BE438627A

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Publication number: BE438627A
Authority: BE

Description

       

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  Transformateur hydraulique de moment de rotation; 
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La présente invention concerne un mécanisme de   change'   ment de vitesse à liquide et à pistons, ayant un caractère économique jamais atteint   jusquà   présent, dans lequel pour les conditions de multiplication les plus usuelles,, la partie essentielle de la puissance est transmise mécaniquement. 



  Dans les cas limites de prise directe (même nombre de tours de l'arbre menant et de l'arbre mené} et lors de   larrêt   de l'arbre mené (instant du démarrage) le mécanisme transmet la pleine puissance et produit le plus grand moment de rotation dans l'arbre mené sans dépense de puissance de façon pleinement mécanique, c'est à dire sans aucun refoulement d'huile (circulation d'huile}.

   Pour un rapport déterminé de nombre de tours entre la marche à vide (démarrage) et la prise directe il se produit un débit de puissance partagé de telle manière que la plus grande circulation d'huile (le plus grand débit d'huile) a lieu par exemple au milieu entre la marche à vide (démarrage) et la prise directe tandis que la plus grande circulation d'huile (le plus grand débit d'huile) peut valoir dans le cas maximum par rapport à celui du 

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 dispositif connu seulement une fraction, par exemple un quart ou encore moins.

   Le transformateur de moment de rotation consiste essentiellement en un arbre menant auquel est accouplé comme stator ou support des pistons de pompe, en vue de la rotation, un plateau oscillant monté de façon à pouvoir pivoter dans un sens dans l'arbre menant, en outre en un rotor connu en lui-même, relié à l'arbre mené comme support commun des cylindres de pompe et de moteur (rotor de la pompe et du moteur), en un second plateau oscillant monté dans l'enveloppe même, pouvant pivoter dans un sens, pour l'appui du rotor ou des pistons de moteur contre l'enveloppe ainsi qu'en un mécanisme d'accouplement commandant de manière forcée la position oblique des deux plateaux oscillants, suivant une loi déterminée.

   Dans le rotor servant de support des cylindres de pompe et de moteur on a logé le réservoir compensateur de pression, la chambre d'aspiration ainsi que l'organe de distribution pour la commande de la circulation de l'huile entre la pompe et le moteur, de façon qu'ils tournent avec le rotor, tandis que l'huile parvient ainsi avantageusement au moyen d'une surpression prenant naissance par suite de l'effet de la force centrifuge dans les chambres d'aspiration des cylindres de pompe et de moteur, et la circulation d'huile entre la pompe et le moteur oscille par le chemin le plus court sans la nécessité de la disposition d'une distribution à tiroir rotatif et à canaux situés dans l'axe, c'est à dire également sans passer par le milieu du système.

   On peut disposer également dans le rotor une pompe auxiliaire pour le réglage de la pression de fonctionnement (réglable automatiquement ou à la main) tournant avec le rotor. La disposition d'une distribution par soupape suivant la présente invention à la place des distributions à tiroir rotatif employées jusqu'à présent, avec des canaux disposés dans l'axe, évite les 

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 pressions désagréables et nuisibles d'un seul côté sur le tiroir rotatif, augmente ainsi la durée d'existence du mécanisme et permet des pressions de fonctionnement plusieurs fois plus élevées en comparaison des mécanismes connus. De ce fait la circulation d'huile peut de nouveau être réduite à une nouvelle fraction et les besoins en masse, en espace et en poids sont réduits à une petite   fraction   en comparaison de ce qui est connu.

   Comme les pertes de rendement sont essentiellement proportionnelles à la grandeur de la quantité d'huile en circulation, la présente invention signifie une augmentation très notable du rendement du transformateur de moment de rotation tandis qu'en même temps avec des exigences minimes en masse, en espace et en poids, une utilisation économique est assurée également dans la construction des automobiles.

   Comme la transmission de force dans l'objet de la présente invention se fait par l'effet d'accouplement au moyen d'huile placée sous pression et des pistons s'appuyant sur les deux plateaux oscillants (supports des pistons) on peut disposer entre la partie menante et la partie menée un encliquetage de telle manière que par la commande de l'enoliquetage, en prise directe, l'arbre menant et l'arbre mené sont reliés directement ensemble sans qu'il y ait de l'huile sous pression pour l'effet d'accouplement et sans qu'il puisse se produire par conséquent aucun glissement.

   Pour permettre la transmission essentielle de puissanoe par voie mécanique ou pour permettre le débit le plus minime d'huile, les deux plateaux oscillants pivotants sont reliés ensemble, suivant la présente invention, au moyen d'un mécanisme d'ac-   couplement   de telle manière que le plateau oscillant monté de façon à pouvoir pivoter sur l'arbre menant   et accouplé .   à celui-ci en vue de la rotation se trouve transversalement à l'arbre menant lorsqu'en même temps le plateau oscillant de point d'appui pouvant pivoter dans l'enveloppe   possède   

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 une position déterminée dépendant de la grandeur de course des pistons du rotor, ce qui est le cas lors de l'arrêt de l'arbre mené à l'instant du démarrage (aucune possibilité de course dans la pompe).

   Inversement le plateau oscillant pouvant pivoter dans l'arbre menant et accouplé à celui-ci pour la rotation présente une position oblique déterminée dépendant de la grandeur de course des pistons de pompe, avec une position transversale simultanée du plateau oscillant de point d'appui dans le cas du même nombre de tours de l'arbre menant et de l'arbre mené, c'est à dire en prise directe (aucune possibilité de course dans le moteur hydraulique). 



  Avec la cinématique de l'accouplement de force suivant la présente invention pour les deux plateaux oscillants, au moyen   ,du .   mécanisme d'accouplement mentionné, les deux plateaux oscillants sont en outre obliques d'une façon quelconque par rapport à l'axe du système pour un rapport quelconque de démultiplication entre le démarrage (marche à vide) et la prise directe.

   Le plateau oscillant menant change en outre la direction de sa position oblique en passant par la position transversale pour une plus grande position oblique simultanée du plateau oscillant de point d'appui dans le même sens de pivotement dans la marche arrière, et le plateau oscillant de point d'appui change la direction de sa position oblique au-delà de la position transversale pour une position oblique plus grande simultanée du plateau oscillant menant dans le même sens de pivotement en cas de multiplication (marche rapide).

   Le mécanisme d'accouplement commandant de la manière indiquée ci-dessus le pivotement des deux plateaux oscillants peut être actionné suivant la présente invention au moyen d'un seul levier, à la main, c'est à dire sous la dépendance de la volonté du conducteur, ou bien aussi tout à fait automatiquement par le fait que dans ce dernier but (commande complètement automatique) le levier de commande est en liai- 

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 son avec un dispositif tel qu'un régulateur centrifuge ou un dispositif analogue qui peut être connu en lui-même.

