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Hydrodynamische Kupplung
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Die Erfindung betrifft eine-hydrodynamische Kupplung oder auch Föttinger-Kupplung
gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1. Derartige Kupplungen sind aus der deutschen
Patentschrift 21 03 589 bekannt. Sie zeichnen sich durch, einfache und wartungsfreie
Bauweise, sichere Betriebsverhältnisse und kleine Abmessungen aus. Sie erlauben
es, das Maß, um welches die Schaufeln in die Schaufelräder hineinragen und dort
ihre bestimmungsgemäße Funktion erfüllen, zu verändern und damit auch das Verhältnis
von Antriebsdrehzahl zu Abtriebsdrehzahl und das übertragene Drehmoment zu verändern.
Zu diesem Zweck besitzen die bekannten Kupplungen eine Steuereinrichtung, um die
Verschiebelage der Arbeitseinheit je nach den gewünschten Bedingungen einstellen
zu können.
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Will man diese bekannte Kupplung als Anfahrkupplung für Motoren verwenden,
die nicht unter Last anlaufen können, also beispielsweise als Kupplung für Kraftfahrzeuge,
so ist zum Ein- und Ausrücken der Kupplung ein entsprechendes axiales Verschieben
der Arbeitseinheit erforderlich. Für automatische Getriebe sind daher die bekannten
Kupplungen nur dann geeignet, wenn ein gesonderter automatischer Mechanismus vorgesehen
wird, der in Abhängigkeit von der Betriebsdrehzahl des Motors bzw. der Abtriebswelle
die Kupplung schaltet.
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Die Erfindung bildet die bekannte Kupplung unter Verwendung der im
Oberbegriff des Anspruchs 1 zusammengefaßten Merkmale derselben dahingehend weiter,
daß die Kupplung sich selbst in Abhängigkeit von der Drehzahl des treibenden Gehäuses
und von dem Verhältnis der Drehzahl des treibenden Gehäuses zu der Drehzahl der
vom Gehäuse über das Pumpenrad und das Turbinenrad angetriebenen Abtriebswelle und
dem für die Drehung der Abtriebswelle erforderlichen Drehmoment ein- und ausrückt
und ferner in der ein- und ausgerückten Stellung jeweils stabil bleibt, bis sich
die Betriebsbedingungen entsprechend ändern.
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Insbesondere soll die Kupplung folgendes erlauben: a) Bei ausgerücktem
Zustand, in dem die Arbeitseinheit axial derartig verschoben ist, daß die Pumpenschaufeln
nicht oder nur wenig in das Innere des Pumpenrades ragen, niedriger Drehzahl des
Gehäuses und stillstehender oder nur langsam rotierender Welle soll die Kupplung
in der erwähnten Leerlaufstellung bleiben, in welcher wegen der geringen Mitnahmewirkung
des praktisch schaufelfrei mit langsamer Drehzahl rotierenden Pumpenrades nur ein
sehr kleines und beispielsweise bei Kraftfahrzeugen leicht durch Bremsen absorbierbares
Drehmoment vom Gehäuse auf die Abtriebswelle übertragen
wird.
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b) Mit steigender Drehzahl der Abtriebswelle soll die Kupplung langsam
(das bedeutet hier einen Zeitraum in der Größenordnung von einigen Zehntel Sekunden
bis einigen Sekunden) und nicht schlagartig eingerückt werden. D.h., die Arbeitseinheit
soll auf die schaufelseitige Stirnwand des Gehäuses zugeschoben werden, bis die
Pumpenschaufeln sich in ihrer ganz in das Pumpenrad hineinragenden Stellung befinden.
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c) In dieser Stellung soll die Arbeitseinheit stabil verharren, solange
sich die Drehzahl des Gehäuses innerhalb eines relativ großen, für den der jeweiligen
Verwendung entsprechenden Zweck ausreichenden Drehzahlbereiches befindet. DicserDrehzahlbereich
kann beispielsweise bei der Verwendung der Kupplung zwischen dem Motor und dem automatischen
Wechselgetriebe eines Kraftwagens durchaus zwischen 1000 und 8000 UpM liegen.
