Flüssigkeits-Wechsel- und Wendegetriebe. Vorlieäeiide Erfindung betrifft Flüssig- keits-Wechsel- und Wendegetriebe, welche ein Primär- und mindestens ein Sekundär getriebe mit Sternkolben, deren Rotoren zwangsläufig miteinander verbunden sind, und Mittel aufweisen, um den Kolbenhub und damit die Fördermenge wenigstens des einen Getriebes zu verändern. Gemäss der Erfindung wird die Zuführung und Abfüh rung der Triebflüssigkeit durch in hohlen Wellenteilen, um welche sich die Getriebe drehen, vorgesehene Kanäle gesteuert.
Bei den Flüssigkeifs-V@,- echsel- und Wende getrieben dieser Art wird zwecks Erzeu gung von Tourenzahlen der getriebenen Welle, welche unter der Tourenzahl der trei benden Welle liegen, ein Teil der Leistung der treibenden Welle direkt durch das Pri- ii?ärgetriebe und der Rest der Leistung durch das Sekundärgetriebe auf die getriebene Welle übertragen, während bei Tourenzahlen der getriebenen Welle, welche über der Tou renzahl der treibenden Welle liegen, das Sekundärgetriebe auf das Primärgetriebe ar beitet, und ferner eine direkte Kupplung zwischen Rotoren und treibender Welle,
wo bei das Primärgetriebe die ganze Leistung von der treibenden auf die getriebene Welle überträgt, sowie ein Leerlauf der treibenden Welle erzeugt werden kann.
Zwei Ausführungsbeispiele eines Wechsel getriebes mit Flüssigkeitsgetrieben zur Aus führung des vorliegenden Verfahrens sind auf beiliegender Zeichnung dargestellt, in welcher Fig. 1 einen Längsschnitt durch ein Flüssigkeitswechselgetriebe darstellt, bei welchem Primär- und Sekundärgetriebe in einem gemeinsamen Gehäuse angeordnet sind; Fig. 2 ist ein Querschnitt durch das Pri märgetriebe; Fig. 3 ist ein Querschnitt durch das Se kundärgetriebe; Fig. 4 ist ein Schnitt durch ein Detail; Fig. 5 und 6 sind ein Längs- bezw. Quer schnitt durch das Primärgetriebe eines zwei ten Ausführungsbeispiels;
Fig. 7 und 8 sind ein Längs- bezw. Quer schnitt des zugehörigen Sekundärgetriebes, und Fig. 9 und 10 zeigen im Aufriss bezw. Grundriss die Verbindungen der beiden Ge triebe und deren Anordnung in einer 01- motorlokomotive.
Im ersten Ausführungsbeispiel besteht das Getriebe aus Primär- und Sekundär getriebe, und die zwangsläufige Verbindung von rotierenden Teilen beider Getriebe er folgt dadurch, dass die beiden Getriebe einen gemeinsamen Rotor haben.
Das Sekundärbetriebe besteht aus einer zweistufigen Kolbensternmaschine mit ro tierendem Zylindergehäuse, das mit dem Zy linderrotor des ersten Getriebes zusammen gebaut ist und dessen Hub durch Verstellen des Kurbelzapfens verändert werden kann. Die von den Kolben des Primärgetriebes I weggepumpte Flüssigkeit wirkt mittelst der Kolben der beiden Stufen IIa, Ilb des Se kundärgetriebes auf denselben Rotor und überträgt einen Teil des ins Getriebe einge leiteten Drehmomente.
Durch Verschieben des Kurbelzapfens des Sekundärgetriebes kann jedes beliebige Cbersetzungsverhältnis hergestellt werden, innerhalb der Grenzen, die durch die Grösse der Hubvolumen des Primär- und Sekundär- gei:riebes gegeben sind. ebenso Leerlauf.
Eine eitere Veränderung der Übersetzung liesse sich diireh Ausströmenlassen von Druckflüssigkeit oder durch Einschalten weiterer Sekundärstufen erzielen.
Im Gretriebegehiiuse 1 ist der Zylinder rotor ? als getriebene Welle, in dem die Zy linder 3, 13 und 23 des Primärgetriebes I bezw. des Sekundärgetriebes mit den Stufen lIa und IIb angeordnet sind, vermittelst der Laser 7, 8 und 9 beidseitig gelagert. Durch Deckel<B>17</B> wird im Gehäuse 1 ein Führungs kasten 18 gebildet, in dem der in radialer Richtung durch Schraube 19 verschiebbare. sich nicht drehende Kurbelzapfen 10 für die Sekundärkolbengetriebestufen mit dem recht- ecl@igen Führungsstück 20 gelagert ist.
Im Zylinderrotor ? ist die treibende Kurbelwelle 11 in den Lagern 21 und 22 beidseitig gelagert. Alle drei Getriebe bezw. Getriebestufen bestehen aus je sechs Zylin dern in Sternanordnung, mit Kolben 4, 1.1 und 24, hohlen Triebstangen a-, 15 und 25 und Kurbellagerschalen 6, 16 und 26. Die Zylinderzahl wird so gewählt, dass möglichst viel Hubvolumen untergebracht werden kann. Von jedem Zylinder 3 des Primärgetriebes I führen Kanäle 30 zum Steuerschieber 31, der finit der Kurbelwelle zusammengebaut ist.