   Le mé- canisme d'accouplement suivant la présente invention permet par conséquent la commande de tous les rapports de démuiti- plication et de multiplication ainsi que de la marche arrière au moyen d'un levier à gradins qui peut être en liaison d'une manière connue avec une échelle graduée n'importe comment. 



   A la place de plateaux oscillants, on peut employer éga- lement des excentriques ou des dispositifs analogues. 



   En cas d'emploi de plateaux oscillants, en vue de per- mettre une construction condensée, les cylindres de pompe et de moteur disposés en commun parallèlement à l'axe du système et à distance de celui-ci, peuvent se succéder avec alternance et être disposés de telle manière que dans le sens axial les cylindres se trouvent à la même hauteur. Une semblable dis- position des cylindres de pompe et de moteur dans le rotor ne serait pas possible en cas d'emploi de commandes à tiroir rotatif connues jusqu'à présent au milieu du système, car ces commandes seraient alors tellement compliquées au point de vue de la construction qu'une utilisation pratique serait difficilement possible et qu'il serait pour ainsi dire impos- sible de les maintenir étanchespour une longue durée de fonc- tionnement.

   La commande des soupapes disposée suivant la présente invention peut, entre le démarrage et la prise di- recte, c'est à dire aussi longtemps qu'il n'y a pas de chan- gement de chambres de pression et d'aspiration, se faire au- tomatiquement du côté de la pompe,   etest   à dire sans commande forcée; du côté du moteur (appui contre le plateau oscillant de point d'appui), une commande forcée des soupapes, par      exemple au moyen de cames qui sont reliées au logement, est nécessaire.

   Pour diminuer les frottements, le support de piston du côté de la pompe est relié à la partie à cardan du plateau oscillant menant, montée dé façon à pouvoir pivo- 

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 ter d'un côté dans l'arbre menant et accouplée à celui-ci pour la rotation, au moyen d'un palier de butée approprié tandis que le support de pistons du côté de la pompe est accouplé en vue de la rotation au rotor tournant avec une vitesse angulaire quelconque comme support des cylindres de pompe et de moteur, de telle manière que les pistons de pompe ou bien leurs bielles ou des croisillons ou des points d'appui analogues peuvent effectuer lors de l'oscillation du plateau oscillant menant, essentiellement des mouvements de course dans le sens axial dans le rotor.

   Le plateau oscillant menant consiste en conséquence en deux parties, en un plateau monté à cardan dans l'arbre menant et par conséquent pivotant, tournant avec l'arbre menant, et dont la position oblique est commandée au moyen du mécanisme d'accouplement et en un support de pistons placé dans le même plan que le disque et relié à ce dernier par ce palier de butée, qui présente la même vitesse angulaire que le rotor et a seulement en prise directe (même nombre de tours de l'arbre menant et de l'arbre mené) la même vitesse angulaire que le plateau monté à cardan ou l'arbre menant.

   D'une manière analogue le support de pistons du plateau oscillant de point d'appui du côté de moteur, est également relié au disque monté à cardan dans le logement au moyen d'un palier de butée approprié, ce disque pouvant pivoter dans un sens et étant en liaison suivant la présente invention au moyen du mécanisme d'accouplement avec le disque pivotant du plateau oscillant menant, tandis que le support de pistons présente également par un accouplement approprié avec le rotor la même vitesse angulaire que ce dernier. La suppression d'une commande à tiroir rotatif à canaux dans l'axe du rotor 
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  omme.support'des ,oylindres de pompe et de moteur permet sui- vant la présente invention un appui coaxial et par conséquent très simple des arbres menant et mené, sans aucune roue den- 

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 tée pour la transmission de puissance. 



   Le mécanisme   excessivement   simple visible à la description et au dessin, comportant des besoins de place, de masses et de poids diminuant proportionnellement avec l'augmentation de la pression de fonctionnement, et entraînant par conséquent àes frais de fabrication minimes, présentant le rendement le plus élevé susceptible d'être atteint par la minime circulation d'huile, la possibilité de démarrage à partir de l'arrêt sans accouplement, la possibilité de désaccoupler à tout moment, l'existence d'une marche rapide aussi élevée que possible et d'une marche arrière sans moyens supplémentaires et la possibilité d'actionnement du mécanisme comme frein à compression efficace, signifie un développement énorme de ce qui est connu au point de vue économique. 



   Le champ d'application est très varié. On peut envisager par exemple : des commandes pour véhicules de tous genres sur routes et sur rails, des commandes pour navires et avions, des commandes pour machines individuelles, des démarreurs pour moteurs à combustion interne et des démarreurs et des changements de vitesse combinés pour moteurs à combustion interne, pour appareils de levage, etc., etc.. 



   Le dessin annexé représente l'invention au moyen de huit figures. 



   Les fig. 1 à 3 montrent schématiquement la caractéristique essentielle de l'idée de l'invention. 



   La fig. 1 est une coupe horizontale ou verticale longitudinale dans le dispositif de changement de   vitesse :   position des plateaux oscillants pour la prise directe. 



   La   fige 2   est une coupe analogue :position .des plateaux oscillants lors de l'arrêt de l'arbre mené (instant du démarrage). 



   La fig. 3 montre la même coupe : position des plateaux 

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 oscillants pour un rapport déterminé de multiplication entre la prise directe et le démarrage. 



   Les fig. 4 à 8 montrent un exemple de réalisation en représentation partiellement schématique. 



   La fig. 4 est une coupe longitudinale horizontale ou verticale dans le dispositif de changement de vitesse pour la position des plateaux oscillants en prise directe (comme la fig.   1).   



   La fig. 5 est une coupe transversale par 1-1 de la fig.4. 



   La fig. 6 est une coupe transversale par II-II de la fig. 4. 



   La fig. 7 est une coupe transversale par III-III de la fig. 4, les cylindres de pompe et de moteur étant supposés dans la position horizontale. 



   La fig. 8 est une coupe transversale par la ligne   IV-IV   de la fig. 4. 



   On a désigné aux fig. 1 à 3, de même qu'aux figures suivantes, par 1 l'arbre menant, par l'arbre mené avec le rotor, par 3 l'enveloppe, par 4 le disque de cames relié à l'enveloppe et par conséquent fixe, avec les saillies de came pour la commande des soupapes pour les cylindres de moteur, par 5 le disque oscillant monté à cardan pivotant sur l'arbre menant 1, par 6 le plateau oscillant pivotant sur une annexe de l'enveloppe 3 et servant de point   d',appui,   par 7 les pistons ou les cylindres de pompe et par 8 les pistons ou cylindres de moteur.

