Hydraulisches Getriebe Die Erfindung betrifft ein hydraulisches Getriebe, das besonders für Schienenfahrzeuge mit mehreren von einer gemeinsamen Antri; bsmaschine über ge trennte Getriebe angetriebenen Triebachsen geeignet ist. Da die Durchmesser der auf den verschiedenen Triebachsen sitzenden Räder etwas variieren können, ergibt sich das Problem, dass die verschiedenen Trieb achsen verschiedene Drehzahlen erhalten müssen.
Wenn diese Achsen von einem gemeinsamen Motor, aber über verschiedene Getriebe angetrieben werden, muss deshalb innerhalb der einzelnen Getriebe zwi schen dem Motor und der Triebachse eine Schlupf möglichkeit bestehen, um das durch das Getriebe übertragbare maximale Drehmoment zu begrenzen und eine gleichmässige Verteilung des Antriebsdreh momentes auf alle Triebachsen zu gewährleisten.
Hinsichtlich der erwünschten raschen und ste tigen Beschleunigung von Schienenfahrzeugen erwei sen sich hydrodynamische Getriebe als besonders giinstig, die mit Hilfe bekannter Einrichtungen ein sehr hohes Anzugsmoment liefern und einen sehr stetigen, stossfreien Übergang zwischen den verschie denen Geschwindigkeitsstufen ergeben.
Bei Drehmomentenwandlern kann jedoch im Hin blick auf den Brennstoffverbrauch ein direkter An trieb mit Hilfe einer direkten mechanischen Kupplung zwischen dem Pumpenteil und dem Turbinenteil des Wandlers erwünscht sein, sobald das Drehzahlverhält nis zwischen dem Turbinenteil und dem Pumpenteil so hoch wird, dass mit Hilfe des Drehmomentenwand- lers keine Erhöhung des Drehmomentes mehr erhalten werden kann.
Beim direkten Antrieb besteht jedoch keine Schlupfmöglichkeit bei der Leistungsübertragung über den hydrodynamischen Drehmomentenwandler. Infol gedessen muss in das Getriebe ein zusätzliches Element eingefügt werden, das es ermöglicht, den zur Begren- zung des maximalen Drehmomentes notwendigen Schlupf auch bei einem direkten Antrieb zu sichern.
Dieses Problem wird gemäss der vorliegenden Er findung dadurch gelöst, dass das Getriebe mit einer hydrostatischen Kupplung ausgestattet wird, die in Reihe mit dem hydrodynamischen Drehmomenfen- wandler und dessen direkter Antriebskupplung liegt. Diese hydrostatische Kupplung lässt nicht nur einen Schlupf zu, sondern dient auch zur Schwingungs- dämpfung im ganzen Drehzahlbereich.
Die hydrostatische Kupplung umfasst zweckmässig zumindest einen als Pumpe mit Auslassventil ausge bildeten Teil, der, sobald das wirksame Drehmoment kleiner als das maximal praktisch schlupffrei Übertrag bare Drehmoment ist, nur die zur Deckung der Leck- verluste erforderliche Menge an Druckmedium för dert. Die beiden Glieder der Kupplung rotieren hierbei fast mit gleicher Drehzahl.
Wenn anderseits das wirk same Drehmoment grösser als das maximal schlupffrei übertragbare Drehmoment ist, dann fördert die Pumpe das Medium in der Kupplung im Kreislauf über das genannte Ventil, das mit einem bestimmten Druck vorbelastet ist, wobei das getriebene, Glied der Kupp lung langsamer als das treibende Glied rotiert.
Bei der erfindungsgemässen Anwendung einer hydrostatischen Kupplung können ausser der Begren zung des maximalen Drehmomentes noch weitere Vorteile erzielt werden. So werden insbesondere die Drehmomentspitzen, die ansonsten über das gesamte Getriebe verlaufen, durch die Kupplung ausgeglichen. Es ist daher möglich, die direkte Kupplung für ein wesentlich kleineres Drehmoment auszulegen und sie nur als Haltekupplung zu berechnen, wodurch der Durchmesser der Kupplungsscheiben kleiner wird und infolgedessen auch die Ventilationsverluste während des Betriebes herabgesetzt werden. überdies werden überbelastungen der Getriebewellen vermieden und damit wird die Gefahr von Wellenbrüchen herabge setzt.