Im Steuerschieber 31 (Fig. 1 und 4) sind ein Druckkanal 3? und ein Saugkanal 34 so angeordnet, dass dauernd sämtliche Zylin der 3, die in der Druckperiode stehen, mit dem Zentrumskanal 33 in Scheibe<B>37</B> (die mit Schrauben 38 mit Rotor ? verbunden ist) und die übrigen Zylinder durch den Saugkanal mit dem Rotorinnern 40 in Ver bindung stehen.
Kurbelzapfen <B>10</B> enthili.lt einen Dru(-k- kanal 44, 45. durch den das Triebmittel aus Kanal 33 durch die hohlen Triebstangen 15, 25 und Kolben 14. ?4 in die Zylinder 1:3 und ?3 des Sekundärgetriebes strömen kann. Durch die Kanäle 48 und 49 im Kurbelzap fen 10 kann das Triebmittel, nachdem es in den Zylindern Arbeit geleistet hat, durch die hohlen Kolbentriebstangen in das Ge triebeinnere 39 ablaufen.
In Fig. 3 sind die Kanäle 44, .15 und 49 und die alt Schieber ausgebildete Lager schale ?6 von Stufe 111) dargestellt. Kanal 45 ist so ausgebildet, dass er mit sämtlichen Zylindern ?3, die Arbeit leisten sollen, in Verbindung steht, wiihrend Kanal 49 mit den sich entleerenden Zylindern verbunden ist. Die beiden Kanäle 45 und 49 sind durch die Stege 46 und 47 gegeneinander abge schlossen.
Indem das Ventil 50 auf den Ventilsitz 51 gedrückt wird, kann die Stufe llä des Sekundärgetriebes von der Verbindung mit Getriebe I abgeschlossen werden. so dass nu: Stufe IIa arbeitet und Ilb leer mitläuft, wo bei durch Querschnitt 53 des Ventilrück sitzes 52 eine Ausgleichströmung des Trieb- mittels der Zylinder der Stufe IIb stattfindet. Wird Ventil 50 auf den Rücksitz 52 ge setzt, so arbeiten beide Stufen, während durch eine Mittelstellung des Ventils Leer lauf erzielt wird.
Der Druckkanal 44 im Zapfen 10 hat gegen Kanal 33 eine zur Zapfenachse zen trische Erweiterung 43, und der Zapfen trägt am Ende einen Dichtungsflansch 41, der gegen die rotierende Scheibe 37 vermittelst Dichtungsringen 42 abdichtet.
Das Innere des Zylinderrotors ist mit Trieböl angefüllt, so dass sämtliche Trieb werkstelle in 01 laufen. Bohrungen 38 in Scheibe 3 7 und Rotor 2 verbinden die beiden Kurbelgetrieberäume 39 und 40 miteinan der, so dass das aus Kanal 49 'in Raum 39 austretende 01 durch Bohrungen 36 nach Raum 40 zurückströmt und durch Kanal 34 in Schieber 31 und Kanäle 30 von den Kol ben 4 des Getriebes I wieder angesaugt wird.
Um grössere Durchflussquersehnitte zu er halten, sind auch Kolben 4 und Triebstangen hochgebohrt und Kanäle 55 und 56 im Kurbelzapfen 12 vorgesehen, so dass das Drucköl auch durch Kanal 55 nach Kammer 33 fliessen und durch Kanal 56 angesogen >erden kann. Dadurch wird gleichzeitig vor zügliche Schmierung des Kurbelzapfens 12 erzielt. Von Kanal 55 wird durch Bohrung <B>5,9</B> Drucköl nach der belasteten Seite des La gers 21. geführt.
Im Druckkanal 44, 43 ist ein Steg 59 punktiert eingezeichnet. der vorgesehen wer den kann, um in der Mittelstellung des Zap fens 10 Kanal 33 von .14 vollständig abzu schliessen.
Der Zylinderrotor 2 trügt einen Zahn kranz 60, durch den die Arbeit auf eine nicht gezeichnete Welle abgegeben wird.
Eine Stopfbüchse 61 dichtet das öl im Rotorinnern 39 vom äussern Gehäuseraum 62 ab, während das Lecköl aus Lager 21 durch die Lager 7 und 8 ins Gehäuse 62 dringt. Nach aussen ist mittelst Spritzring 63 und Deckel 64 abgedichtet; im Gehäuse 62 ist ein Ölablauf vorgesehen. Durch die Spindel des Ventils 50 ist eine Bohrung 65 nach aussen geführt, mit der der Druck in den Zylindern oder das Dreh moment gemessen werden kann. Auch lässt sich vermittelst des durch Bohrung 65 ent nommenen Drucköls leicht. eine Betätigung des Ventils 50 erreichen.
Angenommen, das vorliegende Wechsel getriebe würde an Stelle des üblichen Räder übersetzungsgetriebes bei einem Automobil verwendet, so ersetzt es auch gleichzeitig die Kupplung und die Bremse. Beim Anfah ren wird Kurbelzapfen 10 in Leerlaufstel- lung gebracht, d. h. auf grössten Kolben- hub, in welcher Stellung Kanal 43 durch Querschnitt 66 mit dem Gehäuseinnern 3r9, 40 verbunden ist.
