Hydrostatische Kupplung Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf hydro statische Kupplungen, die nach dem Prinzip von Zahnradpumpen arbeiten und besonders für hohe Drehzahlen geeignet sind. Die bisher bekannten hydrostatischen- Kupplungen sind hauptsächlich bei Schiffsantrieben, und zwar als schwingungsdämp- fende Elemente zwischen einer langsam laufenden Antriebsmaschine und der Schraubenwelle verwendet worden.
Hydrostatische Kupplungen können aber auch vorteilhaft als Kupplungen mit vorbestimmtem maxi malem Drehmoment angewendet werden. Eine solche Kupplung enthält zumindest einen als Pumpe ausge bildeten Teil, der, sobald das wirksame Drehmoment kleiner als das praktisch ohne Schlupf durch die Pumpe maximal übertragbare Drehmoment ist, bloss so viel Medium fördert, wie zur Deckung der Leck verluste erforderlich ist. Die beiden Glieder der Kupplung rotieren hierbei fast mit gleicher Drehzahl.
Wenn anderseits das wirksame Drehmoment grösser als das maximal schlupffrei übertragbare Drehmo ment ist, dann fördert die Pumpe das Medium in der Kupplung im Kreislauf über Ventile, die mit einem bestimmten Druck vorbelastet sind, wobei das ge triebene Glied der Kupplung mit geringerer Drehzahl als das treibende Glied rotiert.
Bei hohen Drehzahlen wächst die Fliehkraft rasch an, was insbesondere hinsichtlich der Lagerung der Pumpenräder und der gegenseitigen Abdichtung zwischen diesen Rädern sowie zwischen den Pum penrädern und dem Pumpengehäuse Schwierigkeiten bereitet:
Um diese Schwierigkeiten zu überwinden, sind beim ErfIndungsgegenstand die Pumpenzahnräder nach Art von Planetenrädern angeordnet, die paar weise in Ausnehmungen eines an der einen Kupp- lungswelle angeordneten Gehäuses liegen, wobei das eine Rad einer jeden, von einem Zahnradpaar ge bildeten Pumpe mit einem auf der anderen Kupp lungswelle angeordneten Rad in Eingriff steht.
Jeder Zahnradpumpe ist ferner eine Druckkammer zuge ordnet, die radial ausserhalb der Pumpenräder liegt und sich in Umfangsrichtung über beide Pumpen räder erstreckt, so dass die Resultierende des hydrau lischen Druckes auf jedes Pumpenrad oder die grö ssere von zwei senkrecht zueinander .stehenden Kom ponenten dieser Resultierenden gegensinnig zur Rich tung der auf das Rad wirkenden Fliehkraft verläuft.
Vorteilhaft sind die beiden Zahnräder jeder Pumpe entweder gleich gross und in verschiedenen Radialab :ständen von der erstgenannten Kupplungs welle angeordnet, wobei die Differenz dieser Radial abstände gleich der Zahnhöhe der Räder ist, oder sie sind in gleichen Rad alabständen von dieser Kupp lungswelle angeordnet und verschieden gross, wobei dann die Differenz der Radien dieser Räder gleich der Zahnhöhe ist.
Hierdurch wirkt die Fliehkraft nicht zu stark unterschiedlich auf die beiden Räder und kann der Einfluss der Fliehkraft auf :die von der Differenz zwischen der Fliehkraft und dem resul tierenden hydraulischen Druck abhängigen Lager drücke beider Räder ungefähr in gleichem Masse ausgeglichen werden.
Um das durch die Kupplung maximal schlupffrei übertragbare Drehmoment festzulegen, kann jede Pumpe ferner mit einem Ventil versehen sein, das in einem Zirkulationsweg zwischen der Druckseite und der Saugseite der Pumpe liegt.
Jedes dieser Ventile kann mit einer Feder versehen sein, welche den beweglichen Ventilkörper gegen seinen Sitz drückt. Um einen möglichst synchronen Anlauf der verschiedenen Zahnradpumpen zu erreichen, können diese Federn einzeln einstellbar sein. Je nach der Ausführung dieser Ventile können der Kupplung verschiedene Eigenschaften, insbeson dere verschiedene Drehmomentenkennlinien, erteilt werden.
