Flüssigkeitsturbogetriebe für verstärkte selbsttätige Momentsteigerung. Bei Flüssigkeitsturbogetrieben, die aus Pumpen-, Turbinen- und Leiträdern bestehen, kann die Sekundär- oder die Turbinendreh zahl n nach Fig. 1 je nach dem zu überwin denden Widerstand in weiten Grenzen vari ieren. Hält man die Pumpendrehzahl kon stant, so wird bei einem gewissen Turbinen drehmoment Mn, dem sogenannten Normal moment, bei normaler Drehzahl der gün stigste Wirkungsgrad 17" erreicht.
Verrin gert man die Turbinendrehzahl bis zum An fahren oder Festbremsen (n = 0), so steigt das Turbinendrehmoment M selbsttätig um einen Betrag an, der von der Anzahl, den Radien und den Besehaufelungen der Tur binenräder und Leitapparate, sowie von der Art der Pumpe abhängt (linke Äste der M Kurven).
Einer steigenden Turbinendrehzahl ent spricht umgekehrt ein Abfall der Drehmo- mente gemäss den rechten Ästen der M-Kur- ven. Bei der sogenannten "Leerlaufdrehzahl" ray sinkt das Moment auf Null.
Hat das Getriebe, zum Beispiel beim Kraftwagen, der Reihe nach verschiedene Zugkräfte, das heisst auch Drehmomente M zu überwinden, so stellt sich .die Turbinen drehzahl und Fahrgeschwindigkeit vollkom men automatisch und stufenlos auf den er reichbaren Betrag ein ("selbsttätige Moment steigerung"), ähnlich dem Reihen.sohlussmotor der Elektrotechnik.
Frühere Getriebe des Patentinhabers waren für Schiffe und nur auf Maximal-Wir- kungsgrad 17,1 gebaut, da ein Momentanstieg beim Anfahren dort unnötig und zwecklos war. So ergab sich eine ungefähr geradlinige Momentcharakteristik I (Fig. 1), deren An fahrmoment (n = 0) ungefähr den doppelten Betrag des Normalmomentes Mn und deren Leerlaufdrehzahl nL rd. den .doppelten Betrag der Normaldrehzahl der Turbine erreichte.
Der zugehörige Wirkungsgrad verlief etwa nach der Parabel Später entstand bei den Anwendungen für Landfahrzeuge, Hebezeuge usw. der Wunsch, die Zugkraft beim Anfahren schon durch geeignete Rücksichtnahme bei der hydraulischen Gestaltung möglichst weit gehend zu steigern. Zur Beurteilung der bei irgendeinem verlustlosen Getriebe erreich baren Idealdrehmomente bezw. -zugkräfte ist in Fig. 1 .die sogenannte "ideale Zugkraft hezw. Momentenhyperbel" M; gestrichelt ein getragen, welche die erwähnte Momenten linie I .der Schiffsgetriebe bei Normaldreh zahl berührt.
Dieser Hyperbel würde die gleichfalls gestrichelte horizontale 771-LRnie konstanten Wirkungsgrades entsprechen. Beim Anfahren würde eine unendlich grosse Zugkraft erreicht werden, woraus zu schlie ssen ist, dass jedes technische Getriebe beim Anfahren den Wirkungsgrad #i = 0 haben muss.
Die vorliegende Erfindung stellt sich nun zur Aufgabe, für Landfahrzeuge, Hebezeuge und dergleichen eine möglichst günstige, zwi schen der Kurve I und der idealen Hyperbel M; liegenden Momenten- bezw. Zugkraft linie mit erheblich einfacheren Mitteln als bisher zu verwirklichen. Alsdann ergibt sich von selbst ein möglichst völliger, zwischen .der parabolischen und der gestrichelten und i7;-Linie liegender Verlauf des Wir kungsgrades.
Der bezügliche Stand der Technik ist durch folgende Tatsache gekennzeichnet: Die Urausführung des Getriebes mit zwei Turbinenstufen erreichte, wie erwähnt, den geradlinigen Momentenverlauf gemäss der Linie I.
In Urpatenten des Erfinders (1905) ist unter anderem- .die Anwendung nur von aussen nach innen beaufschlagter Turbinen (Francis-Typ) und die Anwendung von drei bis fünf Turbinenstufen empfohlen, in spä teren Patenten die Vereinigung von zwei oder drei Turbinenkreisläufen gleichen Dreh sinnes.
Das Riessler=Getriebe hat im hydrau lischen Gang mit zweistufiger Turbine und abwechselnd festbremsbarem oder freilaufen dem Leitapparat nur die unter der geraden Linie I liegende, nach unten gekrümmte Mo- mentenlinie III erreicht.
Ljungström hält für Erzielung einer nach oben gekrümmten Momentenlinie gemäss II die Anwendung unendlich vieler Turbinen stufen bezw. mindestens jedoch die von .drei Stufen bei radialer Beschaufelung (davon zwei Francis-Turbinen), sowie die Anwen dung besonders steiler Austrittswinkel für notwendig.
Er ist auch,der Meinung, dass eine volle Entziehung .der Tangentialkomponenten c" der absoluten Strömungsgeschwindigkeit vor dem Rücktritt des Wassers in die Pumpe erforderlich sei (sogenannter ,;senkrechter Eintritt").
Coats erachtet die Anwendung einer Leitvorrichtung für nötig, welche aus einem Leitschaufelkranz mit festen Schaufeln und fünf Leitschaufelkränzen mit drehbeweg lichen .Schaufeln besteht. Die Turbine ist dabei nach Francis mit grossem Eintritts und kleinen Austrittsradius (das ist,der mitt lere Abstand .der Eintritts- bezw. Austritts fläche von der Drehachse durchgebildet.
Nach .dem bisherigen Stande .der Technik konnte sonach eine zwischen der-Geraden I und der Ideal-Hyperbel 1V21 liegende Zug- kraftsteigerung nur mit ungewöhnlich ver wickelten Bauarten erzielt werden.
Demgegenüber hat der Patentinhaber, zuerst durch vieljährige theoretische Berech nungen und dann durch Versuche, festge stellt, .dass ähnliche Zugkraftsteigerungen, wie nach Linie II der Fig. 1, .die bisher erst mit .drei Turbinenstufen oder mit .einem mit festen und fünf mit drehbaren ,Schaufeln aus- gerüsteten Leitkränzen erreicht wurden, ge gebenenfalls schon mit einer einzigen Tur binenstufe in einem Kreislauf, in den nur drei Schaufelkränze mit festen Schaufeln ge schaltet sind, erzielt werden können,
also mit einem Bruchteil der bisher nötigen Mittel.
Diese nach dem bisherigen Stande der Technik völlig unerwartete, ja .den Ansehau- ungen anderer Fachleute .diametral entge- gengerichtete Wirkung wird nun erfindungs gemäss. hauptsächlich durch die Kombination von drei bestimmten Merkmalen erreicht: a) Es :dürfen im Kreislauf nur Turbinen kränze angeordnet werden, deren Eintritts radius kleiner als der Austrittsradius oder ungefähr gleich demselben ist (also keine Francis-Turbinen).
b) Die Schaufeln der Turbinenkränze sind am Austritt unter so flachen Winkeln gegen den Umfang gestellt, dass die relative Austrittsgeschwindigkeit mit der :dortigen Umfangsgeschwindigkeit bei der Scheitel drehzahl in der Grössenordnung überein stimmt.
e) Die Schaufeln der Turbine müssen am Eintritt stark verdickt sein.