Beim Anlaufen des Motors pumpen .die Kolben von Getriebe I den ge samten Zylinderinhalt durch Kanäle 30, 32, 44, 45, 53 bei Mittelstellung des Ventils 50 in den Gehäuseraum 39. und Rotor 2 bleibt stehen. Der Zapfen 10 kann so weit verscho ben werden, dass auch, wenn das Ventil 50 auf dem Rücksitz 52 aufsitzt, ein Leerlauf spalt zwischen Zapfenflansch 41 und Scheibe 37 entsteht. Wird der Kurbelzapfen 10 nun allmählich gegen die Mitte des Rotors ver schoben, so wird der Leerlaufspalt 66 immer weiter verengt; -es entsteht Drück in den Zy- lilidern 13 und 23, und Rotor 2 fängt an, sich zu drehen. und der Wagen setzt sich in Be wegung.
Je weiter Zapfen 10 nach der Mitte verschoben wird, um so schneller fährt der Nagen. In der Mittelstellung wird Kanal 33 durch Steg 59 bezw. Stufe IIb durch Ventil 50 abgeschlossen, und Rotor 2 ist direkt mit der Kurbelwelle gekuppelt.
Soll das Übersetzungsverhältnis oder das sekundäre Drehmoment, z. B. auf einer Stei gung, wieder erhöht werden, so wird Zap fen 10 nach aussen verschoben und Verbin dung zwischen dem Primär- und Sekundär getriebe hergestellt. Es soll z. B. n,/n2 = 2/1 eingestellt: werden. Während zweier Kurbel wellenumdrehungen bezw. einer Rotordre- hung fördert somit Getriebe I einmal seinen gesamten Zylinderinhalt in das Sekundär getriebe.
Sind, wie im Ausführungsbeispiel, Zahl und Durchmesser der Zylinder von Stufe IIw gleich wie bei Getriebe I, so wird Zapfen 10 auf gleichen Kolbenhub einge stellt wie die Kolben von Getriebe I, und Stufe IIb wird durch Ventil 50 abgeschlos sen.
Soll ein grösseres Übersetzungsverhältnis, z. B. 5/1 eingestellt werden, so wird Ventil 50 auf den Rücksitz 52 gesetzt und Zapfen 10 so eingestellt, dass die von Stufe IIa und IIb gemeinsam aufzunehmende (Jlmenge gleich ist derjenigen, die das Getriebe I weg schafft, in diesem Falle während fünf pri mären Umdrehungen viermal den gesamten Zyinderinhalt von Getriebe I.
Die Verstel- hingIder Übersetzung, Leerlauf und direkte Kupplung, wie auch Bremsen (in Verbin dung mit Abstellen des Brennstoffes des Mo tors) kann durch einen einzigen Fuss- oder Handhebel in kontinuierlicher Bewegung er folgen.
Bei. vorliegendem Ausführungsbeispiel mit zwei Sekundärstufen wird bei Überset zungsverhältnissen von 1/1 bis 2/1 nur Stufe Ih eingeschaltet, wobei Ventil 50 auf Sitz 51 gesetzt wird und Stufe IIb leer mitläuft, und erst bei grösseren Übersetzungen von 2/1 bis 6/1. und mehr arbeiten beide Stufen IIa und IIb, wobei Ventil 50 auf den Rücksitz gedrückt wird.
Wird der Zapfen 10 diametral im ent gegengesetzten Sinne zu dem vorbesehrie- benen verschoben, so arbeitet das Sekundär getriebe h-#7draulisch auf das Primärgetriebe, und die Tourenzahl der getriebenen Welle erhöht sich über die Tourenzahl der treiben den Welle.
In ähnlicher Weise wie das Drucköl kann auch das Saugöl durch entsprechende Kanäle im Kurbelzapfen vom Sekundärgetriebe zum Primärgetriebe zurückgeführt werden. Fer ner können Vorrichtungen zur Verstellung des Kurbelzapfens 12 bezw. des Hubes der Kolben von Getriebe I vorgesehen werden. wodurch jedes beliebige Übersetzungsver hältnis eincrestellt werden kann.
Bei dem zweistufigen Sekundärgetriebe erübrigt sich der Abschlusssteg 59 in Kanal 44, da bei direkter Kupplung n1 - n2 Stufe IIb durch Ventil 50 abgeschlossen wird und Getriebe IIa in Leerlaufstellung geringe Reibunsverluste aufweist, während bei nur einstufigem Getriebe entweder Steg 59 oder ein Ventil in Kanal .1d mit einem Rücksitz zum Abschluss des:
Sekundärgetriebes vorge sehen werden kann.
Das zweistufige Sekundärgetriebe hat gegen das einstufige den Vorteil, dass auch bei kleinen Übersetzungsverhältnissen Ge triebe IIa mit grossem Kolbenhub und hohem Wirkungsgrad arbeiten kann.
Für Fahrzeugantrieb, wie Automobile und 112otorlokomativ en, genügt meistens eine Se kundärstufe, während zweistufige Sekunda r- getriebe besonders für Hebezeuge und Ma schinen mit grossen Übersetzungsvariations- möglichkeiten zur Verwendung kommen.
