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PATENTANSPRÜCHE
1. Kupplung zwischen zwei Wellenteilen, mit einem Mechanismus zur Angleichung der Drehzahlen dieser beiden Wellenteile, dadurch gekennzeichnet, dass der Mechanismus zur Angleichung der Drehzahlen mindestens ein hydraulisch radial nach aussen bewegliches Kolbenorgan (30, 32) aufweist, das in dem einen Wellenteil (4) geführt ist und dessen äusseres Ende (68, 70) unter dem Einfluss eines auf das Kolbenorgan (30, 32) einwirkenden hydraulischen Druckes mit einer dem anderen Wellenteil (2) zugehörigen Kurvenbahn (34) in Berührung bringbar ist, um zu bewirken, dass das äussere Ende (68, 70) auf dieser Kurvenbahn (34) gleitet, bis relativer Stillstand des Kolbenorganes an einer Position der Kurvenbahn eintritt, die die grösste radiale Entfernung von der Wellenachse aufweist, und dass ein Sperrmechanismus vorhanden ist, der eine Sperrverbindung zwischen beiden
Wellenteilen (2,
4) herstellt, wenn deren Drehzahlen gleich sind.
2. Kupplung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Ende (6) eines Wellenteiles (2) glockenförmig ausge bildet ist und die Teile der Kupplung in sich einschliesst.
3. Kupplung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Aussenfläche (7) des glockenförmigen Wellenendes (6) zylindrisch geformt ist und die Lagerfläche eines Gleitlagers (8) für diesen Wellenteil bildet.
4. Kupplung nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein Teil des glockenförmigen Wellenendes (6) eine zylindrische Innenfläche (11) aufweist, die eine Lagerfläche für die Gleitlagerung des anderen Wellenteiles (4) bildet.
5. Kupplung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuerung des Hydraulikdruckes für die Bewegung des Kolbenorganes (30, 32) sowie des Sperrmechanismus durch ein gemeinsames Steuerorgan (36) erfolgt.
6. Kupplung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Steuerorgan aus einer Schubstange (36) besteht, die axial durch eines der beiden Wellenteile (2, 4) geführt ist und ein freies Ende aufweist, an dem sich ein Organ (12) zur Auslösung des Sperrmechanismus befindet, und dass die Schubstange (36) mit einem Kanalsystem mit mindestens einem radial nach aussen zu dem Kolbenorgan (30, 32) hin gerichteten Kanalstück (40, 42) versehen ist.
7. Kupplung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass ein zylindrischer Teil des freien Endes der Schubstange (36) in einer Axialbohrung des einen Wellenteiles (2) axial verschiebbar angeordnet und in radialer Richtung in diesem gelagert ist.
8. Kupplung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Sperrmechanismus zwei in Vertiefungen (22, 24) einrastbare Kugeln (14, 16) aufweist und dass das Organ (12) zur Auslösung des Sperrmechanismus kegelförmig ist und die Kugeln (14, 16) mittels dieses Organs (12) radial nach aussen in Sperrposition schiebbar sind.
9. Kupplung nach Anspruch 8, mit zwei Vertiefungen, dadurch gekennzeichnet, dass die beiden Vertiefungen (22, 24) einen Winkelabstand voneinander aufweisen, dessen Verhältnis zum 3600-Umfangswinkel einer nicht ganzzahligen Verhältniszahl entspricht, so dass eine Sperrverbindung zwischen beiden Wellenteilen (2, 4) in nur einer bestimmten relativen Drehstellung beider Wellenteile (2, 4) möglich ist.
10. Kupplung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass für die Erzeugung des hydraulischen Druckes eine Schmierölpumpe vorgesehen ist, die gleichzeitig zur Schmierung der Gleitlager einer zugehörigen Maschine bestimmt ist.
11. Kupplung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass im Kanalsystem die Zuführung der Hydraulikflüssigkeit zu dem mindestens einen Kolbenorgan (30, 32) erfolgt und dass im Kanalsystem ein Rückschlagventil (66) vorgesehen ist.