Jedes dieser Merkmale ist für sich be kannt, aber in andern Kombinationen, und demzufolge mit minderwertiger Moment steigerung, während erst -die Gesamtheit der selben den hier enthüllten überraschenden Fortschritt ergibt.
Die bisher übliche Zufügung von Zentri- petal-Turbinen des Francis-Typs (Eintritts radius grösser als Austrittsradius) zu :der hier mit stark veränderlicher Förderhöhe (und Wassermenge) arbeitenden Pumpe ver schlechtert zum Beispiel merklich die Mo mentsteigerung eventueller Turbinen nach Merkmal a oder b -I- c.
Die vielfach dargestellten und noch neuerdings besonders empfohlenen steilen Schaufelwinkel lassen die hier beabsichtigte Wirkung, insbesondere bei Kraftwagen, ebensowenig erreichen wie die Verwendung dünner Blechschaufeln oder ungenügend ver dickter Schaufeln.
Die bei Wasserturbinen an sich bekann ten stark verdickten Schaufelköpfe dienen hier noch zu dem besonderen Zwecke, um .das hochgesteigerte, bei den älteren Bauarten auf zwei oder drei Turbinenkränze verteilte Dreh moment, insbesondere beim Anfahren in Ily- drauliseh und vom Festigkeitsstandpunkt günetiger Weise, vorzugsweise durch einen einzigen Turbinenkranz, genügend betriebs- sicher zu schaffen.
Die Erfindung beruht noch auf der fol genden wichtigen Erkenntnis. Man hat ge- legentlich schon bei den alten Fourneyron- turbinen (Austrittsradius grösser als Ein trittsradius) beobachtet, :dass die Momenten- Charakteristik gegen den Festbremspunkt hin etwas nach :oben gekrümmt ausfiel. Diese in Flüsse eingebauten Turbinen arbeiten aber unter andern hydraulischen Bedingungen als die vorliegenden Getriebe.
Bei einer Dreh zahlverstellung zwischen Normal und Null bleibt nämlich :das Gefälle des Flusses kon stant. Beim in sich geschlossenen Turbo getriebe .dagegen ändert sich nicht nur das Gefälle für die Turbine erheblich, sondern auch die Wassermenge, weil nämlich in dem kurzgeschlossenen Kreislauf sofort eine Rückwirkung auf die Pumpe eintritt, die keine konstante Förderhöhe, sondern eine mit .der Wassermenge sehr stark veränderliche, aus .der Q-H-Charakteristik bekannte Förder- höhe liefert.
Die Wassermenge stellt sich aber so ein, dass die Gesamtwidemtän:de in Pumpe, Turbine und Leitvorrichtung (Rei bungen, 'Stösse und nützlich heruntergearbei- tete Gefälle) bestritten werden.
Die Erkenntnis, @dass die besondere An wendung kleinerer Eintritts-, grösserer oder höchstens gleicher Turbinenaustrittsradien unter -den eigenartig verschlungenen Strö- munb bedingungen der vorliegenden Getriebe überraschend hohe Momentsteigerungen ent scheidend mitbedingt, stellt einen wesent lichen Fortschritt der Getriebetechnik dar, insbesondere weil dadurch mit dem Vorurteil aufgeräumt wird, dass die an sich für :
den Scheitelwirkungsgrad günstige Francis-Tur- bine mit grösserem Eintritts- und kleinerem Austrittsradius auch für die selbsttätige Z:ug- kraftsteigerung beim Anfahren überlegen sei.
Besonders zweckmässig ist :es nun, .den oder die Iteitschaufelkränze in Gebiete mög lichst grosser Radien zu legen und den ver bleibenden Rücklaufkanal zur Pumpe als schaufellosen Raum auszuführen. Der Leit- apparat hat dem Wasser einen bestimmten Drall<I>c" . r</I> (Umfangskomponente mal Radius) zu erteilen.
Wird insbesondere die Austritts kante des Leitapparates auf grosses r gelegt, so kann c" und damit die ganze Strömungs- geschwindigkeit c und der dem c2 propor tionale Reibungsverlust erheblich .verringert werden, @da .die glatten Seitenwände :des fol genden schaufellosen Raumes poliert werden können und :daher geringste Reibungsverluste für :das nach innen anwachsende c" bedingen.
Fig. 2 stellt eines der üblichen Turbinen dreiecke dar, wobei erfindungsgemäss bei einem Turbinenschaufelkranz,dessen Ein trittsradius kleiner oder höchstens gleich dem Austrittsradius ist, die UmfangegescUwindig- keit u und die Relativgeschwindigkeit <I>w</I> am Kanalaustritt bei der Scheiteldrehzahl von gleicherGrössenondnungisind. Die Abweichun gen der Umfangsgeschwindigkeit w und der Relativgeschwin.digk-eit w am Kanalaustritt können hierbei :
etwa bis zu 15 % betragen. Bei Festbremsung erhöht sich w beträcht lich. Als .Schaufelwinkel sst. ergeben sich :dann Winkel < 35 , während bei grösseren Winkeln sich ungünstige Verhältnisse ulw (nämlich zu kleine ib im Vergleich zu w) er geben würden. Die Schaufels kann beispiels weise die .dargestellte abgerundete, bei Dampfturbinen, Propellern, Pumpen und Wasserturbinen an sich bekannte Form be sitzen, sie kann aber auch in geeigneter Weise zugespitzt sein, jedenfalls aber muss sie stark verdickte Eintrittsenden besitzen.
Gemäss Fig. 3, :die ein Beispiel des Er findungsgegenstandes betrifft, sitzt auf -der Primärwelle 1 das Pumpenrad 2, welches das Wasser unmittelbar in .den Turbinenschaufel kranz 3 ausgiesst, der :durch die Scheibe 8 mit .der Sekundärwelle 9 gekuppelt ist: Darauf strömt .das Wasser :durch :den auf grösstem Radius angeordneten Leits.chaufelkranz 4 ,des feststehenden Gehäuses 7 und dann zurück zur Pumpe durch den schaufellosen Raum 6. Mit dieser einfachen Anordnung sind beson ders gute Moment-Charakteristiken ähnlich Linie II in Fig. 1 erzielt worden.
Der Leitschaufelkranz 4 kann auch -durch .den Kranz 4' ersetzt sein. Es erbeben sich .dadurch einfachere .Schaufelformen für :den Leitschaufelkranz. Ferner lässt sich in einem solchen Falle gewünschtenfalls eine Axial- verschiebung des Leitschaufelkranzes leichter durchführen.
Während Fig. 3 eine allereinfachste Aus führungsform des Erfindungsgegenstan.d:es schematisch darstellt, ist in Fig. 4 ein ver bessertes Getriebe gezeichnet.
Diese .dienen hauptsächlich dazu, den Durchschnittswirkungsgmad für einen mög- lirbst weiten Bereich der Turbinendrehzahl n zu erhöhen.