Durch Veränderung der Leistung und der Drehzahl des Motors kann der Wagen die meiste Zeit mit direkter Kupplung fahren, und nur bei grösseren Steigungen wird eine Xnderung der Übersetzung durch Verschie ben des Kurbelzapfens vorgenommen. Die Kombination des vorliegenden Getriebes reit überdimensionierten bezw. überlastungs fähigen Motoren ergibt eine vorzügliche Elastizität des Antriebes, und einfachste Be dienung.
Abänderungen des vorliegenden Ausfüh rungsbeispiels bestehen darin, dass der Zy linderrotor des Printiii getriebes vom Motor i angetric -ben wird und die litirbel-#velle mit dem Sekundärrotor verbunden ist, oder dass der Zapfen des Sekundärgetriebes feststeht, oder als Kurbelzapfen rotiert und das Zylin dergehäuse zur Hubänderung verschoben wird.
Im zweiten Ausführungsbeispiel nach den Fig. 5 bis 10 sind Primär- und Sekundär getriebe getrennt ausgeführt und ihre Roto ren mechanisch miteinander und mit der ge triebenen \Felle verbunden. wie später be schrieben wird.
Ein Olmotor 100 (Fig. <B>10)</B> gibt seine Leistung an die \Felle 101 des Primärgetrie bes 110 (Fig. 5) ab. Welle 101 ist als Hohl- welle mit Kurbel 102 ausgebildet und der Kurbelzapfen mit Steuerkanälen für den Zu- und Ablauf des Ols versehen, 104 den Druckkanal und 105 den Saugkanal darstel lend.
Auf Kurbelzapfen 102 ist der Zylinder block 109, aus sechs Zylindern bestehend, mit Durchflussöffnungen 111 nach den Kanä len 104, 105 belagert; Kolben 112 treiben mit Triebstangen 114 auf den Primärrotor 120, welcher einerseits in den Deckeln des Getriebsgehäuses <B>121</B> vermittelst zweier Rol lenlager 122 gelagert ist und anderseits die Lagerung für die Kurbelwelle 101, vermit telst der beiden Rollenlager 124 bildet.
Mit den Deckeln 119 sind die Stopfbüch- sengehäuse l26 und 127 mit den Stopfbüch sen<B>128</B> und 129 zusammengebaut. Das Treiböl kann durch Kanal 104. "'##Tellenöff- nungen 131, Gehäuse 197 und Rohr 132 nach dem Sekundärgetriebe gepumpt und von letz teretn durch Rohr 133, Gebä.use I26, Öff nungen I:3-1 und Kanal 105 in Zylinderblock 109 zurückströmen.
Rotor 120 ist mit. zwei Zahnkränzen ver sehen, zur Vbertragung der Leistung über Zahnräder 1.11 auf eine Vorgelegewelle 140 (Fig. 9). Eine zwangsläufige Bewegung von Rotor 120 mit Zylinderblock 109 wird durch Hilfskurbeln 138 hergestellt.
Das Sekundärgetriebe 150 (Fig. 9 und 10) bestellt aus einem Gehäuse 151. (Fig. 7), einem Sekuiicliirrotor 152, welcher vermittelst der beiden Rollenlager 153 in den Deckeln 154 \cles Gehii.uses 151 drehbar gelagert ist, einem Zylinderblock 155, bestehend aus 12 Zylindern, in zwei Zylindersternen neben einander angeordnet, von gleicher Bohrung und Maximalhub wie die Zylinder 109 des Primärgetriebes, und einem Kurbelzapfen 160,
welcher in Führungen 161 der Deckel 15.1 verschiebbar gelagert ist. Das Treiböl kann vom Primärgetriebe durch Rohr 162 und durch Kanal 163 im Kurbelzapfen 160 und die beiden Steuerkanäle 165 und 166 zu den in zwei Reihen angeordneten Zylindern 155 gepumpt werden und leistet über Kol ben<B>167</B> und Triebstangen 168 Arbeit auf Rotor 1.52, welcher mit zwei Zahnkränzen 169 über Zahnräder 144 auf eine Blinde welle 170 (Fig. 9 und 10) treibt.
Die Steuer kanäle 165, 166 weisen an der Peripherie der Kurbelzapfen eine grössere Ausdehnung, in axialer Richtung gesehen, auf als die Steuer schlitze an den Zylinderböden; dieser Unter schied der Dimension kann so gewählt wer den, dass eine angenähert vollkommene Ent lastung des Druckes zwischen Kurbelzapfen und Zylinderblock erzielt wird. Durch Steuer querschnitte 171 und 172, Kanal 173 im Zapfen 160 und Rohr 174 wird das Trieböl in das Primärgetriebe zurückbefördert.
Steuerzapfen 160 kann vermittelst Welle 180, zwei Kegelräderpaaren 1.81 und 182 und Zugstangen 183 und 184, welche in Ge- windebüchsen 185 und 186 von Lagerböcl@en 187 und 188 des Gehäuses 151 laufen, so verschoben werden, dass jeder beliebige Kol benhub eingestellt werden kann.
Vorgelegewelle 140 überträgt die Lei stung des Primärgetriebes 110 (Fig. 9 und 1.0) vermittelst Kegelräderpaar 142 und 143 ebenfalls auf Blindewelle 170, wie diejenige vom Sekundärgetriebe durch Zahnräderpaare 169 und 144 auf Welle 170,übertragen wird.