   Si les plateaux oscillants 5 et 6 se trouvant dans la position de la fig. 1 sont empêchés d'exécuter des mouvements de pivotement d'une manière quelconque, par exemple comme on l'indiquera dans la suite, et si le plateau oscillant 5 tourne ainsi avec l'arbre menant 1 avec lequel il est accouplé pour la rotation, les pistons de pompe 7 ne peuvent exécuter aucun mouvement de course dans les cylindres de pompe conjugués disposés dans le rotor 2 paral- 

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 lèlement à l'axe du système, vu que les pistons de moteur 8 qui se trouvent dans les cylindres de moteur analogues disposés entre les cylindres de pompe et alternant avec ceux-ci (voir fig. 7) sont empêchés d'effectuer des mouvements de course par le plateau oscillant 6 placé verticalement.

   L'huile se trouvant sous pression dans les chambres de refoulement des cylindres de pompe 7 nepout donc pas s'échapper car les cylindres de moteur n'ont aucun espace de course libre pour recevoir cette huile. L'arbre menant 1 est donc accouplé de force en vue de-la rotation au rotor ou à l'arbre   mené 3   au moyen du plateau oscillant 5 placé obliquement (même nombre de tours de l'arbre menant et de l'arbre mené}. La puissance de l'arbre menant 1 est transmise avec pleine valeur à   ltarbre   mené 2; une division de puissance ne se produit donc pas. A la fig. 2, le plateau oscillant 5[ est perpendiculaire à, l'arbre menant 1 tandis que le plateau oscillant 6 de point d'appui est placé obliquement dans une position analogue à celle du plateau oscillant 5 à la fig. 1.

   Cette position des plateaux oscillants existe à l'instant du démarrage ou lors de la marche à vide (arrêt de l'arbre mené a ou du rotor}. Les pistons de moteur 8 pressent à cet instant, auquel la pression d'huile est commandée dans les chambres de pression des   oy-   lindres du rotor par les saillies de came du disque à cames fixes 4, d'un point mort à l'autre, sur la demi-périphérie du disque oscillant 6 placé obliquement qui peut ainsi produire dans le rotor ou l'arbre mené 2 un moment de rotation dans le sens de l'arbre menant 1. Le même moment de rotation que produit le plateau oscillant 6 de point d'appui, placé obliquement, dans le rotor à l'instant du démarrage, prend naissance en sens inverse dans l'enveloppe fixe (point   d'appui}.   



  Il n'y a pas d'action de la pompe dans cette position   instan-   tanée des plateaux oscillants 5 et 6 vu que le plateau oscillant 5 se trouve sous un angle de 90  par rapport à l'arbre 

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 du système et ne peut effectuer par conséquent aucun mouvement de course. Seule la pression de fonctionnement maximum existant à cet instant dans le fluide de fonctionnement a pour   conséquence   la production dans le rotor du grand moment de rotation nécessaire lors du démarrage. Aussi longtemps que le rotor ou l'arbre mené est immobile et ne fournit par conséquent aucun travail, il ne faut donc aucune puissance pour l'arbre menant   1.   Une division de puissance ne se produit donc pas non plus.

   Sur la fig. 3 où on a représenté la position des deux plateaux oscillants 5 et 6 pour un rapport déterminé de démultiplication de l'arbre mené 2 relativement à l'arbre menant 1, la position oblique du plateau oscillant 5 se trouve entre la position oblique suivant la fig. 1 et la position transversale à l'arbre menant suivant la fig. 2. 



  La position oblique du plateau oscillant de point d'appui 6 est de même entre la position transversale de la fig. 1 et la position oblique de la fig. 2. On peut donc voir sans difficulté qu'il y a action de la pompe (débit d'huile) tandis que la puissance à apporter par l'arbre menant 1 correspond à la résistance de travail à chaque instant dans l'arbre mené 2. 



  Le nombre de' tours à chaque instant pour l'arbre mené 2 dépend simplement de la position angulaire, à l'instant considéré,    des deux plateaux oscillants ; reste nécessairement constant   lorsque les positions angulaires sont de force maintenues constantes et se modifie en concordance avec les variations des positions angulaires. 



   Dans l'exemple de réalisation suivant les fig. 4-8 on a représenté en 9 un dispositif de commande ne tournant pas, en forme d'auge à la périphérie, pour la commande de la position angulaire du plateau oscillant 5; dans ce dispositif de commande peut tourner l'arbre menant 1, et le levier pivotant 10 qui est articulé au dispositif de commande 9 et qui est monté dans l'enveloppe 3 à l'aide de l'articulation 11 de forme 

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 quelconque peut déplacer simplement le dispositif de commande 9 dans le sens axial (fig. 4). La périphérie en forme d'auge du dispositif de commande 9 embrasse le galet 12 à surface sphérique qui peut tourner autour d'une broche qui est montée fixe sur la partie 5 du plateau oscillant, laquelle peut pivoter sur l'arbre 1.

   Pour diminuer le frottement, le support extérieur 13 des pistons du plateau oscillant (fig, 4) sur lequel prennent appui les pistons de pompe 7 est relié de telle manière au moyen d'un palier de pression 14 au plateau intérieur 5 du plateau oscillant que le support 13 des pistons effectue simplement les mouvements de pivotement du plateau. oscillant, tandis que son mouvement de rotation se fait en synchronisme avec le mouvement de rotation du rotor. 15 désigne dans le mécanisme d'accouplement   5-. la,   9.   10, il,   15.

   6 une tige de liaison qui est montée par articulation sur le levier pivotant 10 et le plateau oscillant de point   dappui   6 opposé et au moyen de laquelle les positions obliques des deux plateaux oscillants à chaque instant sont   commandées   en rapport de dépendance opposé suivant la loi   cinématique   conforme à la présente invention (fig. 4). 16 est un palier de butée disposé à la périphérie du plateau osoillant 6 de point d'appui et sur lequel prennent appui les pistons de moteur 8 et dont la bague tourne en synchronisme avec le nombre de tours du rotor tandis que le plateau   oscillant 6   pouvant pivoter dans l'enveloppe 3 ne peut exécuter   lui-même   aucun mouvement de rotation.

   Ce palier de butée peut également avoir la forme du palier de butée du disque oscillant menant 5, 13 faisant vis à vis. 17   et 18   sont des saillies de cames qui sont disposées sur le disque à cames 4 solidaire de l'enveloppe 3 et qui actionnent de la manière voulue les tiges de soupape conjuguées représentées schématiquement à la fig. 4. L'une des saillies de cames pour la commande des soupapes de refoulement peut être disposée sur une moitié de 

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 la périphérie et celle pour la commande des soupapes d'échappement sur la moitié opposée de la périphérie du disque à cames 4, chaque fois en demi-cercle. La disposition et les moyens employés à cet effet peuvent être ceux quelconques qui sont connus.