Ebenso wird eine Überbelastung der Antriebs- verbindung zwischen dem Motor und dem Getriebe verhütest. Im Vergleich mit bisher bekannten Getrie ben mit hydrodynamischen Drehmomentenwandlern wird ausserdem der Vorteil erzielt, dass bei entspre chender Ausbildung die Anzahl und Masse der fest mit der Motorwelle verbundenen Getriebeteile wesent lich vermindert wird, weil das rotierende Gehäuse des Drehmomentenwandlers nicht mehr zu diesen Teilen gehört, wodurch das Problem der Wahl der kritischen Drehzahl der Maschine erleichtert wird.
Ferner wirkt die hydrostatische Kupplung bei der kritischen Dreh zahl als Schwingungsdämpfer.
Eine hydrostatische Kupplung, die bei einem Schienenfahrzeug oder dergleichen verwendet werden soll, muss jedoch in besonderer Weise bemessen wer den, damit sie bei den im Vergleich zu den Schiffs- maschinen hohen Drehzahlen, die hier vorliegen, be friedigend arbeitet; bisher wurden nämlich hydro statische Kupplungen hauptsächlich bei Schiffsan trieben zur Schwingungsdämpfung in der Kraftüber tragung zwischen langsam laufenden Dieselmaschinen und der Schraubenwelle verwendet.
Das hydraulische Getriebe gemäss der Erfindung besitzt einen hydrodynamischen Drehmomentenwand- ler, der in einer Arbeitskammer in einem geschlos senen Kreis eine Anzahl von an Pumpen-, Reaktions- und Turbinenteilen angeordneten Schaufelkränzen aufweist, und eine -direkte Kupplung zwischen dem Pumpen- und dem Turbinenteil und ist, wie erwähnt, gekennzeichnet durch eine zu dieser Kupplung und dem Wandler in Reihe liegende hydrostatische Kupp lung.
Der Flüssigkeitsraum der hydrostatischen Kupp lung steht zweckmässig in freier Verbindung mit der Arbeitskammer des Drehmomentenwandlers, so dass die Kupplung dauernd mit dem hydraulischen Me dium des Drehmomentenwandlers gefüllt ist.
Um einen raumsparenden Aufbau zu erzielen, kann der Pumpenteil des Drehmomentenwandlers fest mit einem mit Druckmedium gefüllten Gehäuse ver bunden sein, in dem vorteilhaft mehrere Zahnräder planetenartig angeordnet sind. Diese Zahnräder sind zweckmässig paarweise in Ausnehmungen des Ge häuses angeordnet und wirken als Zahnradpumpen, welche -das Medium aus dem Gehäuse in getrennte Druckkammern fördern. Der Antrieb der Zahnrad pumpen kann dadurch bewirkt werden, d'ass ein Zahnrad einer jeden Pumpe in ein an der treibenden Welle befestigtes Zahnrad eingreift.
Die beiden zu einer Pumpe gehörenden Zahn räder können entweder gleich gross und in verschie denen Radialabständen von der Drehachse des Ge häuses angeordnet sein, wobei die Differenz der Radialabsfände ungefähr gleich -der Zahnhöhe der Räder ist, oder sie können in gleichen Radia-Iabstän- den von der genannten Drehachse angeordnet und verschieden gross bemessen sein, wobei die Differenz ihrer Radien ungefähr gleich der Zahnhöhe ist. Auf diese Weise wirkt die Fliehkraft ungefähr gleich stark auf die beiden Räder.
Jeder Zahnradpumpe kann ferner eine Druck kammer zugeordnet sein, die radial ausserhalb der Pumpenräder liegt und in Umfangsrichtung eine grosse Ausdehnung hat, so dass die Resultierende des hy draulischen Druckes, der auf jedes Pumpenrad wirkt, ungefähr gegensinnig zur Richtung der auf das Rad wirkenden Fliehkraft verläuft. Infolge der erläuterten Dimensionierung der Pumpenzahnräder und ihrer Radialabstände ist die Differenz zwischen der Flieh kraft und dem hydraulischen Druck an beiden Pum penrädern ungefähr gleich gross und daher stimmen auch die Lagerdrücke ungefähr überein.