Die Erfindung betrifft eine Kupplung zwischen zwei Wellenteilen, mit einem Mechanismus zur Angleichung der Drehzahlen dieser beiden Wellenteile.
Durch den Stand der Technik sind Wellenkupplungen bekannt, die entweder nur einen Mechanismus zum Drehzahlausgleich aufweisen oder nur einen Mechanismus zur Verklinkung in mehreren möglichen Drehpositionen, wenn keine wesentliche Last- oder Drehzahldifferenz zwischen beiden miteinander zu kuppelnden Wellenteilen vorhanden ist.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Wellenkupplung dieser Art zu finden, mit der es möglich ist, beim Herstellen der Kupplungsverbindung eine genau vorgegebene Winkelposition zwischen beiden Wellenteilen zu erhalten. Weiterhin soll die Kupplung für die Übertragung eines bestimmten Drehmomentes mit besonders geringen Abmessungen in radia ler als auch axialer Richtung herstellbar sein.
Diese Aufgabe wird gelöst durch eine Kupplung, die dadurch gekennzeichnet ist, dass der Mechanismus zur Angleichung der Drehzahlen mindestens ein hydraulisch radial nach aussen bewegliches Kolbenorgan aufweist, das in dem einen Wellenteil geführt ist und dessen äusseres Ende unter dem Einfluss eines auf das Kolbenorgan einwirkenden hydraulischen Druckes mit einer dem anderen Wellenteil zugehörigen Kurvenbahn in Berührung bringbar ist, um zu bewirken, dass das äussere Ende auf dieser Kurvenbahn gleitet, bis relativer Stillstand des Kolbenorgans an einer Position der Kurvenbahn eintritt, die die grösste radiale Entfernung von der Wellenachse aufweist, und dass ein Sperrmechanismus vorhanden ist, der eine Sperrverbindung zwischen beiden Wellenteilen herstellt, wenn deren Drehzahlen gleich sind.
Diese Kupplung kann mit besonders geringer radialer Abmessung dadurch hergestellt werden, dass das Ende eines Wellenteiles glockenförmig ausgebildet ist und die Teile der Kupplung in sich einschliesst. Vorteilhaft kann dabei die Aussenfläche des glockenförmigen Wellenendes zylindrisch geformt sein und die Lagerfläche eines Gleitlagers für dieses Wellenteil bilden. Dabei kann weiterhin vorteilhaft auch zumindest ein Teil des glockenförmigen Wellenendes eine zylindrische Innenfläche aufweisen, die eine Lagerfläche für die Gleitlagerung des Endes des anderen Wellenteiles bildet.
Auf diese Weise kann eine kompakt ausgeführte Wellenkupplung hergestellt werden, die sich an der Stelle von ohnehin vorzusehenden Wellenlagern befindet.
Die Steuerung des Hydraulikdruckes für die Bewegung des Kolbenorganes sowie des Sperrmechanismus kann vorteilhaft durch ein gemeinsames Steuerorgan erfolgen. Dieses Steuerorgan besteht beispielsweise aus einer Schubstange, die axial durch eines der beiden Wellenteile geführt ist und ein freies Ende aufweist, an dem sich ein Organ zur Auslösung des Sperrmechanismus befindet, und dass die Schubstange mit einem Kanalsystem mit einem radial nach aussen zu dem Kolbenorgan hin gerichteten Kanalstück versehen ist. Ein zylindrischer Teil des freien Endes der Schubstange kann dabei in einer Axialbohrung des einen Wellenteiles axial verschiebbar angeordnet und in radialer Richtung in diesem gelagert sein.
In vorteilhafter Ausführungsform der Kupplung hat der Sperrmechanismus zwei in Vertiefungen einrastbare Kugeln, und das Organ zur Auslösung des Sperrmechanismus ist kegelförmig, und die Kugeln sind mittels dieses Organs radial nach aussen in eine Sperrposition verschiebbar. Durch eine bestimmte Winkelposition zwischen den für die beiden Kugeln vorgesehenen Vertiefungen, deren Verhältnis zum 3600
Umfangswinkel einer nicht ganzzahligen Verhältniszahl ent spricht, kann erreicht werden, dass eine Sperrverbindung zwischen beiden Wellenteilen in nur einer bestimmten relativen Drehstellung beider Wellenteile möglich ist.