   Les soupapes elles-mêmes et leur commande sont par conséquent représentées seulement schématiquement à la fig. 4. 21 désigne la pompe auxiliaire logée dans le rotor (fig. 4) qui peut régler automatiquement d'une manière quelconque la pression de fonctionnement à chaque instant dans le réservoir 20 de compensation de pression. Dans ce but, le nombre des courses de la pompe auxiliaire 21 par unité de temps peut être rendu tel au moyen d'un mécanisme d'engrenage (mécanisme planétaire ou analogue) en liaison avec l'arbre menant 1, le rotor 2 et l'enveloppe 3 ou se raccordant au rotor, que la pression de fonctionnement est la plus grande lors de l'arrêt de l'arbre mené et la plus petite lors de la prise directe   c'est   à dire lors de la marche rapide.

   En corrélation aveo le réglage de la pression de fonctionnement au moyen de la pompe auxiliaire 21, on a placé la tuyère 22 disposée dans le réservoir de compensation de pression 20 (fig. 4), tuyère qui a une section transversale d'une fraction de millimètre carré et qui débouche dans la chambre d'aspiration 19. Si par exemple le moment de rotation lors du démarrage doit être quatre fois aussi grand qu'en prise directe, la pompe auxiliaire 21 doit exécuter lors du démarrage un nombre double de courses par unité de temps en comparaison de la prise directe, car alors pour une section de tuyère 22 restant constante, la pression de fonctionnement dans le réservoir de compensation de pression 20 est multipliée par quatre lorsque la quantité d'huile refoulée dans la même unité de temps par la pompe auxiliaire 21 dans la chambre de refoulement 20 est doublée.

   On mentionnera accessoirement que la puissance à employer pour l'actionnement de la pompe auxiliaire est in- 

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 finiment petite. 23 désigne une conduite d'amenée à. travers l'arbre 1, comme liaison de la partie intérieure fixe de l'enveloppe avec la chambre d'aspiration 19 dans le rotor, dans le but que simplement la chambre d'aspiration dans le rotor et non pas toute l'enveloppe de fonctionnement fixe doive être remplie d'huile (fig. 4).

   Cette liaison peut être établie n'importe comment par des moyens connus (pompe auxi- liaire,   etc.,)  de manière qu'il ne doive y avoir de l'huile d'approvisionnement que dans la partie intérieure Inférieure de   1'enveloppe 3.   24 est un encliquetage pouvant être mis      en service entre le rotor (partie   mené%,)   et   l'arbre   menant 1 dans le but qu'en prise directe une transmission   immédiate   de force puisse se faire de l'arbre menant l'arbre mené (fig. 4).

   La mise hors service de l'encliquetage peut se fai- re à la main ou également de façon   tout à   fait automatique d'une manière connue quelconque, également de sorte que par exemple la transformation du moment de rotation commence seu- lement lorsque le nombre de tours de l'arbre de commande (du moteur de commande) est tombé à,la moitié.25 est la pla- ce prévue dans le rotor pour les soupapes du moteur hydrau- lique (fig. 4). Comme le mode de disposition de semblables soupapes pour la pompe et le moteur est connu depuis long- temps, on n'a rien indiqué sur la figure à ce sujet pour plus de clarté.

   On n'a rien indiqué non plus sur la figure concernant la liaison des pistons de pompe 7 avec le support de pistons 13 du plateau oscillant 5 ainsi qu'en face con- cernant les pistons de moteur 8; cette liaison doit être fai- te d'une manière quelconque connue telle que les pistons de pompe 7 et les pistons de moteur 8 puissent exécuter les mouvements de course avec sécurité dans la période d'aspira- tion. De semblables mesures constructives qui peuvent être connues sont accessoires pour l'invention elle-même. 

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   Les fig. 5 à 8 qui sont, comme on l'a mentionné précédemment, des coupes transversales par les lignes I-I, II-II, III-III et   IV-IV,   servent à faire comprendre la fig. 4. Les chiffres de référence sont les mêmes. 



   La position des plateaux oscillants dans l'exemple de réalisation suivant la fig. 4 est la même qu'à la fig. 1 (prise directe}. Si le levier 10 est amené dans la position en pointillé (fig. 4 à gauche vers le haut) les plateaux osoillants prennent une position suivant la fig. 2 (démarrage). Dans les positions intermédiaires du levier   10   on a différents rapports de démultiplication. Le levier 10 peut également être déplacé au moyen d'une vis tournant dans un pas de vis au moyen d'une paire de vis sans fin irréversibles ou de dispositifs analogues de sorte que les mouvements de course du levier 10 s'exécutent sans choc et que les positions obliques correspondantes des deux plateaux oscillants soient conservées de manière forcée.

   Le tuyère 22 entre le réservoir de compensation de pression 20 et de la chambre d'aspiration 19, peut également être modifiée au moyen d'une tige conique pour ce qui concerne la valeur de sa section transversale, en vue   d'Orne   variation supplémentaire de la pression de fonctionnement. Le réglage de la pression de fonctionnement peut se faire également par variation seulement de la grandeur de la section transversale de la tuyère 22, le nombre de courses de la pompe auxiliaire 21 restant constant. La pompe auxiliaire peut alors être raccordée directement à l'arbre menant. L'arbre menant peut devenir arbre mené et l'arbre mené peut devenir arbre menant (frein par compression).



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  Hydraulic torque transformer;
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The present invention relates to a liquid and piston speed change mechanism, having an unprecedented economic character, in which for the most usual multiplication conditions, the essential part of the power is transmitted mechanically.



  In the limiting cases of direct drive (same number of revolutions of the driving shaft and of the driven shaft} and when the driven shaft stops (starting instant), the mechanism transmits full power and produces the greatest moment of rotation in the driven shaft without expenditure of power in a fully mechanical way, ie without any oil delivery (oil circulation}.

   For a determined ratio of number of revolutions between idling (starting) and direct drive there is a shared power flow in such a way that the greatest oil circulation (the greatest oil flow) takes place for example in the middle between idling (starting) and direct drive while the greatest oil circulation (the greatest oil flow) may apply in the maximum case compared to that of the

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 device known only a fraction, for example a quarter or even less.

   The torque transformer consists essentially of a drive shaft to which is coupled as a stator or support for the pump pistons, for the purpose of rotation, a swash plate mounted so as to be able to pivot in one direction in the drive shaft, in addition in a rotor known in itself, connected to the driven shaft as a common support for the pump and motor cylinders (pump and motor rotor), in a second swash plate mounted in the casing itself, able to pivot in one direction, for the support of the rotor or the engine pistons against the casing as well as in a coupling mechanism controlling in a forced manner the oblique position of the two oscillating plates, according to a determined law.