Wenn der bewegliche Ventilkörper so ange ordnet ist, dass .seine Schliessbewegung zu seinem Sitz radial nach aussen erfolgt, dann unterstützen einander die Ventilfederkraft und die Fliehkraft, wodurch sich eine Kupplung ergibt, die bei hohen Drehzahlen ein grösseres maximales Drehmoment als bei niedrigen Drehzahlen schlupffrei übertragen kann, was beson dere Vorteile bietet, wenn die Antriebsanordnung einschliesslich der Kupplung eine niedrige kritische Drehzahl hat, die während des Antriebs durchlaufen werden muss. Unter Umständen können die Ventil federn bei dieser Anordnung völlig entfallen, so dass das Ventil dann nur durch die Fliehkraft gesteuert wird.
Wenn anderseits der bewegliche Ventilkörper bei seiner Schliessbewegung zu seinem Sitz radial nach innen bewegt werden muss, wirkt die Fliehkraft der Ventilfederkraft entgegen, wodurch sich eine Kupp lung ergibt, die bei niedrigen Drehzahlen ein grösseres maximales Drehmoment als bei hohen Drehzahlen schlupffrei überträgt, so dass die übertragene Leistung ungefähr konstant gehalten werden kann.
Durch Änderung der Steifigkeit der Ventilfeder und der Masse des beweglichen Ventilkörpers können die Kupplungseigenschaften in gewünschter Weise eingeregelt werden.
Wenn schliesslich das maximal schlupffrei über tragbare Drehmoment konstant gehalten werden soll, so empfiehlt es sich, den beweglichen Ventilkörper nur parallel zur Welle verstellbar anzuordnen, wo durch ein Einfluss der Fliehkraft auf die Betätigung des Ventils vollkommen ausgeschaltet wird.
Ein wesentlicher Teil der Leckve,rluste in einer Zahnradpumpe tritt zwischen den Seitenflächen der Zahnräder und den an diese Seitenflächen anschlie ssenden Gehäusewänden auf. Zweckmässig ist deshalb jede Zahnradpumpe mit Dichtungsplatten versehen, die in axialer Richtung gegen die Zahnräder gedrückt werden.
Dieses Einwärtsdrücken kann entweder durch Zuleiten von Druckmedium von der Druckseite der Pumpe über eine Leitung zu jenen Seiten der Dichtungsplatten erfolgen, die den Pumpenrädern abgekehrt sind, oder auch durch eine solche An ordnung von Druckfedern, dass diese auf jene Seiten der Dichtungsplatten wirken, die den Pumpenrädern abgekehrt sind. Auch eine Kombination dieser beiden Massnahmen zum Andrücken der Dichtungsplatten kann angewendet werden.
Um mittels der hydrostatischen Kupplung einen Betrieb in beiden Richtungen zu ermöglichen, sind zweckmässig die einen Zahnradpumpen so angeord net, dass sie das Medium bei der einen relativen Dreh richtung zwischen dem an der einen Kupplungswelle angeordneten und die Pumpenräder abstützenden Gehäuse und dem mit der anderen Kupplungswelle verbundenen Zahnrad in die zugeordneten Druck kammern fördern, wogegen die anderen Zahnrad- pumpen das Medium in die zugeordneten Druck kammern bei der entgegengesetzten relativen Dreh richtung zwischen dem Gehäuse und diesem Zahnrad fördern.
Um die Probleme der Lagerung und Abdichtung zu vereinfachen, empfiehlt es sich ferner, die Achsen für die Pumpenräder feststehend im Gehäuse anzu ordnen und die Pumpenräder drehbar auf diesen Achsen zu lagern, vorzugsweise mit Hilfe von Nadel lagern.
Einige Ausführungsbeispiele der Erfindung sollen nun unter Bezugnahme auf die Zeichnungen genauer beschrieben werden.
Fig. 1 zeigt einen Längsschnitt durch ein Aus führungsbeispiel der Erfindung nach der Linie 1-1 in Fig. 2.
Fig. 2 stellt einen Querschnitt durch das gleiche Ausführungsbeispiel längs der Linie 2-2 in Fig. 1 dar.
Fig. 3 zeigt in Diagrammform die Abhängigkeit des maximal schlupffrei übertragbaren Drehmo mentes von der Drehzahl beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 1.
Fig. 4 stellt eine abgewandelte Ausführung einer Einzelheit der Fig. 2 dar.