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d) Wenn in voll eingerücktem Zustand der Kupplung die Drehzahl des
Gehäuses, die wegen des bei einer Föttinger-Kupplung inhärenten Schlupfes zwischen
Pumpenrad und Turbinenrad etwas größer ist als die der Abtriebswelle, von der Drehzahl
der Abtriebswelle überholt wird, wie dies bei Bergabfahrt mit einem Kraftwagen
z.B.
der Fall sein kann, wenn also die Abtriebswelle schneller als das Gehäuse läuft,
so soll die Kupplung immer noch eingerückt bleiben.
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e) Sinkt, wie es z.B. beim Abbremsen eines Kraftfahrzeuges der Fall
ist, bei welchem die Brennstoffzufuhr bereits auf das Leerlaufmaß gedrosselt ist
und der Motor nur noch vom ebenfalls gebremst werdenden Fahrzeug geschleppt wird,
die Drehzahl des Gehäuses auf einen Wert im Bereich der Leerlaufdrehzahl des Motors,
so muß die Kupplung ausgerückt, also die Arbeitseinheit in die schaufel freie Stellung
des Pumpenrades verschoben werden.
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Um dies zu erreichen, geht die Erfindung von den im Oberbegriff zusammengefaßten
Merkmalen der bekannten Kupplung aus und bildet diese gemäß den kennzeichnenden
Merkmalen des Anspruchs 1 weiter.
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Durch die Anordnung des Napfes ist die dem Pumpenrad abgewandte Seite
des Turbinenrades nicht mehr unter dem Druck von mit dem Pumpengehäuse rotierender
Flüssigkeit. Da sowohl der Napf als auch das Turbinenrad nicht drehbar auf der Abtriebswelle
sitzen, ist im Raum zwischen Napf und Turbinenrad nur Flüssigkeit, welche mit der
Geschwindigkeit der Abtriebswelle rotiert. Dadurch können erhebliche
Axialdrücke
auf die Arbeitseinheit zur Wirkung kommen, die bei der Erfindung für das Ein- und
Ausrücken und auch stabil in ein- und ausgerücktem Zustand Halten der Kupplung ausgenützt
werden.
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Dementsprechend ist das bevorzugte Anwendungsgebiet der Kupplung die
Verwendung als Anfahrkupplung für Kraftfahrzeuge mit automatisch unter Last schaltendem
Getriebe.
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Für die meisten Fälle wird es bevorzugt, daß eine Federanordnung oder
eine äuqivalente Einrichtung in der Kupplung angeordnet wird, welche bestrebt ist,
die Arbeitseinheit in der ausgerückten Stellung zu halten.
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Die Funktionsweise der Kupplung im Betrieb ist die folgende: Vor dem
Anfahren rotiert das Gehäuse mit einer niedrigen Leerlaufdrehzahl, während die Abtriebswelle
steht oder fast steht und die Arbeitseinheit sich in einer Stellung befindet, in
der die Pumpenschaufeln weitgehend bis ganz aus dem Pumpenrad zurückgezogen sind.
In diesem Zustand ist die Rotation der Flüssigkeit im Inneren des etwa torusförmigen
von den Wandungen des Pumpenrades und des Turbinenrads gebildeten Raumes um die
ringförmige Mittellinie
dieses Raumes gering, da im Pumpenrad
die Schaufeln fehlen und die im wesentlichen nur durch Reibung vom Pumpenrad beschleunigte
Flüssigkeit ihre Rotation beim Eintritt in das stehende Turbinenrad sofort wieder
verliert. Hierbei wird nur ein relativ geringes Drehmoment auf das Turbinenrad ausgeübt.
Der höhere Druck im von der Arbeitseinheit freigegebenen, von den Pumpenradschaufeln
eingenommenen Teil des Gehäuses hält dabei die Arbeitseinheit in der Leerlaufstellung.
Da das Turbinenrad in dieser Stellung bis auf einen dünnen Spalt am Boden des Bechers
anliegt, rotiert die Flüssigkeit im Bereich zwischen dem Turbinenrad und dem Becher
nicht, so daß hier ein Gegendruck nicht entstehen kann. Der sich statisch vom Bereich
der Turbinenschaufeln in den Bereich zwischen dem Turbinenrad und der Becherwand
langsam fortpflanzende am Betriebsdruck in eingerücktem Zustand gemessen geringe
Druck wird hierbei sofort radial nach innen wieder abgebaut.
