DE1625722C2 - Hydrodynamische Kupplung - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine hydrodynamische Kupplung mit einem am Pumpenrad befestigten Gehäuse, welches das Turbinenrad umschließt und eine treibende Hälfte einer unter Einfluß von Fliehkräften stehenden, flüssigkeitsbetätigten, als Überbrückungskupplung wirkenden Reibungskupplung bildet, wobei die getriebene Hälfte der Reibungskupplung aus wenigstens einer mit der getriebenen Welle drehfest gekuppelten ringförmigen Platte besteht, die einen Reibring trägt und eine Stirnwand einer ringförmigen Flüssigkeitskammer bildet, an derem äußeren Rand Flüssigkeitsauslaßvorrichtungen vorgesehen sind.

Es ist bekannt (FR-PS 668 839 und 1139 478), bei solchen hydrodynamischen Kupplungen die getriebene Hälfte der als Überbrückungskupplung wirkenden Reibungskupplung auf ihrer zugeordneten Welle axial beweglich aufzukeilen sowie die Reibungskupplung durch Federkraft in ihre Ausrückstellung vorzuspannen. Ferner ist es bei dieser Bauart von Kupplungen bekannt, die getriebene Hälfte der Reibungskupplung aus einer ringförmigen starren Platte herzustellen, die den Reibring trägt und die eine Stirnwand der ringförmigen Flüssigkeitskammer bildet. Die Flüssigkeitskammer dieser bekannten Kupplung weist auch bereits am äußeren Rand Flüssigkeitsauslaßvorrichtungen auf. Bei Schiffsantrieben mit entsprechend großen axial beweglichen Kupplungskomponenten kommen jedoch die erforderlichen Keilverzahnungen relativ teuer, und darüber hinaus sind die Reibungskräfte beträchtlich, die bei der axialen Bewegung der einen Hälfte der Reibungskupplung zu überwinden sind.

Bei hydraulischen Reibscheibenkupplungen, insbesondere für Kraftfahrzeuge (DT-PS 1 194 713), ist ferner bekannt, das Einrücken der Kupplung durch einen hydraulischen Druck zu bewirken, der durch ein auf der treibenden Welle befestigtes Pumpenrad innerhalb einer Kupplungstrommel aufgebaut wird, ίο in der die eine Hälfte einer Reibungskupplung axial verschiebbar gelagert ist und durch den Druck in Reibverbindung mit der anderen Hälfte der Reibungskupplung gebracht werden kann. Druckfedern zwischen der axial beweglichen Hälfte der Reibungskupplung und der Kupplungstrommel sichern ein vollständiges Ausrücken der Kupplung. Derartige Reibscheibenkupplungen mit in einer Kupplungstrommel axial verschiebbar gelagerter Druckplatte sind jedoch nur für relativ geringe Beanspruchungen geeignet, wie sie z. B. in Kraftfahrzeugen vorherrschen. Außerdem sind Fehlausrichtungen der treibenden und getriebenen Welle, die vom Lagerspiel herrühren können, relativ unbedeutend. Für Schiffsantriebe großer Dimensionen ist diese Bauart jedoch nicht geeignet.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine den Arbeitskreislauf einer hydrodynamischen Kupplung überbrückende Reibungskupplung zu schaffen, die für Schiffsantriebe geeignet ist und die die axial verschiebbaren Teile aufwendiger Konstruktionen vermeidet.

Gemäß der Erfindung wird diese Aufgabe bei einer hydrodynamischen Kupplung der eingangs bezeichneten Art dadurch gelöst, daß die die getriebene Hälfte der Reibungskupplung bildende Platte axial federnd ausgebildet, an der getriebenen Welle axial festgelegt und in ihrer Ausrückstellung über ihren spannungsfreien Zustand hinaus durch Zugfedern vorgespannt ist. Dadurch können die bei Schiffsantrieben erforderlichen Teile großer Dimensionen baulich einfacher und preiswerter gestaltet und die bekannten aufwendigen Keilverzahnungen vermieden werden.