Fig. 5 zeigt in Diagrammform die Abhängigkeit des maximal schlupffrei übertragbaren Drehmomentes von der Drehzahl beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 4.
Fig. 6 stellt eine weitere Abänderung der gleichen Einzelheit wie Fig. 4 dar.
Fig. 7 zeigt wieder in Diagrammform die Abhän gigkeit des maximal schlupffrei übertragbaren Dreh momentes von der Drehzahl beim Ausführungsbei spiel nach Fig. 6.
Fig. 8 stellt eine andere Ausführung einer Einzel heit des Beispiels nach der Fig. 1 dar.
Fig.9 gibt für das Ausführungsbeispiel nach Fig.8 in Diagrammform den Zusammenhang zwi schen dem maximal schlupffrei übertragbaren Dreh moment und der Drehzahl an.
Fig. 10 ist ein Querschnitt durch ein weiteres Ausführungsbeispiel der Erfindung.
Fig. 11 zeigt schliesslich eine weitere Abänderung einer Einzelheit des Beispiels nach Fig. 1.
Bei allen dargestellten Ausführungsbeispielen ist mit der einen Kupplungswelle 14 fest ein Zahnrad 16 verbunden. Dieses Zahnrad ist mit seinem Zahnkranz innerhalb eines mit einem geeigneten Medium, wie Cal, gefüllten Gehäuses 18 angeordnet, das seiner seits fest mit der anderen Kupplungswelle 19 ver bunden ist, wobei die eine Stirnwand 20 dieses Ge häuses ein Lager 22 für die Nabe 16' des Zahnrades 16 bildet, während die andere Stirnwand 24 des Ge häuses gegen diese Nabe abgedichtet ist. Das Gehäuse ist an der Stirnwand 20 mit einem Fülloch 25 ver sehen, das mit einem Propfen 27 verschliessbar bzw. verschlossen ist.
Im Gehäuse 18 sind radial ausserhalb des Zahn rades 16 mehrere Ausnehmungen 26 vorgesehen. In jeder dieser Ausnehmungen sind zwei Zahnräder 28, 30 mit Hilfe von Nadehagern 32 auf den innerhalb des Gehäuses befindlichen Zahnradachsen 36, 38 drehbar gelagert. Eines dieser Zahnräder, nämlich das Zahnrad 28, greift in das Zahnrad 16 ein, das als Sonnenrad wirkt, während die anderen Zahnräder Planetenräder bilden und das Gehäuse selbst als Träger der Planetenräder dient.
Gemäss Fi:g. 2 sind die beiden in einer Ausneh- mung 26 angeordneten Zahnräder 28, 30 gleich gross, aber in verschiedenen Radialabständen von der über- tragungswelle 19 angeordnet, wobei die Differenz dieser Radialabstände etwa gleich der Zahnhöhe der Räder ist.
Diese Zahnräder rotieren in Richtung der Pfeile 40, 42 und bilden eine Zahnradpumpe, welche das Medium von der zentralen Kammer 44 des Gehäuses 18 in eine Druckkammer 46 fördert, die radial ausserhalb der Pumpenräder vorgesehen ist und sich in Umfangsrichtung über beide Pumpenräder erstreckt, so dass die Resultierende des hydraulischen Druckes auf jedes Rad oder die grössere von zwei senkrecht zueinander stehenden Komponenten dieser Resultierenden gegensinnig zu der auf das Rad wir kenden Fliehkraft gerichtet ist.
Zu beiden Seiten der Pumpenräder sind Dichtungsplatten 48, 50 angeord net, die in axialer Richtung gegen die Zahnräder 28, 30 gedrückt werden, indem durch einen Kanal 52 von der Druckkammer 46 auf die den Rädern der Pumpe abgekehrte Seite jeder Dichtungsplatte -48, 50 Druckmedium geleitet wird.
Zwischen jeder Druckkammer 46 und der zen tralen Kammer 44 ist eine Zirkulationsleitung 54 an geordnet, die mit einem Ventil ausgestattet ist, das aus einem radial verstellbaren Ventilsitz 56, einem beweglichen Ventilkörper 58 und einer Feder 60 besteht, welche den Ventilkörper 58 radial nach aussen gegen den Ventilsitz drückt.