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Reicht das in diesem Leerlaufzustand vom schaufel leeren Pumpenrad:
auf das Turbinenrad übertragene Drehmoment nicht aus, um die Abtriebswelle in Drehung
zu versetzen, so bleibt das Turbinenrad stehen und die Kupplung kann nicht einrücken.
Um wer die Übertragung des erforderlichen Mindestdrehmoments sicherzustellen, kann
man durch einen entsprechenden Anschlag das Maß, um welches die Arbeitseinheit
aus
der Eingriffsstellung des Pumpenrades mit den Pumpenschaufeln heraus in die Leerlaufstellung
verschoben werden kann, einstellen. Läßt man in der ausgerückten Stellung die Pumpenschaufeln
beispielsweise um 10 % % ihrer axialen Erstreckung noch in das Pumpenrad hereintragen,
so wird natürlich vom Pumpenrad ein erheblich stärkeres Drehmoment auch in der Leerlaufstellung
auf das Turbinenrad übertragen. Reicht dieses Drehmoment aus, um das Turbinenrad
in Drehung zu setzen, so wird das Turbinenrad langsam auf die Betriebsdrehzahl beschleunigt
und im Raum zwischen dem Turbinenrad und dem Boden des Bechers aufgrund der Fliehkraft
ein die Kupplung durch axiales Verschieben der Arbeitseinheit einzurücken bestrebter
Druck aufgebaut. Man erkennt hieraus, daß das Einrücken um so schneller erfolgt,
je geringer die Differenz der Drehzahl des Pumpenrades und der des Turbinenrades
ist. Ist der Druck zwischen dem Turbinenrad und dem Becherboden groß genug, so wird
die Arbeitseinheit gegen den Druck der Feder in die eingerückte Stellung verschoben.
Hierdurch wird das vom Pumpenrad auf das Turbinenrad übertragene Drehmoment wegen
des immer größer werdenden wirksamen Anteils der Pumpenschaufeln größer, das Turbinenrad
wird weiter beschleunigt, die Einrückkraft wächst und das Turbinenrad bewegt sich
- gegebenenfalls gegen den Druck der Feder -immer schneller weiter in die eingerückte
Stellung, bis
die Arbeitseinheit die eingerückte Stellung erreicht
hat, in der die Pumpenschaufeln weitestmöglich in das Pumpenrad ragen. In diesem
Zustand ist die Kupplung stabil.
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Um das Beriebs-Drehmoment vom Pumpenrad auf das Turbinenrad übertragen
zu können, muß daher ein gewisser Schlupf zwischen dem Turbinen- und dem Pumpenrad
vorhanden sein, der normalerweise bei 1 bis 5 8 liegt. Die auf die Arbeitseinheit
in Axialrichtung wirkenden hydraulischen Kräfte sind in diesem Zustand bestrebt,
die Kupplung - gegebenenfalls gegen die Kraft der Feder - in eingerücktem Zustand
zu halten. Die Kupplung bleibt eingerückt, unabhängig davon, ob das Pumpenrad das
Turbinenrad treibt, oder - was bei Bergabfahrt mit einem Kraftfahzeug auftreten
kann - das Turbinenrad das Pumpenrad treibt, solange die Drehzahl hoch genug ist.
Die Kupplung bleibt also, z.B. bei der bevorzugten Verwendung als Kraftfahrzeugkupplung,
eingerückt, wenn das Fahrzeug abgebremst wird, bis wegen des Absinkens der Drehzahl
von Pumpen- und Turbinenrad das übertragbare Drehmoment so klein wird, daß der Motor
nicht mehr abgebremst wird, sondern mit der Leerlaufdrehzahl weiterläuft, während
die Drehzahl des Turbinenrades immer weiter absinkt, so daß die hydraulischen Kräfte
die Arbeitseinheit wieder in die ausgerückte Stellung drücken.
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Das kann durch die gegebenenfalls vorgesehene Federanordnung unterstützt
werden. Die Federanordnung erleichtert damit die Beeinflussung der Regelkennlinie
wesentlich.
