DE2757240C2

DE2757240C2 - Hydrodynamische Doppelbremse

Info

Publication number: DE2757240C2
Application number: DE2757240A
Authority: DE
Inventors: Waldemar Dipl.-Ing. Armasow; Hans Lindenthal
Original assignee: Voith Getriebe KG
Current assignee: Voith Getriebe KG
Priority date: 1977-12-22
Filing date: 1977-12-22
Publication date: 1980-02-14
Also published as: FR2412754A1; US4194600A; GB2011022A; DE2757240B1; GB2011022B

Description

Die Erfindung betrifft eine hydrodynamische Doppelbremse, vorzugsweise eine solche nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1. Strömungsbremsen dieser Art können in beiden Drehrichtungen ein gleich hohes Bremsmoment erzeugen, wie dies z. B. in Schienenfahrzeugen erforderlich ist.

Bekannte Bremsen dieser Art sind in den folgenden Druckschriften beschrieben:

1. DE-PS 1600191

2. DE-OS 1755 818

3. DE-OS 2 208 857

4. DE-OS 2 211379

5. »Leichtbau der Verkehrsfahrzeuge« 1969, Seiten 183 bis 187.

Bei diesen Strömungsbremsen sind entweder die beiden Rotorschaufelräder oder die beiden Statorschaufelräder in der Mitte des Aggregates Rücken an Rücken angeordnet und zu einem Doppelschaufelrad zusammengefaßt. Die beiden außenliegenden Schaufelräder sind durch eine das mittlere Doppelschaufelrad umhüllende Schale miteinander verbunden. Zwischen dem Außenusnfang des mittleren Doppelschaufelrades und der Schale befindet sich ein Ringspalt. Über diesen stehen die beiden Arbeitsräume der Doppelbremse miteinander in Leitungsverbindung.

Bei den Bremsen nach den Druckschriften 1 und 2 bereitete es Schwierigkeiten, daß sich der im radial äußeren Bereich des jeweils aktiven Arbeitsraumes herrschende hohe Flüssigkeitsdruck über den Ringspalt in den radial äußeren Bereich des jeweils inaktiven Arbeitsraum fortsetzte bis hin in die Einlaßleitung. Dadurch mußte eine zum Zuführen von Arbeitsflüssigkeit dienende Füllpumpe gegen hohen Druck arbeiten, was hohe Antriebsleistung erforderte. Zunächst wurde vorgeschlagen, diesen Nachteil dadurch zu beseitigen, daß in dem genannten Ringspalt Labyrinthdichtungen angeordnet wurden (Druckschrift 5, Abb. 8 und 9). Hierdurch konnte das Fortpflanzen des Druckes in den inaktiven Arbeitsraum zwar behindert, aber nicht vollkommen unterbunden werden. Die Füllpumpe nahm immer noch eine verhältnismäßig hohe Leistung auf. Außerdem mußten dort getrennte Auslaßleitungen mit je einem Überströmventil als Regeleinrichtung vorgesehen werden (Druckschrift 5, Abb. 12). Ein besseres Ergebnis kann bei einer anderen bekannten Doppelbremse (Druckschrift 3) dadurch erzielt werden, daß jedem Arbeitsraum eine separate Einlaßleitung mit einem Rückschlagventil zugeordnet wird. Hierdurch kann der hohe Druck nur noch in den inaktiven Arbeitsraum gelangen, aber nicht mehr in die Einlaßleitung. Der erforderliche Fülldruck ist damit recht niedrig; auch kann wieder eine für beide Arbeitsräume gemeinsame Auslaßleitung vorgesehen werden. Ein Nachteil dieser Bauweise besteht aber darin, daß nun die getrennten Einlaßleitungen verhältnismäßig viel Platz beanspruchen. Dies hat zur Folge, daß die bekannte Bremse nicht anwendbar ist, wenn z. B. in einem Antriebsaggregat eines Fahrzeugs für eine hydrodynamische Bremse nur wenig Raum zur Verfügung gestellt werden kann.

Aus den Druckschriften 3 und 5 ist es auch bekannt, die in die Arbeitsräume mündenden Ein'.aßkanäle nicht im Stator-, sondern im Rotorschaufelrad anzuordnen (Pumpwirkung). Diese Anordnung trägt dazu bei, daß die Arbeitsflüssigkeit der Bremse mit verhältnismäßig geringem Fülldruck zugeführt werden kann.

Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine in beiden Drehrichtungen gleich wirksame hydrodynamische Doppelbremse anzugeben, die einschließlich der erforderlichen Leitungen und Ventile möglichst geringe Abmessungen aufweist und bei der zugleich die Arbeitsflüssigkeit mit möglichst geringem Druck eingespeist werden kann.

Zwei verschiedene Lösungen dieser Aufgabe sind in den Ansprüchen 1 und 2 angegeben.

Die im Anspruch 1 beschriebene Lösung geht aus von der bekannten Doppelbremse gemäß Druckschrift 5, Abb. 8, deren Rotorschaufelräder Rücken gegen Rücken angeordnet sind und die eine gemeinsame Einlaßleitung für beide Arbeitsräume aufweist, ^ wobei die Einlaßleitung sich erst innerhalb des Rotors in Richtung auf die beiden Arbeitsräume verzweigt. Es wird also bewußt auf die Möglichkeit verzichtet, nach dem Vorbild der Druckschrift 5 auf der Einlaßseite Rückschlagventile In die Flüssigkeitsleitungen

ι» einbauen zu können. Dafür gewinnt man den Vorteil, daß auf nur einer Seite der Doppelbremse eine Einlaßleitung angeordnet werden muß, wodurch in beträchtlichem Maße Platz gespart wird.

