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Flüssigkeitskupplung Die Erfindung bezieht sich auf eine Flüssigkeitskupplung
nach dem Föttinger-Prinzip und richtet sich speziell auf das Problem einer verbesserten
selbsttätigen Regelung solcher Kupplungen, insbesondere soweit sie, wie beispielsweise
beim Fahrzeugantrieb, sowohl antriebs- als auch abtriebsseitig ständig in weiten
Grenzen wechselnden Betriebsbedingungen unterliegen und zu diesem Zweck mittels
Verbrennungsmotoren oder Elektromotoren mit über die Drehzahl regelbarer Leistung
angetrieben im
sind. Bei Flüssigkeitskupplungen dieser Gattung wird das zur
Übertragung der Drehbewegung erforderliche Drehmoment bekanntlich von der Strömungsenergie
der in dem vom Pumpen- und Turbinenrad umschlossenen Arbeitsraum umlaufenden Flüssigkeit
aufgebracht, wobei diese Strömung durch das Druckgefälle hervorgerufen wird, das
sich aus dem Geschwindigkeitsunterschied zwischen Pumpen- und Turbinenrad ableitet.
Die Strömungsenergie der im Arbeitsraum umlaufenden Flüssigkeit und damit das von
der Kupplung übertragene Drehmoment sind um so größer, je größer der Geschwindigkeitsunterschied
zwischen den beiden Kupplungshälften, d. h. der Schlupf, ist. Während das
übertragene Drehmoment bei gleicher Geschwindigkeit der Kupplungshälften Null ist,
erreicht es seinen Maximalwert bei dem größtmöglichen Geschwindigkeitsunterschied,
nämlich bei blockiertem Turbinenrad.
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Das Bestreben geht dahin, derartige Flüssigkeitskupplungen so auszulegen,
daß sie unter normaler Belastung mit möglichst kleinem Schlupf und entsprechend
hohem Wirkungsgrad arbeiten, unter Anfahrbedingungen sowie bei auftretender höherer
Belastung dagegen unter Ausnutzung des größeren Schlupfes das größtmögliche, vom
Antriebsmotor erzeugte Drellmoment übertragen. Während sich diese Bedingungen durch
geeignete Bemessung der Kupplung verhältnismäßig leicht erfüllen lassen, liegt eine
Schwierigkeit darin, hierbei zugleich sicherzustellen, daß die Kupplung bei überlastung
bis zum schließlichen Blockieren des Turbinenrads keinen die Leistungsgrenze des
Antriebsmotors überschreitenden Anstieg des übertragenen Drehmoments hervorruft.
Diese zusätzliche Forderung läßt sich mit den vorerwähnten Bedingungen nicht ohne
weiteres in Einklang bringen und setzt in jedem Fall die zusätzliche Verwendung
selbsttätig wirkender Regelorgane voraus.
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Die zu diesem Zweck bekannten Maßnahmen vermögen jedoch die ihnen
zugrunde liegende Aufgabe nur unvollkommen oder allenfalls dort befriedigend zu
erfüllen, wo die im Betrieb normalerweise auftretenden Belastungen nur in verhältnismäßig
engen und dabei festliegenden Grenzen schwanken und als Antriebe solche Motoren,
insbesondere Elektromotoren, dienen, die ohnehin auf eine bestimmte Betriebsdrehzahl
festgelegt sind, wie dies z. B. beim Drehstrom-Asynchronmotor der Fall ist.
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Unter Einsatzbedingungen, die z. B. denjenigen von Fahrzeugantrieben
entsprechen und bei denen die im Betrieb normalerweise auftretenden Belastungen
von Natur aus ständig in erheblichen Grenzen schwanken und schon aus diesem Grund
Antriebe mit über die Drehzahl regelbarer Leistung, insbesondere Verbrennungsmotoren
oder Elektromotoren mit einer diesen ähnlichen Charakteristik, benötigt werden,
sind die bekannten Maßnahmen zur Beg -r enzung des übertragenen Drehmoments im überlastungsfall
durchweg deswegen ungeeignet oder doch unbefriedigend, weil sie entweder nicht empfindlich,
nicht wirksam oder nicht schnell genug reagieren oder ständig mit zu hohen Wirkungsgradeinbußen
verbunden sind.
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Das besondere Problem beim Antrieb durch Verbrennungsmotoren oder
durch regelbare Elektromotoren mit einer diesen ähnlichen Charakteristik liegt darin,
daß sich deren Leistungssteigerung bekanntlich im einfachen Verhältnis zur Steigerung
der Drehzahl vollzieht, während die Drehmomentüber tragung bei einer Flüssigkeitskupplung
mit der zweiten Potenz der Drehzahlerhöhung ansteigt. Sie vollzieht
sich
mithin erheblich schneller als die Steigerung der Motorleistung. Das bedeutet, daß
eine z. B. für etwa 2000 U/min ausgelegte Kupplung im Bereich höherer Drehzahlen,
etwa bei 4000 bis 5000 U/min, weitaus überbemessen ist. Dies hat bei ungünstiger
Belastung auf der Abtricbsseite und bei dadurch hervorgerufener Senkung der Pumpenraddrehzahl
leicht zur Folge, daß der Motor an der Entfaltung seiner vollen Maximalleistung
gehindert ist und die Anlage dadurch auf die Dauer unwirtschaftlich wird.
