Hydraulischer Drehmomentwandler. Die Erfindung betrifft einen hydrau lischen Drehmomentwandler mit einem mit der getriebenen. Welle verbundenen Rotor als Träger von Pumpen- und Motorzylindern, wobei die Bewegungen :der Pumpen- und Mo torkolben in ihren Zylindern je durch eine Triebscheibe hervorgerufen werden, der sich dadurch kennzeichnet, dass die beiden Trieb scheiben von Pumpe und Motor mit einem Koppelgetriebe derart zusammengefasst und im gegenseitigen Abhängigkeitsverhältnis zwangsläufig so steuerbar sind, dass mit einem einzigen Betätigungsorgan sämtliche für ein bestimmtes Drehzahlverhältnis not wendigen Stellungen, einschliesslich der bei den, dem Leerlauf und dem direkten Gang entsprechenden Extremstellungen erzielt wer den können, derart,
dass in diesen beiden Extremstellungen keinerlei Verdrängerwir kung in den Kolbenzellen stattfindet, und dass die treibende und getriebene Welle in einander gelagert und gleichachsig zueinan der angeordnet sind. An Hand der beiliegenden Zeichnung mit acht Figuren wird die Erfindung Beispiels- , weise erläutert.
Fig. 1 bis 3 zeigen in schematischer Dar stellung ein Getriebe, dessen Triebscheiben als Schrägscheiben ausgebildet sind, und zwar bedeutet: Fig. 1 einen Horizontal- oder Vertikal längsschnitt durch das Getriebe; Stellung der Schrägscheiben beim direkten Gang, Fig. 2 einen :desgleichen Schnitt, Stellung der Schrägscheiben beim Stillstand der ge triebenen Welle (Augenblick des Anfahrens), Fig. 3 :
einen desgleichen Schnitt, Stellung der Schrägscheiben bei einem bestimmten Untersetzungsverhältnis zwischen direktem Gang und Anfahren, Fig. 4 bis 8 zeigen ein Konstruktionsbei spiel in teilweiser schematischer Darstellung. Es bedeuten:
Fig. 4 einen Horizontal- oder Vertikal- längsschnitt durch das Getriebe, mit Stellung der Schrägscheiben in direktem Gang (wie Fig. 1), Fig. 5 einen Querschnitt nach I-I der Fig. 4, Fig. 6 einen Querschnitt nach II-II der Fig. 4, Fig. 7 einen Querschnitt nach III-III der Fig. 4, die Kolben von Pumpe und Motor jedoch weggelassen, Fig. 8 einen Querschnitt nach IV-IV der Fig. 4.
In Fig. 1 bis 3 wie auch in den nach folgenden Figuren bedeuten: 1 die treibende Welle, 2 die getriebene Welle mit dem Rotor 2', 3 das Gehäuse, 4 eine mit dem Gehäuse verbundene, also feststehende Nockenscheibe mit Nockenansätzen zur Ventilsteuerung für die Motorzylinder, 5 einen auf der treibenden Welle 1 schwenkbar gelagerte Schräg- oder Schiefscheibe. 6 eine in einem Ansatz am Gehäuse 3 schwenkbar gelagerte Schräg scheibe, 7 die Pumpenkolben, 8 die Motor kolben.
Werden nun die Scheiben 5 und 6 in ihrer in Fig. 1 eingezeichneten Stellung an der Ausführung von Schwenkbewegungen irgendwie, wie später gezeigt wird, gehindert und dreht sich so die Scheibe 5 zusammen mit :der treibenden Welle 1, mit welcher sie auf Drehung gekuppelt ist, so können die Pumpenkolben 7 in den parallel zur Vorrich tungsachse im Rotor 2' angeordneten, zuge hörenden Pumpenzylindern keine Hubbewe gungen ausführen, da die Motorkolben 8, die sich in den analogen, zwischen den Pumpen zylindern und abwechslungsweise zu letzteren angeordneten Motorzylindern (vergl.
Fig. 7) befinden, durch die zwangsweise senkrecht, stehende Scheibe 6 in der Ausführung von Hubbewegungen gehindert sind. Das in den Druckräumen der Pumpenzylinder unter Druck vorhandene Öl kann demnach nicht entweichen, da die Motorzylinder keinen Hubraum zur Aufnahme desselben frei haben. Die treibende Welle 1 ist somit vermittelst der schrägstehenden Scheibe 5 mit dem Ro tor bezw. der getriebenen Welle 2 auf Drehung gekuppelt (gleiche Drehzahl der treibenden und der getriebenen Welle). Die Leistung in der treibenden Welle 1 wird in voller Höhe mechanisch auf die getriebene Welle 2 übertragen; eine Leistungsteilung findet somit nicht statt.