Fig. 4 zeigt eine abgewandelte Ausführungsform dieses das maximal' schlupffrei übertragbare Dreh moment festlegenden Ventils in ähnlicher Darstellung wie Fig. 2. Das Ventil besteht in diesem Falle aus einem Sitz 102 und einem beweglichen Ventilkörper 104, der bei einer Bewegung nach aussen schliesst, eine relativ grosse Masse aufweist und mit Stegen 106 versehen ist, die zur Führung in einem Kanal 108 dienen. Dieses Ventil ist mit keinerlei Federn ver sehen.
Fig. 6 zeigt in ähnlicher Darstellung wie Fig. 2 ein weiteres Ausführungsbeispiel für das das maximal schlupffrei übertragbare Drehmoment festlegende Ventil.
Hierbei besteht das Ventil aus einem Sitz 110 und einem beweglichen Ventilkörper 112, der bei einer Bewegung nach innen schliesst und durch eine Feder 114 gegen seinen Sitz gedrückt wird.
Fig. 8 zeigt eine dritte Abwandlung des das maxi mal schlupffrei übertragbare Drehmoment festlegen den Ventils in ähnlicher Darstellung wie Fig. 1. In diesem Falle besteht das Ventil aus einem Sitz 116 und einem beweglichen Ventilkörper 118, der parallel zu der es tragenden LUbertragungswelle verstellbar ist;
der Ventilkörper 118 ist mit Hilfe von Stegen 120 in einer Ausnehmung 122 geführt und wird mittels einer Feder 124 gegen seinen Sitz gedrückt.
Die Fig. 3, 5, 7 und 9 zeigen, wie -sich das maxi mal schlupffrei übertragbare Drehmoment M bei Verwendung dieser verschiedenen Ventilarten mit der Drehzahl n ändert.
Die Drehmomentenkennlinie nach Fig. 3 gilt für ein Ventil der in den Fig. 1 und 2 dargestellten Aus- führung, bei @de:m die Ventilfederkraft und :die Flieh kraft gleichsinnig wirken; es ergibst sich hierbei ein bestimmtes Anfangsdrehmoment und das Drehmo ment M nimmt mit der Drehzahl stetig zu.
Fig. 5 zeigt die Drehmomentenkennlinie für die Ventilausführung nach Fig. 4, bei welcher das Ventil ausschliesslich :durch die Fliehkraft betätigt wird; hierbei ist das Anfangsdrehmoment fast Null, doch nimmt das Drehmoment M mit der Drehzar stetig zu.
Die Kennlinie nach Fig. 7 gilt für eine Ventil- ausführung nach Fig. 6, bei welcher die Ventilfeder kraft und die Fliehkraft gegensinnig wirken; es ergibt sich dann anfänglich ein hohes Drehmoment M, das aber mit :steigender Drehzahl stetig abnimmt.
Fig. 9 zeigt schliesslich die Kennlinie für ein Ventil der in Fig. 8 dargestellten Ausführung, bei welcher der Einlluss der Fliehkraft beseitigt ist; es ergibt sich dabei ein drehzahlunabhängiges, :das heisst kon stantes Drehmoment M.
Fig. 10 zeigt ein anderes Ausführungsbeispiel der Erfindung, bei dem das Zahnrad 16 ebenfalls inner halb eines mit Druckmedium gefüllten Gehäuses 18 angeordnet ist. Im Gehäuse 18 sind radial ausserhalb des Zahnrades 16 wieder mehrere Ausnehmungen 26 vorgesehen. In jeder dieser Awsnehmungen ist ein Zahnrad 126 bzw. 128 drehbar gelagert, :das mit dem Zahnrad 16 und mit einem zweiten Zahnrad 130 bzw. 132 zusammenwirkt.
Die beiden Pumpenzahnräder 126, 130 bzw. 128, 132, die in einer Ausnehmung 26 liegen, sind in :diesem Falle in gleichen Radialabständen von der sie tragenden Übertragungswelle angeordnet. Das mitlaufende Rad 130 bzw. 132 hat aber einen Radius, der ungefähr um eine Zahnhöhe kleiner als der Radius :des zugeordneten Zahnrades 126 bzw. 128 ist, welches mit dem Zahnrad 16 in Eingriff steht.