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Die einfachste bekannte Maßnahme zur Begrenzung eines übermäßigen
Anstiegs des übertragenen Drehmoments ün überlastungsfall bildet die Verwendung
von Drosselorganen im Arbeitsraum, z. B. in Form von Stauringen, die auf der Wirkung
beruhen, daß sie den Flüssigkeitsumlauf im Arbeitsraum unter normalen Betriebsbedingungen
nicht behindern, sich dagegen bei Auftreten eines wesentlichen Widerstandes an der
Antriebsseite der Innenströmung im, Arbeitsraum entgegensetzen und auf diese Weise
einen Teil der Strölnungsenergie vernichten. Es liegt auf der Hand, daß es unmöglich
ist, derartige Drosselorgane so auszulegen, daß sie unter allen hier in Betracht
kommenden Betriebsbedingungen namentlich bei in weiten Grenzen wechselnder
Antriebsdrehzahl, ein hinreichend zuverlässiges Mittel für die selbsttätige Begrenzung
des übertragenen Drehmoments im überlastungsfall bilden, ohne auf der anderen Seite
ständig hohe Wirkungsgradeinbußen hervorzurufen. Soweit die Flüssigkeitsmenge im
Arbeitsraum hierbei unverän - dert bleibt, haben Flüssigkeitskupplungen dieser
Art den weiteren Nachteil, daß sie sich unter den genannten ständig wechselnden
Betriebsbedingungen zu stark erwärmen und daß sie nur begrenzt die Möglichkeit bieten,
dem Antriebsmotor das Hochfahren auf Nenndrehzahl zu erleichtern.
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Im Prinzip die gleichen Nachteile hat eine andere, auf einer ähnlichen
überlegung beruhende Maßnahme, die darin besteht, die bei plötzlich auftretendem
hohem Schlupf wachsende Strömungsenergie der im Arbeitsraum kreisenden Flüssigkeit
dadurch zu reduzieren, daß ein Teil des Flüssigkeitsstromes in einen im. Nabenbereich
der Kupplung befindlichen Stauraum abgeleitet wird. Auch dieses verhältnismäßig
ein-fache Mittel einer selbsttätigen Begrenzung des übertragenen Drehmoments im
überlastungsfall ist für die hier in Betracht kommenden Einsatzbedingungen nicht
anpassungsfähig und präzise genug und daher ungeeignet.
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Einen Teil der zuvor beschriebenen Nachteile ververmeidet zwar eine
andere bekannte Gattung von Flüssigkeitskupplungen, bei der die Flüssigkeit bei
zu hohem Schlupf aus dem Arbeitsraum in einen Behälter übergeleitet wird, aus dem
sie erst nach Beseitigung oder Fottfall der überlastung selbsttätig in den Arbeitsraum
zuiUckkehrt. Es hat sich jedoch gezeigt, daß das auf diese Weise einmal eingeleitete
Abströmen der Flüssigkeit leicht zu einer zu weitgehenden oder sogar gänzlichen
Entleerung des Arbeitsraumes und damit zum völligen Zusammenbruch des Drehmomentes
führen kann. Diese Erscheinung ist nicht nur für das Antriebsaggregat von Nachteil,
sondern könnte bei Fahrzeugantrieben verheerende Folgen haben, bei denen es mehr
noch als in anderen Einsatzfällen darauf ankommt, im überlastungsfall zwar das
Aufkommen eines den Motor überfordernden Drehmoments zu verhindern, gleichwohl
aber sicherzustellen, daß ein der Motorleistung entsprechendes Drehmoment erhalten
bleibt.
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Es ist zwar bereits bekannt, das Abströmen der Flüssigkeit aus dem
Arbeitsraum und das Zurückführen der Flüssigkeit aus dem Behälter in den Arbeitsraum
durch drehzahlabhängig, d. h. durch Fliehkraft gesteuerte Ventile zu regeln,
was sich für andere Zwecke, namentlich bei Antrieben mittels Drehstrom-Asynchronmotoren,
ausgezeichnet bewährt hat. Derartige Kupplungen arbeiten aber mit Rücksicht auf
die sonstigen Betriebsanforderungen nur dann befriedigend, wenn die das Ausströmen
der Flüssigkeit aus dem Arbeitsraum in den Behälter regelnden Auslaßventile am Pumpenrad
bzw. in dem mit diesem umlaufenden Behälter so angeordnet und eingestellt sind,
daß sie bei Stillstand des Pumpenrads geöffnet sind, d. h. eine mindestens
teilweise Entleerung des Arbeitsraumes zulassen, und sich unter der Fliehkraftwirkung
erst in einem Drehzahlbereich oberhalb der Kippdrehzahl schließen. Zwar läßt sich
die strenge Abhängigkeit des öffnungs- und Schließpunktes von einer bestimmten Drehzahl
des Pumpenrads durch eine andere Ausbildung der Ventile und ihrer fliehkraftabhängigen
Steuermittel mildern: sie bleiben dieser grundsätzlichen Abhängigkeit wegen dennoch
in erster Linie für Antriebe mit in engen Grenzen festliegender Drehzahl, wie z.
B. Drehstrom-Asynchronmotoren, prädestiniert, während sie sich von Natur aus weniger
dazu eignen, die Kupplung dem weiten Regelbereich der Drehzahlen von Verbrennungsmotoren
anzupassen, die bei Benzinmotoren bekanntlich zwischen etwa 600 bis
800 U/min (Leerlaufdrehzahl) bis zu etwa 7000 U/min schwanken können.
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Bei solchen Antrieben, zumal wenn sie bei Fahrzeugantrieben mit Schaltgetrieben
gekuppelt sind, liegt ein weiterer Nachteil dieser Flüssigkeitskupplungen darin,
daß die im Fahrbereich wechselnder Leistung ständig erforderliche Ableitung von
Flüssigkeit aus dem Arbeitsraum in den Behälter und aus dem Behälter in den Arbeitsraum
zurück über die fliehkraftgesteuerten Ventile zu große Verzögerungen mit sich bringt.