In Fig. 2 steht die Scheibe 5 senkrecht zur treibenden Welle 1, während die Stützpunktsscheibe 6 schräg steht, analog der Stellung der Scheibe 5 in Fig. 1. Diese Stellung der Scheiben ist vor handen im Augenblick des Anfahrens bezw. beim Leerlauf (Stillstand der getriebenen Welle 2 bezw. des Rotors).
Die Motorkolben 8 drücken in diesem Augenblick auf die Scheibe 6, wobei der vermittelst einer weiter unten näher angegebenen Hilfspumpe erzeugte Öldruck in den Druckräumen der Motorzylin der durch die Nockensätze der feststehenden Nockenscheibe 4 sinngemäss gesteuert wird von Totpunkt zu Totpunkt der Kolben 8 auf diejenige Peripheriehälfte der schrägstehen den Scheibe 6, dass im Rotor bezw. der ge triebenen Welle 2 ein Drehmoment erzeugt werden kann im Drehsinn der treibenden Welle 1.
Dasselbe Drehmoment, das die so schrägstehende Stützpunktsscheibe 6 in dem Rotor im Augenblick des Anfahrens erzeugt., entsteht in umgekehrtem Drehsinn im fest stehenden Gehäuse (Stützpunkt). Pumpen wirkung ist in dieser augenblicklichen Stel lung der Scheiben 5 und 6 nicht vorhanden, da die Scheibe 5 unter einem Winkel von 90 zur Welle 1 steht und infolgedessen keine Hubbewegungen ausführen und kein Öl fördern kann.
Lediglich der in diesem Augenblick entsprechend dem grössten An fahrwiderstand vorhandene höchste Betriebs- druck hat die Erzeugung des 'beim Anfahren erforderlichen grössten Drehmomentes im Ro tor zur Folge. Es ist somit, so lange der Rotor bezw. die getriebene Welle noch still- steht und somit keine Arbeit leistet, von der treibenden Welle 1 ebenfalls keine Leistung aufzubringen. Eine Leistungsteilung findet dabei ebenfalls nicht statt.
In Fig. 3, in welcher die Stellung der beiden Scheiben 5 und 6 bei einem bestimmten Untersetzungs- verhältnis der getriebenen Welle 2 zur trei benden Welle 1 dargestellt ist, liegt die Schräglage der Scheibe 5 zwischen deren Schräglage nach Fig. 1 und deren Querstel lung zur treibenden Welle nach Fig. 2. Die Schräglage der Stützpunktscheibe 6 liegt analog zwischen deren Querstellung nach Fig. 1 und deren Schräglage nach Fig. 2.
Es ist so ohne weiteres zu erkennen, dass Pum penwirkung (Ölleistung) vorhanden ist, wobei die von der treibenden Welle 1 aufzu bringende Leistung dem jeweiligen Arbeits widerstand in der getriebenen Welle 2 ent spricht. Die jeweilige Drehzahl .der getrie benen Welle 2 ist lediglich abhängig von der jeweiligen Winkelstellung der beiden Schei ben; sie bleibt konstant, wenn die Winkel stellungen konstant bleiben und sie ändert sich entsprechend den Änderungen der Win kelstellungen. Aus den Fig.1 bis 3 ist ersieht lieh, dass die treibende 1 und die getriebene Welle 2 ineinander gelagert und gleichachsig zueinander angeordnet sind.
Im Ausführungsbeispiel nach Fig. 4 bis 8 bedeutet 9 ein trogförmig ausgebildetes, sich nicht drehendes Steuerorgan für die Steue rung der Winkelstellung der Scheibe 5, inner halb welchem Steuerorgan sich die treibende Welle 1 drehen kann und wobei der mit dem Steuerorgan 9 gelenkartig verbundene Schwenkhebel 10, der mit Hilfe eines be liebig ausgebildeten Gelenkes 11 im Gehäuse 3 gelagert ist, das Steuerorgan 9 lediglich in achsialer Richtung verschieben kann (Fig. 4). Das trogförmige Steuerorgan 9 umgreift da bei die Rolle 12 mit kugelförmiger Ober fläche, die sich um einen Bolzen drehen kann, der fest an dem an der Welle 1 schwenkbar gelagerten Scheibenteil 5' angeordnet ist.