Eine solche Bauweise ist aber nur dann realisierbar,

i' wenn eine Möglichkeit gefunden wird, mit anderen Mitteln als bisher einen möglichst niedrigen Fülldruck zu erzielen. Es wurde erkannt, daß hierzu eine hydraulische Trennung der beiden Arbeitsräurne im radial äußeren Bereich der Doppelbremse erforderlich

-'» ist. Zu diesem Zweck ist zunächst zwischen den Rückseiten der Rotorschaufelräder eine von der Schale ausgehende feststehende ringförmige Trennwand vorgesehen. An deren innerer Begrenzung ist die Rotor-Umfangsgeschwindigkeit wesentlich geringer

^) als am äußeren Umfang der Bremse. Somit kann hier in viel wirksamerer Weise eine Abdichtung erzielt werden als dort. Auch ist hier der fliehkraftabhängige Anteil des Flüssigkeitsdruckes geringer als außen. Die Trennwand ist a5so in der Lage, innerhalb der Schale

«ι ein Überströmen von Arbeitsflüssigkeit und zugleich ein Fortpflanzen des Druckes vom aktiven zum inaktiven Arbeitsraum zu verhindern.

Aus der DE-PS 972 696 ist zwar schon eine Doppelbremse bekannt mit einer sich von der Schale zwi-

r> sehen die Rückseiten der Rotorschaufelräder zur Bremsenachse hin erstreckenden scheibenartigen Wand. Diese bekannte Bremse kann aber das volle Bremsmoment immer in nur einer der beiden Drehrichtungen erzeugen, wobei beide Arbeitsräume in

•in gleichem Maße aktiv sind. Eine hydraulische Trennung der beiden Arbeitsräume ist deshalb dort nicht erforderlich und mittels der genannten Wand auch gar nicht beabsichtigt.

Mit der vorbeschriebenen Maßnahme allein ist es

■4^r> aber nicht getan. Es kommt vielmehr entscheidend darauf an, eine Konstruktion zu finden, die - im Gegensatz zu den bekannten Bremsen nach Druckschrift 5 - mit nur einer einzigen Auslaßleitung für beide Arbeitsräume auskommt. Die Schwierigkeit

ίο liegt hierbei darin, die hydraulische Trennung der beiden Arbeitsräume auch im Bereich der Auslaßleitung mit geringstmöglichem Aufwand zu erzielen. Hierzu dient die im Anspruch 1 angegebene Auslaß-Ventilanordnung.

r> Das Besondere dieser Auslaß-Ventilanordnung besteht aus zwei Merkmalen: Einmal kann ihr beweglicher Ventilkörper (bzw. können ihre beweglichen Ventilkörper) durch den Staudruck der Flüssigkeitsströmung betätigt werden, so daß eine gesonderte Be-

i() tätigungseinrichtung nicht erforderlich ist. Zum anderen beansprucht die Auslaß-Ventilanordnung nur ganz wenig Platz, insbesondere, wenn der bewegliche Ventilkörper gemäß Anspruch 3 als ein die Arbeitsräuine umfassender Ringschieber ausgebildet ist. Ein

i> Ringschieber ähnlicher Bauart ist bei einer hydrodynamischen Kupplung bekannt (DE-AS 1 600 974).

In aller Regel wird die erfindungsgemäße Strömungsbremse — zur Verringerung der Ventilations-

Verluste im ausgeschalteten Zustand — gemäß DE-OS 2 135 268 mit beweglichen Klappen ausgerüstet, die radial außerhalb des Arbeitsraumes gelagert sind. In diesem Falle kann der bewegliche Ventilkörper (bzw. können die beweglichen Ventilkörper) ohne Schwierigkeiten zwischen den Klappen-Lagerungen der beiden Arbeitsräume angeordnet werden, so daß die Außenabmessungen der Doppelbremse durch das Hinzufügen der Auslaß-Ventilanordnung überhaupt nicht größer werden.

Beim Betrieb der Bremse wird nun der jeweils im wesentlichen inaktive Arbeitsraum von der Auslaßleitung abgesperrt, so daß sich der im aktiven Arbeitsraum einstellende hohe Druck auch nicht mehr auf dem Weg über die Auslaßleitung in den inaktiven Arbeitsraum und von hier in die Einlaßleitung fortpflanzen kann. Dabei wird man nicht eine hermetische Abdichtung anstreben, weil sich sonst die im inaktiven Arbeitsraum befindliche Arbeitsflüssigkeit unzulässig erwärmen würde. Vielmehr wird man durch eine in der Auslaß-Ventilanordnung bewußt vorgesehene Undichtheit einen kleinen Flüssigkeitskreislauf herbeiführen, der vom aktiven zum inaktiven Arbeitsraum führt und von dort über die Einlaßkanäle wieder zurück zum aktiven Arbeitsraum.