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Um den sich daraus ergebenden Nachteil unzureichender Reaktionsempfindlichkeit
zu vermeiden, bietet sich für die Lösung des hier in Rede stehenden Problems eine
weiterhin bekannte Maßnahme für die selbsttätige Begrenzung der Drehmomentübertragung
im überlastungsfall an, die bei Flüssigkeitskupplungen mit während des Betriebes
gleichbleibendem Füllungsgrad des Arbeitsraunies darin besteht, bei plötzlich auftretendem
zu hohem Schlupf lediglich die wirksame Schaufelfläche im Pumpenrad zu verringern.
Dies geschieht gemäß einer bekannten Bauart dadurch, daß die in Schlitzen des Pumpenrads
"eführten Cr Schaufelblätter axial verstellbar, d. h. par allel zur K-upplungsachse,
verschieblich sind. Der Nachteil dieser Bauart liegt darin, daß die Verstellung
der Schaufeln zu einer entsprechenden Verändeiung des axialen Abstandes zwischen
den sich im Bereich des Kupplungsspaltes gegenüberliegenden Kanten der Pumpen- und
Turbinenradschaufeln führt, und zwar mit Bezug auf die im Arbeitsraum kreisende
Flüssigkeit gleichermaßen sowohl im Eintritts- als auch im Austrittsbereich des
Pumpenrads. Die dadurch namentlich im achsnahen übertrittsbereich der Flüssigkeit
zwischen Turbinen# und
Pumpenrad bedingten Wirkungsgradeinbußen
sind erheblich, so daß es normalerweise gerade das Ziel beim Bau derartiger Kupplungen
bildet, diesen Ab-
stand zwischen den sich gegenüberliegenden Stirnkanten
der Pumpen- und Turbinenradschaufeln so klein wie möglich zu halten.
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Grundsätzlich denselben Nachteil weist auch eine andere bekannte Bauart
dieser Gattung auf, bei welcher die gleichfalls axial verschieblich in Schlitzführungen
des Pumpenrads gelagerten Schaufeln und die im Turbinenrad feststehend angeordneten
Schaufeln an den sich gegenüberliegenden Stirnkanten derart abgeschrägt sind, daß
sie einen im wesentlichen diagonal zur Kupplungsachse und zur Radialebene gerichteten
Kupplungsspalt bilden. Die Schräglage der Schaufelkanten ändert nichts daran, daß
das axiale Herausziehen der Pumpenradschaufeln aus dem Arbeitsraum zu einer Vergrößerung
des Spaltes sowohl im äußeren wie im inneren übergangsbereich zwischen Pumpen- und
Turbinenrad führt und daher mit entsprechend hohen Wirkungsgradverlusten verbunden
ist. Während die Pumpenradschaufeln bei Stillstand dieser Kupplung durch eine Feder
in der aus dem Arbeitsraum teilweise herausgezogenen Stellung gehalten sind, werden
sie durch mit dem Turbinenrad umlaufende und mit Fliehgewichten versehene Exzenter
in Abhängigkeit von der Drehzahl des Turbinenrads gegen die Rückstellwirkung der
Feder mehr oder weniger weit in den Arbeitsraum herein- bzw. an die Schaufeln des
Turbinenrads lierangeschoben.
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Dieses Steuerungsprinzip hat zwar im Hinblick auf die bei Stillstand
teilweise aus dem Arbeitsraum herausgefahrenen Pumpenradschaufeln den Vorteil, dem
Antriebsmotor das Hochfahren bis zur Nenndrehzahl zu erleichtern, die von der Drehzahl
des Turbinenrads abhängige Verstellung der Pumpenradschaufeln hat demgegenüber aber
den Nachteil, daß es allein von der Drehzahl des Turbinenrads abhängt, wie weit
die Kupplung in der Lage ist, das vom Antriebsmotor erzeugte größtmögliche Drehmoment
zu übertragen. Es liegt auf der Hand, daß die Funktion einer solchen Kupplung gerade
für die hier in erster Linie in Betracht kommenden Einsatzfälle, z. B. für den Fahrzeugantrieb,
deswegen denkbar ungeeignet ist, weil sich die Pumpenradschaufeln gerade dann in
der am weitesten zurückgezogenen Stellung befinden, wenn der Kupplung das größtmögliche
Drehmoment abverlangt wird und die Drehzahl des Turbinenrads folglich niedrig ist.
Dies bedeutet zwar, daß der Antriebsmotor trotz der stärkeren Belastung auf der
Antriebsseite weiterhin in seinem günstigen Leistungsbereich arbeiten kann, diese
höhere Leistung läßt sich jedoch infolge der zu weit zurückgezogenen Stellung der
Pumpenradschaufeln nicht wirksam auf das Turbinenrad übertragen.
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Diese bekannte Kupplung beruht zwar auf der an sich zutreffenden überlegung,
daß die durch die Axialverstellung der abgesehrägten Pumpenradschaufeln ermöglichte
Vergrößerung des radialen Abstandes zu der Eintrittskante des Turbinenrads eine
dem Durchmesserverhältnis entsprechende Drehmomentübersetzung bewirkt, indem die
an der oberen Kante der Pumpenradschaufeln austretende Flüssigkeit ihre Energie
in einem größeren Durchmesserbereich auf die Schaufeln des Turbinenrads überträgt
und dadurch ein entsprechend höheres Drehmoment erzeugt. Dieser Effekt ist jedoch
bei einer Kupplung, die üblicherweise so ausgelegt ist, daß die Pumpenradschaufeln
das größtmögliche vom Motor erzeugte Drehmoment nur bei Ausnutzung der vollen radialen
Schaufelhöhe übertragen, gering, wenn die Schräglage der Schaufelkanten zugleich
bedingt, daß sich die Veränderung des Schaufelabstandes nicht im äußeren, sondern
im mittleren Durchmesserbereich der Kupplung vollzieht und wird überdies zum größten
Teil durch die hohen Wirkungsgradverluste aufgehoben, die durch die Vergrößerung
des Ab-
standes zwischen den Schaufelkanten, insbesondere am Innenumfang,
d. h. in demjenigen Umfangsbereich hervorgerufen werden, in dem die im Arbeitsraum
kreisende Flüssigkeit aus dem Turbinenrad aus- und in das Pumpenrad eintritt.