Die Wellen von Motor 100 und vom Pri märgetriebe 110 liegen in der Längsrichtung der Lokomotive, die Achse des Sekundär getriebes 1.50 quer zur Längsrichtung der Lokomotive, so dass nur die Übertragung der Leistung des Primärmotors durch Kegel räder erfolgen muss und diejenige des Sekun därgetriebes, welches wesentlich grössere Kräfte erreichen kann, durch Stirnzahnräder auf die Blindwelle übertragen wird, welche mittelst Kurbeln 177 und Triebstangen auf die Triebachsen arbeitet.
Für die Rückwärtsfahrt der Lokomotive wird entweder die Ölmaschine umsteuerbar ausgeführt, oder Kegelrad 142 treibt über Kegelrad 147 auf die Blindwelle 170. wobei die Kegelräder 142 und 147 durch in der Zeichnung nicht dargestellte ausrückbare Kupplungen. mit der Blindwelle verbunden werden.
In der Druckleitung 132 ist ein Wind kessel 190 vorgesehen und in der Druck- und Saugleitung je ein Steuerorgan 191 und 192, zum Zwecke, das Sekundärgetriebe aus zuschalten, bezw. um Leerlauf des Getriebes herzustellen, wobei das Primärgetriebe aus der Druckleitung 73? durch Leerlaufleitung 193 in die Saugleitung 133 zurückfördert.
Das vorliegende Getriebe erlaubt folgende Betriebsverhältnisse herzustellen: Leerlauf durch Verbinden der Druclz- und Saugleitung des Prim,iirgetriebes. Direkte tbertragung der Leistung der 3lotorwelle über (.las Primärgetriebe, welches bei nusgeclialtetem Sekundärgetriebe als Kupplung wirkt, und Zahnräder auf die Blindwelle 170.
Kontinuierliche Erniedrigung der Dreh zahl der Blindwolle gegenüber direkter Kupp lung durch Einschalten des Sekundärgetrie bes. Verschieben des Kurbelzapfens in der einen Richtung und Einstellen , des Hubes für beliebige tTl)ersetzung, wobei ein Teil der Leistung durch den Primärrotor und die Restleistung durch den Sekundärrotor auf die Blindwelle übertragen -wird.
Kontinuierliche Erhöhung der Drehzahl der Blindweile gegenüber direkter Kupp lung, durch Verschieben des Kurbelzapfens des Sekundärgetriebes in entgegengesetzter Richtung von der Mittellage, wie vorste hend angegeben, wobei das Sekundärgetriebe als Pumpe wirkt und das Primärgetriebe als Motor; das Sekundärgetriebe arbeitet hydrau- lisch auf das Primärgetriebe.
Das vorliegende Betriebsverfahren und die Getriebe für Übersetzungsänderung Ha ben gegenüber bekannten Verfahren folgende Vorteile: Kontinuierliche Übersetzungsänderung un ter Vermeidung von Stufenschaltung. Übertragung eines Teils der Leistung durch direkte Kupplung.
Verwendung hochleistungsfähiger Kol bengetriebe mit geringen Reibungs- und Lockverlusten. -welche sich als Pumpe und Motor für hohe Drücke eignen.
Beliebige Wahl der Drehzahl für direkte Kupplung für Normalfahrt, von welcher Drehzahl ab nach oben und unten übersetzt werden kann. Bei Normalfahrt ist damit der Übertragungswirkungsgrad am besten. Diese freie Wahl wird nur dadurch ermög licht, dass sowohl das Primär-, wie das Se= kundärgetriebe als Pumpe und als Motor be trieben werden kann.
Je kleiner die gewünschte Übersetzungs variation ist, um so grösser ist der jeweilige Leistungsanteil, welcher direkt duroh Kupp- lung, bezw. um so kleiner der Leistungs anteil, welcher hydraulisch übertragen wird, so dass der Ges;
imtübertragungswirkungs- 7rad hoch bleibt. .1e g,rösser die Variation der Übersetzung, uni so kleiner werden die Wir kungsgrade bei der kleinsten und grössten Übersetzung, aber auch diese können relativ zueinander beliebig gewählt werden, je naeli der Wahl der Lage der Drehzahl der getrie benen Welle bei direkter Kupplung.
Beson ders diese letzterwiihnten Eigenschaften der vorliegenden Erfindung bieten gegenüber Bekanntem wesentliche Vorteile und kön nen insbesondere bei Fahrzeugen aller Art voll ausgenützt. werden, Es kann auch die treibende und getriebene Welle der Ausfüh rungsbeispiele vertauscht werden, wobei wie der ein Wechselgetriebe erhalten wird.
Fluid change and reverse gear. The present invention relates to fluid change-speed and reversing gears which have a primary and at least one secondary gear with star pistons, the rotors of which are necessarily connected to one another, and means to change the piston stroke and thus the delivery rate of at least one gear. According to the invention, the supply and discharge of the driving fluid is controlled by channels provided in hollow shaft parts around which the gears rotate.
With the liquid V @, - echsel- and reversing drives of this type, part of the output of the driving shaft is directly provided by the primary gear in order to generate speeds of the driven shaft that are less than the speeds of the driving shaft and the rest of the power is transmitted through the secondary gear to the driven shaft, while at speeds of the driven shaft which are higher than the number of revolutions of the driving shaft, the secondary gear works on the primary gear, and also a direct coupling between the rotors and the driving shaft,
where the primary gear transmits all the power from the driving shaft to the driven shaft, and the driving shaft can be idle.
