebverbindung bezeichnet. Ferner ist der Begriff übersetzung so weit zu verstehen, dass er nicht nur eine übersetzung einer Drehzahl ins Schnelle, sondern auch eine Untersetzung einer Drehzahl ins Langsame umfasst. Die beiden verschiedenen übersetzungen weisen jedoch ein endliches

Drehzahlverhältnis auf, stellen also keinen Freilauf dar. Selbstverständlich ist es möglich, einen Freilauf wahlweise zuschaltbar vorzusehen, beispielsweise dadurch, dass eine Trennkupplung in einem oder jedem der beiden Leistungszweige geöffnet wird beziehungsweise eine hydrodynamische Kupplung entleert wird.

Durch Schaffen einer drehzahlvariablen Verbindung zwischen der Turboladertriebverbindung und der Verbrennungsmotorabtriebswelle mittels zweier paralleler Leistungszweige lässt sich sowohl im Betriebsbereich des Leistungsüberschusses an der Abgasnutzturbine ein Zurückleiten der überschüssigen Leistung auf den Abtrieb des Verbrennungsmotors, beispielsweise als Dieselmotor oder sonstige Kolbenmaschine ausgeführt, realisieren, als auch im Bereich des Leistungsmangels am Verdichter ein Hochdrehen des Verdichters mit mechanischer Leistung des Verbrennungsmotors ermöglichen, wobei die Drehzahlverhältnisse zwischen der Abgasnutzturbine und der Abtriebswelle des Verbrennungsmotors beziehungsweise zwischen der

Abtriebswelle des Verbrennungsmotors und dem Verdichter optimal einstellbar oder voreingestellt sind.

Durch Vorsehen von zwei parallelen Leistungszweigen kann ein sehr rasches Umschalten der Leistungsübertragung von einem Leistungszweig auf den anderen Leistungszweig erfolgen. Gemäß einer besonderen Ausführungsform ist auch eine gleichzeitige Leistungsübertragung über beide parallele Leistungszweige möglich, wobei die Anteile der durch jeweils einen Leistungszweig übertragenen Leistung besonders vorteilhaft variabel eingestellt werden kann.

Erfindungsgemäß ist in jedem der beiden Leistungszweige eine Schlupfkupplung in Form einer hydrodynamischen Kupplung oder eines hydrodynamischen Wandlers vorgesehen, welche insbesondere schaltbar ausgeführt ist, das heißt deren Leistungsübertragung ein- und ausschaltbar ist.

Eine solche Schlupfkupplung ist bei einer Ausführungsform als hydrodynamische Kupplung eine Kupplung mit zwei beschaufelten Schaufelrädern - Pumpenrad und Turbinenrad - die miteinander einen, insbesondere torusförmigen, Arbeitsraum ausbilden, in welchem mittels einer Kreislaufströmung eines Arbeitsmediums, beispielsweise öl, Wasser oder ein Gemisch, Drehmoment beziehungsweise Antriebsleistung vom Pumpenrad auf das Turbinenrad oder bei angetriebenem Turbinenrad auch vom Turbinenrad auf das Pumpenrad übertragen werden kann. Dem Fachmann sind solche hydrodynamischen Kupplungen bekannt.

Die hydrodynamische Kupplung kann als Konstantfüllungskupplung oder als regelbare Kupplung ausgeführt sein. Bei einer Konstantfüllungskupplung ist der Füllungsgrad im Arbeitsraum nicht wahlweise einstellbar, sondern ergibt sich in Abhängigkeit der Drehzahl oder wird stets konstant gehalten. Selbstverständlich ist es auch möglich, eine solche Konstantfüllungskupplung ein- und ausschaltbar auszuführen, indem der Arbeitsraum im eingeschalteten Zustand ungeregelt befüllt und im ausgeschalteten Zustand entleert wird.

Die Leistungsübertragung einer regelbaren hydrodynamischen Kupplung kann durch eine Füllungssteuerung verändert werden, indem der Füllungsgrad des Arbeitsraumes gezielt erhöht oder erniedrigt wird. Alternativ oder zusätzlich kann auch wenigstens ein Drosselelement in die Arbeitsmediumkreislaufströmung im Arbeitsraum wahlweise eingebracht werden, um durch stärkeres oder weniger starkes Stören der Kreislaufströmung die Leistungsübertragung mehr oder minder zu reduzieren.