Die Erzeugung des hydraulischen Druckes kann mittels einer Schmierölpumpe erfolgen, die der Schmierung der Gleitlager einer zugehörigen Maschine dient, oder, falls ein höherer hydraulischer Druck erforderlich ist, durch eine zusätzliche Hydraulikpumpe. Dabei ist in dem Kanalsystem für die Zuführung der Hydraulikflüssigkeit bzw. des Schmieröles zu dem mindestens einen Kolbenorgan in vorteilhafter Ausführungsform der Erfindung ein Rückschlagventil vorgesehen, das eine
Rückströmung der Hydraulikflüssigkeit aufgrund der Bewegung des Kolbenorganes entlang der Kurvenbahn verhindert.
Im folgenden wird die Erfindung anhand eines in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiels erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 einen Axialschnitt durch die Kupplung im eingekuppelten Zustand, und
Fig. 2 einen Querschnitt in der Ebene II-II der Fig. 1, jedoch mit anderer Drehposition der Kolbenorgane als nach Fig. 1.
Die Wellenkupplung dient der Herstellung einer Antriebsverbindung zwischen einem z. B. ständig angetriebenen Wellenteil 2 und einem wahlweise mitanzutreibenden Wellenteil 4, und zwar in vorgegebener Winkelposition zwischen beiden Wellenteilen.
Der eine Wellenteil 2 hat an seinem Ende die Form einer Glocke 6, deren Aussenfläche 7 in einer Lagerschale 8 gleitet.
Diese Lagerschale kann in einem Gehäuseteil 9 einer nicht dargestellten Maschine angeordnet sein. Die Glocke 6 dient der Aufnahme und Lagerung des erweiterten Endes 10 des anderen Wellenteiles 4, indem an ihrer Innenfläche 11 eine das zylindrisch erweiterte Wellenende 10 umschliessende Lagerhülse 13 angeordnet ist.
Von seiner Stirnseite her ist das erweiterte Ende 10 des Wellenteiles 4 becherförmig ausgespart, um einen Verklinkungsmechanismus aufnehmen zu können, der ein kegelförmiges Auslöseorgan 12 und zwei Verklinkungskugeln 14, 16 aufweist. An zwei beispielsweise im Winkel von 1400 versetzten Stellen des Umfanges des becherförmigen Wellenendes 10 befinden sich radial verlaufende zylindrische Bohrungen 18, 20, durch die hindurch die Verklinkungskugeln durch das Auslöseorgan 12 radial nach aussen geschoben werden können, so dass sie in zwei z. B. halbkugelförmige Aussparungen 22, 24 in der Wand der Glocke 6 einrasten.
Das Einrasten bzw. Einklinken der beiden Kugeln 14, 16 ist erst möglich, nachdem ein Drehzahlausgleich zwischen beiden Wellenteilen 2,4 erfolgt ist, bzw. beide Wellenteile die gleiche Drehzahl aufweisen. Für den Drehzahlausgleich ist ein besonderer Mechanismus vorgesehen, zu dem zwei in Radialbohrungen 26, 28 des Wellenendes 10 geführte Kolben 30, 32 gehören. Die Drehzahlangleichung erfolgt, indem beide Kolben 30, 32 hydraulisch radial nach aussen gegen eine Kurvenbahn 34 gepresst werden, die an der Innenseite der Glocke 6 des anderen Wellenteiles 2 angeformt ist.
Für die Steuerung des Hydraulikdruckes ist eine der Steuerung der Kupplung dienende Schubstange 36 vorgesehen, durch die sich von ihrem äusseren Ende her axial ein Hydraulikkanal 38 erstreckt, an dessen inneres Ende sich radial nach aussen Austrittskanalstücke 40, 42 anschliessen.
