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Kernringlose Strömungskupplung, vorzugsweise mit konstanter
Teilfüllung
Die Erfindung bezieht sich auf kernringlose Strömungskupplungen, u. zw. vorzugsweise auf solche mit einer konstanten, während des Betriebes also nicht veränderbaren Teilfüllung. Sie kommt insbesondere für kleine Strömungskupplungen an Antrieben mit Kurzschlussläufermotor oder Verbrennungsmotor in Frage, beispielsweise bei Lauf- und Drehwerken von Kränen, an Kabelschlepptrommelantrieben und sonstigen Industrieantrieben.
Bei solchen Antrieben bestehen meist bestimmte Forderungen für das Betriebsverhalten der Strömungskupplung : In erster Linie soll das von der Kupplung übertragbare Drehmoment über den weiten Schlupfbereich von 1001o bis herab zu kleinen Schlupfwerten möglichst konstant sein, und zugleich wird für den physikalisch bedingten Drehmomentabfall bei kleinem Schlupf ein Verlauf nach einer möglichst steilen Linie gewünscht. Letzteres ist Voraussetzung dafür, dass bei Dauerbetrieb mit Nennlast gute oder zumindest noch befriedigende Mindestschlupfwerte erreicht werden. Ausserdem sollen solche günstige Kennlinien mit verschiedenen Füllungsgraden der Kupplung erreichbar sein, u. zw. zumindest bei solchen Füllungen, die einem Bereich des übertragbaren Drehmomentes von 2 : 1 entsprechen, um die Anzahl der Typengrössen zu beschränken.
Ferner strebt man an, dass sich das von einer Kupplung übertragene Drehmoment etwa linear mit dem Füllungsgrad ändert. Schliesslich ist es noch sehr wünschenswert, dass bei Verwendung von Öl als Kupplungsflüssigkeit die Kupplungskennlinien möglichst unabhängig von Temperatureinflüssen und von der Geschwindigkeit des Durchfahrens des Schlupf-Drehmoment-Diagrammes sind.
Zum Konstanthalten des übertragenen Drehmomentes einer Strömungskupplung über einen möglichst grossen Schlupfbereich ist bereits der Einbau eines Drosselringes im radial inneren Bereich des Arbeitsraumes bekannt, Ein solcher Drosselring verschlechtert aber den Mindestschlupf und somit auch den Kupplungswirkungsgrad und muss ausserdem bei kleineren Teilfüllungen in seiner Grösse variiert werden, wenn man optimale Betriebswerte erreichen will. Überdies vermindert der Drosselring unerwünschterweise das übertragene Drehmoment in dem Übergangsgebiet zwischen dem bei Mindestschlupf sich ergebenden steilen Teil und dem übrigen flachen Teil des Schlupf-Drehmoment-Diagrammes.
Für den gleichen Zweck des Konstanthaltens des Drehmomentes über einen grossen Schlupfbereich sind auch Strömungskupplungen mit einem sogenannten Stauraum bekannt ; das ist ein radial innerhalb der Pumpenradbeschaufelung vorgesehener Aufnahmeraum, der sich zufolge der bei grossem Schlupf im Turbinenrad radial weit einwärts gerichteten Ringströmung mehr oder weniger füllt und dann eineverringerung der im Arbeitsraum kreisenden Flüssigkeitsmenge bewirkt. Auch mit dieser Lösung lässt sich der Drehmomentverlauf im Bereich mittlerer und grosser Schlupfwerte nicht hinreichend begradigen. Ausserdem ist ein solcher Stauraum in allen jenen Fällen nicht anwendbar, in denen die Kraftflussrichtung in der einen oder andern Richtung verlaufen kann, weil nämlich der Stauraum nur bei einer der beiden Kraftflussrichtungen wirksam ist.
Auch die Kombination eines üblichen Kupplungsarbeitsraumprofils mit je einem im Pumpenrad und im Turbinenrad angeordneten Stauraum ist unbrauchbar, da diese Ausfüh-
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rung sehr unruhige und stark springende Kennlinien ergibt und überdies sehr temperaturempfindlich ist.