Gemäß einer Ausführungsform sind die hydrodynamischen Kupplungen in den beiden Leistungszweigen derart miteinander verbunden beziehungsweise ist eine Steuerung des Befüllens und Entleerens der beiden Arbeitsräume derart ausgeführt, dass durch wechselseitiges Füllen und Entleeren beziehungsweise Teilfüllen der Arbeitsräume der Kupplungen verschiedene Drehzahlverhältnisse zwischen der Turboladertriebverbindung und der Abtriebswelle des Verbrennungsmotors erreicht werden. Beispielsweise kann vorgesehen sein, dass der Füllungsgrad des Arbeitsraumes der ersten hydrodynamischen Kupplung automatisch mit abnehmendem Füllungsgrad des Arbeitsraumes der zweiten hydrodynamischen Kupplung vergrößert wird und automatisch mit zunehmendem Füllungsgrad des Arbeitsraumes der zweiten hydrodynamischen Kupplung vermindert wird.

Ein weiterer Vorteil eine oder mehrere hydrodynamischer Kupplungen vorzusehen, besteht darin, dass eine Drehschwingungsdämpfung zwischen der Triebverbindung zwischen der Abgasnutzturbine und dem Verdichter, wobei Letzterer in der Regel als Turbomaschine ausgeführt ist, auf der einen Seite und der Verbrennungsmotorabtriebswelle auf der anderen Seite erreicht wird.

Vorteilhaft weist jeder Leistungszweig neben einer schaltbaren Kupplung oder Schlupfkupplung, insbesondere hydrodynamischen Kupplung, ein mechanisches Getriebe auf, wobei die übersetzung der beiden mechanischen Getriebe in den verschiedenen Leistungszweigen abweichend zueinander ausgeführt ist. Somit kann durch wechselseitiges öffnen und Schließen der beiden Kupplungen in den

beiden Leistungszweigen beziehungsweise durch wechselseitiges Vollfüllen oder Teilfüllen der Arbeitsräume der beiden hydrodynamischen Kupplungen in den beiden Leistungszweigen zwischen den verschiedenen übersetzungsverhältnissen in der Turbocompoundtriebverbindung hin und her geschaltet werden und entsprechend der Antriebsleistungsfluss von der Turbine zur Verbrennungsmotorabtriebswelle beziehungsweise von der Abtriebswelle zum Verdichter gelenkt werden.

Neben der beschriebenen gemeinsamen Anordnung der Abgasnutzturbine und des Verdichters auf einer einzigen Welle können diese beiden

Strömungsmaschinen auch getrennt voneinander auf verschiedenen Wellen und insbesondere mit zueinander verschiedener Drehzahl umlaufend oder mit gleicher Drehzahl umlaufend vorgesehen sein. Beispielsweise kann zwischen der Abgasnutzturbine und dem Verdichter ein Getriebe vorgesehen sein, oder es ist jeweils ein Getriebe zwischen der Abgasnutzturbine beziehungsweise dem

Verdichter und einer gemeinsamen Welle oder einem gemeinsamen Zahnrad vorgesehen. Andere Ausführungsformen sind möglich. Die eine hydrodynamische Kupplung oder die mehreren hydrodynamischen Kupplungen können auf der gemeinsamen Welle der Abgasnutzturbine und des Verdichters oder auf einer anderen Welle, die insbesondere mit einer anderen Drehzahl umläuft als der Verdichter beziehungsweise die Abgasnutzturbine, vorgesehen sein.

Selbstverständlich ist es auch möglich, die beschriebene gemeinsame Abgasnutzturbine als Abgasnutzturbine einer Stufe eines mehrstufigen Turboladers vorzusehen oder einen herkömmlichen Turbolader mit einer eigenen Abgasnutzturbine und einem eigenen Verdichter zusätzlich zu dem beschriebenen Turbolader-Turbocompoundsystem vorzusehen.

Die Erfindung soll nachfolgend anhand von zwei Ausführungsbeispielen exemplarisch beschrieben werden.

Es zeigen:

Figur 1 eine erste Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Turbolader-

Turbocompoundsystems, bei welcher in den beiden parallelen Leistungszweigen mechanische Getriebe mit zueinander verschiedenen übersetzungen vorgesehen sind, und in Reihe zu jedem Getriebe jeweils eine hydrodynamische Kupplung vorgesehen ist;

Figur 2 eine alternative Ausführungsform, bei welcher die verschiedenen übersetzungen unmittelbar durch verschiedene Ausführungsformen der hydrodynamischen Kupplungen in den beiden Leistungszweigen hergestellt werden;

Figur 3 eine erste Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Turbolader- Turbocompoundsystems mit zwei hydrodynamischen Wandlern;

Figur 4 eine Ausführungsform gemäß der Figur 3, jedoch einer anderen

Position der beiden hydrodynamischen Wandler.