Vor Beginn des Kupplungsvorganges und damit z. B. bei
Stillstand des Wellenteiles 4 befindet sich die axial verschieb bare Schubstange 36 in einer, bezogen auf die Kupplung, äusseren Position, so dass die Endfläche 44 an der radialen Innenfläche 46 des Wellenendes 10 anliegt. Die Kugeln 14,
16 befinden sich dabei in dem becherförmigen Innenraum 48 des Wellenendes 10. Ausserdem befinden sich die Kolben 30, 32 in einer radial inneren Position innerhalb des Wellenendes 10, so dass die Glocke 6 des Wellenteiles 2 sich bei Stillstand des Wellenteiles 4 unbehindert drehen kann. Diese radial innere Position der Kolben 30, 32 ist möglich, da der Ölkanal 38 überdie radialen Kanalstücke 40,42 und eine umlaufendeAusbuchtung 50 am Umfang der Schubstange 36 mit radialen Austrittskanälen 52, 54 des Wellenendes 4 in Verbindung steht.
Die Ausbuchtung 50 der Schubstange 36 erstreckt sich über eine begrenzte axiale Länge, so dass sie in der rechten Position der Schubstange im Bereich der radialen Austrittskanäle 52, 54 endet. Wird die Schubstange 36 in Richtung zu dem sich drehenden Wellenende 2 bzw. in der Darstellung nach Fig. 1 nach links geschoben, so schiebt sich das Ende 56 der Ausbuchtung 50 von den radialen Austrittskanälen 52, 54 weg, so dass sich in der Ausbuchtung 50 ein Öldruck ausbilden kann, der auf das innere Ende 58, 60 der Kolben 30, 32 wirkt, da sich die Ausbuchtung 50 mindestens zum Teil im Bereich der Kolben befindet. Der Öldruck ergibt sich durch den Förderdruck einer nicht dargestellten Schmierölpumpe, die auch der Versorgung der Gleitlager einer mit der Wellenkupplung versehenen Maschine dienen kann.
Das Öl strömt durch den Axialkanal 62 des Wellenteiles 2 zu und überwindet dabei den Druck der Feder 64 eines Rückschlagventils 66, das sich am Eintrittsende des Hydraulikkanals 38 der Schubstange 36 befindet. Das Rückschlagventil 66 hat die Aufgabe, eine Rückströmung von Öl unter dem Druck der Hubbewegung der Kolben 30, 32 zu verhindern. Diese Hubbewegung ergibt sich durch die relative Gleitbewegung der abgerundeten Kolbenenden 68, 70 entlang der Kurvenbahn 34. Beim Übergang der Gleitbewegung der Kolbenenden von dem im Beispiel nach Fig. 2 kreisförmigen Teil 72 der Kurvenbahn 34 auf den ebenen Teil 74 wirkt auf das abgerundete Ende jedes Kolbens eine Kraft, deren zum Wellenende 10 tangential gerichtete Komponente zu einem Drehmoment am Wellenende 4 führt, so dass diese in Drehbewegung versetzt wird.
Die radial gerichtete Komponente dieser Kraft bewirkt die erwähnte Hubbewegung der Kolben 33, 32 entgegen dem Druck des Öles. Die Relativbewegung zwischen den Kolbenenden und der Kurvenbahn wird mit zunehmender Drehgeschwindigkeit des angetriebenen Wellenendes 4 kleiner, bis der Stillstand eintritt und beide Wellenteile 2, 4 die gleiche Drehgeschwindigkeit haben. Zu diesem Zeitpunkt lässt sich die Schubstange 36 so weit in Richtung zu dem antreibenden Wellenteil 2 einschieben, dass die Kugeln 14, 16 durch die Einwirkung des kegelförmigen Auslöseorganes 12 in die in Fig. 1 dargestellte Verklinkungsposition gelangen. Da sich die Kugeln aufgrund ihrer Winkelversetzung um z. B. 1400 nur in einer Position in die Vertiefungen 22, 24 einrasten lassen, wird somit durch den Kupplungsvorgang eine fest vorgegebene Winkelposition zwischen beiden Wellenteilen 2, 4 erzielt.