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Dieser Mangel hat in Verbindung mit der nur von der Drehzahl des Turbinenrads
gesteuerten Verstellung der Pumpenradschaufeln den gerade bei Fahrzeugantrieben
erheblich ins Gewicht fallenden Nachteil, daß die ungünstigen übertragungsverhältnisse
der Kupplung während des im Betrieb vorherrschenden Bereiches wechselnder Antriebsdrehzahlen
ständig hingenommen werden müssen und optimale übertragungsverhältnisse nur unter
der Voraussetzung eines entsprechend hohen Drehzahlniveaus des Turbinenrads bestehen.
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In Verbindung mit dieser bekannten Bauart ist zwar alternativ vorgeschlagen
worden, die drehzahlabhängige Verstellung der Pumpenradschaufeln statt vom Turbinenrad
vom Pumpenrad abzuleiten. Ab-
gesehen jedoch davon, daß sich hierdurch nichts
an den vorstehend geschilderten Wirkungsgradeinbußen ändert, soweit diese von der
mit der Verstellung der Schaufeln einhergehenden Vergrößerung des Ab-
standes
zwischen den Schaufelkanten des Pumpen-und Turbinenrads herrühren, hätte dies zwar
den Vorteil, daß die jeweilige Stellung der Pumpenradschaufeln in dem wesentlichen
Bereich wechselnder Antriebsleistung in unmittelbarer Abhängigkeit von dieser gesteuert
wird; der Nachteil läge aber darin, daß im Fahrbereich konstanter, wenn auch unterschiedlich
hoher Antriebszahlen, insbesondere im Höchstleistungsbereich, eine Beeinflussung
der je-
weiligen Schaufelstellung nicht unmittelbar durch das der abtriebsseitigen
Belastung direkt ausgesetzte Turbinenrad, sondern nur mittelbar über eine entsprechende
Drehzahlsenkung des Pumpenrads bewirkt werden könnte. Ist die Steuerung daher üblicherweise
so ausgelegt, daß die größtmögliche Schaufelstellung im Pumpenrad erst bei der Nenndrehzahl
des Antriebsmotors erreicht wird, der zugleich das größtmögliche Antriebsdrehmoment
entspricht, so hat die nur mittelbare Steuerung der Schaufelstellung durch das Turbinenrad
über eine entsprechende Drehzahlsenkung des Pumpenrads die zwangläufige Folge, daß
in diesem Maß auch das Drehmoment des Antriebsmotors absinkt, d. h. das größtmögliche
vom Motor erzeugte Drehmoment gerade dann nicht zur Verfügung steht, wenn es abtriebsseitig
am dringendsten benötigt wird.
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Die Erfindung bezweckt die Verbesserung der selbsttätigen Regelung
solcher Kupplungen im Sinn der eingangs geschilderten Aufgabe unter Vermeidung der
vorstehend beschriebenen Nachteile. Zur Lösung dieser Aufgabe geht die Erfindung
von der zuletzt behandelten Gattung von Flüssigkeitskupplungen aus, kennzeichnet
sich dieser gegenüber je-
doch dadurch, daß die Schaufeln innerhalb des
Pumpenrads
radial verstellbar geführt sind und der radiale Abstand ihrer achsparallelen Außenkanten
von der Kupplungsachse durch die bei Drehung des Pumpenrads unmittelbar auf sie
einwirkende Fliehkraft zwischen einer Mindeststellung und einer Höchststellung durch
ein Steuerelement einstellbar ist, dessen Stellbewegung bis zu einer Zwischenstellung
der Pumpenradschaufeln durch die Drehzahl des Pumpenrads und von dieser Stellung
ab bis zur Höchststellung der Schaufeln durch die Drehzahl des Turbinenrads bestimmt
ist.
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Die radial verstellbare Lagerung der Pumpenradschaufeln hat zunächst
den wesentlichen Vorzug, den axialen Abstand zwischen den sich gegenüberliegenden
Stimkanten der Pumpen- und Turbinenradschaufeln ini Bereich des Kupplungsspalts
über den gesamten Verstellbereich unverändert klein zu lassen, so daß die bei den
bekannten Bauarten infolge der Axialverstellung der Schaufeln unvermeidlich auftretenden
hohen Wirkungsgradverluste am Innenumfang des Kupplungsspalts entfallen. Die reine
Radialverstellung der Schaufeln bietet in Verbindung mit der achsparallelen Ausbildung
ihrer radialen Außenkanten ferner die Möglichkeit, sich bei der Verstellung der
Schaufeln in weit stärkerem Maß als bei diagonal verlaufenden Schaufelkanten den
Umstand nutzbar zu machen, daß sich die übertragungsfähigkeit einer Flüssigkeitskupplung
bekanntlich mit der fünften Potenz des wirksamen Halbmessers der Pumpenradbeschaufelung
ändert. Die reine Radialverstellung der Schaufeln ist mithin das reaktionsempfindlichste
und daher zugleich wirksamste Mittel, um mit nur relativ kleinen Verstellbereichen
und entsprechend bescheidenen Wirkungseinbußen relativ große Unterschiede im Drehmoment-übertragungsvermögen
der Kupplung hervorzurufen. Schließlich bildet die Radialverstellung der Schaufeln
auch die günstigste Voraussetzung, um auf baulich einfache Weise das weitere wesentliche
Erfindungsmerkmal zu verwirklichen, nämlich die Verstellung der Schaufeln sowohl
in Abhängigkeit von der Drehzahl des Pumpenrads als auch in Abhängigkeit von der
Drehzahl des Turbinenrads. Dies hat den für die Praxis wesentlichen Vorteil, daß
die unmittelbar von der Drehzahl des Pumpenrads abgeleitete Verstellung der Schaufeln
im unteren Verstellbereich bis zu einer maximal möglichen oberen Zwischenstellung
ganz auf die Belange einer drehzahlabhängigen Leistungsregelung auf der Antriebsseite
zugeschnitten sein kann und nur der darüber hinaus-ehende, sich mit diesem aber
unter Umständen überlagernde Verstellbereich bis zur Höchststellung der Schaufeln,
unabhängig von der jeweiligen Regelstufe des Antriebsmotors, von der Drehzahl des
Turbinenrads, d. h. allein in Abhängigkeit von der jeweiligen abtriebsseitigen
Belastung, beeinflußt wird.