In der Figur 1 erkennt man einen Verbrennungsmotor 1, in dessen Abgasstrom 2 eine Abgasnutzturbine 4 angeordnet ist, die durch den Abgasstrom 2 in eine Drehbewegung versetzt wird und somit, wie bekannt, Abgasenergie in Antriebsleistung umwandelt.

Die Antriebsleistung der Abgasnutzturbine 4 wird über eine Turboladerwelle 17 auf einen Verdichter 5 übertragen, wodurch der Verdichter 5 Frischluft (oder ein anderes Medium) verdichtet, die dem Verbrennungsmotor 1 zur Verbrennung zusammen mit einem Kraftstoff zugeführt wird.

Der Verbrennungsmotor 1 weist eine Abtriebswelle 3 auf, die durch die

Verbrennung, wie bekannt, angetrieben wird und welche in einer Triebverbindung mit einem hier nicht dargestellten Getriebe steht, über welches, bei einem

Fahrzeug, Antriebsleistung auf die Antriebsräder des Fahrzeugs übertragen wird. Bei anderen Ausführungsformen ist es möglich, dass der Verbrennungsmotor ein anderes Aggregat als ein Getriebe antreibt, beispielsweise bei einem dieselelektrischen Antrieb einen Generator (beziehungsweise allgemein bei einer Kombination von einer Verbrennungskraftmaschine und einem Generator) oder bei einem Schiffsantrieb einen Propeller.

Die Abtriebswelle 3 des Verbrennungsmotors steht ferner über einen mechanischen Räderzug und zwei hydrodynamische Kupplung in einer Triebverbindung mit der Turboladerwelle 17. Diese Triebverbindung wird vorliegend als Turbocompoundtriebverbindung 7 bezeichnet. In dem gezeigten Ausführungsbeispiel wird die Turboladertriebverbindung 6 durch die Turboladerwelle 17 hergestellt.

Die Turbocompoundtriebverbindung weist zwei zueinander parallele

Leistungszweige 7.1 und 7.2 auf, von denen jeder ein mechanisches Getriebe 18, 19, vorliegend bestehend jeweils aus einem Zahnradpaar, und eine hydrodynamische Kupplung 8 umfasst. Das mechanische Getriebe 18 in dem ersten Leistungszweig 7.1 weist eine andere übersetzung auf als das zweite mechanische Getriebe 19 in dem zweiten Leistungszweig 7.2. Daher können, müssen jedoch nicht, die hydrodynamischen Kupplungen 8 hinsichtlich ihres übertragungsverhaltens identisch zueinander ausgeführt sein.

Das Pumpenrad jeder hydrodynamischen Kupplung 8 steht in einer mechanischen Triebverbindung mit dem jeweiligen mechanischen Getriebe 18, 19. Die beiden Turbinenräder der beiden hydrodynamischen Kupplungen 8 stehen in einer direkten mechanischen Triebverbindung mit der Turboladerwelle 17 beziehungsweise werden von dieser getragen. Somit können die hydrodynamischen Kupplungen 8 beziehungsweise deren Arbeitsräume wechselseitig mit Arbeitsmedium befüllt werden, um entweder eine

Antriebsleistungsübertragung über den ersten Leistungszweig 7.1 oder den zweiten Leistungszweig 7.2 herzustellen. Dementsprechend werden verschiedene

Drehzahlverhältnisse zwischen der Turboladerwelle 17 und der Abtriebswelle 3 des Verbrennungsmotors 1 eingestellt, wobei ein Drehzahlverhältnis auf den Betriebszustand optimiert ist, in welchem der Verdichter 5 durch die Abtriebswelle 3 angetrieben wird, und das andere Drehzahlverhältnis darauf optimiert ist, dass die Abtriebswelle 3 mittels der Abgasnutzturbine 4 angetrieben wird.