Zur Reibungsverminderung ist der äussere Schei benteil 13 (Fig. 4), auf dem sich die Pumpen kolben 7 abstützen, vermittelst eines Axial- Radial- und Kippkräfte aufnehmenden Ku geldrucklagers 14 mit dem innern Scheiben teil 5' so verbunden, dass der Teil 13 ledig lich die Schwenkbewegungen des Scheiben teils 5' mitmacht, während seine Drehbewe gung synchron mit der Drehbewegung des Rotors verläuft.
15 bedeutet im Koppelge triebe 12, 9, .10, 11, 15 eine Verbindungs stange, die gelenkartig in dem Schwenkhebel 1.0 und in der gegenüberliegenden Stütz punktscheibe 6 gelagert ist, und vermittelst welcher zwangsläufig die jeweiligen Schräg lagen beider Scheiben 5 und 6 im gegenseiti gen Abhängigkeitsverhältnis nach dem erfin dungsgemässen kinematischen Gesetz gesteuert werden (Fig. 4). 16 ist ein an der Peripherie der Stützpunktsscheibe 6 angeordnetes Druck lager, auf welchem sich die Motorkolben 8 abstützen und dessen Drucklagerring sich so synchron mit der Drehzahl des Rotors dreht, während die im Gehäuse 3 schwenkbar ge lagerte Scheibe 6 selbst keine Drehbewegung ausführen kann.
Dieses Drucklager kann auch in der Art und Weise des Drucklagers der gegenüberliegenden treibenden Scheibe 5', 13 ausgebildet sein. Die schwenkbaren Schei ben 5 und 6 bezw. deren Teile 13 und 16 dienen als Halter der Kolben 7 und B. 17 und 18 sind Nockenansätze, die an der mit dem Gehäuse 3 fest verbundenen Nockenscheibe 4 angeordnet sind und die die zugehörenden, in der Figur schematisch angedeuteten Ventilstangen sinngemäss betätigen (Fig. 4).
Der eine Nockenansatz zur Steuerung der Einlassventile kann dabei auf der einen Hälfte der Peripherie, derjenige zur Steue rung der Auslassventile auf der gegenüber liegenden: Peripheriehälfte der Nockenscheibe 4 jeweils halbkreisförmig angeordnet sein. Die Anordnung und die Mittel dazu kön nen irgendwie bekannt sein. Die Ventile selbst und deren Steuerung sind daher in Fig. 4 auch nur schematisch darge stellt. 21 bedeutet eine im Rotor unterge brachte Hilfspumpe (Fig. 4), die den jeweili gen Betriebsdruck im hohlzylinderförmigen Druckausgleichraum 20 irgendwie selbsttätig regeln kann.
Zu diesem Zwecke kann die Zahl der Hubgänge der Hilfspumpe 21 pro Zeiteinheit mittelst eines in Verbindung mit der treibenden Welle 1, dem Rotor 2' und dem Gehäuse 3 bezw. eines an dem Rotor an schliessenden Räderwerkes (Planetengetriebe oder dergl.) so gestaltet werden,
dass .der Be triebsdruck am grössten ist beim Stillstand der getriebenen Welle und am kleinsten ist beim direkten Gang bezw. beim Schnellgang. Im Zusammenhang mit der Betriebsdruck regulierung seitens der Hilfspumpe 21 steht die vom Druckausgleichraum 20 ausgehende Düse 22 (Fig. 4) von einer Querschnittgrösse eines Bruchteils eines Quadratmillimeters, die in den zylinderförmigen Ansaugeraum 19 einmündet.
Soll das Drehmoment beispiels weise beim Anfahren viermal so gross sein wie im direkten Gang, so hat die Hilfs pumpe 21 beim Anfahren die doppelte An zahl von Hubgängen pro Zeiteinheit auszu führen wie im direkten Gang, da dann bei gleichbleibendem Querschnitt der Düse 22 der Betriebsdruck im Druckausgleichraum 20 sich vervierfacht, wenn die seitens der Hilfs pumpe 21 in den Druckraum 20 in derselben Zeit geförderte Ölmenge sich verdoppelt.