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Die erfindungsgemäße Steuerung umfaßt mithin die selbsttätige Regelung
der Kupplung in sämtlichen Leistungsbereichen des normalen Fahrbetriebs, wobei die
radiale Verstellung der Schaufeln zwischen der Mindeststellung (Leerlaufbetrieb)
und der Zwischenstellung den Fahrbereich wechselnder Leistung mit ganz oder überwiegend
nur von der Drehzahl des Pumpenrads abhängiger Steuerung und in dem darüber hinausgehenden
Verstellbereich bis zur Höchststellung der Schaufeln den Fahrbereich des Dauer"
betriebs zwischen Normal- und Höchstleistung mit - zumindest irn oberen Bereich
- ausschließlich von der Drehzahl des Turbinenrads abhängigei Steuerung umfaßt.
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Obschon es beispielsweise möglich ist, die in Ab-
hängigkeit
von der Drehzahl des Pumpenrads maximal einstellbare Zwischenstellung der Schaufeln
durch die Höchstdrehzahl des Antriebsinotors zu begrenzen, bildet es im Rahmen der
Erfindung eine bevorzugte Ausführungsform, diese mit Bezug auf die Größe ihrer wirksamen
Schaufelfläche auf die übertragung des größtmöglichen vom Motor erzeugten Drehmoments
auszulegen, das bekanntlich mit der Neundrehzahl und nicht mit der Höchstdrehzahl
zusammenfällt, bis zu der das Drehmoment wieder absinkt.
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In jedem Fall ist es zweckmäßig, den von der Drehzahl des Turbinenrads
beeinflußten radialen Verstellbereich bis zur Höchststellung der Schaufeln auf die
sich bei einer beliebigen konstanten Motordrehzahl im Bereich der Normal-
bis Höchstleistung einstellenden Turbinenraddrehzahlen abzustimmen. Dies bedeutet,
daß sich die radialen Verstellbereiche der Schaufeln, soweit sie im unteren Bereich
nur von der Drehzahl des Pumpenrads und im oberen Bereich nur von der Drehzahl des
Turbinenrads beeinflußt sind, bei einer sich im Dauerbetrieb einstellenden konstanten,
aber unterhalb der Nenndrehzahl liegenden Motorleistung durchaus überschneiden können.
Dies ist nur dann ausgeschlossen, wenn beispielsweise im Anfahrzustand oder beim
Bergauffahren die entsprechend hohe Drehzahl des Motors bereits die maximal mögliche
Zwischenstellung der Schaufeln herbeigeführt hat und erst nachfolgend das unter
abnehmender Belastung schneller laufende Turbinenrad das weitere Ausfahren der Schaufeln
bis zur Höchststellung bewirkt.
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Tritt in diesem oberen Verstellbereich ein höherer Widerstand am Turbinenrad
auf, so daß dieses langsamer läuft, hat dies zwar eine entsprechende Ab-
senkung
der Pumpenradschaufeln bis zu derjenigen Zwischenstellung zur Folge, die durch die
von der jeweiligen Regelstufe des Antriebsmotors festgelegte Drehzahl des Pumpenrads
bestimmt wird. Diese läßt sich jedoch ohne überlastung des Motors durch Anheben
der Drehzahl bis zur Nenndrehzahl auf die maximal mögliche Zwischenstellung vergrößern,
bei welcher in jedem Fall die Übertragung C , des größtmöglichen Motordrehmoments
gewährleistet ist. Auf diese Zwischenstellung der Pumpenradschaufeln ist die übrige
Bemessung der Kupplung so abgestimmt, daß auch ein noch so großer Schlupf kein höheres
Drehmoment hervorrufen kann als der Antriebsmotor bei dieser Stellung der Schaufeln
zu übertragen vermag. Demgemäß kann selbst ein Blockieren des Turbinenrads kein
Absinken der Motordrehzahl unter Nenndrehzahl hervorrufen und dadurch indirekt den
Zusammenbruch des Drehmoments herbeiführen.
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In dieser, der Nenndrehzahl des Antriebsmotors entsprechenden Zwischenstellung
der Schaufeln tritt die gleiche Drehmomentübersetzung wie im Fall der zuvor beschriebenen
bekannten Bauart mit schrägverlaufenden Schaufelkanten ein. Sie läßt sich hierbei
jedoch deswegen mit Vorteil nutzen, weil diese Zwischenstellung ohnehin auf die
übertragung des größtmöglichen Drehmoments zugeschnitten ist, weil sie sich ferner
im äußersten Durchmesserbereich der Kupplung abspielt und weil sie schließlich nicht
mit denjenigen großen Wirkungsgradverlusten einhergeht, die im Fall der bekannten
Bauart durch den großen
Abstand zwischen den Schaufelkanten des
Pumpen-und Turbinenrads entstehen. Zwar ist auch die radiale Verstellung der Schaufeln
hn Fall der erfindungsgemäß ausgebildeten Kupplung mit Wirkungsgradeinbußen verbunden.