Two embodiments of a change gear with fluid gears for the implementation of the present method are shown in the accompanying drawing, in which Figure 1 is a longitudinal section through a fluid change gear, in which the primary and secondary gear are arranged in a common housing; Fig. 2 is a cross section through the primary transmission; Fig. 3 is a cross section through the secondary transmission Se; Fig. 4 is a section through a detail; 5 and 6 are a longitudinal respectively. Cross section through the primary transmission of a second embodiment;
7 and 8 are a longitudinal respectively. Cross section of the associated secondary transmission, and FIGS. 9 and 10 show respectively in elevation. Ground plan of the connections between the two transmissions and their arrangement in an 01 engine locomotive.
In the first embodiment, the transmission consists of primary and secondary transmissions, and the inevitable connection of rotating parts of both transmissions he follows from the fact that the two transmissions have a common rotor.
The secondary drive consists of a two-stage piston star machine with a rotating cylinder housing, which is built with the cylinder rotor of the first gearbox and whose stroke can be changed by adjusting the crank pin. The fluid pumped away by the pistons of the primary gear I acts by means of the pistons of the two stages IIa, Ilb of the secondary gearbox on the same rotor and transfers part of the torque introduced into the gearbox.
By moving the crank pin of the secondary gear, any desired transmission ratio can be produced within the limits given by the size of the stroke volume of the primary and secondary gear. also idle.
A further change in the translation could be achieved by letting hydraulic fluid flow out or by switching on further secondary stages.
In the gear housing 1 is the cylinder rotor? as a driven shaft in which the Zy cylinder 3, 13 and 23 of the primary transmission I BEZW. of the secondary gear with the stages 11a and 11b are arranged, the laser 7, 8 and 9 are mounted on both sides. By cover <B> 17 </B> a guide box 18 is formed in the housing 1, in which the movable in the radial direction by screw 19. non-rotating crank pin 10 for the secondary piston gear stages with the right ecl @ igen guide piece 20 is mounted.
In the cylinder rotor? the driving crankshaft 11 is supported on both sides in the bearings 21 and 22. All three transmissions respectively. Gear stages consist of six cylinders each in a star arrangement, with pistons 4, 1.1 and 24, hollow drive rods A, 15 and 25 and crank bearing shells 6, 16 and 26. The number of cylinders is chosen so that as much displacement as possible can be accommodated. From each cylinder 3 of the primary transmission I channels 30 lead to the control slide 31, which is finely assembled with the crankshaft.
In the control slide 31 (Fig. 1 and 4) are a pressure channel 3? and a suction channel 34 arranged in such a way that all the cylinders 3 that are in the pressure period with the center channel 33 in disk 37 (which is connected to the rotor with screws 38) and the remaining cylinders through the suction channel with the rotor interior 40 are in Ver connection.
Crank pin <B> 10 </B> contains a pressure -k- channel 44, 45. through which the drive means from channel 33 through the hollow drive rods 15, 25 and pistons 14? 4 into cylinders 1: 3 and The drive medium can flow through the channels 48 and 49 in the crank pin 10, after it has performed work in the cylinders, through the hollow piston drive rods into the gear interior 39.
In Fig. 3, the channels 44, .15 and 49 and the old slide formed bearing shell? 6 of stage 111) are shown. Channel 45 is designed in such a way that it communicates with all of the cylinders? 3 which are supposed to perform work, while channel 49 is connected with the emptying cylinders. The two channels 45 and 49 are closed abge by the webs 46 and 47 against each other.
By pressing the valve 50 onto the valve seat 51, the connection with the transmission I can be closed off from the connection with the transmission I stage II of the secondary transmission. so that nu: stage IIa works and Ilb runs idle, where a compensating flow of the drive by means of the cylinders of stage IIb takes place at cross section 53 of the valve back seat 52. If valve 50 is placed on the rear seat 52, both stages work, while idling is achieved by a central position of the valve.
The pressure channel 44 in the pin 10 has against channel 33 a zen tric extension 43 to the pin axis, and the pin carries a sealing flange 41 at the end, which seals against the rotating disk 37 by means of sealing rings 42.
The inside of the cylinder rotor is filled with engine oil, so that all engine workstation run in 01. Bores 38 in disk 37 and rotor 2 connect the two crank gear chambers 39 and 40 miteinan the, so that the 01 exiting channel 49 'in space 39 flows back through holes 36 to space 40 and through channel 34 in slide 31 and channels 30 from the Kol ben 4 of the transmission I is sucked in again.
In order to maintain larger flow cross sections, pistons 4 and drive rods are also drilled up and channels 55 and 56 are provided in the crank pin 12 so that the pressurized oil can flow through channel 55 to chamber 33 and can be sucked in through channel 56. As a result, lubrication of the crank pin 12 is achieved at the same time. From channel 55, pressurized oil is fed to the loaded side of the bearing 21 through a bore <B> 5.9 </B>.
A web 59 is shown in dotted lines in the pressure channel 44, 43. which is provided who can, in the middle position of the pin 10 channel 33 from .14 completely close.