Aufgabe der Erfindung ist es, eine Stömungskupplung zu schaffen, die die eingangs aufgezählten Anforderungen erfüllt, jedoch die Nachteile der eben erwähnten bekannten Kupplungen vermeidet. Hiebei wird von einer bekannten kernringlosen Kupplungsausführung ausgegangen, bei der der radial äussere Abschnitt der Innenwandung des Turbinenrades vom Laufradspalt ausgehend im Durchmesser abnimmt oder aber zylindrisch verläuft.
Erfindungsgemäss wird vorgesehen, dass zwecks Verbesserung der Kupplungscharakteristik an diesen äusseren Abschnitt der Innenwand des Turbinenrades in an sich bekannter Weise mit einem scharfen Knick ein achssenkrechter oder zumindest angenähert achssenkrechter Wandabschnitt anschliesst und dass ferner etwa im radial mittleren Bereich dieses Wandabschnittes axial in den Arbeitsraum hineinragende Vorsprünge von geringer Höhe und vorzugsweise mit erheblicher Erstreckung in Umfangsrichtung vorgesehen sind und dass gegebenenfalls die Innenwand des Pumpenrades analog zur Innenwand des Turbinenrades ausgebildet ist. Es sind zwar bereits Strömungskupplungen mit einem scharfen Knick zwischen dem radial äusseren und axial äusseren Abschnitt derTurbinenrad-Innenwand bekannt.
Man hatte diesen Knick jedoch nicht in der Erkenntnis vorgesehen, dass dadurch die Charakteristik der Strömungskupplung beeinflussbar wäre.
Die Vorsprünge nach der Erfindung können auf verschieden grossen Durchmessern vorgesehen werden und ausserdem die Gestalt eines oder mehrerer zur Kupplungsachse konzentrischer durchgehender Ringe oder aber die Form mehrerer Ringsegmente aufweisen. Mitunter kann es zweckmässig sein, nur in jeder zweiten Schaufelkammer solche Vorsprünge vorzusehen. Auch ist es möglich, die Vorsprünge in jeder zweiten Schaufelkammer auf grösserem Durchmesser anzuordnen als in den dazwischen liegenden Schaufelkammern. Um den erfindungsgemässen Effekt zu steigern, können auch an mindestens einigen Turbinenradschaufeln bzw. Pumpenradschaufeln im radial mittleren Bereiche des Arbeitsraumes ebenfalls Vorsprünge von geringer Höhe vorgesehen werden, die vorzugsweise etwa in achsparalleler Richtung mindestens über einen Teil der Schaufeltiefe verlaufen.
Optimale Verhältnisse ergeben sich, wenn die genannten Vorsprünge in einem Durchmesserbereich zwischen dem 0,6 und dem 0,85fachen Wert des Arbeitsraum-Aussendurchmessers angeordnet werden. Ausserdem ist es empfehlenswert, die Höhe der Vorsprünge
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fachenraum-Aussendurchmessers zu bemessen. Die Schaufelzahl des Turbinenrades bzw. des Pumpenrades soll dabei in bekannter Weise zwischen 30 und 50, vorzugsweise etwa um 40 herum liegen. Des weiteren ist es zweckmässig, den radial äusseren Abschnitt der Turbinenrad-Innenwand bzw. der Pumpenrad-Innenwand in an sich bekannter Weise stetig konkav gekrümmt auszubilden.
Nach einer besonderen Ausführungsvariante der Erfindung sollen die Vorsprünge durch die besonders rauh ausgeführte Oberfläche zumindest eines Teiles des achssenkrechten bzw. angenähert achssenkrechten Abschnittes der Turbinenrad-Innenwand bzw. der Pumpenrad-Innenwand gebildet werden, z. B. auf Grund einer Sandstrahlbehandlung dieses Wandabschnittes oder eines dort eingeklebten Siebgewebes.
Wie Untersuchungen einer. kleinen Versuchskupplung zeigten, erfüllt die erfindungsgemässe Strömungskupplung in überraschender Weise die eingangs genannten Forderungen. Die Schlupf Drehmoment..