Diese rühren jedoch dank der radialen Verstellung der Schaufeln nur von den Verlusten
im oberen übergangsbereich zwischen Pumpen- und Türbinenrad her, die bei regelbaren
Kupplungen um den Preis der Regelbarkeit stets unumgänglich in Kauf genommen werden
müssen und sind jedenfalls um diejenigen erheblichen Verluste kleiner, die bei einer
axialen Verstellung der Schaufeln zusätzlich am Innenumfang der Kupplung entstehen.
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Ist die über die Drehzahl des Pumpenrads maximal einstellbare Zwischenstellung
der Schaufeln hinsichtlich der Größe ihrer wirksanien Schaufelfläche auf die Übertragung
des größtmöglichen vom Motor erzeugten Drehmoments ausgelegt, so findet bei einer
höheren Stellung der Schaufeln bis zur Höchststellung zwar definitionsgemäß keine
größere Drehmoment-Übertragung statt; diese Schaufelstellung hat aber den für den
Dauerbetrieb wesentlichen Vorteil, die gleiche Drehinomentübertragung bei einer
geringeren Antriebsleistung im optimalen Wirkungsgradbereich zu ermöglichen.
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In der Mindeststellung der Schaufeln ist die Grö-ge ihrer wirksanien
Schaufelfläche so bemessen, daß sie kein oder jedenfalls kein wesentliches Drehmoment
auf das Turbinenrad übertragen können. Die von der Drehzahl des Pumpenrads abgeleitete
Verstellung der Schaufeln ist dabei zugleich so gewählt, daß die Schaufeln im Bereich
der Leerlaufdrehzahl des Motors von dern Steuereleinent in der Mindeststellung gehalten
werden und unter der auf sie einwirkenden Fliehkraft erst dann und nur um so viel
nachgeben, wie die Antriebsdrehzahl den Leerlaufbereich übersteigt.
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Die rechteckig ausgebildeten Pumpenradschaufeln sind in bekannter
Weise in Schlitzführungen der Pumpenradwandung frei verschiebbar geführt, wobei
sie in der radialen Mindeststellung bis an die Turbinenradwelle heran eingezogen
sind.
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Für die Steuerung der Schaufelverstellung dient gemäß einer bevorzugten
Ausführungsforni der Erfindung zweckmäßig ein Steuerelenient, das aus einem innerhalb
des Kupplungsgehäuses zusammen mit diesein und dem Pumpenrad umlaufenden, koaxial
zur Kupplungsachse verschiebbar gelagerten Steuerteller besteht, der auf der dem
Pumpenrad abgekehrten Seite gegen Schraubendruckfedern abgestützt und auf der dem
Punipenrad zugekehrten Seite mit einer als Rohlkegel ausgebildeten Steuerfläche
versehen ist, an deren Innenseite die radial verschiebbar geführten Schaufelblätter
des Pumpenrads mittels Pollenhebei abgestützt sind und welcher ferner einen radial
nach innen gerichteten Flansch aufweist, an dem die Stellnocken von mit der Turbinenradwelle
unilaufenden rliehgewichten angreifen.
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Dabei ist der Steuerteller vorteilhaft auf mindestens zwei diametral
gegenüberliegend angeordneten und achsparallel im Kupplungsgehäuse verankerten Führungsbolzen
gelagert, wobei er auf der dem Pumpenrad abgekehrten Seite gegen zwei hintereinandergeschaltete
und durch einen Bund voneinander getrennten Schraubendruckfedern unterschiedlicher
Charakteristik anliegt. Die schwächere Schraubendruckfeder ist derart ausgelegt,
daß sie ein Nachgeben des Steuertellers unter der bei drehendem Pumpenrad auf die
radial verschiebbar geführten Schaufeln ausgeübten Fliehkraft erst bei einer Drehzahl
oberhalb der Leerlaufdrehzahl des Motors und unter weiter ansteigender Drehzahl
nur höchstens bis zur Erreichung der auf die Übertragung des größtmöglichen Drehmoments
des Motors abgestimmten Zwischenstellung der Schaufeln gestattet. Die den weiteren
Verstellbereich des Steuertellers beeinflussende stärkere Schraubendruckfeder ist
demgegenüber so ausgelegt, daß sie ein Nachgeben unter der Wirkung der mit der Turbinenradwelle
unilaufenden Fliehgewichte erst bei Erreichen einer dem Normalbetrieb entsprechenden
Mindestdrehzahl des Turbinenrads und bei zunehmender Drehzahl'ein weiteres Nachgeben
bis zur Erreichung der Höchststellung der Schaufeln gestattet. Selbstverständlich
ist es möglich, statt zwei hintereinandergeschalteter Schraubendruckfedern mit unterschiedlicher
Charakteristik auch eine einzige Schraubendruckfeder mit progressiver Last-Weg-Charakteristik
zu verwenden. Die die Schraubendruckfedern aufnehmenden Führungsbolzen sind zum
Zweck der Veränderung der Federvorspannung axial verstellbar im Kupplungsgehäuse
gelagert. Bei Verwendung von zwei hintereinandergeschalteten Schraubenfedern unterschiedlicher
Charakteristik ist es in Verbindung mit einer entsprechenden Ausbildung der Verstellmittel
möglich, die Federn hinsichtlich ihrer Vorspannung getrennt und unabhängig voneinander
einzustellen.
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Obschon die Kupplung gemäß der Erfindung in erster Linie für den Fahrzeugantrieb
in Verbindung mit Verbrennungsmotoren oder Elektromotoren ähnlicher Charakteristik
bestimmt ist, kommen ihre Vorteile selbstverständlich auch auf anderen Einsatzgebieten,
insbesondere solchen mit im Betrieb stark wechselnder Belastung, zur Geltung, und
zwar auch in den Fällen, in denen als Antriebe keine regelbaren Motoren, sondern
solche mit im wesentlichen festliegender Betriebsdrehzahl verwendet werden. Schließlich
ist es ohne weiteres möglich, die Kupplung zusätzlich mit von Hand bedienbaren Steuermitteln
auszurüsten, die es in Bedarfsfällen jederzeit gestatten, den automatischen Steuerungsablauf
in einem gewünschten anderen Sinn zu beeinflussen.