Auf Grund der durch die Erfindung gewonnenen Erkenntnisse kann die gestellte Aufgabe auch noch auf andere Weise gelöst werden (Anspruch 2). Hierbei wird ausgegangen von der bekannten Doppelbremse gemäß DE-AS 1 573 887, Fi g. 6 oder 11. Dort sind die Statorschaufelräder Rücken an Rücken in der Mitte des Aggregates angeordnet und - im Gegensatz zu der Bauweise gemäß Druckschrift 5, Abb. 9 und 12 - mit der Schale verbunden. Hierdurch entfällt die Notwendigkeit, zwischen den mittleren Schaufelrädern eine Trennwand anzuordnen. Die Schale erstreckt sich bis hinter die Rückseiten der außenliegenden Rotorschaufelräder. Somit ergeben sich hier die im Anspruch 1 angegebenen hydraulisch im wesentlichen voneinander getrennten Zwischenräume zwischen den Rückseiten der Rotorschaufeiräder und der Schale von selbst. Hiervon ausgehend kann gemäß der Erfindung durch eine Anordnung der Einlaßkanäle in den Rotorschaufelrädern und durch eine Auslaß-Ventilanordnung - beides sinngemäß wie bei der Bauweise gemäß Anspruch 1 - eine den genannten Anforderungen entsprechende Doppelbremse gewonnen werden.

In den Ansprüchen 4 bis 10 sind verschiedene vorteilhafte Ausgestaltungen der Auslaß-Ventilanordnung angegeben. Zunächst scheint es auf Grund der geforderten Funktion der Auslaß-Ventilanordnung notwendig, jedem Arbeitsraum einen separaten beweglichen Ventilkörper zuzuordnen. Dies kann in Sonderfällen zweckmäßig sein. Durch ein Aneinander-Koppeln der beiden Ventilkörper (Anspruch 5) wird aber ein besonders sicheres Funktionieren der Auslaß-Ventilanordnung erreicht; denn die beiden Ventilkörper unterstützen sich gegenseitig bei ihren Schaltbewegungen. Der gleiche Effekt wird erzielt, wenn gemäß Anspruch 6 für beide Arbeitsräume ein einziger gemeinsamer Ventilkörper vorgesehen wird. In beiden Fällen kann durch die im Anspruch 7 beschriebene Maßnahme erreicht werden, daß sich nach Beendigung eines Bremsvorganges auch der zuvor inaktive Arbeitsraum rasch entleeren kann. Allerdings kann auch bei Vorhandensein von zwei getrennt beweglichen Ventilkörpern dafür gesorgt werden, daß

ΙΊ

sich im ausgeschalteten Zustand der Bremse beide Ventilkörper mittels Federkraft in der geöffneten Stellung befinden.

Gemäß Anspruch 3 kann sich der bewegliche Ventilkörper (bzw. können sich die beweglichen Ventilkörper) als geschlossene(r) Ring(e) ausgebildet sein und sich somit um den gesamten Umfang der Arbeitsräume erstrecken. Statt dessen ist es aber durchaus auch möglich, Ventilkörper mit der Form von Ringsegmenten zu verwenden.

Zusammenfassend bestehen die Vorteile der erfindungsgemäßen drehrichtungsunabhängigen Strömungsbremse im folgenden: Auf Grund der nahezu vollkommenen hydraulischen Trennung der beiden Arbciisräurnc während des Brernsbctriebcs benötigt die Bremse einen nur sehr geringen Fülldruck (weniger als 1 bar Überdruck); außerdem kann in dem jeweils aktiven Arbeitsraum jeder gewünschte Teilfüllungsgrad stabil eingestellt werden.

Aus dem geringen Fülldruck ergibt sich, daß die Bremse sehr rasch gefüllt werden kann, also eine sehr kurze Ansprechzeit hat und daß trotzdem eine etwa erforderliche Füllpumpe nur wenig Leistung aufnimmt. Unter Umständen kann eine Füllpumpe ganz entfallen; so kann die Bremse z. B. aus einem mit Druckluft geringen Druckes beaufschlagbaren Hydraulikspeicher gespeist werden.

Der andere obengenannte Vorteil, daß beliebige Teilfüllungsgrade stabil eingestellt werden können, bedeutet unter anderem, daß - zwecks Abfuhr der entstehenden Wärme - ein gut dosierbarer Durchlauf von Arbeitsflüssigkeit durch die Bremse stattfindet. Außerdem ergibt sich daraus, daß die Kennlinien der Bremse - Bremsmoment in Abhängigkeit von der Rotordrehzahl - sehr stabil sind, und daß das Verhältnis zwischen dem größten und dem kleinsten einstellbaren Bremsmoment beim Betrieb mit Teilfüllung sehr groß ist.