Die erste, vom Erfinder schon früher angegebene Massnahme hierfür besteht :darin, dass der Kreislauf :des in Fig. <B>3</B> dar gestellten reinen Momentwandlers .durch ge eignete Untätigmachung des oder der Leit- schaufelkränze in einen praktisch leitappa- ratelosen Kupplungskreislauf verwandelt wird.
Das Mittel hierzu besteht darin, :den Leit- apparat in geeigneter Weise zu bewegen. Dies kann erstens dadurch geschehen, dass man ihn in an sich bekannter Weise frei rotieren lässt, zweitens dadurch, .dass man ihn aus -dem Kreislauf durch axiales Verschieben entfernt und durch einen schaufellosen Raum oder durch einen Kanal ersetzt, welcher nur Stützschaufeln ohne nennenswerte Drallände- rung enthält. Endlich können die beiden letztgenannten Massnahmen vereinigt ausge führt werden.
Beim Getriebe nach Fig. 4 haben die Teile 1, 2, 3, 9 die frühere Bedeutung, je doch besitzt der Leitapparat zwei verschie dene Kränze 4a und 4b, welche zusammen gekuppelt an -der:Scheibe 11 sitzen, deren Nahe 14 auf der festen Büchse 13 gleitet, durch welche die Primärwelle 1 hindurchgeht. Die Teile 13 und 14 sind in vom Erfinder früher angegebener Weise so miteinander verbunden, @dass 14 auf 13 eine Axialschiebung, jedoch keine Drehung ausführen kann.
Dagegen kann Büchse 14 auf bezw. zusammen mit der Primärwelle 1 nach 'Wunsch, rotieren oder durch die Bremsscheibe 16 durch eine geeig nete, nicht bezeichnete Bremsvorrichtung gegen Drehung festgehalten werden.
Der Zweck dieser Einrichtung besteht zum Beispiel darin, bei kleinen Fahrge schwindigkeiten (Anfahren) zur Erzeugung höchster Zugkräfte und Wirkungsgrade den Leitscbaufelkranz 4a einzuschalten, bei hoher Fahrgeschwindigkeit dagegen den Kranz 4b, der eine entsprechend angepasste Sehaufelung besitzt. Bei höchsten Fahrge schwindigkeiten können dann beispielsweise die Leitapparatkränze überhaupt durch Lö sung der Festbremsung bei 16 losgelassen und das Getriebe dadurch in eine weiche Kupp lung verwandelt werden.
Die letztere kann endlich bei höchster Geschwindigkeit durch Einschaltung einer geeigneten Festkupplung nach dem Reibungs- oder Zahnprinzip durch starre Kupplung ersetzt und der Wirkungs grad 71 gemäss Fig. 5 auf nahezu 100% ge bracht werden, so dass auf engstem Raum alle heute verfügbaren Mittel zur Steigerung von Zugkraft und Wirkungsgrad vereinigt sind.
Die Festkupplung kann im innern Kern des Kreislaufes oder im Innern des Getriebe gehäuses oder ausserhalb desselben angeordnet sein.
Nach Fix. 4 ist sie gemäss dem zweiten Fall und als Zahnkupplung ausgeführt. Am Primärteil 1, 2 sitzen die Zähne 18, am Se kundär- und zugleich axial beweglichen Kupplungsteil 20 sitzen die Zähne 19. Der Teil 20 ist beispielsweise als Kolben ausge führt, der sich in dem zylindrischen Ansatz 25 .des Gehäuses 5 axial verschieben und durch eine Druckquelle, zum Beispiel durch Überdruck oder Unterdruck von Wasser, Öl, Drizekluft oder .dergleichen bezw. automatisch durch den Druck im Getriebe selbst sich be einflussen lässt, .derart,
dass 18 und 19 und damit 1 und 9 direkt gekuppelt werden kön nen. Die Rückführung dieses Kupplungs gliedes kann entweder durch eine Zugfeder <B>2)</B> oder selbst wieder durch Flüssigkeits- 22 über- oder -unterdruck erfolgen. Die Dre hung von Kolben 22 gegenüber Zylinder 25 wird durch geeignete Lappen 23 an 20 und 25 verhindert.
Innerhalb der Scheibe 11 des Leitappa- raten kann die mit der Hülse 13 starr gekup- pelte Scheibe 10 angebracht werden, um .die Reibungsverluste im hydraulischen Kupp- lungsgang namentlich dann einzuschränken, wenn nur ein einziger Leitapparatkranz vor handen ist, der axial nach rechts verschoben ist, wie in Fig. 6 dargestellt.
In Fig. 6 ist ein Getriebe dargestellt, bei welchem einerseits der Leitapparate-kranz 4a auf einer feststehenden Axialbuehse nach rechts. aus .dem Kreislauf heraus entfernt wer den kann, während anderseits eine Einschei benkupplung im Innern des Kreislaufkernes die direkte Kupplung besorgt. Zu .diesem Zweck ist beispielsweise am Pumpenrad 2 .die elastische Scheibe 2 7 befestigt, gegen welche vom Sekundärläufer 5 aus .die Kupp lungsringe 28, 29, zum Beispiel durch hy- Üraulisehen Druck gepresst werden können.
Dieselben bilden eine Art von Ringkolben innerhalb einer geeigneten Kammer des Se kundärteils 5 und sind in geeigneter Weise in ihren Axialgleitstellen zum Beispiel .durch Kolbenringe abgedichtet und in bekannter Weise gegen. .Drehung gesichert. Die Gleit- ringe der Kupplung können durch Feder druck oder durch hydraulischen Druck zu rückgezogen werden.
Die hydraulischen Mit tel hierfür sind in früheren Patenten des Er finders beschrieben und sollen hier .deshalb nicht näher dargelegt werden.
In Fig. 7 ist schematisch ein Getriebe dar gestellt, bei welchem die Festkupplung zwi schen der Primärwelle 1 und der Sekundär welle 9 ausserhalb des hydraulischen Ge triebegehäuses 5, nämlich bei 30 auf der Seite .der :Sekundärwelle 9 angeordnet ist. Dies gewährt eine besonders gute Zugängigkeit ,der Einzelteile dieser Festkupplung, gleich gültig, ob .diese als Reibungs- oder als Zahn kupplung ausgeführt ist.
Die Kupplung 30 kann hierbei wiederum wie in Fix. 4 so auf gebaut sein, dass ein Kupplungsteil auf der Sekundärwelle 9 befestigt ist, während der andere Kupplungsteil auf dem Ende der Primärwelle 1 sitzt, die zu diesem Zwecke durch das Getriebe 5 hindurchgeführt ist und in der Sekundärwelle 9 abgestützt sein kann.
Selbstverständlich kann 30 auch eine hy draulische Strömungskupplung nach dem Turboprinzip darstellen, wobei der besondere Vorteil entsteht, dass - .dieselbe hydraulisch vollkommen unabhängig vom Momentwand- ler 5 gebaut werden kann, also mit gering stem Schlupf und demgemäss höchstem Wir kungsgrad. Dies gibt zugleich den Vorteil einer dauernd hochelastischen Übertragung durch rein hydraulische Zwischenglieder.