Die Zahnräder 130 und 132 sind feiner an ver schiedenen Seiten bezüglich des mit ihnen zusammen wirkenden Zahnrades 126 bzw. 128 angeordnet, so dass das eine Zahnradpaar 126, 130 das Medium bei der einen relativen Drehrichtung zwischen Zahnrad 16 und Gehäuse 18 in die zugehörige Druckkammer 46 fördert, wogegen das andere Zahnradpaar 128, 132 das Medium seiner Druckkammer 46 bei der entgegengesetzten relativen Drehrichtung zwischen Zahnrad 16 und Gehäuse 18 zuführt. Auf diese Weise kann die Kupplung zum Antrieb in beiden Richtun gen verwendet werden.
Fig. 11 zeigt ein Ausführungsbeispiel, bei dem die axial neben den Pumpenrädern befindlichen Dich tungsplatten 48, 50 statt durch Drucköl mit Hilfe von Federn 134, 136 gegen die Zahnräder 28, 30 gedrückt werden.
Die Ausführungsmöglichkeiten der Erfindung sind durch die dargestellten Beispiele nicht erschöpft. Ins besondere bestehen verschiedene Kombinationsmög lichkeiten, z. B. die Anwendung gleich grosser Pum penzahnräder in verschiedenen Radialabständen von der sie tragenden übertragungswehe bei einer Kupp lung, bei welcher mehrere Pumpen in verschiedenen Richtungen arbeiten oder die Anwendung verschieden grosser Pumpenzahnräder in gleichen Radialabstän- den von der sie tragenden Übertragungswelle bei einer Kupplung,
bei welcher alle Pumpen in der gleichen Richtung wirken.
Hydrostatic Clutches The present invention relates to hydrostatic clutches that work on the principle of gear pumps and are particularly suitable for high speeds. The previously known hydrostatic clutches have mainly been used in ship propulsion systems, specifically as vibration-damping elements between a low-speed drive machine and the propeller shaft.
Hydrostatic clutches can also be used advantageously as clutches with a predetermined maximum torque. Such a coupling contains at least one part designed as a pump which, as soon as the effective torque is less than the maximum torque that can be transmitted through the pump with practically no slip, only promotes as much medium as is required to cover the leakage losses. The two links of the clutch rotate at almost the same speed.
If, on the other hand, the effective torque is greater than the maximum slip-free transmittable torque, then the pump promotes the medium in the clutch in the circuit via valves that are preloaded with a certain pressure, with the driven member of the clutch at a lower speed than the driving element Member rotates.
At high speeds, the centrifugal force increases rapidly, which causes difficulties in particular with regard to the bearing of the pump wheels and the mutual sealing between these wheels and between the pump wheels and the pump housing:
In order to overcome these difficulties, in the subject matter of the invention, the pump gears are arranged in the manner of planet gears, which lie in pairs in recesses of a housing arranged on the one coupling shaft, one gear of each pump formed by a gear pair with one on the other coupling shaft arranged wheel is engaged.
Each gear pump is also assigned a pressure chamber, which is located radially outside the pump wheels and extends circumferentially over both pump wheels, so that the resultant of the hydraulic pressure on each pump wheel or the larger of two perpendicular components of these resultants runs in the opposite direction to the direction of the centrifugal force acting on the wheel.
Advantageously, the two gears of each pump are either of the same size and are arranged at different radial distances from the first-mentioned coupling shaft, the difference between these radial distances being equal to the tooth height of the wheels, or they are arranged at the same distance from this coupling shaft and are different large, the difference in the radii of these wheels then being equal to the tooth height.
As a result, the centrifugal force does not act too differently on the two wheels and the influence of the centrifugal force can: the bearing pressures of both wheels, which are dependent on the difference between the centrifugal force and the resulting hydraulic pressure, are compensated approximately to the same extent.
In order to determine the maximum torque that can be transmitted by the clutch without slip, each pump can also be provided with a valve which is located in a circulation path between the pressure side and the suction side of the pump.
Each of these valves can be provided with a spring which presses the movable valve body against its seat. In order to achieve the most synchronous possible start-up of the various gear pumps, these springs can be individually adjustable. Depending on the design of these valves, the coupling can be given different properties, in particular different torque characteristics.
If the movable valve body is arranged in such a way that its closing movement to its seat takes place radially outwards, then the valve spring force and the centrifugal force support each other, resulting in a clutch that transmits a greater maximum torque at high speeds than at low speeds without slip can, which offers particular advantages when the drive arrangement including the clutch has a low critical speed that must be run through during the drive. Under certain circumstances, the valve springs can be completely omitted in this arrangement, so that the valve is then only controlled by the centrifugal force.