   In the rotor serving as a support for the pump and engine cylinders, the pressure compensating tank, the suction chamber and the distribution member for controlling the flow of oil between the pump and the engine are housed. , so that they rotate with the rotor, while the oil thus arrives advantageously by means of an overpressure arising as a result of the effect of centrifugal force in the suction chambers of the pump and motor cylinders , and the oil circulation between the pump and the motor oscillates by the shortest path without the need for the provision of a rotary valve distribution and channels located in the axis, that is to say also without passing through the middle of the system.

   An auxiliary pump can also be placed in the rotor for adjusting the operating pressure (adjustable automatically or manually) rotating with the rotor. The arrangement of a valve distribution according to the present invention instead of the rotary slide valve distributions employed heretofore, with channels arranged in the axis, avoids the

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 unpleasant and harmful pressures on one side only on the rotary slide, thus increases the lifetime of the mechanism and allows several times higher operating pressures compared to known mechanisms. As a result, the oil circulation can again be reduced to a new fraction and the mass, space and weight requirements are reduced to a small fraction compared to what is known.

   As the efficiency losses are essentially proportional to the magnitude of the amount of oil circulating, the present invention means a very noticeable increase in the efficiency of the torque transformer while at the same time with minimal requirements in mass, in space and weight, economical use is also ensured in the construction of automobiles.

   As the transmission of force in the object of the present invention takes place by the coupling effect by means of oil placed under pressure and pistons resting on the two oscillating plates (piston supports) it is possible to have between the driving part and the driven part snap into place in such a way that by the ratchet control, in direct drive, the driving shaft and the driven shaft are connected directly together without there being any oil under pressure for the coupling effect and therefore no slippage can occur.

   To allow the essential transmission of power by mechanical means or to allow the least flow of oil, the two pivoting swash plates are connected together, according to the present invention, by means of a coupling mechanism in such a way. that the swash plate mounted so that it can pivot on the drive shaft and coupled. to this for the purpose of rotation is located transversely to the drive shaft when at the same time the swash plate of fulcrum pivotable in the casing has

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 a determined position depending on the length of stroke of the pistons of the rotor, which is the case when stopping the driven shaft at the moment of starting (no possibility of stroke in the pump).

   Conversely, the swash plate which can pivot in the drive shaft and coupled to it for rotation has a determined oblique position depending on the stroke size of the pump pistons, with a simultaneous transverse position of the fulcrum swash plate in the case of the same number of revolutions of the driving shaft and of the driven shaft, ie in direct drive (no possibility of stroke in the hydraulic motor).



  With the kinematics of the force coupling according to the present invention for the two swash plates, by means of the. The mentioned coupling mechanism, the two swash plates are furthermore oblique in some way with respect to the axis of the system for any gear ratio between start (no-load) and direct drive.

   The leading swash plate further changes the direction from its oblique position through the transverse position for a simultaneous greater oblique position of the fulcrum swash plate in the same direction of pivoting in reverse gear, and the swash plate from fulcrum changes the direction of its oblique position beyond the transverse position for a simultaneous larger oblique position of the swash plate leading in the same direction of pivoting in case of multiplication (fast walking).

   The coupling mechanism controlling in the manner indicated above the pivoting of the two swash plates can be actuated according to the present invention by means of a single lever, by hand, that is to say under the control of the will of the operator. driver, or also quite automatically by the fact that for the latter purpose (fully automatic control) the control lever is connected.

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 its with a device such as a centrifugal governor or the like which may be known per se.

   The coupling mechanism according to the present invention therefore allows the control of all the demultiplication and multiplication ratios as well as the reverse by means of a stepped lever which can be connected in a manner. known with a graduated scale anyhow.



   Instead of oscillating plates, eccentrics or the like can also be used.



   If swashplates are used, in order to allow a condensed construction, the pump and motor cylinders arranged in common parallel to the axis of the system and at a distance from it, can alternately succeed each other and be arranged so that in the axial direction the cylinders are at the same height. A similar arrangement of the pump and motor cylinders in the rotor would not be possible if hitherto known rotary slide controls were used in the middle of the system, since these controls would then be so complicated from the point of view. of construction that practical use would hardly be possible and that it would be practically impossible to keep them watertight for a long period of operation.

   The valve drive arranged according to the present invention can, between start-up and direct engagement, that is to say as long as there is no change in the pressure and suction chambers, can take place. do this automatically on the pump side, ie without forced control; on the engine side (resting against the fulcrum swash plate), forced control of the valves, for example by means of cams which are connected to the housing, is necessary.

   To reduce friction, the piston support on the pump side is connected to the gimbal part of the driving swash plate, mounted so as to be able to pivot.

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 ter on one side in the drive shaft and coupled to it for rotation, by means of a suitable thrust bearing while the piston support on the pump side is coupled for rotation to the rotating rotor with any angular velocity as a support for the pump and motor cylinders, so that the pump pistons or their connecting rods or cross members or the like fulcrum points can perform during the oscillation of the driving swash plate, essentially axial stroke movements in the rotor.

   The driving swash plate therefore consists of two parts, a plate mounted in cardan in the driving shaft and therefore swiveling, rotating with the driving shaft, and whose oblique position is controlled by means of the coupling mechanism and by a piston support placed in the same plane as the disc and connected to the latter by this thrust bearing, which has the same angular speed as the rotor and has only direct drive (same number of turns of the driving shaft and of the driven shaft) the same angular speed as the cardan-mounted plate or the drive shaft.

   Similarly, the piston support of the fulcrum swash plate on the engine side is also connected to the gimbal mounted disc in the housing by means of a suitable thrust bearing, which disc can pivot in one direction. and being connected according to the present invention by means of the coupling mechanism with the pivoting disc of the driving swash plate, while the piston support also has by a suitable coupling with the rotor the same angular speed as the latter. The elimination of a rotary slide control with channels in the rotor axis
 EMI6.1
  The support of the pump and motor cylinders allows, according to the present invention, a coaxial and therefore very simple support of the driving and driven shafts, without any star wheel.

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 tee for power transmission.



   The excessively simple mechanism visible in the description and in the drawing, comprising space requirements, masses and weight decreasing proportionally with the increase in the operating pressure, and consequently involving minimal manufacturing costs, presenting the most efficiency. high attainable by minimal oil circulation, the possibility of starting from a standstill without a coupling, the possibility of uncoupling at any time, the existence of as high a speed as possible and of a reverse gear without additional means and the possibility of actuating the mechanism as an effective compression brake, signify an enormous development of what is known from an economic point of view.



   The field of application is very varied. For example: controls for vehicles of all kinds on roads and rails, controls for ships and airplanes, controls for individual machines, starters for internal combustion engines and combined starters and gear changes for engines internal combustion, for lifting devices, etc., etc.



   The accompanying drawing represents the invention by means of eight figures.



   Figs. 1 to 3 schematically show the essential characteristic of the idea of the invention.



   Fig. 1 is a longitudinal horizontal or vertical section in the gear change device: position of the swash plates for direct drive.