Um das durch die Kupplung maximal schlupffrei übertragbare Drehmoment festzulegen, ist jede Pumpe zweckmässig mit einem Ventil versehen, 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 Zahn radpumpen zu erreichen, können diese Federn einzeln eingestellt werden.
Je nach der Ausführung dieser Ventile können der Kupplung verschiedene Eigenschaften, insbe sondere Drehmomentkennlinien .erteilt werden. Wenn der Ventilkörper so angeordnet ist, dass seine Schliess bewegung 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 schlupf frei übertragen kann, was besondere Vorteile bietet, wenn die Antriebsanordnung einschliesslich der Kupplung eine niedrige kritische Drehzahl hat, die während des Antriebs durchlaufen werden muss.
Die Ventilfeder kann unter Umständen auch völlig ent fallen, wobei -dann das Ventil ausschliesslich 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 Ventilkörpers können die Kupp lungseigenschaften in gewünschter Weise eingeregelt werden.
Wenn schliesslich das maximal schlupffrei über tragbare Drehmoment unabhängig von der Drehzahl konstant gehalten werden soll, so muss der be wegliche Ventilkörper parallel zur Drehachse seines Trägers verstellbar angeordnet sein, wodurch der Einfluss der Fliehkraft aufgehoben wird. Ein wesentlicher Teil der Leckverluste in einer Zahnradpumpe tritt zwischen den Seitenflächen der Zahnnräder und den an diese Seitenflächen an schliessenden Gehäusewänden auf. Mit Vorteil 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 Pum penrädern abgekehrt sind, oder auch durch eine sol che Anordnung von Druckfedern, dass diese auf jene Seiten der Dichtungsplatten wirken, die den Pumpen rädern abgekehrt sind. Auch eine Kombination dieser beiden Massnahmen kann angewendet werden.
Um einen Betrieb in beiden Richtungen zu :er möglichen und insbesondere durch den Motor auch eine Bremswirkung auf das Fahrzeug ausüben zu können, können in der hydrostatischen Kupplung die einen Zahnradpumpen so angeordnet sein, dass sie das Medium bei der einen relativen Drehrichtung zwischen dem auf der treibenden Welle angeordneten Zahnrad und dem mit Medium gefüllten Gehäuse in die zugeordneten Druckkammern fördern, wogegen die anderen Zahnradpumpen das Medium ihren Druckkammern bei der entgegengesetzten relativen Drehrichtung zwischen diesem Rand und dem Ge häuse zuführen.
Um die Probleme der Lagerung und Abdichtung zu vereinfachen, ist es ferner vorteilhaft, die Achsen der Pumpenräder feststehend im Gehäuse anzuord nen und die Pumpenräder drehbar auf diesen Achsen zu lagern, und zwar vorzugsweise mit Hilfe von Nadellagern.
Unter Bezugnahme auf die Zeichnungen sollen nun einige Ausführungsbeispiele der Erfindung ge nauer beschrieben werden.
Fig. 1 ist ein Längsschnitt durch ein erfindungs gemässes hydraulisches Getriebe nach der Linie 1-1 in Fig. 3.
Fig. 2 zeigt einen Axialschnitt durch das gleiche Getriebe nach der Linie 2-2 in Fig. 3.
Fig. 3 ist ein Querschnitt durch dieses Getriebe nach der Linie 3-3 in Fig. 1.
Fig. 4 stellt in Diagrammform die Abhängigkeit des von der hydrostatischen Kupplung maximal schlupffrei übertragbaren Drehmomentes von der Drehzahl der Kupplung des Getriebes nach Fig. 1 dar.
Fig. 5 zeigt eine abgewandelte Ausführungsform einer Einzelheit des Getriebes nach Fig. 3.
Fig. 6 gibt wieder in Diagrammform die Abhän gigkeit des betreffenden maximalen Drehmomentes von der Drehzahl beim Getriebe nach Fig.5 an.