Kennlinie (s. die Kennlinien 40-43 in dem Diagramm der Fig. 11) zeigt nämlich über einen grossen Schlupfbereich von 100% bis etwa 20% Schlupf den erstrebte fast geraden horizontalen Verlauf, an den sich ein relativ steiler Kennlinienteil im Bereich kleiner Schlupfwerte anschliesst und dort einen günstigen Mindestschlupf für Nenndrehmomentbetrieb erzielen lässt. Ausserdem ist die Temperaturabhängigkeit bei Verwendung von Öl als Arbeitsmittel erstaunlich gering. Diese günstigen Eigenschaften werden auch mit verschiedenen Teilfüllungen bis herab zu 50% erreicht, wobei sich mit der Füllutigsveränderung in angenähert linearem Verhältnis das übertragbare Drehmoment ändert, was ja ebenfalls wünschenswert ist.
Vermutlich kommt der erfindungsgemässe Effekt dadurch zustande, dass die erfindungsgemässen Vorsprünge und auch der scharfe Knick infolge Ablösung der Strömung von den Laufradwänden ein sprunghaftes Verlagern der Kreisringströmung beim Übergang vom grossen auf kleinen Schlupf und umgekehrt verhindern. Ziemlich sicher scheint zu sein, dass die Vorsprünge auf Grund der Verwirbelung eine intensive Öl-Luftmischung erzeugen, die wesentlich zur Begradigung der Kennlinie beitragen dürfte.
Für Anwendungsfälle mit im Betriebszustand wechselnder Kraftflussrichtung oder aber mit je nach Verwendungszweck der Kupplung unterschiedlicher Kraftflussrichtung werden die vorstehend für das Turbinenrad angegebenen Merkmale auch an dem Pumpenrad angewendet. Es ergibt sich dann für beide Kraftflussrichtungen ein praktisch gleich gutes Betriebsverhalten mit günstigen Kennlinien, wobei die beispielsweise bei üblichen Kupplungsprofilen mit zwei symmetrischen Stauräumen auftretenden sprung -
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haften Unstetigkeiten in der Schlupf-Drehmoment-Charakteristik nicht auftreten.
Nachstehend wird die Erfindung an Hand der Zeichnungen an einigen Ausführungsbeispielen erläu- tert. Hiebei stellen dar : Fig. 1 einen Längsschnitt durch eine erfindungsgemässe Strömungskupplung, bei der sowohl im Turbinenrad als auch im Pumpenrad Vorsprünge in Gestalt eines konzentrischen Ringes vorgesehen sind, Fig. 2 eine Stirnansicht des zur Fig. 1 gehörenden Turbinenrades, Fig. 3-5 Stirnan- sichten von ähnlichen Turbinenrädem, jedoch mit anderer Ausführung der Vorsprünge, Fig. 6 und 7 einen Axialschnitt und eine Stirnansicht eines Turbinenrades, das auch an den Schaufeln erfindungsge- mässe Vorsprünge aufweist, Fig. 8-10 einen Axialschnitt und Stirnansichten eines Turbinenrades, bei dem die Vorsprünge aus einem aufgeklebten Siebgewebe bestehen, und Fig.
11 und 12 Diagramme, die das Betriebsverhalten der erfindungsgemässen Kupplung veranschaulichen.
Gemäss dem Kupplungs-Längsschnitt nach Fig. 1 ist an der mit dem nicht dargestellten Motor (bei- spielsweise einem Kurzschlussläufermotor) verbundenen Welle 1 das Pumpenrad 2 angeflanscht.
Dieses bildet zusammen mit dem auf der Abtriebswelle 3 befestigten Turbinenrad 4 den Arbeits- raum der Strömungskupplung, der je nach der geforderten Übertragungsfähigkeit mit einer bestimmten
Teilfüllung, die in der Regel zwischen 50-80go des gesamten Kupplungs-Innenraumes beträgt, mit Öl als
Arbeitsflüssigkeit gefüllt ist. Der radiale äussere Abschnitt 5 der Innenwand des Turbinenrades 4 nimmt vom Laufradspalt 6 ausgehend im Durchmesser allmählich nach einer konkaven Fläche ab.
Hieran schliesst sich an der Kante 7 mit einem scharfen Knick der achssenkrechte Turbinenrad-Wand- abschnitt 8 an. An diesem Wandabschnitt 8 ist im radial mittleren Bereich der in den Arbeitsraum geringfügig vorragende, schmale und hier zur Kupplungsachse konzentrische Ring 9 vorgesehen. In gleicher Weise ist das Pumpenrad 2 profiliert und ebenfalls mit einem konzentrischen Ring 10 von geringer Höhe und Breite versehen. Der Arbeitsraum ist ohne Kernführungsring ausgeführt, um das Ver- lagern der Kreisringströmung beim Übergang auf die verschiedenen Schlupfzustände nicht zu behindern.