Alle diese Vorteile machen die erfindungsgemäße Strömungsbremse in erster Linie zum Abbremsen von schweren Kettenfahrzeugen, z. B. Panzern, geeignet. In solchen Kettenfahrzeugen wird eine Strömungsbremse - ähnlich wie in Schienenfahrzeugen - bei Fahrt im Gefälle als Dauerbremse eingesetzt; zugleich soll sie aber auch - im Gegensatz zu den Strömungsbremsen in Schienenfahrzeugen - als sogenannte Stoppbremse geeignet sein. Dabei wird unter »Stoppen« nicht etwa ein Abbremsen bis zum Stillstand verstanden, sondern ein ganz plötzliches, ja schlagartiges Abbremsen des Kettenfahrzeugs aus einer hohen Fahrgeschwindigkeit. Mit anderen Worten: Mit einer solchen Strömungsbremse kann eine extreme Verzögerung auf eine sehr kleine Fahrgeschwindigkeit erzielt werden; zum Abbremsen in den Stillstand müssen in der üblichen Weise noch Reibungsbremsen hinzugezogen werden.

Die beim Betrieb der Bremse anfallende Wärmemenge ist beträchtlich; dementsprechend groß muß der durch die Bremse geführte Arbeitsflüssigkeitsstrom sein. Deshalb kommt der Gestaltung der Ein- und Auslaßleitungen und -kanäle große Bedeutung zu. Sie müssen voluminös sein und hohe Strömungsgeschwindigkeit zulassen. Wegen ihres großen Platzbedarfes ist es unerläßlich, daß - wie oben schon erwähnt - für beide Arbeitsräume nicht getrennte, sondern gemeinsame Ein- und Auslaßleitungen vorgesehen werden. In diesem Zusammenhang seien noch die folgenden Zahlen angegeben: Die Bremslei-

stung einer erfindungsgemäßen Bremse kann bei der Verwendung in einem Kettenfahrzeug als Dauerbremse etwa 1000 kW betragen, als Stoppbremse dagegen 5000 bis 8000 kW, dies allerdings nur innerhalb eines sehr kurzen Zeitraumes von wenigen Sekunden.

Ausführungsbeispiele der Erfindung sind nachfolgend an Hand der Zeichnung beschrieben. Es zeigt

Fig. 1 einen Teil-Längsschnitt durch eine hydrodynamische Doppelbremse,

Fig. 2 u. 3 Teil-Querschnitte entlang den Linien II bzw. III der Fig. 1,

Fig. 4 einen Teil-Zylinderschnitt entlang der Linie IV-IV der Fig. 1,

Fig. 5 einen der Fig. 2 entsprechenden Teil-Querschnitt durch eine gegenüber Fig. 1-4 abgewandelte Doppelbremse,

Fig. 6 einen Teil-Längsschnitt durch eine andere Bremse, nach Linie VI-VI der Fig. 8,

Fig. 7 einen Teil-Querschnitt entlang Linie VII der Fig. 6,

Fig. 8 eine Darstellung teils im Schnitt, teils in Ansicht nach Linie VIII-VIII der Fig. 6,

Fig. 9 und 10 Teil-Längsschnitte durch weitere Doppelbremsen nach der Erfindung.

Die in Fig. 1 bis 4 dargestellte hydrodynamische Doppelbremse umfaßt ein erstes Rotorschaufelrad 10, das auf einer nicht dargestellten Welle befestigbar ist, und ein zweites Rotorschaufelrad 20. Die beiden Rotorschaufelräder sind in einer Anordnung »Rücken an Rücken« miteinander verschraubt und bilden auf diese Weise ein Doppelschaufelrad. Zwischen den beiden Rotorschaufelrädern 10 und 20 ist ein Einlaß-Ringkanal 5 gebildet, der über mehrere öffnungen 5 a mit einer feststehenden Einlaßleitung 37 in Verbindungsteht. Mit gestrichelten Linien sind die von dem Einlaß-Ringkanal 5 in die beiden Bremsen-Arbeitsräume führenden Einlaßkanäle 16, 26 dargestellt.

Jedem Rotorschaufelrad 10, 20 ist in der üblichen Weise ein Statorschaufelrad 11 bzw. 21 gegenübergestellt. Die übrigen feststehenden Teile der Strömungsbremse sind ein Zwischenflansch 12, ein äußeres Bremsengehäuse 8, an das ein weiterer Zwischenflansch 22 angeformt ist, sowie eine zwischen die beiden Zwischenflansche 12 und 22 eingesetzte innere Schale 7, die zusammen mit den Zwischenflanschen 12 und 22 die Rotorschaufelräder 10 und 20 an ihrem äußeren Umfang umhüllt. An die innere Schale 7 ist eine ringförmige Trennwand 6 angeformt, die sich zwischen den Rückseiten der Rotorschaufelräder zur Bremsenachse hin erstreckt. Die vorgenannten feststehenden Teile 7,8,11,12, 21 und 22 sind mit nicht dargestellten Schrauben an einem Getriebegehäuse 39 befestigt, in der die schon erwähnte Einlaßleitung 37 angeordnet ist. Zwischen dem Statorschaufelrad 11 und der Nabe 10a des Rotorschaufelrades 10 ist ein Wälzlager 38 angeordnet.

Wie insbesondere aus Fig. 4 ersichtlich ist, sind die Schaufeln 14, 15 und 24, 25 der vier Schaufelräder 10,11 und 20,21 - im Zylinderschnitt IV-IV gesehen - alle in der gleichen Richtung relativ zur Richtung der Drehachse schräggestellt. Dadurch erzeugt die Strömungsbremse in den beiden Drehrichtungen unter sonst gleichen Bedingungen ein gleich hohes Bremsmoment. Dabei ist aber in der einen Drehrichtung überwiegend nur der eine Arbeitsraum und in der anderen Drehrichtung überwiegend nur der andere Arbeitsraum aktiv.