Fig. 7 zeigt eine weitere Abwandlung der glei chen Einzelheit wie Fig. 5.
Fig.8 gibt das zugehörige Diagramm für die Abhängigkeit des betreffenden maximalen Dreh momentes von der Drehzahl bei der Ausführung nach Fig. 7 an. Fig. 9 zeigt eine weitere Abänderung einer Ein zelheit der Ausführung nach Fig. 1.
Fig. 10 ist ein Diagramm, das die Abhängigkeit des betreffenden maximalen Drehmomentes von der Drehzahl bei der Ausführungsform nach Fig. 9 an gibt.
Fig. 11 zeigt einen Querschnitt durch ein weiteres Ausführungsbeispiel der Erfindung.
Fig. 12 stellt eine weitere Abänderung einer Ein zelheit des Getriebes nach Fig. 1 dar.
In :den Zeichnungen sind für gleiche Teile in allen Figuren gleiche Bezugszeichen verwendet wor den.
Die vom Motor angetriebene Welle 10 ist mit dem treibenden Teil 14 durch eine Scheibe 12, die eine geringfügige axiale Verschiebung und eine ge wisse Abweichung von .der Gleichachsigkeit zulässt, drehfest verbunden. Der Teil 14 bildet die Nabe eines Zahnrades 16. Diese Zahnscheibe dieses Zahn rades ist innerhalb eines Gehäuses 18 angeordnet, das mit einem Druckmedium gefüllt ist und :dessen Stirnwand 20 mit einem Lagerzapfen 22 versehen ist, auf dem die Nabe 14 gelagert ist. Die andere Stirn wand 24 des Gehäuses ist gegen die Nabe 14 abge dichtet.
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 Nadellagern 32 auf .den innerhalb des Gehäuses befindlichen Achsen 36, 38 (Fig.3) gelagert. Eines dieser Zahnräder, nämlich .das Zahn rad 28, greift in das Zahnrad 16 ein, das als Sonnen rad wirkt, während die anderen Zahnräder Planeten räder bilden und das Gehäuse selbst als Träger der Planetenräder dient.
Die beiden in einer Ausnehmung 26 angeordneten Zahnräder 28, 30 sind gleich gross, aber in ver schiedenen Radialabständen von der Drehachse des Gehäuses 18 angeordnet, wobei die Differenz dieser Radialabstände etwa gleich der Zahnhöhe der Räder ist. Die Zahnräder rotieren in Richtung der Pfeile 40, 42 (Fig. 3) und bilden eine Zahnradpumpe, wel che das Medium von einer zentralen Kammer 44 des Gehäuses 18 in eine Druckkammer 46 mit grosser Umfangsausdehnung fördert, die radial ausserhalb der Pumpenräder vorgesehen ist.
Zu beiden Seiten der Pumpenräder sind Dichtungsplatten 48, 50 an geordnet, die in axialer Richtung gegen die Zahn räder 28, 30 gedrückt werden, indem durch einen Kanal 52 von der Druckkammer 46 auf die den Pumpenrädern abgekehrte Seite jeder Dichtungsplatte 48 bzw. 50 Druckmedium geleitet wird.
Zwischen der Druckkammer 46 und der zentralen Kammer 44 ist eine Zirkulationsleitung 54 vorge sehen, 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.
Die zentrale Kammer 44 steht ferner über Kanäle 62, 64 (Fig. 2) in freier Verbindung mit der Arbeits kammer 66 eines hydrodynamischen Drehmomenten- wandlers. Durch diese Verbindung wird erreicht, dass das Gehäuse 18 stets mit Medium gefüllt bleibt, weil dem Drehmomentenwandler durch eine eigene Pumpe ständig Medium aus einem Tank zugeführt wird.
Der Drehmomentenwandler hat bekannten Auf bau. Sein rotierendes Gehäuse 68 ist fest mit dem Gehäuse 18 verbunden. Mit dem Gehäuse 68 ist ein Schaufelkranz 70 fest verbunden. Ferner sind im Drehmomentenwandler zwei Tubinenschaufelkränze 72, 74 angeordnet, zwischen denen ein Reaktions- schaufelkranz 76 liegt.