Zwar ist es bei einer druckflüssigkeitsbetätigten Reibungskupplung, insbesondere Membrankupplung, in der der Anpreßdruck der Reibflächen drehzahlabhängig gesteuert wird, bekannt (DT-PS 838 525), eine ringförmige Flüssigkeitskammer stirnseitig durch federnde Platten zu begrenzen, die auf der einen Welle der Kupplung fest angeordnet sind und Reibflächen aufweisen, welche in Eingriff mit einem die federnden Platten umgreifenden Kupplungsteil bringbar sind, das mit der anderen Welle der Kupplung fest verbunden ist. Diese bekannte Reibungskupplung wird jedoch nicht durch Fliehkräfte betätigt, und die federnden Platten sind in ihrer Ausrückstellung auch nicht über ihren spannungsfreien Zustand hinaus vorgespannt. Eine solche Reibungskupplung ist daher auch nicht für die eingangs erwähnten Antriebe großer Dimensionen verwendbar.
Die erfindungsgemäße Kupplung ist dagegen besonders für Schiffsantriebe geeignet, die durch Hochleistungsdieselmotoren angetrieben werden. Typische Beispiele sind schnelle Frachtschiffe und schnelle Transportschiffe für loses Ladegut. Dies sind Schiffe, von denen man erwartet, daß sie über lange Strecke mit hoher Drehzahl und voller Leistung fahren. Unter diesen Umständen ist es offensichtlich, daß eine merkliche Einsparung an Schiffsbetriebskosten erreicht wer-

den kann, wenn die Schlupfverluste im Arbeitskreis der hydrodynamischen Kupplung ausgeschaltet werden. Andererseits ist es im allgemeinen erwünscht, eine hydrodynamische Kupplung im Antriebszug von einem Schiffsdieselmotor zur Schraubenwelle einzubauen, insbesondere dann, wenn dieser Antriebszug ein Untersetzungsgetriebe enthält, um eine Flexibilität oder Beweglichkeit zu schaffen, insbesondere bezüglich der Abschirmung des Getriebes gegenüber Torsionsschwingungen von der Motorkurbelwelle her. Insbesondere bei V-Motoren ist es möglich, durch eine Vorberechnung zu gewährleisten, daß die Torsionsschwingungen der Motorkurbelwelle bei voller Motordrehzahl minimal sind. Wenn man die Anordnung so trifft, daß die Überbrückungskupplung nur einrückt, wenn diese Drehzahl annähernd erreicht ist und die Kupplung ausrückt, sobald die Motordrehzahl merklich unter die volle Drehzahl abfällt, so werden zwei Vorteile erreicht, nämlich, daß der Antrieb bei voller Drehzahl schlupffrei und damit ao wirkungsvoll ist, wobei die Torsionsschwingungen dann minimal sind, während bei niedrigeren Motordrehzahlen, gleich ob sie durch einen fehlerhaften Motorlauf oder durch eine erforderliche Drehzahlreduzierung verursacht werden, das Getriebe gegen- as über der Torsionsschwingung der Motorkurbelwelle durch den Arbeitskreis der hydrodynamischen Kupplung abgeschirmt wird.

Eine solche Anordnung ermöglicht es auch, daß die Abmessungen der hydrodynamischen Kupplung verringert werden können, da ein höherer Schlupfwert zugelassen werden kann, wobei man berücksichtigen muß, daß dieser Arbeitskreis während des normalen Laufs bei voller Drehzahl kein Drehmoment zu übertragen hat. Eine solche Reduzierung ist bei verbesserter Geschmeidigkeit der Kupplung im allgemeinen vorteilhaft für die Übertragung.