   Fig 2 is a similar section: position of the oscillating plates when stopping the driven shaft (start time).



   Fig. 3 shows the same section: position of the plates

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 oscillating for a determined multiplication ratio between direct engagement and starting.



   Figs. 4 to 8 show an exemplary embodiment in partially schematic representation.



   Fig. 4 is a horizontal or vertical longitudinal section through the gear change device for the position of the swashplates in direct drive (as in Fig. 1).



   Fig. 5 is a cross section through 1-1 of fig.4.



   Fig. 6 is a cross section through II-II of FIG. 4.



   Fig. 7 is a cross section through III-III of FIG. 4, with the pump and motor cylinders assumed to be in the horizontal position.



   Fig. 8 is a cross section taken on the line IV-IV of FIG. 4.



   It has been designated in FIGS. 1 to 3, as in the following figures, by 1 the driving shaft, by the driven shaft with the rotor, by 3 the casing, by 4 the cam disc connected to the casing and therefore fixed, with cam protrusions for controlling the valves for engine cylinders, by 5 the oscillating disc mounted with cardan joint pivoting on the driving shaft 1, by 6 the swash plate pivoting on an annex of the casing 3 and serving as a point support, by 7 the pistons or the pump cylinders and by 8 the pistons or engine cylinders.

   If the oscillating plates 5 and 6 being in the position of fig. 1 are prevented from performing pivotal movements in any way, for example as will be shown in the following, and if the swash plate 5 thus rotates with the drive shaft 1 with which it is coupled for rotation, the pump pistons 7 cannot perform any stroke movement in the conjugate pump cylinders arranged in the rotor 2 paral-

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 parallel to the axis of the system, since the engine pistons 8 which are in the like engine cylinders arranged between and alternating with the pump cylinders (see fig. 7) are prevented from making upward movements. stroke by the swash plate 6 placed vertically.

   The oil being under pressure in the delivery chambers of the pump cylinders 7 therefore cannot escape because the engine cylinders have no free travel space to receive this oil. The driving shaft 1 is therefore forcibly coupled with a view to rotation to the rotor or to the driven shaft 3 by means of the oscillating plate 5 placed obliquely (same number of revolutions of the driving shaft and of the driven shaft} . The power of the drive shaft 1 is transmitted with full value to the driven shaft 2, so a power division does not occur. In fig. 2, the swash plate 5 [is perpendicular to the drive shaft 1 while that the fulcrum swash plate 6 is placed obliquely in a position analogous to that of the swash plate 5 in Fig. 1.

   This position of the oscillating plates exists at the moment of starting or during idling (stop of the driven shaft a or of the rotor}. The engine pistons 8 press at this moment, at which the oil pressure is commanded. in the pressure chambers of the rotor cylinders by the cam protrusions of the fixed cam disc 4, from one neutral point to the other, on the half-periphery of the oscillating disc 6 placed obliquely which can thus produce in the rotor or driven shaft 2 a torque in the direction of the driving shaft 1. The same torque produced by the fulcrum swash plate 6, placed obliquely, in the rotor at the time of start-up , originates in the opposite direction in the fixed envelope (fulcrum}.



  There is no action of the pump in this instantaneous position of the swash plates 5 and 6 since the swash plate 5 is at an angle of 90 with respect to the shaft.

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 of the system and therefore cannot perform any running movement. Only the maximum operating pressure existing at this instant in the operating fluid results in the production in the rotor of the large torque required during start-up. As long as the rotor or the driven shaft is stationary and therefore does not provide any work, no power is needed for the driving shaft 1. A power division therefore does not occur either.

   In fig. 3 where there is shown the position of the two swash plates 5 and 6 for a determined gear ratio of the driven shaft 2 relative to the drive shaft 1, the oblique position of the swash plate 5 is between the oblique position according to FIG. . 1 and the transverse position to the driving shaft according to FIG. 2.



  The oblique position of the fulcrum swash plate 6 is likewise between the transverse position of FIG. 1 and the oblique position of FIG. 2. We can therefore see without difficulty that there is action of the pump (oil flow) while the power to be provided by the driving shaft 1 corresponds to the working resistance at each instant in the driven shaft 2. .



  The number of 'turns at each instant for the driven shaft 2 simply depends on the angular position, at the instant considered, of the two oscillating plates; necessarily remains constant when the angular positions are forcibly held constant and changes in accordance with the variations in the angular positions.



   In the exemplary embodiment according to FIGS. 4-8 there is shown at 9 a non-rotating control device, trough-shaped at the periphery, for controlling the angular position of the swash plate 5; in this control device can turn the driving shaft 1, and the pivoting lever 10 which is articulated to the control device 9 and which is mounted in the casing 3 by means of the articulation 11 of form

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 any one can simply move the control device 9 in the axial direction (fig. 4). The trough-shaped periphery of the control device 9 embraces the roller 12 with a spherical surface which can rotate around a spindle which is fixedly mounted on the part 5 of the swash plate, which can pivot on the shaft 1.

   To reduce friction, the outer support 13 of the swash plate pistons (fig, 4) on which the pump pistons 7 rest is connected in such a way by means of a pressure bearing 14 to the inner plate 5 of the swash plate that the support 13 of the pistons simply performs the pivoting movements of the plate. oscillating, while its rotational movement is synchronized with the rotational movement of the rotor. 15 designates in the coupling mechanism 5-. la, 9. 10, il, 15.

   6 a connecting rod which is mounted by articulation on the pivoting lever 10 and the swash plate with the opposite point of support 6 and by means of which the oblique positions of the two swash plates at each instant are controlled in opposite dependence ratio according to the kinematic law according to the present invention (Fig. 4). 16 is a thrust bearing arranged at the periphery of the osoillant plate 6 as a fulcrum and on which the motor pistons 8 bear and whose ring rotates in synchronism with the number of revolutions of the rotor while the swash plate 6 can pivoting in the casing 3 cannot itself execute any rotational movement.

   This thrust bearing may also have the form of the thrust bearing of the oscillating drive disc 5, 13 facing each other. 17 and 18 are cam projections which are disposed on the cam disc 4 integral with the casing 3 and which actuate the conjugate valve stems shown schematically in FIG. 4. One of the cam protrusions for the control of the discharge valves can be arranged on one half of the

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 the periphery and that for the control of the exhaust valves on the opposite half of the periphery of the cam disc 4, each time in a semi-circle. The arrangement and the means employed for this purpose may be any which are known.

   The valves themselves and their control are therefore shown only schematically in fig. 4.21 designates the auxiliary pump housed in the rotor (fig. 4) which can automatically adjust in any way the operating pressure at any time in the pressure compensation tank 20. For this purpose, the number of strokes of the auxiliary pump 21 per unit time can be made such by means of a gear mechanism (planetary mechanism or the like) in connection with the driving shaft 1, the rotor 2 and the 'casing 3 or connecting to the rotor, that the operating pressure is the greatest when stopping the driven shaft and the smallest during direct engagement, that is to say during rapid operation.