The cylinder rotor 2 carries a ring gear 60 through which the work is delivered to a shaft, not shown.
A stuffing box 61 seals the oil in the rotor interior 39 from the outer housing space 62, while the leakage oil from bearing 21 penetrates through bearings 7 and 8 into the housing 62. To the outside is sealed by means of splash ring 63 and cover 64; an oil drain is provided in the housing 62. Through the spindle of the valve 50 a bore 65 is guided to the outside, with which the pressure in the cylinders or the torque can be measured. The pressurized oil removed through bore 65 can also be used easily. achieve actuation of the valve 50.
Assuming that the present change gear would be used instead of the usual gear transmission in an automobile, it also replaces the clutch and the brake at the same time. When starting up, the crank pin 10 is brought into the idle position, i. H. to the greatest piston stroke, in which position channel 43 is connected to the inside of the housing 3r9, 40 by cross section 66.
When the engine starts up, the pistons of gearbox I pump the entire cylinder content through channels 30, 32, 44, 45, 53 when the valve 50 is in the middle position into the housing space 39. and the rotor 2 stops. The pin 10 can be shifted so far that even when the valve 50 is seated on the rear seat 52, an idle gap between the pin flange 41 and disk 37 is created. If the crank pin 10 is now gradually pushed ver against the center of the rotor, the idle gap 66 is narrowed more and more; - There is pressure in the cylinders 13 and 23 and rotor 2 begins to turn. and the car starts moving.
The further pin 10 is moved to the center, the faster the gnaw travels. In the middle position channel 33 is respectively by web 59. Stage IIb completed by valve 50 and rotor 2 is coupled directly to the crankshaft.
If the gear ratio or the secondary torque, e.g. B. on a slope, are increased again, so Zap fen 10 is moved outwards and connec tion between the primary and secondary gear made. It should z. B. n, / n2 = 2/1: be set. During two crank shaft revolutions respectively. One rotation of the rotor, transmission I thus delivers its entire cylinder content to the secondary transmission.
If, as in the exemplary embodiment, the number and diameter of the cylinders of stage IIw are the same as in transmission I, pin 10 is set to the same piston stroke as the pistons of transmission I, and stage IIb is completed by valve 50.
Should a larger transmission ratio, e.g. B. 5/1 are set, valve 50 is placed on the rear seat 52 and pin 10 is set so that the amount to be recorded by stage IIa and IIb (Jl quantity is equal to that which the transmission I creates away, in this case during five primary revolutions four times the total cylinder content of gear I.
The adjustment of the ratio, idling and direct clutch, as well as brakes (in connection with switching off the fuel of the engine) can be done by a single foot or hand lever in continuous movement.
At. In the present embodiment with two secondary stages, only stage Ih is switched on for gear ratios from 1/1 to 2/1, valve 50 being set to seat 51 and stage IIb running empty, and only for larger gear ratios from 2/1 to 6/1. and more both stages IIa and IIb operate with valve 50 being pushed onto the rear seat.
If the pin 10 is displaced diametrically in the opposite direction to the previously described one, the secondary gear works hydraulically on the primary gear, and the number of revolutions of the driven shaft increases over the number of revolutions of the driving shaft.
In a similar way to the pressure oil, the suction oil can also be returned from the secondary gear to the primary gear through corresponding channels in the crank pin. Fer ner devices for adjusting the crank pin 12 BEZW. of the stroke of the pistons of gearbox I. whereby any translation ratio can be set.
With the two-stage secondary transmission, the end web 59 in channel 44 is unnecessary, since with a direct clutch n1 - n2 stage IIb is closed by valve 50 and transmission IIa has low friction losses in the idle position, while with only a single-stage transmission either web 59 or a valve in the channel. 1d with a back seat to complete the:
Secondary gear can be seen easily.
The two-stage secondary gear has the advantage over the single-stage that even with small gear ratios Ge gear IIa can work with a large piston stroke and high efficiency.
For vehicle drives such as automobiles and 112-engine locomotives, one secondary stage is usually sufficient, while two-stage secondary gears are used especially for hoists and machines with large gear ratio variations.
By changing the power and the speed of the engine, the car can drive most of the time with the direct clutch, and only on steep gradients is the translation changed by moving the crank pin. The combination of the present transmission rides oversized respectively. Overload-capable motors results in an excellent elasticity of the drive, and very simple operation.
Modifications of the present exemplary embodiment are that the cylinder rotor of the Printiii gearbox is angetric -ben from the engine i and the litirbel- # shaft is connected to the secondary rotor, or that the pin of the secondary gear is fixed or rotates as a crank pin and the cylinder housing is moved to change the stroke.
In the second embodiment according to FIGS. 5 to 10, the primary and secondary gears are carried out separately and their rotors are mechanically connected to each other and to the ge exaggerated \ skins. as will be described later.
An oil motor 100 (Fig. 10) outputs its power to the heads 101 of the primary gear 110 (Fig. 5). Shaft 101 is designed as a hollow shaft with crank 102 and the crank pin is provided with control channels for the inflow and outflow of the oil, 104 the pressure channel and 105 the suction channel.