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Bevorzugt ist die Umfangswand des Napfes innen und die Umfangswand
des Turbinenrades außen zylindrisch ausgebildet, wobei zwischen beiden ein schmaler,
von der Flüssigkeit durchströmbarer Drossel-Spalt freibleibt. Durch Bemessung dieses
Spaltes kann man den Einrückvorgang erheblich beeinflußen. Je geringer man diesen
Spalt hält, umso langsamer erfolgt auch das Einrücken. Unter ein Mindestmaß von
einigen Zehntel Millimetern kann man diesen Spalt allerdings nicht sinken lassen,
wenn man, wie dies bevorzugt wird, sowohl den Napf als auch das Turbinenrad an den
entsprechenden Stellen ohne spangebende Bearbeitung läßt. Um die Drosselwirkung
zu erhöhen, kann man die freie äußere Kante der Turbinenradwand wulstartig ausbilden,
so daß ein solcher Wulst eine zusätzliche Drosselstelle am Beginn des erwähnten
Spaltes bildet, welche im Leerlaufzustand das Eintreten des dynamisch im Bereich
zwischen dem Pumpenrad und dem Gehäuse aufgebauten Drucks in den Bereich zwischen
der Napfwandung und dem Turbinenrad verlangsamt.
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Der Napf ist vorzugsweise mit seinem Boden an der Welle befestigt.
Das ist konstruktiv einfach, um zu gewährleisten, daß der Napf immer mit der gleichen
Drehzahl wie das Turbinenrad rotiert. In konstruktiver Hinsicht wird die Ausbildung
besonders günstig, wenn man die Mitnahme
des Napfes seitens der
Welle durch die gleiche Kerb-oder Keilverzahnung der Welle bewirkt, die auch das
Drehmoment vom Turbinenrad auf die Welle überträgt.
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Die Position maximaler Verschiebung der Arbeitseinheit außer Eingriff
des Pumpenrades mit den Pumpenschaufeln kann man dann einfach durch Beilagscheiben
zwischen dem Napf und der Nabe der Verschiebeeinheit regeln. Je dicker diese Beilagscheiben
sind, umso mehr ragen auch bei ausgerückter Kupplung die Pumpenschaufeln in das
Pumpenrad und umso stärker ist das im Leerlauf vom Pumpenrad auf das Turbinenrad
übertragene Drehmoment. Gleichzeitig wächst mit der Dicke der Beilagscheiben der
freie Spalt zwischen dem Napfboden und dem Turbinenrad in ausgerücktem Zustand,
was auf ein schnelleres Einrücken der Kupplung hinwirkt. Will man letzteres vermeiden,
so kann man auch die maximal ausgerückte Lage der Arbeitseinheit dadurch beeinflussen,
daß man die Axiallage des Napfes in seiner Gesamtheit verändert. Dann bleibt in
ausgerücktem Zustand der Spalt zwischen Napfboden und Turbinenrad immer gleich;
das Maß, um welches die Pumpenschaufeln in das Pumpenrad hineinragen, wird jedoch
verändert.
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Vorzugsweise hat der von den beiden je etwa halbtorusförmig ausgebildeten,
den Arbeits- oder Strömungsraum der
Arbeitseinheit umschließenden
Wandungen des Turbinenrades und des Pumpenrades gebildete Ring in allen Verschiebelagen
der Arbeitseinheit allseitig von der innenwand des Gehäuses bzw. des Napfes einen
Abstand, der wenigstens zum Teil einen Ausgleich des Drucks um den Ring herum erlaubt.
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Läßt man einen solchen Spalt beispielsweise zwischen dem Turbinenradgehäuse
und dem Boden des Napfes nicht oder nicht in ausreichender Breite zu, so kann man
im Turbinenradgehäuse Entlastungsbohrungen vorsehen, die dann einen Druckausgleich
zwischen dem Inneren des Turbinenrades und dem Raum zwischen dem Turbinenrad und
dem Becherboden bewirken, was das Einrücken der Kupplung beim Anfahren beschleunigt.
Im gleichen Sinne wirken auch Entlastungsbohrungen im Becherboden, die einen schnelleren
Druckausgleich vom Raum zwischen dem Turbinenrad und dem Becherboden bewirken, was
das Einrücken der Kupplung beim Anfahren beschleunigt. Im gleichen Sinne wirken
auch Entlastungsbohrungen im Becherboden, die einen schnelleren Druckausgleich vom
Raum zwischen Becherboden und Gehäuse in den Raum zwischen Becherboden und Pumpenrad
erlauben.