Bei Erläuterung .der Fig. 4 wurde zur weiteren Steigerung der Anfahrzugkräfte und zugleich der Wirkungsgrade das Mittel angegeben, die Leitapparate doppelt oder mehrfach auszuführen und für sich in den selben, sonst urigeänderten Kreislauf je nach der gewünschten Gangart axial einzuschie ben.
Von früheren Konstruktionen des glei chen Erfinders unterscheidet sich diese Mass nahmedadurch, dass früher mit dem Ver schieben des Leitapparates (bei gleichem Drehsinn) zugleich ein Übergang auf einen neuen, vorher untätig gewesenen Zweig .des Kreislaufes verbunden war, während jetzt derselbe uriverzweigte Kreislauf in Benut zung bleibt.
Diese Massnahme kann nun noch weiter dahin verbessert werden, dass nicht nur ein neuer Leitapparatkranz, sondern zugleich auch ein neuer Turbinenschaufelkranz in ge eigneter Weise, zum Beispiel gleichfalls durch Agialschiebung, eingeschaltet wird. Es entspricht dann jedem einzelnen Leit- apparatekranz ein der betreffenden Gang art angepasster Turbinenschaufelkranz. Diese kombinierte Massnahme gewährt höchste Wir kungsgrade im Sinne der Fig. 5.
In manchen Fällen entsteht dabei jedoch der Nachteil, dass der mechanische Zusam menhang zwischen Gehäuse und Kern .des Kreislaufes oder andern entsprechenden Tei len verloren wird, so @dass besondere Stütz schaufeln, welche den .Drall im wesentlichen unverändert lassen, angewendet werden müs sen, um diesen Zusammenhang herzustellen.
Dieser an sieh nicht erhebliche Nachteil kann nun durch eine weitere Massnahme über wunden werden, indem nämlich die Leit schaufeln des Leitapparates und/oder die Schaufeln der Turbine in einen Einlauf- und einen Auslaufteil zerlegt werden, von denen .der letztere ständig benutzt wird und gleichzeitig zur Verbindung von Aussenwand und Innenkern des Kreislaufes dient, wäh rend der wirkungslos steuerbare Einlaufteil, so gestaltet wird, dass er .dem nur für höhere und mittlere Geschwindigkeiten geeigneten Auslaufteil zu einer Art Hakenschaufel er gänzt,
welche wiederum für kleinere .Ge- schwindigkeiten und insbesondere für,die Er zeugung höchster Anfahrzugkräfte best geeignet ist.
Hierdurch werden gewisser- massen die in früheren Patenten des Erfinders dargestellten zwei- oder mehrfach verzweig ten Kreisläufe für Wechselgetriebe in einen einzigen Kreislauf zusammengelegt und da durch eine wesentliche Vereinfachung und Verbesserung erzielt, zumal sich gezeigt hat, dass die Pumpe schon in sich hydraulisch für beide Gangarten günstige Eigenschaften ver körpern kann.
Fig. 8 stellt derartige, aus einem Einlauf teil 36 und einem Auslaufteil 31 bestehenden Sonderschaufeln dar, welche sowohl für die Veränderung der Leitapparate wie für die der Turbinenläufer verwendet werden kön nen. 31 hat zum Beispiel die typische Form der Überdruckschaufeln entsprechend höherer und mittlerer Geschwindigkeit der Turbine, während die Vereinigung von 36 und 31 eine günstige Gleichdruck - Turbinenschaufelung ergibt.
37 sind sogenannte Spaltschaufeln, welche hinter die verdickten Köpfe der stän dig tätigen Hauptschaufeln 31 greifen und mit diesen spaltflügelartige Hilfskanäle bil den. Die Spaltschaufeln 37 können .durch entsprechende .Steuerglieder axial ein- und heraus.geschoben werden und entweder .die Aufgabe der Vors.chaufeln 36 übernehmen oder gemäss der Fix. 8 die Wirkung dieser unterstützen.
Als weitaus bestes Mittel zur Herstel lung einer solchen Universalschaufelung eig net sich wieder das vom Erfinder in seinen Urpatenten angegebene Mittel der Axialver- schiebung des Einlaufteils bezw. des die Schaufeln 36 enthaltenden Ergänzungskran zes.
Diese Einrichtung ist in Fig. 9 darge stellt, wo zum Beispiel 31" :den dauernd be nutzten Kranz .des Leitapparates bedeutet, während 36" der Ergänzungsteil ist, der in die mit der festen Leitvorrichtung verbun dene Kammer 32 verschwinden kann. Die Bewegung erfolgt zum Beisspiel in bekannter Weise mit Hilfe des hydraulischen Druckes im Getriebe selb>t. Sie ist bekannt und soll daher hier nicht näher erläutert werden. Der Ergänzungsluanz 36" liegt selbstverständlich im Strömungssinn vor dem .dauernd benutz ten Auslaufkranz 31", also hier zum Beispiel auf grösserem Radius als 31".
Genau entsprechend kann nun zur Er zeugung der höchsten Anfahrzugkräfte und \Virlz-ungsg@rade auch ein Turbinen-Auslauf- kranz 31' mit .dem Gehäuse 5 und dem Kern 33 fest verbunden sein, während der Zusatz kranz 36' in die Kammer 34 des Sekundär läufers bei mittleren und höheren Fahrt stufen verschwinden kann. Die Verstellung kann zum Beispiel in der vom Erfinder frü her angegebenen Weise sogar automatisch er folgen. Die Aufnahmekammern 32 und 34 können je nach Wunsch im innern des Ker nes (s. Kammer 34) oder ausserhalb des Kreis laufes (vergl. Kammer 32) liegen.
In Fig. 9 ist ferner noch schematisch an gedeutet, wie die als Reibungs- oder Zahn kupplung ausgebildete Vorrichtung 35 zwi schen Primärwelle 1 und Sekundärwelle 9 innerhalb des Pumpenrades 2 angebracht sein kann. Auch bei geteilten Leitradkränzen 36", 31" kann natürlich in ähnlicher Weise wie bei Fig. 4 und 6 ausser der Axialbewegung des Ergänzungskranzes 36" noch ein Frei laufenlassen beider Leitkränze durchgeführt werden,
so dass die ständig tätigen Leitschau- feln und die Vorschaufeln wahlweise ent weder einzeln für sich oder zusammen frei umlaufen gelassen :oder festgebremst wer den können.
Die nur bei kleineren Turbinendrehzahlen in Tätigkeit gesetzten Vorschaufeln können auch an einer von den Hauptschaufeln voll kommen getrennten Stelle liegen. Zum Bei spiel könnte in Fig. 4 :der Turbinenkranz 3 beweglich eingerichtet werden und als Vor achaufelkranz Verwendung finden, während am äussern Scheitel der Axialturbinenkranz 3a als Hauptsehaufelkranz ständig benutzt wird. In ähnlicher Weise kann auch der Vor kranz eines Leitapparates von seinem Haupt kranz räumlich erheblich durch einen schau fellosen Kanal getrennt sein.