   In correlation with the adjustment of the operating pressure by means of the auxiliary pump 21, the nozzle 22 disposed in the pressure compensation tank 20 (fig. 4), which nozzle has a cross section of a fraction of square millimeter and which opens into the suction chamber 19. If, for example, the torque during start-up is to be four times as great as in direct drive, the auxiliary pump 21 must perform a double number of strokes per start-up. unit of time in comparison with the direct tap, because then for a nozzle section 22 remaining constant, the operating pressure in the pressure compensation tank 20 is multiplied by four when the quantity of oil delivered in the same unit of time by the auxiliary pump 21 in the delivery chamber 20 is doubled.

   It should be mentioned incidentally that the power to be used for actuating the auxiliary pump is

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 finely small. 23 designates a supply line to. through the shaft 1, as a connection of the fixed inner part of the casing with the suction chamber 19 in the rotor, with the aim that simply the suction chamber in the rotor and not the entire operating envelope stationary must be filled with oil (fig. 4).

   This connection can be established in any way by known means (auxiliary pump, etc.) so that there should be supply oil only in the lower interior part of the casing 3. 24 is a snap which can be put into service between the rotor (driven part%,) and the drive shaft 1 with the aim that in direct engagement an immediate transmission of force can take place from the driving shaft of the driven shaft (fig. 4).

   The ratchet can be switched off manually or also completely automatically in any known manner, also so that, for example, the transformation of the torque only begins when the number of revolutions of the control shaft (of the control motor) has fallen to, half. 25 is the space provided in the rotor for the valves of the hydraulic motor (fig. 4). As the mode of arrangement of such valves for the pump and the motor has been known for a long time, nothing is indicated in the figure on this subject for the sake of clarity.

   Nothing is indicated either in the figure concerning the connection of the pump pistons 7 with the piston support 13 of the swash plate 5 as well as on the face concerning the engine pistons 8; this connection must be made in any known manner such that the pump pistons 7 and the motor pistons 8 can perform the stroke movements safely in the suction period. Similar constructive measures which may be known are incidental to the invention itself.

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   Figs. 5 to 8 which are, as mentioned above, cross sections through the lines I-I, II-II, III-III and IV-IV, serve to understand FIG. 4. The benchmarks are the same.



   The position of the oscillating plates in the exemplary embodiment according to FIG. 4 is the same as in FIG. 1 (direct drive}. If the lever 10 is brought to the dotted position (fig. 4 on the left upwards) the osoillant plates take a position as in fig. 2 (start-up). In the intermediate positions of the lever 10 one has different gear ratios. The lever 10 can also be moved by means of a screw rotating in a thread by means of a pair of irreversible worms or similar devices so that the stroke movements of the lever 10 are executed without shock and that the corresponding oblique positions of the two swash plates are kept forcibly.

   The nozzle 22 between the pressure compensation tank 20 and the suction chamber 19, can also be modified by means of a conical rod with regard to the value of its cross section, with a view to further variation of operating pressure. The operating pressure can also be adjusted by varying only the size of the cross section of the nozzle 22, the number of strokes of the auxiliary pump 21 remaining constant. The auxiliary pump can then be connected directly to the drive shaft. The driving shaft can become the driven shaft and the driven shaft can become the driving shaft (compression brake).

Claims

ABSTRACT ----------- 1. Hydraulic torque transformer comprising a rotor connected to the driven shaft, serving as a support for the pump and motor cylinders, in which for production <Desc / Clms Page number 15> tion of a power flow divided in time, the piston support (5, 13) of the pump also rotates as a driving part and this together with the driving shaft, characterized in that the two piston supports (5, 13 and 6, 16 respectively) of the pump and the motor are connected by an ac- EMI15.1 suitable coupling (5, 12, 9, 10;

11, 15, 6) in such a manner, and can be forcibly controlled in an opposite dependency ratio such that by means of a single lever, all the positions necessary for a ratio of number of turns determined, including the two extreme positions of no-load (start) and direct drive can be produced so that in these two extreme positions there is no backflow effect in the piston cells and that for a determined ratio of number of revolutions, an oil flow as small as possible becomes necessary and that in addition the driving shaft and the driven shaft are mounted one inside the other and ooaxially.

2. Hydraulic torque transformer, according to 1, characterized in that for the piston support (5,13) as driving part, a swash plate (5, 13) is used, mounted so as to be able to pivot on the shaft. driving and coupled for rotation to this shaft, such that the swash plate (5, 13) consists of two parts connected together by a thrust bearing absorbing axial, radial and tilting forces, namely a cardan part (5) gimbaled to the drive shaft and pivotable with respect to its angular position by means of the coupling mechanism (5, 12, 9, 10, 11,15, 6), and by the support part (13) of the pistons proper, connected in some way to the pump pistons, so that this part (13)

support of the pistons participates in the oscillation movements of the cardan part (5) and in <Desc / Clms Page number 16> at the same time at the angular speed of the driven rotor (2) and therefore of the pump pistons, their connecting rods, etc., by any means which can be known, the angular speed of the rotor (2) and therefore of the part (13) supporting the pistons which can have any magnitude, also zero, and its direction of rotation can be any, also opposite to the direction of rotation of the driving part.

3. Hydraulic torque transformer, according to 1, characterized in that for the support of the pistons (6,16) of the engine, a swash plate (6,16) of fulcrum is used in a known manner. pivot in the fixed casing (3) in such a way that the fulcrum swash plate consists of two parts connected by a thrust bearing supporting the axial, radial and tilting forces, namely in one connected part (6) to the casing so as to be able to pivot, movable in angular position by means of the coupling mechanism (5, 12, 9,10, 11, 15, 6) and in the part (16) proper supporting the pistons, connected in any way to the engine pistons, so that this part (16) supporting the pistons participates in the angular speed at all times of the driven rotor (2)

and hence of the engine pistons of their connecting rods, etc., by any means which may be known, the angular speed of the rotor (2) and therefore of the piston support part (16) may have any value, also zero, and its direction of rotation can be any, also opposite to the direction of rotation of the driving part.

4. Hydraulic torque transformer according to 1 to 3, characterized in that the coupling mechanism (5, 12, 9,10, 11, 15,6) consists of a part (9) which does not rotate itself. , slidable axially on the drive shaft (1) by means of a lever (10), which part is connected in any way to the gimbal part (5) of the drive swash plate (5, 13) like <Desc / Clms Page number 17> that a sliding of the moving part (9) results.

a corresponding pivoting of the gimbal part (5) and therefore of the support (13) of the pump pistons, while the lever (10) pivoting in any way (at 11) in the casing (3) is connected by articulation by means of a connecting member (15) to the part (6) of the fulcrum swash plate (6, 16), such that when the lever (10) is pivoted, the oblique positions of the two swash plates (5, 13, 6, 16) are produced in a forced way such that for each number of revolutions the oil flow (oil circulation) as small as possible is ensured.