If, on the other hand, the movable valve body has to be moved radially inward during its closing movement to its seat, the centrifugal force counteracts the valve spring force, which results in a coupling that transmits a greater maximum torque at low speeds than at high speeds, so that the transmitted power can be kept approximately constant.
By changing the stiffness of the valve spring and the mass of the movable valve body, the coupling properties can be adjusted as desired.
Finally, if the maximum slip-free torque that can be carried is to be kept constant, it is advisable to arrange the movable valve body so that it can only be adjusted parallel to the shaft, where the effect of the centrifugal force on the actuation of the valve is completely switched off.
A substantial part of the leakage losses in a gear pump occurs between the side surfaces of the gear wheels and the housing walls adjoining these side surfaces. It is therefore advisable to provide each gear pump with sealing plates which are pressed against the gears in the axial direction.
This inward pressure can be done either by supplying pressure medium from the pressure side of the pump via a line to those sides of the sealing plates that are turned away from the pump wheels, or by such an arrangement of compression springs that they act on those sides of the sealing plates that the Pump wheels are turned away. A combination of these two measures for pressing on the sealing plates can also be used.
In order to enable operation in both directions by means of the hydrostatic coupling, one gear pumps are expediently arranged in such a way that they transfer the medium in the one relative direction of rotation between the housing arranged on one coupling shaft and supporting the pump wheels and that with the other coupling shaft promote connected gear in the associated pressure chambers, whereas the other gear pumps promote the medium in the associated pressure chambers in the opposite relative direction of rotation between the housing and this gear.
In order to simplify the problems of storage and sealing, it is also advisable to arrange the axes for the pump wheels in a fixed manner in the housing and to store the pump wheels rotatably on these axes, preferably using a needle.
Some embodiments of the invention will now be described in more detail with reference to the drawings.
Fig. 1 shows a longitudinal section through an exemplary embodiment of the invention along the line 1-1 in FIG.
FIG. 2 shows a cross section through the same embodiment along the line 2-2 in FIG.
Fig. 3 shows in diagram form the dependence of the maximum slip-free transmittable torque on the speed in the embodiment of FIG.
FIG. 4 shows a modified embodiment of a detail of FIG.
FIG. 5 shows in diagram form the dependence of the maximum slip-free transmittable torque on the speed in the exemplary embodiment according to FIG. 4.
FIG. 6 shows a further modification of the same detail as FIG.
Fig. 7 shows again in diagram form the dependency of the maximum slip-free transmittable torque on the speed in the Ausführungsbei game according to FIG.
Fig. 8 shows another embodiment of a single unit of the example of FIG.
FIG. 9 shows, in diagram form, the relationship between the maximum slip-free transmittable torque and the speed for the exemplary embodiment according to FIG.
Fig. 10 is a cross section through a further embodiment of the invention.
FIG. 11 finally shows a further modification of a detail of the example according to FIG. 1.
In all of the illustrated exemplary embodiments, a gearwheel 16 is firmly connected to one coupling shaft 14. This gear is arranged with its ring gear within a housing 18 filled with a suitable medium, such as Cal, which in turn is firmly connected to the other coupling shaft 19, with one end wall 20 of this housing a bearing 22 for the hub 16 ' the gear 16 forms, while the other end wall 24 of the Ge housing is sealed against this hub. The housing is seen on the end wall 20 with a filling hole 25 which can be closed or closed with a plug 27.
In the housing 18 several recesses 26 are provided radially outside of the gear wheel 16. In each of these recesses, two gears 28, 30 are rotatably mounted with the aid of needle bearings 32 on the gear axles 36, 38 located within the housing. One of these gears, namely gear 28, meshes with gear 16, which acts as a sun gear, while the other gears form planet gears and the housing itself serves as a carrier for the planet gears.
According to Fi: g. 2, the two gear wheels 28, 30 arranged in a recess 26 are of the same size, but are arranged at different radial distances from the transmission shaft 19, the difference between these radial distances being approximately equal to the tooth height of the wheels.