Diese Trennung kann auch hydraulische Vorteile bieten, um ungeordnete Strömungen, wie .sie bei Stoss gang vielfach auftreten, möglichst frühzeitig stromauf oder stromab zu ordnen und da- :dureh Zugkraft und Wirkungsgrad zu stei gern. Auch lässt sich vielfach eine erheb lich bessere Raumausnutzung .des Kreislau fes erzielen und die Reynolds'sche Kennziffer .der Schaufelkanäle erheblich vermehren, was auf die Reibungsverluste günstig wirkt.
In besonderen Fällen können die Vor schaufeln gegebenenfalls mit :doppelter oder :dreifacher Schaufelzahl des Hauptkranzes ausgeführt sein, um die Stossverluste bei be sonders langsamer Gangart, das heisst klei nem n, weitgehend zu verringern und .da durch die Anfahrzugkräfte besonders stark zu steigern.
In den Figuren sind :Getriebe mit Tur binen nach dem Zentizfugalsystem mit klei nem Eintritts- und grösserem Austrittsradius :dargestellt. Dies ergibt die an sich günstig sten Resultate in bezug auf Momentstei gerung. Jedoch können :der Eintritts- und :der Austrittsradius in geeigneten Sonder fällen auch ungefähr gleich gemacht werden, ohne dass diejenigen Verschlechterungen :der Zugkraftsteigerungeintreten, welche :den von aussen nach innen beaufschlagten Francis- Turbinen zu eigen sind.
Selbstverständlich können statt der dar gestellten einstufigen Turbinen auch zwei und mehrstufige Turbinen im Sinne der Er findung angewendet werden. Zum Beispiel können auf der gleichen (etwa linken) .Seite des Kreislaufes zwei Zentrifugalturbinen- schaufelkränze (Fourneyron) mit zwisehen- gesehaltetem Leitapparatekranz ausgeführt werden, wobei entweder der ganze übrige Kreislauf schaufelfrei gestaltet,
oder nur nahe seinem äussern Umfang mit einem zweiten Leitapparatekranz ausgerüstet wird, oder es kann ein Zentrifugalturbinenkranz ähnlich 3 der Fig. 3 mit einem Axialtur- binenkranz am Scheitel unter Zwischenschal tung eines geeigneten Leitkranzes kombiniert werden.
Eine weitere wichtige Verbesserung ge genüber .den bisherigen Turbinengetrieben besteht darin, dass am Eintritt der Pumpe ein Vordrall enl . r, von 25 bis 50 % des Aus- trittsdralles % . r2 durch geeignete Gestal- tunc der Schaufelung des vorhergehenden Kranzes (Leitkranzes oder Turbinenkranzes) herbestellt werden kann.
Diese Erkenntnis hat sich als besonders günstig erwiesen, um eine möglichst einfache Schaufelung für die Pumpe zu erzielen. Ja man kann sogar so weit gehen, dass der relative Eintrittsdrall w"1 <I>.</I> r.- zu Null -wird, so dass auch w", (die Umfangskomponente .der relativen Eintritts geschwin.digkeit) zu Null wird, .das heisst .die Pumpenschaufel unter ungefähr rechtem Winkel gegen den Umfang des Pumpenrades steht (Fig. 10, rechter Winkel R).
Man kann infolgedessen zylindrische Pumpenschaufeln verwenden, dass heisst Schaufeln, deren Er zeugende parallel zur Achse des Pumpenrades liegen. Dies bedeutet einen wichtigen Fort schritt in bezug auf Verbilligung derartiger Getriebe, weil zylindrische Schaufeln nicht nur im Guss oder in der sonstigen Herstellung billiger sind, sondern vor allem auch viel leichter zu bearbeiten und zu polieren sind.
Selbstverständlich -braucht die genannte Vorschrift relativ senkrechten Eintritts nicht mathematisch strengdurchgeführt zu wer den, es genügt schon, wenn durch hinreichend grossen Vordrall ein entsprechend steiler Ein- trittswinkel erzielt wird.
Ein weiterer Vorteil der genannten Mass nahme besteht darin, dass die sonst meistens bei den Pumpen unumgängliche relative Ver zögerung .der relativen Eintrittsgeschwindig- keit w, auf einen wesentlich kleineren Betrag vermindert, ja in die wesentlich günstigere Relativbeschleunigung (w2 <I>></I> w,) verwandelt werden kann. Verzögerung in Turbinen kanälen ist bekanntlich in jedem Falle un günstig, in besonderem Masse jedoch Relativ verzögerung in Pumpen- oder Turbinenlauf rädern.
Bemerkenswert ist dabei, .dass der einzige Konstrukteur, der bisher mit lauter festen, das heisst nicht irgendwie Tegulier- baTen Turbinenschaufelungen, ,die stark nach oben gekrümmte Momentlinien II der Fig. 1 erzielt hat, nämlich Lysholm-Ljungström, in seinen Patenten empfiehlt, vor der Pumpe keinen Vordrall zuzulassen, sondern die Um fangskomponente der .Strömung, durch die vorhergehenden Laufräder möglichst voll ständig bis auf Null zu entziehen,
.damit näm lich,der angebliche Austrittsverlust aus dem letzten Turbinenkranz, der in Wahrheit beim Transformator überhaupt nicht existiert, möglichst gering werde. Die erwähnten Mass nahmen bedeuten daher eine Richtigstellung dieser aus einem grundlegenden Irrtum ent stehenden Anschauungen.
Ein weiterer Vorteil der in den Fig. 4 bis 9 angegebenen Getriebe besteht darin, .dass man auf Wunsch mittelst derselben eine zusätzliche Bremswirkung erzielen kann. Be sonders ist .diese Wirkung erwünscht, wenn man längere Talfahrten vornehmen will, oder vor einem unvorhergesehenen Hindernis steht, so dass eine Bremswirkung mit allen .Mitteln notwendig wird. Nach dem Anfahren wird man in der Regel das Turbogetriebe als Kupplung benutzen, oder mit einer in direkten mechanischen Kupplung fahren,
so .dass es nach -dem oben .dargelegten notwendig ist, .den Leitapparat im Kreislauf entweder durch Mitlaufenlassen oder durch Heraus schieben aus dem Kreislauf untätig zu machen.
Will man nun bei einer solchen Gangart die Sekundärwelle abbremsen, so schaltet man den Leitapparat wieder ein, indem man ihn festhält, oder ihn wieder in .den Kreislauf hinein schiebt. In .derselben Weise, wie frü her beim Anfahren durch das Turbogetriebe eine starke Momentsteigerung erzielt wurde, wird nunmehr durch das Einschalten des Leitapparates, also durch den Übergang von der Kupplung auf Momentwandler, eine starke Bremswirkung im Sekundärteil erzielt.
Diese Bremswirkung kann dadurch noch er höht werden, -dass im Kreislauf irgendwelche passenden Drosselstellen zusätzlich in Tätig keit gesetzt werden. Eine besonders starke Bremswirkung erreicht man, indem man die Primärwelle mittelst einer auf diese wirken den Bremseinrichtung abbremst. In beiden Fällen wirkt das Turbogetriebe als Wasser bremse.
Fluid turbo transmission for increased automatic torque increase. In liquid turbo transmissions, which consist of pumps, turbines and idlers, the secondary or turbine speed n according to FIG. 1 can vary within wide limits depending on the resistance to be overcome. If the pump speed is kept constant, at a certain turbine torque Mn, the so-called normal torque, the most favorable efficiency 17 "is achieved at normal speed.