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Die Arbeitseinheit ist vorzugsweise von einer auf der Welle-verschiebbar,
aber nicht drehbar gelagerten Nabe getragen. Das ist konstruktiv zweckmäßig.
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Zwischen der Arbeitseinheit und der Nabe sollten vorteilhaft
axiale
Flüssigkeitsdrucktritte vorgesehen sein, zum einen raschen Druckausgleich auf der
radialen inneren Seite der Arbeitseinheit Torus zuzulassen.
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Um die Übertragung von Flüssigkeitsreibungskräften zwischen der inneren
Wandoberfläche des Kupplungsgehäuses und dem Napf nach oben zu begrenzen, ist zwischen
dem Napf und der Gehäusewandung vorteilhaft ein entsprechend breiter Spalt vorgesehen,
der je nach Konstruktion zwischen 0,5 und 2 mm liegen sollte. Die Fertigungstoleranzen
begrenzen bei spanloser Formgebung seine Breite nach unten.
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Um einen schnellen Druckausgleich zuzulassen, ist der Boden des Napfes
vorteilhaft in der Nähe der Welle durchbrochen.
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In diesem Zusammenhang ist noch darauf hinzuweisen, daß die Kupplung
nach der Erfindung vorteilhaft nicht vollständig mit Flüssigkeit - hier kommt in
erster Linie ein entsprechendes öl in Frage - gefüllt ist, sondern nur so weit,
daß bei durch die Fliehkraft gleichmäßig nach außen gedrückter Flüssigkeit der die
Arbeitseinheit bildende Torus vollständig in der Flüssigkeit umläuft.
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Weitere vorteilhafte Einzelheiten und Ausbildungen der Erfindung ergeben
sich aus der nachfolgenden Beschreibung
einer automatischenSchaltkupplung
nach der Erfindung für Kraftfahrzeuge mit unter Last schaltendem automatischem Getriebe.
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Die Zeichnung zeigt diese Kupplung im Axialschnitt und zwar in der
oberen Hälfte in eingerücktem Zustand und in der unteren Hälfte in ausgerücktem
Zustand. Die Darstellung ist maßstäblich.
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Die in der Zeichnung gezeigte automatische Kraftfahrzeugschaltkupplung
besitzt ein Gehäuse 1, das aus einer linken Halbschale 2 und einer rechten Halbschale
3 zusammengesetzt ist. Die beiden Halbschalen haben die aus der Zeichnung ersichtliche
Form und sind im Kokillengußverfahren aus einer schweißbaren Legierung gegossen
oder aus Tiefziehblech gezogen. Im letzteren Falle sind die Pumpenschaufeln z.B.
hart angelötet. Die beiden Halbschalen sind durch eine rundumlaufende Schweißnaht
4 nach der Fertigmontage, aber vor dem Einfüllen der Arbeitsflüssigkeit, miteinander
verschweißt. Die linke antriebsseitige Halbschale 2 besitzt eine napfförmige, zentrale
Vertiefung 5, in welche ein entsprechender Zapfen der Motorkurbelwelle, eines Schwungrades
oder eine sonstige Antriebswelle zentrierend eingreifen kann. Zur Befestigung dienen
aufgeschweißte oder angegossene Gewindeaugen 6.
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Die Vertiefung 5 tritt innen als Zapfen in Erscheinung.
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Dieser innere Zapfen 5 dient als Lagerzapfen für die als Hohlwelle
ausgebildete dem Abtrieb dienende Welle 7, die mit einer in die Hohlwelle eingepreßten
Laufbüchse 11 auf dem Zapfen 5 läuft.
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Die abtriebsseitige Halbschale 3 des Gehäuses besitzt in der Mitte
eine nach außen offene Lagernabe 8, deren Durchmesser erheblich größer ist als der
Durchmesser des Lagernapfes bzw. Zapfens 5. Die Lagernabe 8 trägt in einer Innennut
einen Sprengring 9, welcher ein sowohl radial als auch axial Kräfte aufnehmendes
Wälzlager 10 in seiner axialen Lage in der Nabe 8 hält. Das Wälzlager 10 liegt rechts
an einer entsprechenden Innenschulter der Lagernabe 8 an. In Axialrichtung außerhalb
des Wälzlagers 10 ist eine Dichtung 11 mittels eines weiteren Sprengrings 12 befestigt,
die erst nach der vollständigen Fertigstellung der Kupplung und nach dem Einfüllen
der Arbeitsflüssigkeit eingesetzt wird. Diese Dichtung liegt außen an der Innenfläche
der Lagernabe 8 und innen an der Umfangsfläche der Hohlwelle 7 an.