On crank pin 102, the cylinder block 109, consisting of six cylinders, with flow openings 111 after the Kanä len 104, 105 besieged; Pistons 112 drive with drive rods 114 on the primary rotor 120, which on the one hand is mounted in the covers of the gear housing 121 by means of two roller bearings 122 and on the other hand forms the bearing for the crankshaft 101 by means of the two roller bearings 124.
The stuffing box housings 126 and 127 with the stuffing boxes 128 and 129 are assembled with the covers 119. The fuel oil can be pumped through channel 104. "'## plate openings 131, housing 197 and tube 132 to the secondary gear and from the latter through tube 133, building I26, openings I: 3-1 and channel 105 in the cylinder block 109 flow back.
Rotor 120 is with. see two sprockets ver, to transfer the power via gears 1.11 to a countershaft 140 (Fig. 9). A positive movement of the rotor 120 with the cylinder block 109 is produced by auxiliary cranks 138.
The secondary gear 150 (Fig. 9 and 10) consists of a housing 151 (Fig. 7), a secondary rotor 152, which is rotatably mounted in the covers 154 / cles housing 151 by means of the two roller bearings 153, a cylinder block 155, Consisting of 12 cylinders, arranged in two cylinder stars next to each other, with the same bore and maximum stroke as the cylinder 109 of the primary gear, and a crank pin 160,
which the cover 15.1 is slidably mounted in guides 161. The fuel oil can be pumped from the primary gear through pipe 162 and through channel 163 in crank pin 160 and the two control channels 165 and 166 to the cylinders 155 arranged in two rows and performs work via pistons 167 and drive rods 168 Rotor 1.52, which drives with two ring gears 169 via gears 144 on a blind shaft 170 (FIGS. 9 and 10).
The control channels 165, 166 have a greater extent on the periphery of the crank pin, seen in the axial direction, than the control slots on the cylinder bottoms; This difference in dimension can be selected in such a way that an almost complete relief of the pressure between the crank pin and cylinder block is achieved. Through control cross-sections 171 and 172, channel 173 in the pin 160 and pipe 174, the drive oil is returned to the primary transmission.
Control pin 160 can be moved by means of shaft 180, two pairs of bevel gears 1.81 and 182 and tie rods 183 and 184, which run in threaded bushings 185 and 186 of bearing brackets 187 and 188 of housing 151, so that any piston stroke can be set .
Countershaft 140 transmits the performance of the primary transmission 110 (Fig. 9 and 1.0) by means of bevel gears 142 and 143 also to blind shaft 170, as that from the secondary transmission through gear pairs 169 and 144 on shaft 170 is transmitted.
The shafts of engine 100 and of the primary gearbox 110 are in the longitudinal direction of the locomotive, the axis of the secondary gearbox 1.50 transversely to the longitudinal direction of the locomotive, so that only the transmission of the power of the primary motor through bevel gears and that of the secondary gearbox, which can achieve considerably greater forces, is transmitted by spur gears to the jackshaft, which works on the drive axles by means of cranks 177 and drive rods.
To reverse the locomotive, either the oil machine is reversible or the bevel gear 142 drives the jackshaft 170 via bevel gear 147. The bevel gears 142 and 147 are driven by disengageable clutches (not shown in the drawing). connected to the jackshaft.
In the pressure line 132, a wind boiler 190 is provided and in the pressure and suction line each a control member 191 and 192, for the purpose of switching on the secondary gear, respectively. to produce idling of the transmission, the primary transmission from the pressure line 73? conveyed back through idle line 193 into suction line 133.
The present transmission allows the following operating conditions to be established: Idling by connecting the pressure and suction lines of the primary transmission. Direct transmission of the power of the 3lotor shaft via (.las primary gear, which acts as a clutch in the case of a nus-clialte secondary gear, and gears to the jackshaft 170.
Continuous lowering of the speed of the blind wool compared to direct coupling by switching on the secondary gear. Shifting the crank pin in one direction and setting the stroke for any tTl) replacement, with part of the power from the primary rotor and the remaining power from the secondary rotor the jackshaft is transmitted.
Continuous increase in the speed of the blind shaft compared to direct coupling, by moving the crank pin of the secondary gear in the opposite direction from the central position, as vorste starting indicated, the secondary gear acting as a pump and the primary gear as a motor; the secondary gear works hydraulically on the primary gear.
The present operating method and the gear for gear change Ha ben compared to known methods have the following advantages: Continuous gear change under avoidance of gear shifts. Transfer of part of the power through direct coupling.
Use of high-performance piston gears with low friction and looseness. -which are suitable as a pump and motor for high pressures.
Any selection of the speed for direct coupling for normal driving, from which speed can be translated up and down. This means that the transmission efficiency is best during normal driving. This free choice is only made possible by the fact that both the primary and the secondary gear can be operated as a pump and as a motor.
The smaller the desired gear ratio variation, the greater the respective performance share, which is directly due to the coupling, resp. The smaller the power share, which is transmitted hydraulically, so that the Ges;
The transmission effect remains high. .1e g, larger the variation of the translation, uni as smaller are the efficiencies for the smallest and largest translation, but these can also be chosen arbitrarily relative to each other, depending on the choice of the position of the speed of the driven shaft with direct coupling.
In particular, these last-mentioned properties of the present invention offer significant advantages over the known and can be fully utilized in particular in vehicles of all types. The driving and driven shafts of the exemplary embodiments can also be interchanged, with a change gear being obtained.