If the turbine speed is reduced until the turbine starts up or the brakes are locked (n = 0), the turbine torque M automatically increases by an amount that depends on the number, the radii and the amount of turbines on the turbine wheels and diffusers, as well as the type of pump depends (left branches of the M curves).
Conversely, a rising turbine speed corresponds to a decrease in the torques according to the right branches of the M curves. At the so-called "idle speed" ray, the torque drops to zero.
If the transmission, for example in a motor vehicle, has to overcome different tractive forces in sequence, i.e. also torques M, the turbine speed and driving speed are fully automatically and continuously adjusted to the attainable amount ("automatic torque increase") , similar to the series solenoid motor in electrical engineering.
Earlier gearboxes of the patent holder were built for ships and only with a maximum efficiency of 17.1, since a torque increase when starting up was unnecessary and pointless. This resulted in an approximately straight torque characteristic I (FIG. 1), whose starting torque (n = 0) was approximately twice the amount of the normal torque Mn and whose idling speed nL approx. reached twice the normal speed of the turbine.
The associated efficiency was roughly based on the parabola. Later, when using land vehicles, hoists, etc., the desire arose to increase the pulling force as much as possible by taking appropriate consideration of the hydraulic design. To assess the ideal torques achievable with any lossless transmission BEZW. - tensile forces is in Fig. 1 .the so-called "ideal tensile force or torque hyperbola" M; Dashed a worn, which touches the mentioned moments line I .the marine gear at normal speed.
This hyperbola would correspond to the horizontal 771-L, likewise dashed, with never constant efficiency. When starting up, an infinitely large tractive force would be achieved, from which it can be concluded that every technical gearbox must have an efficiency of #i = 0 when starting up.
The present invention has as its object, for land vehicles, hoists and the like, as favorable as possible between the curve I and the ideal hyperbola M; lying moments or Realizing traction line with considerably simpler means than before. Then the most complete possible course of the degree of efficiency, lying between the parabolic line and the dashed line and the i7; line, results.
The related state of the art is characterized by the following fact: The first version of the transmission with two turbine stages achieved, as mentioned, the straight-line torque curve according to line I.
In the original patents of the inventor (1905), among other things, the use of turbines only acted upon from the outside to the inside (Francis type) and the use of three to five turbine stages are recommended, in later patents the combination of two or three turbine circuits with the same direction of rotation .
The Riessler gearbox has only reached moment line III, which is below the straight line I and curved downwards, in hydraulic gear with a two-stage turbine and alternately brakable or freewheeling the diffuser.
Ljungström considers the application of an infinite number of turbines stages respectively to achieve an upwardly curved torque line according to II. However, at least three stages with radial blading (including two Francis turbines) and the use of particularly steep exit angles are necessary.
He is also of the opinion that a complete removal of the tangential components c "of the absolute flow velocity before the withdrawal of the water into the pump is necessary (so-called,; vertical entry").
Coats considers the use of a guide device necessary, which consists of a guide vane ring with fixed blades and five guide vane rings with rotating blades. According to Francis, the turbine is designed with a large inlet and a small outlet radius (that is, the mean distance between the inlet and outlet surfaces and the axis of rotation.
According to the current state of the art, an increase in traction between the straight line I and the ideal hyperbola 1V21 could only be achieved with unusually intricate designs.
In contrast, the patent proprietor has established, first through many years of theoretical calculations and then through tests, that similar increases in tractive force, as according to line II of FIG. 1, .that previously only with three turbine stages or with one with fixed and five with rotatable, blade-equipped guide rings have been achieved, possibly with a single turbine stage in a circuit in which only three blade rings with fixed blades are connected,
in other words, with a fraction of the funds previously required.
This effect, which is completely unexpected according to the previous state of the art, and indeed diametrically opposed to the views of other experts, is now according to the invention. Mainly achieved through the combination of three specific features: a) It: Only turbine wreaths may be arranged in the circuit, the inlet radius of which is smaller than the outlet radius or approximately the same (i.e. no Francis turbines).
b) The blades of the turbine rings are placed at the exit at such flat angles against the circumference that the relative exit speed corresponds to the local circumferential speed at the apex speed in the order of magnitude.
e) The blades of the turbine must be heavily thickened at the inlet.
Each of these features is known for itself, but in different combinations, and consequently with an inferior increase in momentum, while only the totality of the same results in the surprising progress revealed here.
The usual addition of centripetal turbines of the Francis type (inlet radius larger than outlet radius) to: the pump, which works here with a strongly variable delivery head (and water volume), for example, noticeably worsens the torque increase of any turbines according to feature a or b -I- c.
The often shown and recently particularly recommended steep blade angle can achieve the intended effect, especially in motor vehicles, just as little as the use of thin sheet metal blades or insufficiently thick blades.
The heavily thickened blade heads, which are known per se in water turbines, are used here for the special purpose of preferably increasing the torque, which is distributed over two or three turbine rings in the older designs, especially when starting up in Ilydrauliseh and from a strength point of view with a single turbine ring to create sufficient operational reliability.
The invention is still based on the following important finding. Occasionally it has already been observed with the old Fourneyron turbines (exit radius larger than entry radius) that: the torque characteristic turned out to be curved upwards towards the locking point. These turbines built into rivers, however, work under different hydraulic conditions than the present transmissions.
When the speed is adjusted between normal and zero, the following remains: the gradient of the river is constant. With the self-contained turbo transmission, on the other hand, not only does the gradient for the turbine change considerably, but also the amount of water, because in the short-circuited circuit there is an immediate reaction on the pump that does not have a constant delivery head, but one with the water amount delivers highly variable delivery head known from the QH characteristics.
The amount of water is adjusted in such a way that the overall resistance in the pump, turbine and guide device (friction, bumps and usefully worked down gradients) are contested.
The realization that the special application of smaller inlet, larger or at most the same turbine outlet radii under the peculiarly tortuous flow conditions of the present gears is a decisive factor in surprisingly high torque increases, represents a significant advance in gearing technology, in particular because it leads to the prejudice is cleared up that the per se for:
Francis turbine, which is favorable for the peak efficiency and has a larger inlet and smaller outlet radius, is also superior for the automatic Z: ug force increase when starting up.
It is particularly expedient: it is now to place the Iteit blade rings in areas with the largest possible radii and to design the remaining return duct to the pump as a space without blades. The guide device has to give the water a certain twist <I> c ". R </I> (circumferential component times radius).
If, in particular, the outlet edge of the diffuser is set to a large r, then c "and thus the entire flow velocity c and the friction loss proportional to c2 can be considerably reduced, since the smooth side walls of the following vane-less space can be polished can and: therefore cause the lowest friction losses for: the inwardly growing c ".