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Die Hohlwelle 7 ist in der Zeichnung rechts im Wälzlager 10 gelagert.
Sie liegt am Wälzlager 10 von links mit einer Schulter an. Rechts ist sie gegen
das Wälzlager 10 durch einen Sprengring 14 fixiert, so daß die axiale Verschiebelage
der Hohlwelle 7 eindeutig bestimmt ist.
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Das rechte freie Ende der Hohlwelle 7 trägt innen ein Keilnutenprofil
70 für die Aufnahme einer Abtriebswelle.
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In ihrem links vom Wälzlager 10 befindlichen Teil ist die Hohlwelle
7 außen mit einem Keilnutenprofil 16 versehen. Auf dem Keilnutenprofil 16 kann die
komplementär ausgebildete innere Keilnutenprofilierung 18 der Büchse 20 gleiten.
Die Büchse 20 ist, beispielsweise durch Schweißen, starr mit dem Nabenring 24 des
Turbinenrads 22 verbunden, welches vorzugsweise im Druckgußverfahren hergestellt
ist.
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Die Büchse 20 bildet zusammen mit dem Nabenring 24 des Turbinenrades
die auf der Hohlwelle 7 axial verschiebbare Nabe der Arbeitseinheit, zu der auch
das Pumpenrad 26 gehört.
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Vom Nabenring 24 des Turbinenrades 22 erstrecken sich gleichmäßig
über den Umfang verteilt jeweils in Axialebenen der Kupplung Tragrippen 28 nach
außen, welche einen von mehreren gleichmäßig über den Umfang verteilten Durchlaßbohrungen
30 unterbrochenen Tragflansch 32 des Turbinenrades 22 verstärken. Die Rippen 28
und der Tragflansch 32 tragen die halbtorusförmige Wand 34 des Turbinenrades, welche
radial außen derart verstärkt ist, daß dort eine Zylinderfläche 36 gebildet ist,
die an ihrem pumpenradseitigen Rand einen äußeren Randwulst 37 trägt, der mit dem
freien Rand des später zu'beschreibenden Napfes 40 zusammenwirken kann. Im Inneren
trägt die halbtorusförmige
Wand 34 des Turbinenrades 22 in bei
Föttinger-Kupplungen üblicher Weise eine Vielzahl von Turbinenschaufeln 42, deren
pumpenradseitige Kanten in der Ebene des pumpenradseitigen Rand der Turbinenradwandung
34 liegen.
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Vor der offenen Seite des Turbinenrads 22 befindet sich das Pumpenrad
26, dessen zum Turbinenrad offene halbtorusförmige Wand 44 ähnlich wie die des Turbinenrades
von Radialrippen 46 und einem ebenfalls von Bohrungen 48 durchsetzen. Tragflansch
49 getragen ist. Das Pumpenrad 26 ist mit seiner Nabe 50 mittels einer Laufbüchse
52 auf der Verschiebebüchse 20 drehbar gelagert. Seine Axiallage ist auf der einen
Seite durch die Nabe 24 des Turbinenrades und auf der anderen Seite durch einen,
in einer entsprechenden Nut der Büchse 20 sitzenden Sprengring 54 fixiert.