Wie aus der DE-OS 2 135 268 bekannt ist, sind im radial äußeren Bereich jedes Statorschaufclrades drehbar gelagerte Klappen 30 angeordnet. Diese werden, wenn die Bremse entleert ist, durch die Kraft > von Federn 31 in den Arbeitsraum hineingeschwenkt, um hierdurch die Ventilationsverluste zu vermindern, d. h. das Umwälzen von Luft in den Arbeitsräumen zu behindern. Sobald sich Arbeitsflüssigkeit in den Arbeitsräumen befindet, werden die Klappen durch i^(l den Staudruck der Flüssigkeitsströmung aus dem Arbeitsraum herausgeschwenkt in die in Fig. 1 mit strichpunktierten Linien dargestellte Position.

Beim Betrieb der Bremse ist, wie oben schon erläutert, der Druck im aktiven Arbeitsraum wesentlich Ii höher als im inaktiven. Durch die Trennwand 6 wird erreicht, daß sich der im aktiven Arbeitsraum herrschende hohe Druck nicht innerhalb der Schale 7 in den inaktiven Arbeitsraum fortpflanzt und damit Arbeitsflüssigkeit vom einen zum anderen Arbeitsraum

-¹¹ überströmt. Je nachdem, wie vollkommen die hierdurch angestrebte hydraulische Trennung der beiden Arbeitsräume sein soll, wird man an der inneren Begrenzung der Trennwand 6 (an der Stelle 6a) eine mehr oder weniger wirksame Dichtung anordnen,

-> z. B. einen engen Spalt, eine Labyrinth-Dichtung od. dgl. Da eine solche Dichtung in einem Bereich relativ niedriger Umfangsgeschwindigkeit angeordnet ist, erfüllt sie ihren Zweck besser als die obenerwähnte Labyrinth-Dichtung der bekannten Bremsen gemäß

in Druckschrift 5. Bei Bedarf können auch noch im Bereich der rückseitigen Stirnflächen der Rotorschaufelräder Dichtungen angeordnet werden.

Zum Abführen von Arbeitsflüssigkeit aus den Arbeitsräumen ist folgendes vorgesehen: A.m äußeren

i"i Umfang der Rotorschaufelräder 10 und 20 sind eine Vielzahl von radial gerichteten Bohrungen 13,23 vorgesehen. In ähnlicher Weise sind in der inneren Schale 7 eine Vielzahl von in radialer Richtung durchgehenden öffnungen 17, 27 angeordnet, die gleich-

1» mäßig über den Umfang verteilt sind. Deren lichte Weite ist in Umfangsrichtung wesentlich größer als in Achsrichtung (siehe Fig. 4). Die Schale 7 ist umhüllt von einem aus verhältnismäßig dünnem Blech geformten Ringschieber 9. Dieser bildet mit der

■r> Schale 7 ein für beide Bremsen-Arbeitsräume gemeinsames Auslaßventil. Jeder der öffnungen 17, 27 der Schale 7 ist in dem Ringschieber 9 ein Loch 19 bzw. 29 zugeordnet. Wenn der Ringschieber 9 geöffnet ist, strömt die Arbeitsflüssigkeit in die vom Bremen sengehäuse 8 gebildete und für beide Arbeitsräume gemeinsame Auffangkammer und verläßt die Bremse über eine Auslaßöffnung 8a. An diese wird eine Auslaßleitung (nicht dargestellt) angeschlossen, die zu einem zur Regelung des Füllungsgrades der Bremse

dienenden Überströmventil führt.

Am inneren Umfang des Ringschiebers 9 im Bereich jeder der öffnungen 17, 27 ist eine radial nach innen ragende Sfauflosse 18 bzw. 28 befestigt. Diese Stauflossen werden bei gefüllter Bremse durch die

bo im Inneren der Schale 7 herrschende Umfangsströmung beaufschlagt, wodurch der Ringschieber 9 in Umfangsrichtung verstellt wird. An der Innenseite des Bremsengehäuses 8 sind zwei nach innen ragende Anschläge 8b und 8c angeordnet; zwischen diesen befindet sich auf dem Ringschieber 9 ein Auge 9a. Zwischen den Anschlägen 8b, 8c und dem Auge 9a sind Druckfedern 40 eingespannt, die den Ringschieber 9 bei entleerter Bremse in einer mittleren Position

halten. Diese mittlere Position ist in allen Figuren der Zeichnung dargestellt. Hierbei liegen sämtliche Löcher 19, 29 des Ringschiebers 9 über den Öffnungen 17 bzw. 27. Somit sind beide Arbeitsräume mit der Auslaßleitung 8β verbunden. Sobald Arbeitsflüssigkeit in die Bremse gelangt, wird der Ringschieber 9, je nach der Drehrichtung der Rotorschaufelräder 10, 20 - in den Fig. 2 und 3 gesehen - entweder nach rechts oder nach links verstellt. Bei einer Verstellung nach rechts werden die Löcher 19 verschlossen, während die Löcher 29 geöffnet bleiben. Das Umgekehrte tritt bei einer Verstellung des Ringschiebers 9 nach links ein. Damit ist in der einen Drehrichtung der eine Bremsen-Arbeitsraum zum Auslaßkanal 8α hin verschlossen und in der anderen Drehrichtung der andere. In Fig. 2 ist die bei Drehrichtung »rechts« herrschende Umfangsströmung mit einem Pfeil U gekennzeichnet.