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In der Zeichnung ist die Erfindung an einem Ausführungsbeispiel erläutert:
Die Flüssigkeitskupplung besteht aus dem mit dem nicht dargestellten Antriebsmotor
gekuppelten Primärteil 1 und dem über die Welle 2 mit der gleichfalls nicht
dargestellten Arbeitsmaschine gekuppelten Sekundärteil 3.
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Der Primärteil 1 umfaßt in erster Linie das Pumpenrad 4 mit
den Schaufeln 4 a, das mit diesem über den radialen Umfangsflansch 4
b verschraubte zweiteilige Gehäuse 5, 5 a sowie ferner
den von der Gehäusehälfte 5 umschlossenen, nachstehend noch näher beschriebenen
Steuerungsteil.
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Auf der mit dem Sekundärteil 3 verbundenen Kupplungswelle 2
ist der Primärteil 1 mittels der Kugellager 6, 6a drehbar und mittels
der Dichtungsringe 7, 7 a zugleich dichtend gelagert.
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Der Sekundärteil 3 besteht zur Hauptsache aus dem Turbinenrad
8 mit den feststehenden Schaufeln 8a sowie der Kupplungswelle 2, die mittels
der Schrauben 9 im Drehsinn starr miteinander verbunden sind. Die an der
Seite des Turbinenrads 8
hohl ausgebildete Welle 2 ist mit der Welle der nicht
dargestellten Arbeitsmaschine oder beispielsweise der
Hauptwelle
eines Schaltgetriebes verzapft und durch -geeignete Verzahnungselemente gleichfalls
im Drehsinn starr gekuppelt.
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Wie aus der Zeichnung ersichtlich, sind die rechteckig ausgebildeten
Pumpenradschaufeln 4 a in Schlitzen des Pumpenrades 4 radial verschiebbar
geführt, wobei sie in der am weitesten eingezogenen Mindeststellung X mit ihren
achsparallelen Innenkanten an der Kupplungswelle 2 anliegen. Die wirksame Schaufelfläche
des Pumpenrads ist in dieser Mindeststellung der Schaufeln so gewählt, daß sie kein
oder jedenfalls kein wesentliches Drehmoment auf das Turbinenrad übertragen können.
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An der dem Kupplungsspalt 10 gegenüberliegenden Seite des Pumpenrads
4 sind die radial verschiebbaren Schaufeln 4 a zusätzlich durch eine Scheibe
11
geführt, so daß sich der Kupplungsspalt 10 bei der Radialverstellung
der Schaufeln nicht verändern kann.
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Die Scheibe 11 ist mit Schlitzen versehen, durch die an den
Schaufelblättern befestigte Rollenhebel 12 hindurchgreifen, deren Rollen 12a gegen
die Innenfläche eines als Hohlkegel ausgebildeten Steuertellers 113 anliegen.
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Wie aus der Zeichnung ersichtlich, ist der Steuerteller13 mittels
in der Stirnwand des Gehäuses5 achsparallel angeordneter Führungsbolzen 14 koaxial
zur Kupplungsachse verschiebbar gelagert, wobei er auf der dem Pumpenrad abgekehrten
Seite gegen zwei auf den Führungsbolzen 14 hintereinandergeschalteten Schraubendruckfedern
15, 16 anliegt, die durch einen Bund 17 voneinander getrennt sind.
Beide Federn sind so stark bemessen, daß sie den Steuerteller 13 nicht nur
bei stillstehender Kupplung, sondern auch im Bereich der Leerlaufdrehzahl gegen
die hierbei von den radial verschiebbar geführten Schaufeln 4a ausgehende Fliehkraft
in der in der Zeichnung mit ausgezogenen Linien angedeuteten Mindeststellung X festhalten,
bei der diese kein wirksames Drehmoment auf das Turbinenrad übertragen.
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Die gegenüber der Schraubendruckfeder 16 schwächer ausgelegte
Feder 15 ist nun so bemessen, daß der Steuerteller 13 -bei zunehmender
Drehzahl des Motors und des Pumpenrads unter der entsprechend wachsenden Fliehkraft
der Schaufeln 4a nachgeben kann, bis diese bei Erreichen der Nenndrehzahl des Motors
die obere Zwischenstellung Y eingenommen haben, die in der Zeichnung mit strichpunktierten
Linien veranschaulicht ist. In dieser, von der Drehzahl des Pumpenrads maximal einstellbaren
Zwischenstellung Y ist die wirksame Schaufelfläche des Pumpenrads so bemessen, daß
die Kupplung das vom Motor bei Nenndrehzahl abgegebene, d. h. maximal mögliche,
Drehmoment voll auf das Turbinenrad übertragen kann. Hierauf ist die übrige Bemessung
der Kupplung zugleich so abgestimmt, daß das Turbinenrad selbst im überlastungsfall
bei größtmöglichem Schlupf kein höheres Drehmoment hervorrufen kann, so daß auch
beim Blockieren des Turbinenrads der Motor seine Nenndrehzahl beibehält und so lange
sein volles Drehmoment abgibt, bis die überbelastung an der Abtriebsseite fortgefallen
ist oder der Motor abgeschaltet wird.