Fig. 2 shows one of the usual turbine triangles, whereby according to the invention with a turbine blade ring whose entrance radius is less than or at most equal to the exit radius, the circumferential speed u and the relative speed <I> w </I> at the duct outlet at the peak speed of of the same size. The deviations in the circumferential speed w and the relative speed w at the duct outlet can be:
be about up to 15%. When the brakes are locked, w increases considerably. As .blade angle sst. the result is: then angles <35, while at larger angles there would be unfavorable conditions ulw (namely too small ib compared to w). The blade can, for example, have the rounded shape shown, which is known per se in steam turbines, propellers, pumps and water turbines, but it can also be pointed in a suitable manner, but in any case it must have strongly thickened inlet ends.
According to Fig. 3: which relates to an example of the subject matter of the invention, the pump wheel 2 sits on the primary shaft 1, which pours the water directly into the turbine blade ring 3, which is coupled to the secondary shaft 9 through the disk 8: The water then flows through: the guide vane ring 4 arranged on the largest radius, the stationary housing 7 and then back to the pump through the vane-less space 6. With this simple arrangement, particularly good torque characteristics similar to line II in Fig. 1 has been achieved.
The guide vane ring 4 can also be replaced by the ring 4 '. The result is simpler .vane shapes for: the guide vane ring. Furthermore, in such a case, an axial displacement of the guide vane ring can be carried out more easily, if desired.
While Fig. 3 is a very simplest embodiment of the invention from the invention: it shows schematically, an improved transmission is drawn in Fig. 4.
These mainly serve to increase the average degree of efficiency for as wide a range of turbine speed n as possible.
The first measure for this, already indicated earlier by the inventor, consists in the fact that the circuit: of the pure torque converter shown in FIG. 3 is converted into a practically guide device by appropriately rendering the guide vane ring (s) inactive. clueless clutch circuit is transformed.
The means to do this are to: move the control apparatus in a suitable manner. This can be done firstly by allowing it to rotate freely in a manner known per se, secondly by removing it from the circuit by moving it axially and replacing it with a vane-less space or with a channel that only has support vanes without any significant swirl - contains. Finally, the last two measures can be combined.
In the transmission of Fig. 4, the parts 1, 2, 3, 9 have the earlier meaning, but the diffuser has two different wreaths 4a and 4b, which are coupled together to -der: disk 11, the vicinity 14 on the fixed Sleeve 13 slides through which the primary shaft 1 passes. The parts 13 and 14 are connected to one another in the manner previously indicated by the inventor in such a way that 14 can move axially on 13, but not rotate.
In contrast, sleeve 14 can bezw. together with the primary shaft 1 as desired, rotate or be held against rotation by the brake disc 16 by a suitable, not designated braking device.
The purpose of this device is, for example, to switch on the guide vane ring 4a at low driving speeds (start-up) to generate the highest tractive forces and efficiency, while at high driving speeds, on the other hand, the ring 4b, which has a correspondingly adapted sawing. At the highest Fahrge speeds, for example, the guide vane rings can be released at all by releasing the brake application at 16 and the transmission can be transformed into a soft clutch.
The latter can finally be replaced at the highest speed by engaging a suitable fixed clutch according to the friction or tooth principle by a rigid clutch and the degree of efficiency 71 according to FIG. 5 can be brought to almost 100%, so that all means available today to increase in a confined space of traction and efficiency are combined.
The fixed coupling can be arranged in the inner core of the circuit or in the interior of the transmission housing or outside the same.
After fix. 4 it is designed according to the second case and as a tooth coupling. The teeth 18 sit on the primary part 1, 2, the teeth 19 sit on the secondary and at the same time axially movable coupling part 20. The part 20 is, for example, a piston that moves axially in the cylindrical projection 25 of the housing 5 and through a pressure source, for example by overpressure or underpressure from water, oil, Drizekluft or the like or. can be automatically influenced by the pressure in the gearbox itself,.
that 18 and 19 and thus 1 and 9 can be coupled directly. The return of this coupling member can be done either by a tension spring <B> 2) </B> or even again by means of overpressure or underpressure. The Dre hung of piston 22 with respect to cylinder 25 is prevented by suitable tabs 23 on 20 and 25.
The disk 10, rigidly coupled to the sleeve 13, can be fitted inside the disk 11 of the guide apparatus in order to limit the friction losses in the hydraulic clutch gear, especially when there is only one guide apparatus ring, which is axially shifted to the right is as shown in FIG.
In Fig. 6 a transmission is shown in which, on the one hand, the guide vane ring 4a on a fixed axial bushing to the right. from .dem circuit who can be removed, while on the other hand a single-disk coupling inside the circuit core provides the direct coupling. For this purpose, for example, the elastic washer 27 is attached to the pump wheel 2. The coupling rings 28, 29 can be pressed against it by the secondary rotor 5, for example by hydraulic pressure.
The same form a type of annular piston within a suitable chamber of the secondary part 5 and are sealed in a suitable manner in their axial sliding points, for example by piston rings, and in a known manner against. .Rotation secured. The sliding rings of the coupling can be pulled back by spring pressure or by hydraulic pressure.
The hydraulic means for this are described in previous patents of the He finder and are therefore not presented here.
In Fig. 7, a transmission is shown schematically, in which the fixed coupling between tween the primary shaft 1 and the secondary shaft 9 outside of the hydraulic Ge transmission housing 5, namely at 30 on the side .der: secondary shaft 9 is arranged. This ensures particularly good accessibility to the individual parts of this fixed coupling, regardless of whether this is designed as a friction or toothed coupling.
The coupling 30 can again as in Fix. 4 be built so that one coupling part is attached to the secondary shaft 9, while the other coupling part sits on the end of the primary shaft 1, which for this purpose is passed through the transmission 5 and can be supported in the secondary shaft 9.
Of course, 30 can also represent a hydraulic fluid coupling based on the turbo principle, with the particular advantage that it can be built hydraulically completely independently of the torque converter 5, i.e. with the lowest possible slip and, accordingly, the highest efficiency. This also gives the advantage of a permanently highly elastic transmission through purely hydraulic intermediate links.
In the explanation of Fig. 4, to further increase the starting tractive forces and at the same time the degree of efficiency, the means were specified to double or multiply the guide apparatuses and to insert them axially into the same otherwise original circuit depending on the desired gait.
This measure differs from earlier designs by the same inventor in that earlier, when the diffuser was moved (with the same direction of rotation), a transition to a new, previously inactive branch of the circuit was connected, while the same originally branched circuit is now in use tongue remains.
This measure can now be further improved so that not only a new guide vane ring, but also a new turbine blade ring is switched on in a suitable manner, for example also by agial displacement. Each individual guide apparatus ring then corresponds to a turbine blade ring that is adapted to the relevant gear type. This combined measure ensures the highest degree of efficiency in the sense of FIG. 5.
In some cases, however, the disadvantage arises that the mechanical connection between the housing and the core of the circuit or other corresponding parts is lost, so that special support blades, which leave the twist essentially unchanged, must be used. to establish this connection.
This disadvantage, which is not significant, can now be overcome by a further measure, namely by dividing the guide vanes of the diffuser and / or the blades of the turbine into an inlet and an outlet part, of which the latter is constantly used and at the same time serves to connect the outer wall and inner core of the circuit, while the ineffectively controllable inlet part is designed in such a way that it complements the outlet part, which is only suitable for higher and medium speeds, into a kind of hooked shovel,
which, in turn, is best suited for smaller .speeds and especially for generating the highest starting tractive effort.