Dass die für die Betätigung der Hilfspumpe auf zuwendende Leistung verschwindend klein ist, sei nur nebenbei erwähnt. 23 bedeutet eine Zuleitung durch die Welle 1 als Verbin dung des untern Teils des feststehenden Ge häuseinnenraumes mit dem Ansaugeraum 19 im umlaufenden Rotor zu dem Zweck, dass lediglich der Ansaugeraum im Rotor, nicht aber das ganze feststehende Getriebegehäuse mit 01 gefüllt zu sein braucht (Fig. 4).
Diese Verbindung kann irgendwie mit bekannten Mitteln (Hilfspumpe oder dergl.) so herge stellt sein, dass sinngemäss nur im untern innern Teil des Gehäuses 3 Vorratsöl vorhan den zu sein braucht. 24 ist ein schaltbares Gesperre zwischen Rotor (getriebener Teil) und der treibenden Welle 1 für den Zweck, dass im direkten Gang unmittelbare Kraft übertragung von der treibenden auf die ge triebene Welle erfolgen kann (Fig. 4).
Die Ausschaltung der Gesperrewirkung kann von Hand oder auch vollautomatisch in irgend einer bekannten Art auch in der Weise er folgen, dass beispielsweise die Drehmoment wandlung erst beginnt, wenn die Drehzahl der Antriebswelle (Antriebsmotor) auf die Hälfte gesunken ist usw. 25 ist der im Rotor vorgesehene Platz für die Ventile des hydrau lischen Motors (Fig. 4).
Da die Art der An ordnung solcher Ventile für Pumpe und Mo tor längst bekannt sind, ist der Übersicht- lichkeit halber in der Figur darüber nichts weiteres angedeutet. Ebensowenig ist in der Figur betreffend der Verbindung der Pum penkolben 7 mit dem Scheibenteil 13 sowie gegenüberliegend, die Motorkolben 8 betref fend, etwas angedeutet, wobei diese Verbin dung, in irgendwie bekannter Weise so ge staltet sein muss, dass die Pumpenkolben 7 und Motorkolben 8 auch die Hubbewegungen in der Ansaugeperiode mit Sicherheit aus führen können. Solche konstruktive Mass nahmen, die bekannt sein können, sind für die Erfindung selbst nebensächlich.
Die Fig. 5 bis 8 als früher erwähnte Quer schnitte nach den Linien I-I, II-II, III-III und IV-IV dienen zur Verständ- lichmachung der Fig. 4. Die Bezeichnungen sind sinngemäss dieselben. In Fig. 7 sind die Arbeitsräume der Pumpe und des Motor mit 7' und 8' bezeichnet.
Die Stellung der Scheiben 5 und 6 ist in Fig. 4 dieselbe wie in Fig. 1 (direkter Gang). Wird der Hebel 10 in die gestrichelte Stel lung (Fig. 4 links oben) gerückt, so erhalten die Scheiben 5 und 6 eine Stellung gemäss Fig. 2 (Anfahren). In den Zwischenlagen des Hebels 10 sind verschiedene Unterset- zungsverhäUnisse vorhanden. Der Hebel 10 könnte auch vermittelst einer in einem Ge winde angeordneten, drehbaren Schraube bezw.
eines selbsthemmenden Schneckentriebes und dergleichen Vorrichtung verstellbar sein, wo bei so Hubbewegungen des Hebels 10 stoss frei ausgeführt und die betreffenden Schräg lagen beider Scheiben 5 und 6 zwangsweise aufrecht erhalten werden können. Der Quer schnitt der Düse 22 zwischen dem Druekaus- gleichraum 20 und dem Ansaugeraum 19 kann auch willkürlich mittelst eines ko nischen Düsenstiftes zur zusätzlichen Ver änderung des Betriebsdruckes veränderlich sein.
Auch kann die Regulierung des Be triebsdruckes allein durch willkürliche Ver änderung der Querschnittsgrösse der Düse 22 erfolgen bei gleichbleibender Hubzahl der Hilfspumpe 21, wobei dann die Hilfspumpe von der treibenden Welle angetrieben werden kann. Die treibende Welle kann getriebene und die getriebene Welle treibende werden (Kompressionsbremse).