Kupplungen gemäß der vorliegenden Erfindung können auch in einem weiten Bereich von anderen Anwendungsfällen eingesetzt werden, insbesondere, wenn es erwünscht ist, den Kupplungsschlupf unter normalem Betrieb und die daraus folgende Notwendigkeit zum Kühlen der Arbeistflüssigkeit zu vermeiden, was normalerweise dadurch erfolgt, daß die Flüssigkeit aus dem Arbeitskreis durch einen äußeren Kühler und zurück in den Arbeitskreis umgewälzt wird. Bei einem solchen Beispiel ist ein elektrischer Kurzschlußmotor zum Antrieb eines langen Förderbandes vorgesehen. Um das Förderband in Betrieb zu setzen, wird der Motor zunächst auf eine Drehzahl hochgefahren, wobei die Kupplung entleert ist. Der Arbeitskreis der Kupplung wird dann allmählich mit einer Geschwindigkeit gefüllt, die gewährleistet, daß die an dem Förderband angreifende Kraft auf einem annehmbar niedrigen Wert gehalten wird, bis das Förderband fast auf die volle Umlaufgeschwindigkeit gebracht ist. Die Reibungskupplung wird dann eingerückt, und der Motorantrieb wird hierauf direkt über diese Kupplung übertragen.

Während die Reibungskupplung eingerückt ist, kann der Arbeitskreis der hydrodynamischen Kupplung als Aushilfe im Falle eines Ausfalls der Reibungskupplung gefüllt gehalten werden.

Weitere Ausgestaltungen der Erfindung gehen aus den Unteransprüchen hervor.

Die Erfindung wird nun an Hand der Zeichnung eines Ausführungsbeispiels beschrieben.

Die Zeichnung zeigt einen schematischen Längsschnitt einer hydrodynamischen Kupplung, in die eine Reibungskupplung eingebaut ist.

Die hydrodynamische Kupplung stellt eine Antriebsverbindung zwischen einer Antriebswelle 1 und einer getriebenen Welle 2 her. Die Kupplung weist ein Pumpenrad 3, das an einem Flansch 4 an der Antriebswelle 1 angeschraubt ist und ein Turbinenrad 5 auf, das an einem Flansch 6 am Ende der getriebenen Welle 2 angeschraubt ist. Das Pumpen- und Turbinenrad 3 bzw. 5 bilden zusammen einen Toroidarbeitskreis (V, dem durch Öffnungen 7 in dem radial inneren Teil des Pumpenrades Öl zugeführt wird, und aus dem das .Öl mit einer vorbestimmten Geschwindigkeit durch Austrittsdüsen 8 an dem radial äußeren Umfang des Pumpenrades 3 austreten kann.

An einem Flansch 9 am Pumpenrad 3 ist ein Gehäuse 10 und ein Gehäuse 11 angeschraubt. Die zwei Gehäuse 10 und 11 tragen konische Reibkupplungsflächen 12 und 13. Das Gehäuse 10 erstreckt sich rund um die Rückseite des Turbinenrades 5, um das Entweichen von öl aus dem Arbeitskreis W außer durch die Austrittsdüsen 8 zu verhindern.

Die getriebene Welle 2 trägt einen zweiten Flansch 14, der im Abstand von Flansch 6 angeordnet ist. An dem Flansch 14 sind zwei federnde, ringförmige, ein Drehmoment übertragende Platten 15 und 16 angeschraubt. An dem radial außenliegenden Teil der Platte 15 ist ein Reibring 17 befestigt, der einen Kupplungsbelag 18 trägt, der so angeordnet ist, daß er mit der Reibkupplungsfläche 12 zusammenarbeitet.