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Das Pumpenrad ist mit Schaufeln 58 versehen, welche einstückig mit
der rechten Halbschale des Gehäuses 1 an dieser sitzen und von der rechten Wand
des Gehäuses in das Innere desselben ragen. Die Pumpenschaufeln 58 verlaufen wie
die Turbinenschaufeln 42 in Axialebenen der Kupplung und erstrecken sich bei eingerückter
Kupplung, wie sie in der oberen Hälfte der Zeichnung gezeigt ist, durch entsprechende
Schlitze 59 des Pumpenrades 26 in das
Innere desselben. Die Schlitze
59 sind so knapp gehalten, wie dies bei einer rationellen Fertigung ohne mechanische
Nachbearbeitung der Schlitzwandungen und der Pumpenradschaufeln, beispielsweise
im Druckgußverfahren, möglich ist. Damit bei ausgerückter Kupplung, also bei nach
links gefahrener Arbeitseinheit, wie dies in der unteren Hälfte der Zeichnung dargestellt
ist, das Innere des Pumpenrades 26 tatsächlich frei von den Pumpenradschaufeln 58
ist, verlaufen die linken Kanten der Pumpenradschaufeln nicht wie die Kanten der
Turbinenradschaufeln in einer Normalebene zur Kupplungsachse. Die linken Kanten
der Pumpenradschaufeln 58 sind vielmehr, wie .dies aus der Zeichnung ersichtlich
ist, derart zurückgewölbt, daß sie bei ganz ausgerückter Kupplung mit der Innenoberfläche
des Pumpenrades 26 zusammenfallen bzw. diese überall nur wenig um das gleiche Maß
überragen.
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Am in der Zeichnung linken Ende der Hohlwelle 7 ist der Napf 40 an
dieser undrehbar und axial nicht verschiebbar befestigt. Zu diesem Zweck besitzt
der in seinem äußeren Bereich z.B. aus Blech tiefgezogene Napf 40 eine z.B. im Druckgußverfahren
hergestellte Nabe 60, die innen mittels einer Keilnutenprofilierung auf dem äußeren
Keilnutenprofil 16 der Hohlwelle 7 sitzt. In Axialrichtung ist die Nabe 60 des Napfes
40 durch zwei Sprengringe 62 gehalten, die in entsprechenden Nuten der Hohlwelle
7 sitzen. Der
Blechnapf 40 ist mit seiner Nabe 60 durch Nieten
65 verbunden. Er hat überall einen Abstand vom Gehäuse, der mindestens etwa 1 mm
beträgt, damit hier keine zu großen Drehmomente durch Flüssigkeitsreibung vom Gehäuse
auf den Napf übertragen werden können. Die Umfangswand des Napfes 40 ist innen und
außen zylindrisch. Die innere Umfangswand 42 des Napfs läßt mit der äußeren Umfangswand
36 des Pumpenrades einen Spalt in der Größenordnung von einem halben Millimeter
frei, so daß ein Druckausgleich durch diesen Spalt hindurch nur langsam erfolgen
kann.
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Eine zusätzliche Drosselstelle ist durch den Randwulst 37 des Turbinenrades
bei ausgerückten Pumpenschaufeln gebildet, da dann Flüssigkeit aus dem Raum außerhalb
des Pumpenrades, um in den Raum zwischen dem Turbinenrad und den Napf zu gelangen,
erst die Drosselstelle zwischen dem Randwulst und dem Becherrand passieren muß.
Diese Drosselstelle ist relativ eng. Ihre Grenze nach unten ist durch die Fertigungstoleranzen
der vorzugsweise nicht nachgearbeiteten, z.B. im Druckguß- bzw. Tiefziehverfahren
erzeugten, zusammenwirkenden Teile bestimmt.
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Der Boden des Napfes 40 kann mit einem oder mehreren Durchtrittsbohrungen
versehen sein, um einen Druckausgleich vom Raum zwischen dem Napf und der linken
Gehäusestirnwand in den Raum zwischen dem Napf und dem Turbinenrad zu ermöglichen.
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Um die zum Ausrücken der Kupplung erforderliche Kraft niedriger zu
halten, können auch in der Wandung 34 des Turbinenrades gleichmäßig über den Umfang
Löcher verteilt sein. Diese Löcher befinden sich dabei zweckmäßig etwa auf der Höhe
des mittleren Radius der Turbinenradschaufeln.
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Ihr Durchmesser liegt zweckmäßig bei 3 bis 10 % des mittleren Turbinenradschaufeldurchmessers.
Die Anzahl der Löcher kann verschieden sein. Hier können beispielsweise 10 bis 20
Löcher über den Durchmesser verteilt sein.
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Eine Druckfeder 68 ist bestrebt, die Arbeitseinheit 20, 22, 26 aus
der oben gezeigten, eingerückten Stellung der Kupplung in die unten gezeigte, ausgerückte
Stellung der Kupplung zu drücken. Diese Druckfeder stützt sich, wie aus der Zeichnung
ersichtlich, zum freien, von außen zugänglichen mit einer inneren Kerbverzahnung
70 versehenen Ende der Hohlwelle hin auf einen Federteller 72 ab, der wiederum auf
einer Innenschulter der Hohlwelle 7 aufruht.