Die vorstehend erläuterte und aus den Figuren ersichtliche, relativ einfache Getriebe vorrichtung mit demzufolge geringen Her stellungskosten, mit dem durch den gering sten Ölumlauf erzielbaren höchsten Wir kungsgrad, der einfachen Möglichkeit des Anfahrens vom .Stillstand aus ohne Kupp lung, der jederzeitigen Entkupplungsmöglich- keit, dem Gebrauch des Getriebes als wirk same Kompressionsbremse, bedeutet eine be merkenswerte Weiterentwicklung des Be kannten in wirtschaftlicher Weise.
Das An wendungsgebiet ist sehr vielseitig. Es kom men u. a. in Betracht: Antriebe für Fahr zeuge aller Arten auf Strassen und auf Schie nen, Antriebe für Schiffe und Flugzeuge, Antriebe für Einzelmaschinen, Anwerfer von Verbrennungskraftmaschinen. Anwerfer und Getriebe kombiniert für Verbrennungskraft maschinen, für Hebezeuge usw.
An Stelle der angegebenen Schrägschei ben könnten auch Exzenterscheiben treten, die beispielsweise in einer radialen Richtung verschiebbar angeordnet sind. In diesem Falle müssen die Zylinder von Pumpe und hydraulischem Motor radial angeordnet sein, wobei in jene Kolbenstangen in radialer Richtung mit Bezug auf die verschiebbaren Exzenter eingreifen.
Hydraulic torque converter. The invention relates to a hydrau lic torque converter with a driven. Rotor connected to the shaft as a carrier for pump and motor cylinders, the movements of the pump and motor pistons in their cylinders each being caused by a drive pulley, which is characterized by the fact that the two drive pulleys of the pump and motor are combined with a coupling gear and are inevitably controllable in the mutual dependency relationship in such a way that all positions necessary for a certain speed ratio, including the extreme positions corresponding to idling and direct gear, can be achieved with a single actuator,
that in these two extreme positions there is no displacement effect whatsoever in the piston cells, and that the driving and driven shafts are mounted in one another and are arranged coaxially to one another. The invention is explained by way of example with the aid of the accompanying drawing with eight figures.
1 to 3 show a schematic representation of a transmission, the drive disks are designed as swash plates, namely: Figure 1 is a horizontal or vertical longitudinal section through the transmission; Position of the swash plates in direct gear, Fig. 2 a: same section, position of the swash plates when the GE driven shaft is at a standstill (moment of start-up), Fig. 3:
a similar section, position of the swash plates at a certain reduction ratio between direct gear and starting, FIGS. 4 to 8 show a construction example in a partially schematic representation. It means:
4 shows a horizontal or vertical longitudinal section through the transmission with the swash plates in direct gear (like FIG. 1), FIG. 5 shows a cross section according to II of FIG. 4, FIG. 6 shows a cross section according to II-II of 4, 7 show a cross section according to III-III of FIG. 4, but the pistons of the pump and motor are omitted, FIG. 8 shows a cross section according to IV-IV of FIG. 4.
In Fig. 1 to 3 as well as in the following figures: 1 the driving shaft, 2 the driven shaft with the rotor 2 ', 3 the housing, 4 a fixed cam plate connected to the housing with cam lugs for valve control for the Motor cylinder, 5 a swash plate or swash plate pivotably mounted on the driving shaft 1. 6 a swash plate pivotably mounted in an approach on the housing 3, 7 the pump piston, 8 the motor piston.
If the disks 5 and 6 are now somehow prevented from executing pivoting movements in their position shown in FIG. 1, as will be shown later, and so the disk 5 rotates together with: the driving shaft 1 with which it is coupled to rotate , so the pump pistons 7 cannot perform any stroke movements in the associated pump cylinders arranged parallel to the device axis in the rotor 2 ', since the motor pistons 8, which are located in the analog cylinders between the pumps and alternately with the latter arranged motor cylinders (cf.
Fig. 7), are prevented by the forced vertical, standing disc 6 in the execution of lifting movements. The oil present under pressure in the pressure chambers of the pump cylinder cannot escape because the motor cylinder does not have any free displacement to accommodate it. The driving shaft 1 is thus mediated by the inclined disc 5 with the Ro tor BEZW. the driven shaft 2 coupled for rotation (same speed of the driving and driven shaft). The power in the driving shaft 1 is mechanically transmitted in full to the driven shaft 2; there is therefore no division of services.
In Fig. 2, the disc 5 is perpendicular to the driving shaft 1, while the support point disc 6 is inclined, analogous to the position of the disc 5 in Fig. 1. This position of the discs is BEZW present at the moment of starting. when idling (standstill of the driven shaft 2 or the rotor).