Zwischen den Schaufelrädern 20 und 21 und dem anschließenden Getriebegehäuse 39 ist ein Einlaßventil angeordnet, umfassend einen zur Bremse konzentrischen Ringschieber 36 und einen am Getriebegehäuse 39 befestigten Rotationskörper 32, der als Träger für den Ringschieber 36 ausgebildet ist und zugleich mit diesem einen ringförmigen Druckraum

33 bildet. Dieser Druckraum kann über eine Leitung

34 mit Druckmittel beaufschlagt werden, um hierdurch den Ringschieber in Achsrichtung zu verstellen. Dabei legt sich der Ringschieber 36 an der Rückseite des Statorschaufelrades 21 an, wodurch das Einlaßventil geschlossen ist. Das öffnen erfolgt nach dem Entlasten des Druckraumes 33 dadurch, daß der Ringschieber 36 durch eine Feder 35 wieder nach rechts verschoben wird.

In Fig. 5 ist gegenüber den Fig. 1 bis 4 nur die Form der Öffnungen 47 in der Schale 43 und die Form des Ringschiebers 41 geändert. Das Bremsengehäuse 8 und alle übrigen Teile können unverändei t bleiben. Der Ringschieber 41 weist zwischen den Austrittsbohrungen 49 auf seiner Innenseite eine Vieizahi von achsparaiieien Nuten 46 auf, zwischen denen Rippen 48 stehen bieiben. Diese übernehmen die Funktion der Stauflossen 18, 28 gemäß Fig. 1 bis 4, die somit nicht mehr einzeln am Ringschieber befestigt werden müssen. Damit die Umfangsströmung den Ringschieber 41 sicher verstellen kann, sind die Öffnungen 47 der Schale 43 sehr weit und zu den Arbeitsräumen hin mit großem öffnungswinkel ausgebildet. Der ringschieber 41 befindet sich in Fig. 5 winder in seiner mittleren Position Wird er beim Füllen der Bremse z. B. im Uhrzeigersinn verstellt, so werden die Bohrungen 4"? verschlossen; wird er aber im Gegenuhrzeigersinn verstellt, so bleiben die Bohrungen 49 geöffnet.

Bei den bisher beschriebenen Ausführungsbeispielen ist ein einziger gemeinsamer Ringschieber 9 bzw. 41 auf der Außenseite der Schale 7 bzw. 43 angeordnet. Demgegenüber sind in der Doppelbremse gemäß den Fig. 6 bis 8 zwei getrennte Ringschieber 51/52 im Inneren der Schale 57 zu beiden Seiten der Trennwand 56 angeordnet. Diese befindet sich wieder zwischen den Rückseiten der Rotorschaufelräder 10 und 20, die Austrittsbohrungen 13, 23 aufweisen. Die Ringschieber 51/52 sind wiederum durch den Staudruck der Umfangsströmung in Umfangsrichtung verstellbar. Hierzu haben sie auf ihrer Innenseite eine Vielzahl von Ausnehmungen 53 (Fig. 7), zwischen denen sich Rippen 54 befinden, an denen die Umfangsströmung angreift. Jeder Ringschieber 51/52 hat als Austrittsöffnungen z. B. etwa quadratische Löcher 61/62, denen in der Schale 57 rechteckige Öffnungen 58/59 zugeordnet sind. Damit sich die beiden Ring-

•i schieber 51/52 beim Verstellen gegenseitig unterstützen können, sind sie durch Kreuzbolzen 55 aneinander gekoppelt. Diese dienen zugleich als Anschlag zur Begrenzung der Verstellbewegung und als Angriffspunkt für zwei gegeneinander wirkende Druckfedern 60, die

ι» sich in der Schale 57 abstützen. Die Federn 60 halten die beiden Ringschieber 51/52 - in gleicher Weise wie in Fig. 3 und 4 die Federn 40 - bei ausgeschalteter Bremse in derjenigen Position, in der alle Löcher 61/ 62 unter den Öffnungen 58/59 liegen, so daß sich

r> beide Arbeitsräume eniieeren. Die Wirkung der Ringschieber 51/52 beim Verstellen nach der einen oder der anderen Richtung ist die gleiche wie bei dem zuvor beschriebenen Ausführungsbeispiel.