As a result, the two or more branched circuits for change gears shown in the inventor's earlier patents are to a certain extent merged into a single circuit and achieved through a significant simplification and improvement, especially since it has been shown that the pump is already hydraulic for both Gaits can embody favorable characteristics.
Fig. 8 shows such, consisting of an inlet part 36 and an outlet part 31 special blades which can be used both for changing the guide devices as for those of the turbine rotor. 31, for example, has the typical shape of the overpressure blades corresponding to the higher and medium speed of the turbine, while the combination of 36 and 31 results in favorable equal pressure turbine blades.
37 are so-called split blades, which grip behind the thickened heads of the constantly active main blades 31 and bil with these split-wing-like auxiliary channels. The gap blades 37 can be pushed in and out axially by means of appropriate control members and either. Take over the task of the front blades 36 or, according to the fix. 8 support the effect of this.
By far the best means of producing such a universal blade is again the means of axial displacement of the inlet part given by the inventor in his original patents. of the supplementary rim containing the blades 36.
This device is shown in Fig. 9 Darge, where, for example, 31 "means the permanently be used rim .des guide apparatus, while 36" is the supplementary part that can disappear into the chamber 32 verbun with the fixed guide device. The movement takes place, for example, in a known manner with the aid of the hydraulic pressure in the transmission itself. It is known and will therefore not be explained in more detail here. The supplementary luminescence 36 ″ is of course in the direction of flow in front of the continuously used discharge rim 31 ″, so here for example on a larger radius than 31 ″.
Correspondingly, a turbine run-out ring 31 'can now also be firmly connected to the housing 5 and the core 33 to generate the highest starting tractive forces and \ Virlz-ungsg @ rade, while the additional ring 36' in the chamber 34 of the Secondary runner can disappear at medium and higher speed levels. The adjustment can even be carried out automatically, for example, in the manner previously indicated by the inventor. The receiving chambers 32 and 34 can be located inside the core (see chamber 34) or outside the circuit (see chamber 32) as desired.
In Fig. 9 it is also indicated schematically how the device 35 designed as a friction or tooth clutch between's primary shaft 1 and secondary shaft 9 within the pump wheel 2 can be attached. In the case of divided stator rings 36 ″, 31 ″, of course, in a manner similar to that of FIGS. 4 and 6, apart from the axial movement of the supplementary ring 36 ″, the two guide rings can also be allowed to run freely,
so that the constantly active guide vanes and the pre-vanes can either be allowed to rotate freely either individually or together: or they can be braked.
The pre-blades, which are only activated at lower turbine speeds, can also be located at a point that is completely separate from the main blades. For example, in Fig. 4: the turbine ring 3 could be set up to be movable and used as a front blade ring, while the axial turbine ring 3a is constantly used as the main blade ring on the outer apex. In a similar way, the front wreath of a diffuser can be spatially separated from its main wreath considerably by a finneless channel.
This separation can also offer hydraulic advantages in order to arrange disordered flows, as they often occur in shock gear, as early as possible upstream or downstream and thereby to increase tractive power and efficiency. In many cases, it is also possible to achieve a considerably better use of space in the circuit and to increase the Reynolds' index of the blade channels considerably, which has a favorable effect on the friction losses.
In special cases, the front shovels can optionally be designed with: double or: triple the number of blades of the main ring in order to largely reduce the shock losses at particularly slow pace, i.e. small nem nem and to increase the starting tractive forces particularly strongly.
In the figures: Transmission with turbines according to the Zentizfugalsystem with a small entry and larger exit radius: shown. This gives the most favorable results in terms of torque increase. However, in suitable special cases: the entry and exit radius can also be made approximately the same without those deteriorations: the increase in tractive force occurring which: are characteristic of the Francis turbines that are acted upon from the outside to the inside.
Of course, two and multi-stage turbines in the sense of the invention can also be used instead of the single-stage turbines provided. For example, on the same (roughly left) side of the circuit, two centrifugal turbine blade rings (Fourneyron) can be designed with a nozzle ring in between, whereby either the rest of the circuit is designed without blades,
or is equipped with a second guide apparatus ring only near its outer circumference, or a centrifugal turbine ring similar to 3 of FIG. 3 can be combined with an axial turbine ring at the apex with the interposition of a suitable guide ring.
Another important improvement compared to the previous turbine gearboxes is that there is a pre-swirl at the inlet of the pump. r, from 25 to 50% of the exit twist%. r2 can be produced by suitable design of the blades of the preceding ring (guide ring or turbine ring).
This knowledge has proven to be particularly beneficial in order to achieve the simplest possible blading for the pump. You can even go so far that the relative entry swirl w "1 <I>. </I> r.- becomes zero, so that w" (the circumferential component of the relative entry speed) also becomes zero , .that means .the pump blade is at an approximately right angle to the circumference of the pump wheel (Fig. 10, right angle R).
As a result, you can use cylindrical pump blades, that is to say blades whose generating heights are parallel to the axis of the pump wheel. This means an important step in terms of cheaper such gear, because cylindrical blades are not only cheaper to cast or otherwise manufacture, but above all are much easier to machine and polish.
Of course, the above-mentioned rule does not need to be carried out in a mathematically strict manner in relation to the relatively vertical entry; it is sufficient if a correspondingly steep entry angle is achieved through a sufficiently large pre-twist.
A further advantage of the measure mentioned is that the relative delay, which is usually unavoidable in pumps, reduces the relative entry speed w, to a much smaller amount, even to the much more favorable relative acceleration (w2 <I>> </ I> w,) can be transformed. Delay in turbine channels is known to be unfavorable in any case, but especially relative delay in pump or turbine wheels.
It is noteworthy that the only designer who has so far been using solid, i.e. not somehow TegulierbaTen turbine blades, who have achieved the strongly upwardly curved moment lines II of FIG. 1, namely Lysholm-Ljungström, recommends in his patents, not to allow a pre-swirl in front of the pump, but rather to withdraw the circumferential component of the flow through the preceding impellers as completely as possible down to zero,
So that the alleged leakage loss from the last turbine ring, which in truth does not exist at all in the transformer, would be as small as possible. The measures mentioned therefore represent a correction of these views, which have arisen from a fundamental error.
Another advantage of the transmission indicated in FIGS. 4 to 9 is that, if desired, an additional braking effect can be achieved by means of the same. This effect is particularly desirable when you want to make long downhill journeys or when you stand in front of an unforeseen obstacle so that you need to use all means to brake. After starting up, you will usually use the turbo transmission as a clutch, or drive with a direct mechanical clutch,
so that, according to the above, it is necessary to make the diffuser in the circuit inactive either by allowing it to run along or by pushing it out of the circuit.
If you want to slow down the secondary wave at such a pace, you switch on the diffuser again by holding it or pushing it back into the circuit. In the same way as the turbo transmission used to achieve a strong increase in torque when starting, a strong braking effect is now achieved in the secondary part by switching on the diffuser, i.e. by switching from the clutch to the torque converter.
This braking effect can be heightened, -that any suitable throttle points are also put into action in the circuit. A particularly strong braking effect is achieved by braking the primary shaft by means of a braking device that acts on it. In both cases the turbo transmission acts as a water brake.