Die Turbinenschaufelkränze 72, 74 sind an einer Turbinennabe 78 angebracht, die drehfest auf der Turbinenwelle 80 sitzt, welche z. B. als Abtriebs welle dienen kann. Der Reaktionsschaufelkranz ist in ähnlicher Weise durch eine Reaktionsnabenscheibe 82 drehfest mit einer Reaktionswelle 84 verbunden.
Auf diese Welle wirkt ein gegensinniges Drehmo ment, und zwar entweder dadurch, dass sie fest gehalten wird, oder dadurch, dass sie über ein Zahn radgetriebe mit der Turbinenwelle 80 verbunden ist und somit zwangläufig mit einer Geschwindigkeit rotiert, die von der Geschwindigkeit der Turbinen welle abhängt.
Das Gehäuse 18 weist an der dem Drehmomen- tenwandler zugekehrten Seite eine zylindrische Aus- nehmung auf. In :dieser Ausnehmung befindet sich eine direkte Kupplung, die als hydraulisch betätigbare Lamellenkupplung dargestellt ist.
In dieser Aus- nehmung befindet sich ferner ein hydraulisch be- tätigbarer Kolben 86, der durch über eine Leitung 88 in der Turbinenwelle 80 und einen Kanal 90 in einem zentralen Zapfen 92 zugeführtes Druckmedium betätigt wird. Der Kolben 86 drückt bei seiner Be tätigung mehrere Kupplungslamellen 94, 96 gegen einander und geigen eine Druckfläche 98, die am rotierenden Gehäuse 68 -des Drehmomentenwandlers vorgesehen ist.
Die Kupplungslamellen 94, 96 bilden zwei verschiedene Sätze, von denen einer drehfest mit dem Gehäuse 18 und der andere drehfest mit einer Nabe 100 verbunden ist, die ihrerseits in dreh fester Verbindung mit der Turbinenwelle 80 steht. Diese direkte Kupplung wird durch Druckentlastung des Kolbens 86 gelöst, wobei der Druck des Mediums in der Arbeitskammer 66 des Drehmomentenwand- lers, welcher Druck auf der dem Wandler abge kehrten Seite des Kolbens wirksam ist, die Kupplung trennt.
Fig.5 zeigt ein abgewandeltes Ausführungsbei spiel für das das maximal schlupffrei durch die Zahnradkupplung übertragbare Drehmoment fest legende Ventil in ähnlicher Darstellung wie Fig. 3. Das Ventil besteht in diesem Falle aus einem Sitz 102 und einem beweglichen Ventilkörper 104, der radial nach aussen schliesst und eine relativ grosse Masse hat; dieser Ventilkörper ist mit Stegen 106 versehen und mittels dieser in einer Bohrung 108 geführt. Dieses Ventil ist mit keinerlei Federn aus gestattet.
Fig.7 zeigt eine weitere abgewandelte Ausfüh rung des das maximal schlupffrei übertragbare Dreh moment festlegenden Ventils, ähnlich der Darstellung nach Fig. 3. In diesem Falle besteht das Ventil aus einem Sitz 110 und einem Ventilkörper 112, der radial nach innen schliesst und durch eine Feder 114 gegen seinen Sitz gedrückt wird.
Fig.9 zeigt eine dritte Abwandlung des das maximal schlupffrei übertragbare Drehmoment fest legenden Ventils in ähnlicher Darstellung wie Fig. 1. Dieses Ventil besteht aus einem Sitz 116 und einem beweglichen Ventilkörper 118, der parallel zu der Drehachse seines Trägers gegen seinen Sitz ver schiebbar ist. Der Ventilkörper 118 ist mit Hilfe von Stegen 120 in einer Bohrung 122 geführt und wird durch eine Feder 124 gegen seinen Sitz gedrückt.
Die Fig. 4, 6, 8 und 10 stellen für diese ver schiedenen Ventilarten die Abhängigkeit des maximal von der hydrostatischen Kupplung schlupffrei über tragbaren Drehmomentes M von der Drehzahl n der Kupplung dar.