The engine pistons 8 press at this moment on the disk 6, whereby the oil pressure generated by means of an auxiliary pump specified below in the pressure chambers of the engine cylinder which is controlled by the cam sets of the fixed cam disk 4 from dead center to dead center of the piston 8 on that peripheral half of the oblique the disc 6 that BEZW in the rotor. the ge driven shaft 2 a torque can be generated in the direction of rotation of the driving shaft 1.
The same torque that the so inclined support point disk 6 generates in the rotor at the moment of start-up occurs in the opposite direction of rotation in the stationary housing (support point). Pumping effect is not present in this instant Stel development of the discs 5 and 6, since the disc 5 is at an angle of 90 to the shaft 1 and consequently no stroke movements and no oil can be promoted.
Only the highest operating pressure present at this moment, corresponding to the greatest starting resistance, results in the generation of the greatest torque required in the rotor when starting. It is thus, as long as the rotor respectively. the driven shaft is still at a standstill and thus does not do any work, likewise not producing any power from the driving shaft 1. There is also no division of services.
In Fig. 3, in which the position of the two disks 5 and 6 is shown at a certain reduction ratio of the driven shaft 2 to the driving shaft 1, the inclined position of the disc 5 is between its inclined position according to FIG. 1 and its transverse position to the driving shaft according to FIG. 2. The inclined position of the support point disk 6 lies analogously between its transverse position according to FIG. 1 and its inclined position according to FIG. 2.
It can be seen without further ado that there is a pump effect (oil output), the output to be brought up by the driving shaft 1 corresponding to the respective work resistance in the driven shaft 2. The respective speed .der driven shaft 2 is only dependent on the respective angular position of the two discs; it remains constant if the angular positions remain constant and it changes according to the changes in the angular positions. It can be seen from FIGS. 1 to 3 that the driving shaft 1 and the driven shaft 2 are supported one inside the other and are arranged coaxially to one another.
In the embodiment according to FIGS. 4 to 8, 9 means a trough-shaped, non-rotating control element for the Steue tion of the angular position of the disc 5, within which control element the driving shaft 1 can rotate and wherein the pivot lever 10 articulated to the control element 9 , which is mounted in the housing 3 with the help of any hinge 11, the control member 9 can only move in the axial direction (Fig. 4). The trough-shaped control member 9 engages around since the roller 12 with a spherical upper surface, which can rotate about a bolt which is fixed to the pivoted on the shaft 1 disk part 5 '.
To reduce friction, the outer disc part 13 (Fig. 4), on which the pump piston 7 are supported, is connected to the inner disc part 5 'by means of an axial, radial and tilting forces absorbing ball thrust bearing 14 with the inner disc part 5' so that part 13 is single Lich the pivoting movements of the disk part 5 'participates, while its Drehbewe supply runs synchronously with the rotary movement of the rotor.
15 means in Koppelge gear 12, 9, .10, 11, 15 a connecting rod that is jointly mounted in the pivot lever 1.0 and in the opposite support point disk 6, and mediates which inevitably the respective inclined positions of both disks 5 and 6 in each other gen dependency ratio can be controlled according to the kinematic law according to the invention (Fig. 4). 16 is a pressure bearing located on the periphery of the support disc 6, on which the motor pistons 8 are supported and the thrust bearing ring rotates synchronously with the speed of the rotor, while the disc 6 pivoted in the housing 3 cannot rotate itself.
This thrust bearing can also be designed in the manner of the thrust bearing of the opposing driving pulley 5 ′, 13. The swiveling discs ben 5 and 6 respectively. the parts 13 and 16 of which serve as holders for the pistons 7 and B. 17 and 18 are cam lugs which are arranged on the cam disk 4 firmly connected to the housing 3 and which actuate the associated valve rods, which are indicated schematically in the figure (Fig. 4 ).
The one cam attachment for controlling the inlet valves can be arranged on one half of the periphery, the one for controlling the exhaust valves on the opposite: peripheral half of the cam disk 4 in each case semicircular. The arrangement and the means for it may somehow be known. The valves themselves and their control are therefore only shown schematically in Fig. 4 Darge. 21 means an auxiliary pump housed in the rotor (FIG. 4), which can somehow automatically regulate the operating pressure in the hollow cylindrical pressure compensation chamber 20.