In der Figur 2 sind Details dargestellt, die gemäß alternativen Ausführungsformen einzeln oder gemeinsam vorgesehen sein können. So erkennt man, dass die beiden parallelen Leistungszweige 7.1 , 7.2 ausschließlich durch die beiden Arbeitsräume 9 der beiden hydrodynamischen Kupplungen 8 ausgebildet werden. Hierzu weisen die beiden hydrodynamischen Kupplungen 8 ein gemeinsames Schaufelrad 10 mit einer Back-to-back-Beschaufelung auf, das jeweils einen Teil, vorliegend die Hälfte, von jedem Arbeitsraum 9, ausbildet. Das gemeinsame Schaufelrad 10 steht in einer mechanischen Triebverbindung mit der Abtriebswelle 3 des Verbrennungsmotors 1 , beispielsweise, wie dargestellt, indem es eine

Außenverzahnung trägt, die mit einem Zahnrad auf der Abtriebswelle 3 kämmt. Selbstverständlich können weitere Zahnräder oder übersetzungen in dieser Triebverbindung vorgesehen sein.

Die beiden hydrodynamischen Kupplungen 8 weisen jeweils ein zweites

Schaufelrad 11 , 12 auf, welches der jeweiligen Beschaufelung des gemeinsamen Schaufelrads 10 derart axial gegenübersteht, dass zwei in Axialrichtung nebeneinander angeordnete Arbeitsräume 9 gebildet werden. Selbstverständlich wäre es auch möglich, die Arbeitsräume 9 in einer anderen Beziehung zueinander vorzusehen.

Die beiden zweiten Schaufelräder 11 , 12 stehen in einer Triebverbindung mit der Turboladertriebverbindung 6 und werden vorliegend durch die Turboladerwelle 17 getragen, welche die Abgasnutzturbine 4 mechanisch mit dem Verdichter 5 verbindet.

Die beiden hydrodynamischen Kupplungen 8 weisen ein relativ zueinander verschiedenes übertragungsverhalten auf, was beispielsweise durch verschiedene Durchmesser, verschiedene Schaufelzahlen, verschiedene Anstellungswinkel der Schaufeln, verschiedene Arbeitsmedien, verschiedene Beschaufelungsgeometrien und dergleichen erreicht werden kann. Hierdurch wird erreicht, dass der Schlupf der beiden hydrodynamischen Kupplungen 8 beziehungsweise das von diesen eingestellte Drehzahlverhältnis zwischen dem gemeinsamen Schaufelrad 10 und den beiden zweiten Schaufelrädern 11 , 12 abweichend zueinander ist und somit verschiedene Drehzahlverhältnisse zwischen der Abtriebswelle 3 und der Turboladertriebverbindung 6, vorliegend der Turboladerwelle 17 eingestellt werden, je nachdem, welcher der beiden Arbeitsräume 9 mit Arbeitsmedium befüllt wird. Selbstverständlich ist es auch möglich, verschiedene Drehzahlverhältnisse dadurch zu erreichen, dass die beiden Arbeitsräume 9 mit zueinander verschiedenen Füllungsgraden betrieben werden.

In der Figur 2 erkennt man jedoch ferner eine Möglichkeit, wie die beiden hydrodynamischen Kupplungen 8 wechselseitig aktiviert werden können, ohne dass es notwendig ist, einen der beiden Arbeitsräume 9 teilweise oder vollständig von Arbeitsmedium zu entleeren. So ist das gemeinsame Schaufelrad 10 in

Axialrichtung zwischen den beiden zweiten Schaufelrädern 11 , 12 verschiebbar angeordnet. In einer ersten Position ist eine erste Beschaufelung 13 des gemeinsamen Schaufelrads 10 der Beschaufelung 14 des zweiten Schaufelrades 11 der ersten hydrodynamischen Kupplung 8 nahe, wohingegen eine zweite Beschaufelung 15 des gemeinsamen Schaufelrads 10 mit einem vergleichsweise größeren, insbesondere wesentlich größeren Abstand zu der Beschaufelung 16 des zweiten Schaufelrads 12 der zweiten hydrodynamischen Kupplung 8 angeordnet ist. In der zweiten Position ist die zweite Beschaufelung 15 des gemeinsamen Schaufelrads 10 der Beschaufelung 16 des zweiten Schaufelrads 12 der zweiten hydrodynamischen Kupplung nahe, wohingegen die erste

Beschaufelung 13 des gemeinsamen Schaufelrads 10 fern zu der Beschaufelung

14 des zweiten Schaufelrads 11 der ersten hydrodynamischen Kupplung 8 angeordnet ist. Hierdurch wird Folgendes erreicht:

Nur in dem Arbeitsraum 9, in dem sich die gegenüberstehenden Beschaufelungen nahe sind, bildet sich eine Arbeitsmediumkreislaufströmung aus, die Antriebsleistung zwischen den beiden sich nahe gegenüberstehenden Beschaufelungen und damit den beiden Schaufelrädern überträgt, wohingegen eine solche Arbeitsmediumkreislaufströmung in dem Arbeitsraum, in welchem sich die gegenüberstehenden Beschaufelungen fern sind, im Wesentlichen oder vollständig unterbrochen wird, so dass keine Leistungsübertragung in diesem

Arbeitsraum stattfindet. Somit kann allein durch wechselseitiges Verschieben des gemeinsamen Schaufelrads 10 die Leistungsübertragung zwischen den beiden parallelen Leistungszweigen 7.1 und 7.2 wechselseitig geschaltet werden. Selbstverständlich ist es auch möglich, dieses Schalten durch Verschieben gemeinsam mit einer Füllungssteuerung des Füllungsgrades der Arbeitsräume 9 vorzusehen.

Eine besonders einfache Möglichkeit des axialen Verschiebens des gemeinsamen Schaufelrads 10 kann dadurch erreicht werden, dass das gemeinsame Schaufelrad 10 mittels einem Gewinde auf der Turboladerwelle 17 oder auch einer anderen Welle getragen wird, so dass es auf dieser Welle drehverschiebbar ist. Wenn nun die Abgasnutzturbine 4 und damit die Welle, insbesondere Turboladerwelle 17, von der das gemeinsame Schaufelrad 10 getragen wird, mit einer größeren Drehzahl umläuft als das gemeinsame Schaufelrad 10, weil ein entsprechende großer Abgasstrom beziehungsweise entsprechend viel

Abgasenergie zur Verfügung steht, so verlagert sich das gemeinsame Schaufelrad 10 durch eine Drehbewegung in die erste axiale Position, ohne dass eine zusätzliche axiale Kraft auf das gemeinsame Schaufelrad 10 aufgebracht werden muss. Wenn hingegen das gemeinsame Schaufelrad 10 mit einer größeren Drehzahl umläuft als die es tragende Welle, hier die Turboladerwelle 17, so verlagert es sich automatisch in die zweite axiale Position, ebenfalls ohne dass es einer zusätzlichen axialen Kraftbeaufschlagung des gemeinsamen Schaufelrads

10 bedarf. Dementsprechend wird automatisch die Antriebsleistungsübertragung zwischen den beiden Leistungszweigen 7.1 und 7.2 wechselseitig geschaltet.

Die Ausführungsform gemäß der Figur 2 kann natürlich auch derart abgewandelt werden, dass die verschiedenen übersetzungen der Leistungsübertragung mittels den beiden hydrodynamischen Kupplungen 8 alternativ oder zusätzlich zu der zueinander abweichenden Ausgestaltung der beiden hydrodynamischen Kupplungen 8 dadurch erreicht werden, dass die beiden zweiten Schaufelräder 11 , 12 in einer relativ zueinander abweichenden Triebverbindung mit verschiedenen übersetzungen mit der Turboladertriebverbindung 6, beispielsweise der Turboladerwelle 17 stehen.

Die Figuren 3 und 4 zeigen jeweils eine Ausführungsform der Erfindung, bei welcher in den beiden parallelen Leistungszweigen 7.1 und 7.2 der Turbocompoundtriebverbindung 7 jeweils ein hydrodynamischer Wandler, der insbesondere als Stellwandler, das heißt mit verstellbarem Leitschaufelkranz, ausgeführt ist, angeordnet ist. Bei der hier gezeigten Ausführungsform weist der hydrodynamische Wandler 20 in dem ersten Leistungszweig 7.1 ein beschaufeltes Pumpenrad 20.1 auf, das in mechanischer Triebverbindung mit dem Turbinenrad 21.2 des hydrodynamischen Wandlers 21 in dem zweiten Leistungszweig 7.2 steht, vorzugsweise in einer drehstarren Verbindung, so dass beide Schaufelräder mit derselben Drehzahl umlaufen. Ferner stehen das Pumpenrad 20.1 und damit auch das Turbinenrad 21.2 in einer mechanischen Triebverbindung mit der Turboladertriebverbindung 6, welche vorliegend wiederum durch die Turboladerwelle 17 gebildet wird.