Die Turbinenrad- und Pumpenradschaufeln sind mit 11 bzw. 12 bezeichnet.
Fig. 2 zeigt das Turbinenrad 4 in Stirnansicht. Die Schaufelzahl entspricht hienach dem bevor- zugten Wert von etwa 40. könnte aber innerhalb des als noch günstig ermittelten Bereiches von 30 bis 50 variieren.
Die Fig. 3-5 zeigen Ansichten von Turbinenradausführungen, die gegenüber Fig. 1 und 2 lediglich in bezug auf den ringartigen Vorsprung 9 abgewandelt sind. Gemäss Fig. 3 sind nämlich zwei konzentrische ringartige Vorsprünge 15 und 16 vorgesehen, wogegen nach Fig. 4 nur in jeder zweiten Schaufelkammer ein ringsegmentartiger Vorsprung 17 angeordnet ist. Bei der Ausführung gemäss Fig. 5 liegen die ringsegmentartigen Vorsprünge 18 bzw. 19 in jeder zweiten Schaufelkammer auf grösserem Durchmesser als in den dazwischen befindlichen Schaufelkammern.
Das Turbinenrad 20 nach den Fig. 6 und 7 weicht von der Ausführung nach Fig. 1 und 2 lediglich dahingehend ab, dass ausser dem ringartigen Vorsprung 21 an der Turbinenrad-Innenwandung zusätzlich noch axial verlaufende Vorsprünge 22 an einigen oder allen Turbinenradschaufeln 23 vorgesehen sind. Diese Vorsprünge 22 sind ebenfalls von geringer Höhe und Breite und können sich entweder nur über einen Teil oder über die gesamte Schaufeltiefe erstrecken. Optimale Betriebsverhältnisse ergeben sich, wenn die Vorsprünge 21 und 22 eine Höhe 24 bzw. 25 von etwa dem 0,01fachen Wert des Arbeitsraum-Aussendurchmessers Dp (sogenannter Profildurchmesser) aufweisen. Ferner empfiehlt es sich, die Vorsprünge 21 und 22 in einem Durchmesserbereich zwischen 0, 6 x Dp und 0, 85 x Dp anzuordnen.
Schliesslich wurde noch für die axiale Tiefe 26 des vom Turbinenrad gebildeten Arbeitsraumteiles der Wert von etwa 0, 1 x Dp gefunden. Diese günstigen Dimensionen gelten in gleicher Weise auch für das Pumpenrad.
Bei dem Turbinenrad 30 nach den Fig. 8 und 9 bestehen die erfindungsgemässen Vorsprünge in einem Siebgewebe 32, das an dem hier nur angenähert achssenkrecht ausgebildeten Abschnitt 31 der Turbinenrad-Innenwand eingeklebt ist. Ausserdem ist hier der äussere Wandabschnitt 34 der Turbinenrad-Innenwand kegelmantelförmig ausgeführt. Bei der Variante nach Fig. 10 erstreckt sich ein gleiches Siebgewebe 33 nur über einen gegenüber Fig. 8 und 9 geringeren Durchmesserbereich. An Stelle dieser Siebgewebe 32 und 33 könnte auch eine durch Sandstrahlbehandlung erzeugte besonders rauhe Oberfläche der Innenwand des Kupplungsrades vorgesehen werden.
Das günstige Betriebsverhalten einer Kupplungsausführung nach Fig. 1 und 2 ist aus dem Diagramm in Fig. 11 zu ersehen. Hierin ist über dem Kupplungsschlupf s in Prozenten als Ordinate der sogenannte K-Wert aufgetragen, der eine bekannte spezifische Masszahl für die Übertragungsfähigkeit der Kupplung darstellt. Die stark ausgezogene Kurve 40 gilt für eine Kupplungsfüllung von 80ufo, während die stark ausgezogenen Kurven 41-43 für Füllungen von 70% bzw. 601o und 50% gelten. Wie ersichtlich ver-
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