5. Hydraulic torque transformer according to 1 and 4, characterized in that the part (9) slidable for the purpose of varying the angular position of the leading swash plate (5, 13) axially on the shaft driving (1) by means of the lever (10) engages in such a way with the gimbal part (5) of the driving swash plate (5, 13) that it has on the side of the socket the form of a trough which embraces a roller (12) with a spherical surface which can also be surrounded by a stone, the roller or the sphere (12) itself being mounted in some way in the gimbal part (5).

6. Hydraulic torque transformer, according to 1 to 5, characterized in that the proper pivoting of the driving swash plate (5, 13) and of the fulcrum swash plate (6, 16) is controlled in op- dependence. laid down by means of the coupling mechanism (5, 12, 9, 10, 11,15, 6) in such a way that in direct drive the leading swash plate (5, 13) is in an oblique position for a position simultaneous cross-section of the fulcrum swing plate (6, 16), and when starting (no-load), the fulcrum swash plate (6, 16) is <Desc / Clms Page number 18> located in an oblique position for a simultaneous transverse position of the leading swash plate (5, 13),

furthermore that the two swash plates have for any gear ratio between starting and direct drive a suitable oblique position and that in reverse the leading swash plate changes the direction of its oblique position beyond the transverse position to a simultaneous larger oblique position of the fulcrum swash plate in the same direction of pivoting, and that in fast running the fulcrum swash plate changes its oblique position beyond the transverse position to a position simultaneous greater oblique of the swash plate leading in the same direction of pivoting, a mechanical power transmission thus occurring in the inverse proportional ratio of the magnitude of the oil flow and a full mechanical power transmission (direct drive)

or a purely mechanical production of torque (idling, starting) being produced while in direct drive and during starting no oil discharge can occur.

7. Hydraulic torque transformer according to 1 to 6, characterized in that both the support (13) of the pump pistons and the support (16) of the engine pistons have, for each number of revolutions and each direction of any rotation of the rotor (2) serving as a support for the pump and motor cylinders, simultaneously and in common with any means the same angular speed at all times and the same direction of rotation as the rotor (2) whatever the the angular position in relative dependence of the driving swash plate (5, 13) and the fulcrum swash plate (6,16), each time by means of the coupling mechanism. <Desc / Clms Page number 19>

8. Hydraulic torque transformer according to 1 to 7, characterized in that the pump and motor cylinders are, in order to allow a condensed construction in the rotor (2) in case of non-existence of a control to rotary slide placed in the axis of the rotor (2) and with channels in the axis, arranged in succession alternately and at a distance and in parallel with the axis of the system, so that they are at the same height in the axial direction.

9. Hydraulic torque transformer according to 1 to 8, characterized in that with a view to producing an operating pressure as high as possible while avoiding a rotary slide valve control with channels in the axis of the driven rotor. (2) and avoiding an oscillation of the oil from the pump towards the motor through the shaft, it has been arranged for the control of the oil circulation by direct means of any control members located at a distance from the 'axis, suitable for high and very -high operating pressure, for example valves, so that by means of these valves and pressure and sealing chambers (20-19) existing in the rotor (2 ) in an airular form in cross section, the control channels possibly being in direct connection with these chambers (20, 19),

shortest channel passages are made possible between the pump and motor cylinders (7, 8) by means of the pressure and suction chambers (20, 19), while thus when suction stroke of the pump and the motor, overpressures exist as a result of the centrifugal action of the oil rotating with the rotor (2) and entering the cylinders suitably.

10. Hydraulic torque transformer according to 1 to 7, and 9, characterized in that instead of the leading swash plate (5, 13) and the point swash plate <Desc / Clms Page number 20> support (6, 16), eccentrics, crank mechanisms, etc. are suitably employed so that the eccentrics occupy a central position in the extreme direct and start positions for a transverse position analogue of the oscillating plates, and that for any oblique position at any time of the oscillating plates, they are brought into a corresponding eccentric position.

11. Hydraulic torque transformer, according to 1 to 10, characterized in that the control of the valves can be done in such a way, as long as there is no alternation of the pressure and suction chambers. (20, 19), that the control of the valves located in connection with the pump cylinders is completely automatic, that is to say not forced, in a known manner, while the control of the valves located in connection with the engine cylinders is actuated by means of a cam disc (4) arranged on the casing (3), i.e. fixed, and comprising cams (17, 18) or other suitable devices provided on the disc (4) and which can be commuset any.

I2. Hydraulic torque transformer, according to 1 to 11, characterized in that the control of the magnitude at any moment of the operating pressure in the pressure compensating tank (20) can be effected by means of a pump auxiliary (21) arranged inside the driven rotor (2), so that in the pressure compensation tank (20) there is arranged a nozzle (22) of small section which opens into the suction chamber ( 19) and that the auxiliary pump (21) has by means of a gear mechanism which can be connected with the driving shaft (1), the driven rotor (2) and the casing (3), when rotor stop (2), the greatest number of strokes per unit <Desc / Clms Page number 21> of time,

and when the number of revolutions of the rotor (2) is reduced, strokes are less and less numerous or flow rates which decrease.

13. Hydraulic torque transformer, according to 1 to 11, characterized in that the control of the magnitude, at any time, of the operating pressure in the pressure compensation tank (20) can be effected by means of of an auxiliary pump (SI) arranged in the driven rotor (2) in such a way that in the pressure compensating tank (20) a nozzle (22) is arranged which opens into the chamber of suction (19) that the cross section of the nozzle is variable manually or automatically by means of a conical nozzle rod - or similar device as regards its size, while the auxiliary pump (21) can constantly present a,

constant number of revolutions and be in direct contact with the driving shaft (1).

14. Hydraulic torque transformer according to 1 to 13, characterized in that the control of the magnitude, at any moment, of the operating pressure in the pressure compensating tank (30) is not only done. by varying the number of strokes of the auxiliary pump (21) per unit of time but also, at the same time or additionally, by varying the size of the cross-section of the nozzle (22) by any means whatever depending on the will of the one who commands (driver}.

15. Hydraulic torque transformer according to 1 to 13, characterized in that between the driven rotor (2) and the driving shaft (1) there is a latch (24) which can be put into service with a view to the direct transmission of force in direct drive, with disappearance of an operating pressure (slip), so that the action <Desc / Clms Page number 22> ratcheting can be interrupted by means of any device, manually or completely automatically, when the start of the transformation of the torque is desired or necessary.