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In dieser Stellung des Steuertellers ist die Feder 15 vollkommen
zusammengedrückt, während die demgegenüber stärker bemessene Schraubendruckfeder
16 erst dann anspricht, und dem Steuerteller ein weiteres Nachgeben gestattet,
wenn auch das Z>
Turbinenrad nach Beendigung des Anfahrzustandes seine Normaldrehzahl
erreicht hat. Zu diesem Zweck sind auf der mit dem Turbinenrad 3 im Drehsinn
starr gekuppelten Kupplungswelle 2 mit dieser umlaufende Fliehgewichte
18 vorgesehen, die an dem einen Schenkel eines bei 19 in der Achsebene
schwenkbar gelagerten Winkelhebels 20 angeordnet sind, dessen anderer freier Schenkel
zur Lagerung einer Rolle 21 dient, die bei sich drehendem Turbinenrad unter der
Wirkung der Fliehgewichte an einem radial nach innen gerichteten Flansch
13 a des Steuertellers 13 anliegt. Wie bereits erwähnt, sind
die Turbinenraddrehzahl, die Fliehgewichte 18 und die Feder 16 sowohl
untereinander als auch andererseits auf die von der Drehzahl des Pumpenrads abhängigen
Steuermittel für die Verstellung der Pumpenradschaufeln 4a so abgestimmt, daß diese
unter entsprechender weiterer Verstellung des Steuertellers und der Zusammendrückung
der Feder 16 erst dann die obere Zwischenstellung Y überschreiten und schließlich
die Höchststellung Z einnehmen können, wenn das Turbinenrad nach Beendigung des
Anfahrzustandes mindestens seine dem Normalbetrieb entsprechende Drehzahl erreicht
hat. Wird die diesem Verstellbereich entsprechende Drehzahl infolge einer zunehmenden
Belastung des Turbinenrads unterschritten, werden die Pumpenradschaufeln 4 a durch
den Steuerteller 13 um ein entsprechendes Maß eingeschoben, jedoch höchstens
bis zu derjenigen Zwischenstellung, die der jeweiligen Betriebsdrehzahl des Motors
entspricht. Handelt es sich hierbei nicht um die Nenndrehzahl, sondern um eine gegenüber
dieser niedrigen Drehzahl, werden die Schaufeln auf eine gegenüber der oberen Zwischenstellung
Y tiefere Zwischenstellung eingeschoben, lassen sich aber ohne weiteres wieder auf
die obere Zwischenstellung Y anheben, wenn die Drehzahl des Motors etwa im Hinblick
auf eine zunehmende Belastung auf der Abtriebseite auf Nenndrehzahl erhöht wird.
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Selbstverständlich läßt es die Steuerung ohne weiteres zu, die Pumpenradschaufeln
4 a auch bei einer beliebigen, unterhalb der Nenndrehzahl liegenden Betriebsdrehzahl
des Motors allein durch die entsprechend hohe Drehzahl des Turbinenrads in die Höchststellung
zu bringen und auf diese Weise die mit Bezug auf den Wirkungsgrad günstigsten Übertragungsverhältnisse
herbeizuführen.
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Wie aus der Zeichnung ersichtlich, sind die der Lagerung des Steuertellers
13 dienenden Führungsbolzen 14, von denen zweckmäßig mehrere jeweils diametral
gegenüberliegend über den Umfang verteilt angeordnet sind, in der Stirnwand des
Gehäuses 5
derart verstellbar gelagert, daß die beiden hintereinandergeschalteten
und durch den auf dem Bolzen 14 fest angeordneten Bund 17 voneinander getrennten
Schraubendruckfedern 15, 16 unterschiedlicher Charakteristik mit Bezug auf
ihre Vorspannung getrennt und unabhängig voneinander eingestellt werden können.
Zu diesem Zweck sind die Führungsbolzen 14 mittels Schraubgewinde axial verstellbar
innerhalb einer Stellbüchse 22 gelagert, die ihrerseits verstellbar in einer Gewindebohrung
der Gehäusestirnwand eingeschraubt ist. Der zwischen der Stellhülse 22 und der harten
Schraubendruckfeder 16 eingeschaltete Bund 23 ist lose auf dem Führungsbolzen
14 gelagert. Wird der Führungsbolzen ohne gleichzeitige Verstellung der Stellhülse
weiter in diese eingeschraubt, hat dies eine stärkere Zusammendrückung
der
schwächeren Feder 15 unter gleichzeitiger Entspannung der härteren Feder
16 zur Folge. Wird der Führungsbolzen dagegen weiter aus der Stellhülse herausgeschraubt,
hat dies eine Vergrößerung der Vorspannung der härteren Feder 16 unter gleichzeitiger
Entlastung der weicheren Feder 15 zur Folge. Wird statt dessen die Stellhülse
22 weiter in die Gewindebohrung hineingeschraubt, führt dies zu einer stärkeren
Vorspannung der weicheren Feder 15
ohne gleichzeitige Veränderung der Vorspannung
der härteren Feder 16. Bei umgekehrtem Schraubsinn der Stellhülse läßt sich
die Vorspannung der weicheren Feder 15 verringern, ohne daß hierdurch die
Vorspannung der härteren Feder verändert wird. Soll lediglich die Vorspannung der
härteren Feder 16 verändert werden, die Vorspannung der weicheren Feder dagegen
unverändert bleiben, ist es notwendig, sowohl die Stellung der Stellhülse 22 als
auch - relativ zu dieser - die Stellung des Führungsbolzens zu verändern.
Wird die Stellhülse 22 tiefer in die Gewindebohrung hineingeschraubt und der Führungsbolzen
gleichzeitig weiter aus der Stellhülse herausgeschraubt, erhöht sich die Vorspannung
der Feder 16, während sie im umgekehrten Schraubsinn verringert wird. Auf
diese Weise läßt sich die Regelcharakteristik der Kupplung mit Bezug auf die drehzahlabhängige
Verstellung der Pumpenradschaufeln sowohl hinsichtlich ihrer Abhängigkeit von der
Drehzahl des Pumpenrads als auch hinsichtlich ihrer Ab-
hängigkeit von der
Drehzahl des Turbinenrads in weiten Grenzen verändern und dadurch unterschiedlichen
Betriebsbedürfnissen anpassen.