An dem radial außenliegenden Teil der ringförmigen Platte 16 ist ein Reibring 19 befestigt, der einen Kupplungsbelag 20 trägt, der mit der Reibkupplungsfläche 13 zusammenarbeitet. Der Reibring 19 trägt einen Fortsatz 21, der eine radial äußere Umfangswand für eine ringförmige Flüssigkeitskammer C bildet, die durch die Platten 15 und 16 und die Reibringe 17 und 19 begrenzt ist. Der Fortsatz 21 läuft in einem zylindrischen Teil 22 aus, in dem der äußere Umfang des Reibringes 17 verschiebbar ist, wobei der letztere mit einer Nut 23 versehen ist, um einen Dichtungsring 24 aufzunehmen. In dem Fortsatz 21 des Reibringes 19 sind selbsttätig arbeitende Schnellentleerungsventile 25 von der Ausführung befestigt, die in der USA.-Patentschrift 1 837 688 beschrieben ist. Die Ventile 25 bleiben offen, bis die Drehzahl der getriebenen Welle 2 einen Wert erreicht hat, der dicht bei ihrer normalen vollen Arbeitsdrehzahl liegt.

Die Reibringe 17 und 19 sind durch Zugfedern 26 gegeneinander so vorgespannt, daß sie die Kupplungsbeläge 18 und 20 von den Reibkupplungsflächen 12 und 13 lösen. Im entspannten Zustand hält jede Platte 15,16 ihren zugeordneten Reibring 17,19 in einer Lage auf halbem Weg zwischen der voll eingerückten Stellung und der voll ausgerückten Stellung der Reibringe 17 und 19. Um zu verhindern, daß sich die Reibringe 17 und 19 unter dem Einfluß der Zugfedern 26 gegeneinander über die vollständig ausgerückte Lage hinausbewegen, trägt jede Platte 15,16 Anschläge 27, die sich innerhalb der Zugfedern 26 erstrecken.

Die Flüssigkeitskammer C wird von einem Sammelring 28 aus mit öl gespeist, der am Flansch 14 befestigt ist. Der Sammelring 28 bildet einen Damm, von dem aus öl in die Flüssigkeitskammer C durch einen radialen Kanal 29 im Flansch 14 eingeführt

wird. Der Sammelring 28 wird von einer stationären Düse (nicht gezeigt) mit öl versorgt. Die Platten 15 und 16 sind mit Bohrungen 30, 31 versehen, um die radial innenliegende Grenze der Ölfüllung festzulegen, die in der Kammer C gehalten werden kann. Das Gehäuse 11 trägt eine stirnseitige Abdeckung 32, die das aus den Bohrungen 31 entweichende Öl eingefängt, damit dieses durch Nuten im Kupplungsbelag 20 zu öffnungen 33 im Gehäuse 11 strömt, die mit den Schnellentleerungsventilen 25 fluchten. Der Kupplungsbelag 18 ist in ähnlicher Weise mit Nuten rersehen, um den Abfluß des Öls aus den Bohrungen 30 zu den Öffnungen 33 zu ermöglichen.

Für einen Einsatz wird der die Welle 1 antreibende Motor in Betrieb gesetzt und das öl für den Toroidarbeitskreis W wird entweder durch die öffnungen 7 oder falls erwünscht, entlang dem Innenraum einer der Welle 1, 2 zu dem Spalt zwischen dem Pumpen- und Turbinenrad 3 bzw. 5 zugeführt. Wenn der Arbeitskreis W voll ist und der Motor die getriebene Welle 2 und ihre angeschlossene Belastung fast bis zur vollen Drehzahl hochgefahren hat, so daß z. B. der Kupplungsschlupf in der Größenordnung von 5 °/o liegt, wird die Reibungskupplung eingerückt. Der Sammelring 28 kann entweder kontinuierlich mit öl ^a5 gespeist werden, sobald die Antriebswelle 1 in Bewegung gesetzt wird, oder er kann auch nur mit öl versorgt werden, wenn das Turbinenrad 5 sich der vollen Drehzahl nähert. Wenn die Turbinenraddrehzahl unter einem vorbestimmten Wert liegt, der durch die Schnellentleerungsventile 25 eingestellt ist, bleiben in jedem Fall die letzteren geöffnet, wodurch verhindert wird, daß sich die Flüssigkeitskammer C füllt. Wenn jedoch die Turbinendrehzahl den vorbestimmten Wert erreicht, schließen die Ventile 25, und die Kammer C beginnt sich mit Öl zu füllen. Der Zentrifugaldruck und die radiale Tiefe des Öls in der Kammer C nehmen dann fortschreitend zu und drücken gegen die Platten 15,16 und Reibringe 17 und 19, so daß sich diese axial entgegen der Wirkung der Zugfedern 26 auseinanderbewegen, um die Kupplungsbeläge 18 und 20 mit ihren zusammenwirkenden Reibkupplungsflächen 12 und 13 in Eingriff zu bringen. Die Reibungskupplung wird also fortschreitend eingerückt, bis die Turbinenraddrehzahl auf die Pumpenraddrehzahl gebracht ist. Wenn die Flüssigkeitskammer C gefüllt ist, läuft das dem Sammelring 28 zugeführte Öl durch die Bohrungen 30 und 31 aus und entweicht durch die öffnungen 33.