These gears rotate in the direction of arrows 40, 42 and form a gear pump which conveys the medium from the central chamber 44 of the housing 18 into a pressure chamber 46 which is provided radially outside the pump wheels and extends in the circumferential direction over both pump wheels, so that the resultant of the hydraulic pressure on each wheel or the larger of two mutually perpendicular components of this resultant is directed in the opposite direction to the centrifugal force acting on the wheel.
On both sides of the pump wheels sealing plates 48, 50 are angeord net, which are pressed in the axial direction against the gears 28, 30 by a channel 52 from the pressure chamber 46 on the side facing away from the pump wheels of each sealing plate -48, 50 pressure medium is directed.
Between each pressure chamber 46 and the central chamber 44, a circulation line 54 is arranged, which is equipped with a valve consisting of a radially adjustable valve seat 56, a movable valve body 58 and a spring 60, which the valve body 58 radially outward against pushes the valve seat.
Fig. 4 shows a modified embodiment of this the maximum 'slip-free transferable torque defining valve in a representation similar to FIG. 2. The valve consists in this case of a seat 102 and a movable valve body 104, which closes when moving outward, a has a relatively large mass and is provided with webs 106 which serve for guidance in a channel 108. This valve does not have any springs.
In a representation similar to that of FIG. 2, FIG. 6 shows a further exemplary embodiment for the valve which defines the maximum slip-free transmittable torque.
Here, the valve consists of a seat 110 and a movable valve body 112, which closes when it moves inward and is pressed against its seat by a spring 114.
Fig. 8 shows a third modification of the maximum torque that can be transmitted without slip, setting the valve in a representation similar to FIG. 1. In this case, the valve consists of a seat 116 and a movable valve body 118 which is adjustable parallel to the transmission shaft carrying it ;
the valve body 118 is guided in a recess 122 with the aid of webs 120 and is pressed against its seat by means of a spring 124.
3, 5, 7 and 9 show how the maximum torque M that can be transmitted without slip when using these different types of valve changes with the speed n.
The torque characteristic according to FIG. 3 applies to a valve of the embodiment shown in FIGS. 1 and 2, where @de: m is the valve spring force and: the centrifugal force acts in the same direction; This results in a certain initial torque and the torque M increases steadily with the speed.
FIG. 5 shows the torque characteristic for the valve design according to FIG. 4, in which the valve is exclusively: operated by centrifugal force; in this case the initial torque is almost zero, but the torque M increases steadily with the speed.
The characteristic curve according to FIG. 7 applies to a valve design according to FIG. 6, in which the valve spring force and the centrifugal force act in opposite directions; there is then initially a high torque M, which, however, steadily decreases with increasing speed.
FIG. 9 finally shows the characteristic curve for a valve of the embodiment shown in FIG. 8, in which the influence of the centrifugal force is eliminated; The result is a speed-independent,: that is, constant torque M.
Fig. 10 shows another embodiment of the invention, in which the gear 16 is also arranged within a housing 18 filled with pressure medium. In the housing 18, a plurality of recesses 26 are again provided radially outside the gear 16. In each of these recesses a gear 126 or 128 is rotatably mounted, which interacts with the gear 16 and with a second gear 130 or 132.
The two pump gears 126, 130 or 128, 132, which are located in a recess 26, are in this case arranged at the same radial distances from the transmission shaft carrying them. The following wheel 130 or 132, however, has a radius that is approximately one tooth height smaller than the radius of the associated gear 126 or 128, which is in engagement with the gear 16.
The gears 130 and 132 are finer arranged on different sides with respect to the gear 126 and 128 working together with them, so that the one gear pair 126, 130 the medium in the one relative direction of rotation between gear 16 and housing 18 in the associated pressure chamber 46 promotes, whereas the other pair of gears 128, 132 supplies the medium to its pressure chamber 46 in the opposite relative direction of rotation between gear 16 and housing 18. In this way, the coupling can be used to drive in both directions.
Fig. 11 shows an embodiment in which the axially located next to the pump wheels you processing plates 48, 50 are pressed against the gears 28, 30 instead of by pressure oil with the aid of springs 134, 136.
The possible embodiments of the invention are not exhausted by the examples shown. In particular, there are various possible combinations such. B. the use of pump gears of the same size at different radial distances from the transmission shaft carrying them in a coupling where several pumps work in different directions or the use of pump gears of different sizes at the same radial distances from the transmission shaft carrying them in a coupling,
in which all pumps act in the same direction.