Die Auslaß-Ringschieber 9, 41 und 51/52 der bis-

-¹Ii her beschriebenen Strömungsbremsen sind alle in Umfangsrichtung verstellbar. Jedoch ist, wie Fig. 9 zeigt, auch eine Ausführung mit in Achsrichtung verstellbarem Auslaß-Ringschieber 79 möglich. Man erkennt, daß sich diese Bauweise durch besondere Ein-

.'"> fachheit auszeichnet; denn der Ringschieber 79 besteht lediglich aus einer verhältnismäßig dünnen Metallscheibe, die in einer von der Schale 77, 77 a gebildeten und mittig angeordneten Ringnut 78 ruht. Der Ringschieber wird dort im ausgeschalteten Zu-

iii stand der Bremse durch Druckfedern 70 in einer mittleren Position gehalten. Damit der Ringschieber 79 einteilig ausgebildet werden kann, ist die Schale in zwei Hälften 77 und 77a geteilt, von denen die eine die Trennwand 76 trägt. Die Auslaßöffnungen 71/72

r> sind hier schräg in der Schale 77, 77a angeordnet, so daß sie in die Ringnut 78 einmünden. Zweckmäßig ist es, an den Seitenwänden der Ringnut Dichtkanten 73 vorzusehen. Wird die Bremse mit Arbeitsflüssig keit gefüllt und ist die Drehrichtung derart, daß ζ. Β.

in der in Fig. 9 links angeordnete Arbeitsraum der aktive ist, so ist der sich dort im radial äußeren Bereich einstellende Flüssigkeitsdruck wesentlich höher als im anderen Arbeitsraum. Dieser höhere Druck und die sich in den Auslaßöffnungen 71 des aktiven Arbeits-

■i> raumes einstellende höhere Strömungsgeschwindigkeit drücken den Ringschieber 79 nach rechts, so daß die Auslaßöffnungen 72 des inaktiven Arbeitsraumes verschlossen werden. Bei der anderen Drehrichtung geschieht das Umgekehrte.

-in In Fig. 10 ist in vereinfachter Darstellung eine rinnnAlKrpmcp af>-7f>iat h*»i Hi»r Hip ^tntOr^rh^iiff^lra-

der 81/91 Rücken an Rücken angeordnet sind und das mittlere Doppelschaufelrad bilden. Dementsprechend sind die auf einer Welle 95 befestigten Rotor-

n Schaufelräder 80/90 außen angeordnet. Diese sind am Umfang und auf ihrer Rückseite wieder von Schalen 89/88 bzw. 99/98 umhüllt, die teils an die Statorschaufelräder 81/91 und teils an das äußere Bremsgehäuse 85 angeformt sind. Die Schalenteile 89/99 ha-

Mi ben im Bereich der Rotorschaufelräder Auslaßöffnungen 87/97; dort ist auch wieder ein Auslaß-Ringschieber 82 angeordnet, der im Detail entsprechend dem Ringschieber 9 oder 41 gemäß Fig. 1 bis 5 ausgebildet sein kann. Die Einlaßleitung ist durch einen

h5 Pfeil 92 angedeutet. Sie mündet in eine vom Rotorschaufelrad 90 gebildete ringförmige Fangrinne 93; diese ist über Einlaßkanäle 96 mit dem Arbeitsraum der Schaufelräder 90/91 und über achsparallele Ver-

bindungskanäle 94 mit einem im Rotorschaufelrad 80 angeordneten Ringraum 84 verbunden. Von dort sind Einlaßkanäle 86 in den Arbeitsraum der Schaufelräder 80/81 geführt. Vor der Fangrinne 93 kann an der Schale 98 ein Ringschieber als Einlaßventil angeordnet werden, entsprechend der in Fig. 1 dargestellten Konstruktion.

Die hydraulische Trennung der beiden Arbeitsräume innerhalb der Schale 88, 89; 99, 98 ergibt sich in Fig. 10 dadurch, daß die Statorschaufelräder 81/91 in der Mitte angeordnet sind. Diese haben hier also zugleich die Funktion der Trennwand 6, 56, 76 der zuvor beschriebenen Doppelbremsen.

Abweichend von der Bauweise gemäß Fig. 10 kann in einer Doppelbremse mit mittig angeordneten Statorschaufelrädern 81/91 an Stelle des in Umfangsrichtung verstellbaren Auslaß-Ringschiebers 82 auch ein in Achsrichtung verste'lbarer Ringschieber verwendet werden, der dem Ringschieber 79 der Fig. 9 entspricht. In diesem Falle wird die den Ringschieber aufnehmende Ringnut zwischen den Statorschaufelrädern 81 und 91 angeordnet, und die Auslaßkanäle verlaufen nicht durch die Rotorschaufelräder 80/90 und die Schalenteile 89/99, sondern von den Arbeitsräumen direkt durch die Statorschaufelräder 81/91 in die Ringnut.

Hierzu 2 BIaLt Zeichnungen

Claims

Patentansprüche:

1. Hydrodynamische Doppelbremse mit zwei Rücken gegen Rücken angeordneten und gemeinsam drehbaren Rotorschaufelrädern (10/20), die mit zwei Statorschaufelrädern (11/21) zwei mit Arbeitsflüssigkeit füllbare torusförmige Arbeitsräume bilden, wobei die Schaufeln (14/24,15/25) aller vier Schaufelräder-in einem Zylinderschnitt gesehen — in der gleichen Richtung relativ zur Richtung der Drehachse schräggesteüt sind, so daß in der einen Drehrichtung überwiegend nur der eine Arbeitsraum und in der anderen Drehrichtung überwiegend nur der andere Arbeitsraum aktiv ist, ferner mit einer feststehenden Schale (7) und m.i! einer für beide Arbeitsräume gemeinsamen Einlaßleitung (37), die sich erst innerhalb des Rotors in Einlaßkanäle (16/26) verzweigt, die in die Arbeitsräume münden, sowie mit mehreren von den beiden Arbeitsräumen ausgehenden Auslaßkanälen (13/23, 17/27), dadurch gekennzeichnet, daß sich von der Schale (7; 43; 57; 77/77a) aus eine Trennwand (6; 56; 76) zwischen die Rückseiten der Rotorschaufelräder (10/20) zur Bremsenachse hin erstreckt, so daß zwischen den Rotorschafelrädern und der Schale zwei hydraulisch im wesentlichen voneinander getrennte Zwischenräume vorhanden sind, und daß die Schale (7; 43; 57; 77/77a) eine Auslaß-Ventilanordnung aufweist mit wenigstens einem beweglichen Ventilkörper (9; 41; 58/59; 79), der durch den Staudruck der in seinem Bereich herrschenden Flüssigkeitsströmung derart betätigbar ist, daß die durch die Schale geführten Auslaßkanäle (17/27; 47; 58/59; 71/72) jedes Arbeitsraumes geöffnet sind bei derjenigen Drehrichtung, in welcher der Arbeitsraum aktiv ist, und geschlossen bei derjenigen Drehrichtung, in welcher der Arbeitsraum im wesentlichen inaktiv ist.

2. Hydrodynamische Doppelbremse mit zwei Rücken gegen Rücken angeordneten und mit einer feststehenden Schale (88/89, 98/99) verbundenen Statorschaufelrädern (81, 91), die mit zwei gemeinsam drehbaren Rotorschaufelrädern (80/ 90) zwei mit Arbeitsflüssigkeit füllbare torusförmige Arbeitsräume bilden, wobei die Schaufeln aller vier Schaufelräder- in einem Zylinderschnitt gesehen - in der gleichen Richtung relativ zur Richtung der Drehachse schräggestellt sind, ferner mit einer für beide Arbeitsräume gemeinsamen Einlaßleitung (92,93) und mit von den beiden Arbeitsräumen ausgehenden Auslaßkanälen (87/ 97), dadurch gekennzeichnet, daß sich die Einlaßleitung (92, 93) innerhalb des Rotors in Einlaßkanäle (94,84,86/96) verzweigt, die in die Arbeitsräume münden, und daß die Schale (89/ 99) eine Auslaßventilanordnung aufweist mit wenigstens einem beweglichen Ventilkörper (82), der durch den Staudruck der in seinem Bereich herrschenden Flüssigkeitsströmung derart betätigbar ist, daß die Auslaßkanäle (87/97) jedes Arbeitsraumes geöffnet sind bei derjenigen Drehrichtung, in welcher der Arbeitsraum aktiv ist, und geschlossen bei derjenigen Drehrichtung, in welcher der Arbeitsraum im wesentlichen inaktiv ist.

3. Hydrodynamische Doppelbremse nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß der bewegliche Ventilkörper (9; 41; 58/59; 79; 82) als Ringschieber ausgebildet ist, der sich konzentrisch zur Bremsenachse um die Arbeitsräume herum erstreckt.

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4. Hydrodynamische Doppelbremse nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Auslaßventilanordnung für jeden Arbeitsraum einen separaten beweglichen Ventilkörper (51/52) aufweist (Fig. 6 bis 8).

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5. Hydrodynamische Doppelbremse nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden beweglichen Ventilkörper (51/52) aneinander gekoppelt und derart gegensinnig verstellbar sind, daß eine Bewegung in Richtung »Öffnen« des ei-

i' nen Ventilkörpers (51) eine Bewegung in Richtung »Schließen« des anderen Ventilkörpers (52) zur Folge hat und umgekehrt.

6. Hydrodynamische Doppelbremse nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeich-

-'» net, daß die Ventilanordnung für beide Arbeitsräume einen gemeinsamen beweglichen Ventilkörper (9; 41; 79; 82) aufweist, der in einer ersten Stellung die Auslaßkanäle (17; 58; 71; 87) des einen Arbeitsraumes offen und die Auslaßkanäle

-'■> (27; 59; 72; 97) des anderen Arbeitsraumes geschlossen hält und in einer zweiten Stellung umgekehrt.

7. Hydrodynamische Doppelbremse nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, daß die

i» aneinander gekoppelten Ventilkörper (51/52) bzw. der Ventilkörper (9; 41; 79; 82) im ausgeschalteten Zustand der Bremse durch Federkraft in einer mittleren Stellung gehalten werden bzw. wird, in der die Auslaßkanäle beider Arbeits-

r> räume offen sind.

8. Hydrodynamische Doppelbremse nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß der bzw. jeder bewegliche Ventilkörper (9; 41; 51/52; 82) in Umfangsrichtung verschieb-

U) bar ist.

9. Hydrodynamische Doppelbremse nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß der bewegliche Ventilkörper (9; 41; 51/52; 82) mehrere sich etwa achsparallel erstreckende Rippen,

■n Stauflossen od. dgl. (18/28; 48, 54) aufweist, so daß er durch den Staudruck der in seinem Bereich herrschenden Umfangsströmung verstellbar ist.

10. Hydrodynamische Doppelbremse nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeich-

"iii net, daß der bewegliche Ventilkörper (79) in Achsrichtung verschiebbar und in einer Ausnehmung, Nut od. dgl. (78) angeordnet ist, in weiche die Auslaßkanäle (71/72) einmünden.