Das beschaufelte Turbinenrad 20.2 des hydrodynamischen Wandlers 20 in dem ersten Leistungszweig 7.1 steht in einer mechanischen Triebverbindung mit dem beschaufelten Pumpenrad 21.1 des hydrodynamischen Wandlers 21 in dem zweiten Leistungszweig 7.2 und ist vorzugsweise wieder drehstarr an diesem angeschlossen. Ferner stehen die beiden Schaufelräder - Turbinenrad 20.2 und Pumpenrad 21.1 - in einer mechanischen Triebverbindung mit der Abtriebswelle 3

des Verbrennungsmotors 1. Als drittes beschaufeltes Rad weist jeder hydrodynamischer Wandler 20, 21 einen Leitschaufelkranz 20.3 beziehungsweise 21.3 auf, der - wie bekannt - bei Ausführung als Trilok-Wandler wahlweise gegen Umlaufen feststellbar und freigebbar ist, oder stets stationär gehalten wird.

Somit sind folgende Leistungsübertragungen einstellbar: Bei einem Leistungsüberschuss an der Abgasnutzturbine 4 wird Antriebsleistung mechanisch von der Abgasnutzturbine 4 gegebenenfalls über das gezeigte Getriebe (Figur 3) auf das Pumpenrad 20.1 des Wandlers 20 in dem ersten Leistungszweig 7.1 übertragen. Vom Pumpenrad 20.1 wird die Antriebsleistung hydrodynamisch auf das Turbinenrad 20.2 übertragen. Von dem Turbinenrad 20.2 wird die Antriebsleistung mechanisch über das gezeigte Getriebe auf die Verbrennungsmotorabtriebswelle 3 übertragen.

Bei einem Leistungsmangel an der Abgasnutzturbine 4 wird Antriebsleistung mechanisch von der Verbrennungsmotorabtriebswelle 3 über das gezeigte Getriebe auf das Pumpenrad 21.1 des hydrodynamischen Wandlers 21 in dem zweiten Leistungszweig 7.2 übertragen. Von dem Pumpenrad 21.1 wird die Antriebsleistung hydrodynamisch auf das Turbinenrad 21.2 übertragen. Von dem Turbinenrad 21.2 wird die Antriebsleistung mechanisch gegebenenfalls über das gezeigte Getriebe (Figur 3) auf den Verdichter 5 übertragen.

Gemäß der Ausführungsform in der Figur 3 sind die beiden hydrodynamischen Wandler 20 und 21 auf einer Zwischenwelle 22 angeordnet, die langsamer als die Turboladerwelle 17 und schneller als die Verbrennungsmotorabtriebswelle 3 umläuft, siehe die vorgesehenen übersetzungen in den Triebverbindungen zwischen den Wellen. Gemäß der Figur 4 hingegen sind die beiden hydrodynamischen Wandler 20, 21 auf der Turboladerwelle 17 angeordnet, wobei das Pumpenrad 20.1 des Wandlers 20 im ersten Leistungszweig 7.1 drehstarr mit der Turboladerwelle 17 verbunden ist beziehungsweise von dieser getragen wird, und ebenso das Turbinenrad 21.2 des hydrodynamischen Wandlers 21 im zweiten Leistungszweig 7.2. Somit laufen das Pumpenrad 20.1 und das Turbinenrad 21.2

mit der Drehzahl der Turboladerwelle 17 um. Das Turbinenrad 20.2 des ersten Wandlers 20 beziehungsweise das Pumpenrad 21.1 des zweiten Wandlers 21 stehen über ein Getriebe mit einer oder mehreren Getriebestufen in einer Triebverbindung mit der Abtriebswelle 3 des Verbrennungsmotors 1. Demnach laufen die Schaufelräder der beiden Wandler 20, 21 bei der Ausführungsform gemäß der Figur 4 mit einer höheren Drehzahl um als bei der Ausführungsform gemäß der Figur 3.

Die beiden Wandler 20, 21 können, wie dargelegt, als Verstellwandler, zum Beispiel mit Leitradverstellung ausgeführt sein. Somit ist es auch bei einer festen mechanischen Getriebeübersetzung, wie dargestellt, über welche die beiden Wandler 20, 21 in einer Triebverbindung mit der Abtriebswelle 3 beziehungsweise der Turboladertriebverbindung 6 stehen, möglich, die Leistungsübertragung über die beiden Leistungszweige 7.1 und 7.2 variabel und insbesondere stufenlos einzustellen.