For this purpose, the number of strokes of the auxiliary pump 21 per unit of time by means of one in connection with the driving shaft 1, the rotor 2 'and the housing 3 respectively. a gear train connected to the rotor (planetary gear or the like) are designed so
that .the operating pressure is greatest when the driven shaft is at a standstill and is lowest when the driven shaft is in direct motion. at overdrive. In connection with the operating pressure regulation on the part of the auxiliary pump 21, the nozzle 22 (FIG. 4) emerging from the pressure equalization chamber 20 has a cross-sectional size of a fraction of a square millimeter and opens into the cylindrical suction chamber 19.
For example, if the torque is to be four times as large when starting up as in direct gear, the auxiliary pump 21 has to perform twice the number of strokes per unit of time as in direct gear as in direct gear, since the operating pressure in the nozzle 22 remains the same Pressure equalization chamber 20 quadruples when the amount of oil delivered by the auxiliary pump 21 in the pressure chamber 20 in the same time doubles.
That the power expended to operate the auxiliary pump is negligibly small should only be mentioned in passing. 23 means a feed line through the shaft 1 as a connec tion of the lower part of the stationary housing interior with the suction space 19 in the rotating rotor for the purpose that only the suction space in the rotor, but not the entire stationary gear housing, needs to be filled with 01 (Fig . 4).
This connection can somehow be Herge with known means (auxiliary pump or the like.) So that by analogy only in the lower inner part of the housing 3 supply oil needs to be IN ANY. 24 is a switchable lock between the rotor (driven part) and the driving shaft 1 for the purpose that direct power can be transmitted from the driving to the driven shaft in direct gear (Fig. 4).
The locking effect can be switched off by hand or fully automatically in any known way in such a way that, for example, the torque conversion only begins when the speed of the drive shaft (drive motor) has dropped to half, etc. 25 is the one in the rotor designated space for the valves of the hydraulic motor (Fig. 4).
Since the type of arrangement of such valves for the pump and engine has long been known, nothing further is indicated in the figure for the sake of clarity. Neither is anything indicated in the figure regarding the connection of the pump piston 7 with the disk part 13 or on the opposite side, the motor piston 8, although this connection must be designed in a known manner so that the pump piston 7 and motor piston 8 can also perform the lifting movements in the suction period with certainty. Such constructive measures, which may be known, are incidental to the invention itself.
FIGS. 5 to 8, as previously mentioned cross-sections along lines I-I, II-II, III-III and IV-IV, serve to clarify FIG. 4. The designations are analogously the same. In Fig. 7, the working spaces of the pump and the motor are denoted by 7 'and 8'.
The position of the disks 5 and 6 in Fig. 4 is the same as in Fig. 1 (direct gear). If the lever 10 is moved into the dotted position (FIG. 4, top left), the disks 5 and 6 are given a position as shown in FIG. 2 (start-up). In the intermediate positions of the lever 10, there are various reduction ratios. The lever 10 could also bezw by means of a thread arranged in a Ge, rotatable screw.
a self-locking worm drive and the like device can be adjusted, where in such a way stroke movements of the lever 10 executed shock-free and the relevant inclinations of both disks 5 and 6 can be forcibly maintained. The cross section of the nozzle 22 between the pressure equalization space 20 and the suction space 19 can also be arbitrarily changed by means of a conical nozzle pin for additional changes in the operating pressure.
The operating pressure can also be regulated by arbitrarily changing the cross-sectional size of the nozzle 22 while the number of strokes of the auxiliary pump 21 remains constant, the auxiliary pump then being driven by the driving shaft. The driving shaft can be driven and the driven shaft driving (compression brake).
The relatively simple transmission device explained above and evident from the figures, with consequently low production costs, with the highest degree of efficiency that can be achieved with the least amount of oil circulation, the simple possibility of starting from standstill without coupling, the possibility of uncoupling at any time, the use of the transmission as an effective compression brake means a notable further development of the known in an economical manner.
The area of application is very diverse. There are u. a. under consideration: Drives for vehicles of all types on roads and on rails, drives for ships and aircraft, drives for individual machines, starters for internal combustion engines. Starters and gears combined for internal combustion engines, for hoists, etc.
Instead of the specified inclined disks, eccentric disks could also occur, which are, for example, arranged displaceably in a radial direction. In this case, the cylinders of the pump and hydraulic motor must be arranged radially, with those piston rods engaging in the radial direction with respect to the displaceable eccentrics.