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Zur Abdichtung gegen das Innere der Kupplung dient ein in einer Umfangsnut
des Federtellers 72 liegender O-Ring 74. Der Federteller 72 zentriert das auf ihn
abgestützte Ende der Feder 68 von innen. Das andere Ende der Feder 68 ist auf eine
Scheibe 75 abgestützt, die ihrerseits wiederum von einem Napf 78 abgestützt ist,
der ebenso wie der Federteller 75 in der Mitte durchbrochen ist. Der Federnapf 78
besitzt mehrere, gleichmäßig über den Umfang verteilte
Arme 79,
welche in der aus der Zeichnung ersichtlichen Weise durch entsprechende Längsschlitze
80 der Hohlwelle 7 ragen und deren äußere Enden Axialkräfte übertragend mit der
Schiebebüchse 20 verbunden sind. Zu diesem Zweck können die äußeren Enden der Arme
79 beispielsweise in der Zeichnung von rechts an der Kerbverzahnung 18 der Schiebebüchse
20 anliegen.
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Wesentlich ist bei der Kupplung gemäß der Erfindung, daß ihre Festbremsdrehzahl
(stallspeed) dadurch bequem an unterschiedliche Hubräume des Antriebsmotors angepaßt
werden kann, daß man den Teil der Schaufeln des Pumpenrades, der bei ausgerücktem
Zustand noch in das Pumpenrad hineinragt, zwischen 0 und einem entsprechend größeren
Betrag verändern kann. Ist die Kupplung so wie in der Zeichnung gezeigt ausgelegt,
also so, daß bei ganz nach links geschobener Arbeitseinheit die freien Kanten der
Schaufeln 58 mit der Innenoberfläche des Pumpenrads abschneiden, so kann man zur
Erhöhung der Festbremsdrehzahl zwischen den Federring 62 und die Schiebebüchse 20
eine entsprechend dicke Beilagscheibe einlegen. In ausgerücktem Zustand tauchen
dann die Pumpenschaufeln 58 um die Dicke der Beilagscheibe in das Innere der Pumpenräder
ein.
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Der zeitliche Beginn des Einrückens der Kupplung, also der Zeitpunkt,
an dem die auf die Arbeitseinheit wirkenden hydraulischen Kräfte nicht mehr bestrebt
sind, die Kupplung
ausgerückt zu halten, sondern in der entgegengesetzten
Richtung wirken und darüber hinaus groß genug sind, um die Kraft der Feder 68 zu
überwinden, kann durch verschiedene Maßnahmen beeinflußt werden. Hier kommen. in
erster Linie in Frage: 1. eine Veränderung der Kraft der Feder 68, 2. die Anordnung
von Entlastungsbohrungen in der Rückwand des Turbinenrades.
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3. Die Anordnung von Leckbohrungen in dem Boden des Napfes 40. Diese
Leckbohrungen sind zweckmäßig gleichmäßig über den Umfang verteilt und auf einem
Radius angeordnet, der etwa 1 cm bis 2 cm kleiner ist als der maximale Radius des
Napfes 40. Diese Leckbohrungen lassen die Kupplung schneller einrücken.
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4. Eine Veränderung des Drehmoments. Wird die Drehzahl des Antriebsmotors
abgesenkt, so verringert dies den Schluß der Kupplung und auch den Reibungswiderstand
am Kerbzahnungsprofil der Hohlwelle, was wiederum zu einem früheren Einrücken der
Kupplung führt.
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5. Die Menge und das Gewicht der Flüssigkeitsfüllung.
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6. Die Bemessung des Spaltes zwischen. der Innenumfangsfläche
des
Napfes und der Außenumfangsfläche 36 des Turbinenrades.
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7. Veränderung der Axiallage des Napfes oder des die Ausrückstellung
der Arbeitseinheit begrenzenden Anschlags.
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8. Veränderung des Viskositätsreibungsspaltes zwischen der in der
Zeichnung linken Stirnwand des Kupplungsgehäuses und dem Boden des Bechers 40.
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