Wenn die Drahzahl der getriebenen Welle 2 aus irgendeinem Grund abfällt, z. B. auf Grund einer Fehlzündung eines oder mehrerer Zylinder in einem Motor, der die Welle 1 antreibt, so öffnen die Schnellentleerungsventile 25, um den Inhalt der Flüssigkeitskammer C durch die öffnungen 33 zu entleeren. Die Zugfedern 26 bewegen dann die Reibringe 17 und 19 in ihre ausgerückten Stellungen, die durch die Anschläge 27 festgelegt sind. Die einzige Antriebsverbindung zwischen den Wellen 1 und 2 verläuft dann über den Toroidarbeitskreis W, wodurch irgendein nachgeschaltetes Getriebe, das durch die getriebene Welle 2 angetrieben wird, gegenüber jeglichen Torsionsschwingungen der Antriebswelle 1 abgeschirmt ist.

In den Fällen in denen das Schnellentleerungsventil oder die -ventile aus einer Membranausführung besthen, kann dann ihre Betriebsweise entweder durch den Zufluß von öl zur Flüssigkeitskammer C oder durch eine Ölströmung beeinflußt werden, die entlang einem getrennten Steuerölrohr fließt. In dem letztgenannten Fall kann die Hauptölzufuhr dauernd in die Flüssigkeitskammer C erfolgen, und das Steueröl kann entweder manuell oder durch ein geeignetes automatisches Reglersystem eingespeist werden.

Hierzu 1 Blatt Zeichnungen

Claims (3)

Patentansprüche:

1. Hydrodynamische Kupplung mit einem am Pumpenrad befestigten Gehäuse, welches das Turbinenrad umschließt und eine treibende Hälfte einer unter Einfluß von Fliehkräften stehenden, flüssigkeitsbetätigten, als Überbrückungskupplung wirkenden Reibungskupplung bildet, wobei die getriebene Hälfte der Reibungskupplung aus wenigstens einer mit der getriebenen Welle drehfest gekuppelten ringförmigen Platte besteht, die einen Reibring trägt und eine Stirnwand einer ringförmigen Flüssigkeitskammer bildet, an deren äußerem Rand Flüssigkeitsauslaßvorrichtungen vorgesehen sind, dadurch gekennzeichnet, daß die die getriebene Hälfte der Reibungskupplung bildende Platte (15 oder 16) axial federnd ausgebildet, an der getriebenen Welle axial festgelegt und in ihrer Ausrückstellung über ihren spannungsfreien Zustand hinaus durch Zugfedern (26) vorgespannt ist.

2. Kupplung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Flüssigkeitsauslaßvorrichtungen aus wenigstens einem Schnellentleerungsventil (25) bestehen.

3. Kupplung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zwei mit Zugfedern (26) verbundene federnde Platten (15 und 16) vorgesehen sind, die die zwei Stirnwände der Flüssigkeitskammer (C) bilden, wobei eine der Platten (16) als radiale äußere Begrenzung der Flüssigkeitskammer einen axial gerichteten Fortsatz (21, 22) mit den Flüssigkeitsauslaßvorrichtungen (25) aufweist.