Fig. 4 zeigt insbesondere die Drehmomentenkenn- linie für die Ventilausführung nach den Fig. 1 und 3, bei welcher die Federkraft und die Fliehkraft gleich sinnig wirken, wodurch sich ein definiertes Anfangs drehmoment ergibt und das Drehmoment mit der Drehzahl ansteigt.
Fig. 6 zeigt die Drehmomentenkennlinie für die Ventilausführung nach Fig. 5, bei welcher der be wegliche Ventilkörper ausschliesslich durch die Flieh kraft betätigt wird; hierbei ergibt sich ein sehr nahe dem Wert Null liegendes Anfangsdrehmoment und ein stetiger Anstieg des Drehmomentes mit der Dreh zahl.
Fig. 8 zeigt die Drehmomentenkennlinie für die Ventilausführung nach Fig. 7, bei welcher die Feder kraft und die Fliehkraft gegensinnig wirken, wodurch ein hohes Anfangsdrehmoment erhalten wird und das Drehmoment mit zunehmender Drehzahl absinkt.
Fig.10 zeigt schliesslich die Drehmomenten kennlinie für die Ventilausführung nach Fig. 9, bei welcher der Einfluss der Fliehkraft ausgeschaltet ist, wodurch sich ein praktisch von der Drehzahl unab hängiges Drehmoment ergibt.
Fig. 11 zeigt ein anderes Ausführungsbeispiel der Erfindung, bei dem die Zahnscheibe des Zahnrades 16 ebenfalls innerhalb eines mit Druckmedium ge füllten Gehäuses 18 angeordnet ist. Das Gehäuse 18 weist wieder mehrere Ausnehmungen 26 auf, die radial ausserhalb des Zahnrades 16 liegen. In jeder dieser Ausnehmungen ist ein Zahnrad 126 bzw. 128 drehbar gelagert, das mit dem Zahnrad 16 und mit einem zweiten Zahnrad 130 bzw. 132 zusammen wirkt. Die beiden Pumpenzahnräder 126,<B>130</B> bzw. <B>128,</B> 132, :die in jeder Ausnehmung 26 angeordnet sind, befinden sich im gleichen Radialabstand von der Drehachse des Gehäuses 18.
Das mitlaufende Zahnrad 130 bzw.<B>132</B> hat einen Radius, der unge- fähr um eine Zahnhöhe kleiner ist als der Radius des mit dem Zahnrad 16 kämmenden Zahnrades<B>126</B> bzw. 128.
Bei dieser Ausführung liegen die Zahnräder 130 und 132 an verschiedenen Seiten bezüglich des mit ihnen in Eingriff stehenden Zahnrades 126 bzw. 128, wodurch erreicht wird, dass die eine Zahnradpumpe 126, 130 das Medium ihrer Druckkammer 46 bei der einen relativen Drehrichtung zwischen dem Zahn rad 16 und dem Gehäuse 18 zuführt, wogegen die andere Zahnradpumpe 128, 132 das Medium ihrer Druckkammer bei der entgegengesetzten relativen Drehrichtung zwischen Zahnrad 16 und Gehäuse 18 zuführt. Auf diese Weise ist die Kupplung in beiden Richtungen wirksam, was insbesondere für den Fahr zeugbetrieb vorteilhaft ist, weil dadurch die Möglich keit gegeben ist, den Motor auch für die Bremsung zu verwenden.
Fig. 12 zeigt ein Ausführungsbeispiel, bei dem die Dichtungsplatten 48, 50 anstatt durch Drucköl durch Federn 134, 136 gegen die Zahnräder 28, 30 (Fig. 1 bis 3) gepresst werden.
Die Erfindung ist nicht auf die dargestellten Aus führungsbeispiele beschränkt. Insbesondere bestehen verschiedene Kombinationsmöglichkeiten, z. B. die Anwendung gleich grosser Pumpenzahnräder in ver schiedenen Radialabständen von der Drehachse des Gehäuses 18 bei einer Kupplung, bei welcher mehrere Pumpen in verschiedenen Richtungen arbeiten, oder die Anwendung verschieden grosser Pumpenzahnräder in gleichen Radialabständen von der genannten Dreh achse bei einer Kupplung, bei welcher alle Pumpen in der gleichen Richtung wirken.