Die beschriebene Wellenkupplung eignet sich aufgrund der vorgebbaren Einkuppelposition zwischen beiden Wellenteilen besonders vorteilhaft zur Kupplung der Wellen von zwei in Wellenrichtung hintereinander angeordneten Verbrennungskraftmaschinen.
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PATENT CLAIMS
1. Coupling between two shaft parts, with a mechanism for adjusting the speeds of these two shaft parts, characterized in that the mechanism for adjusting the speeds has at least one hydraulically radially outwardly movable piston member (30, 32) which in one shaft part (4th ) and its outer end (68, 70) can be brought into contact with a cam track (34) associated with the other shaft part (2) under the influence of a hydraulic pressure acting on the piston member (30, 32) in order to cause that the outer end (68, 70) slides on this cam track (34) until relative standstill of the piston member occurs at a position of the cam track which is the greatest radial distance from the shaft axis, and that a locking mechanism is present which provides a locking connection between the two
Shaft parts (2,
4) if their speeds are the same.
2. Coupling according to claim 1, characterized in that the end (6) of a shaft part (2) is bell-shaped and includes the parts of the coupling.
3. Coupling according to claim 2, characterized in that the outer surface (7) of the bell-shaped shaft end (6) is cylindrical and forms the bearing surface of a plain bearing (8) for this shaft part.
4. Coupling according to claim 2 or 3, characterized in that at least part of the bell-shaped shaft end (6) has a cylindrical inner surface (11) which forms a bearing surface for the sliding bearing of the other shaft part (4).
5. Coupling according to claim 1, characterized in that the control of the hydraulic pressure for the movement of the piston member (30, 32) and the locking mechanism is carried out by a common control member (36).
6. Coupling according to claim 5, characterized in that the control member consists of a push rod (36) which is guided axially through one of the two shaft parts (2, 4) and has a free end on which an organ (12) for Tripping of the locking mechanism is located, and that the push rod (36) is provided with a channel system with at least one channel piece (40, 42) directed radially outwards towards the piston member (30, 32).
7. Coupling according to claim 6, characterized in that a cylindrical part of the free end of the push rod (36) in an axial bore of the one shaft part (2) is arranged axially displaceably and is mounted in the radial direction in this.
8. Coupling according to claim 6, characterized in that the locking mechanism has two balls (14, 16) which can be latched into recesses (22, 24) and that the organ (12) for triggering the locking mechanism is conical and the balls (14, 16) can be pushed radially outwards into the blocking position by means of this organ (12).
9. Coupling according to claim 8, with two recesses, characterized in that the two recesses (22, 24) have an angular distance from one another, the ratio of which to the 3600 circumferential angle corresponds to a non-integer ratio, so that a locking connection between the two shaft parts (2, 4) is possible in only one specific relative rotational position of both shaft parts (2, 4).
10. Coupling according to claim 1, characterized in that a lubricating oil pump is provided for the generation of the hydraulic pressure, which is simultaneously intended for the lubrication of the slide bearing of an associated machine.
11. Coupling according to claim 6, characterized in that the hydraulic fluid is supplied to the at least one piston member (30, 32) in the channel system and that a check valve (66) is provided in the channel system.
The invention relates to a coupling between two shaft parts, with a mechanism for equalizing the speeds of these two shaft parts.
Shaft couplings are known from the prior art which either have only one mechanism for speed compensation or only one mechanism for latching in several possible rotational positions if there is no significant load or speed difference between the two shaft parts to be coupled to one another.
The invention has for its object to find a shaft coupling of this type with which it is possible to obtain a precisely specified angular position between the two shaft parts when establishing the coupling connection. Furthermore, the clutch for the transmission of a certain torque should be producible with particularly small dimensions in the radial and axial directions.
This object is achieved by a clutch, which is characterized in that the mechanism for equalizing the speeds has at least one hydraulically radially outwardly movable piston member, which is guided in one shaft part and the outer end under the influence of a hydraulic acting on the piston member Pressure can be brought into contact with a cam track associated with the other shaft part in order to cause the outer end to slide on this cam track until the piston member comes to a relative standstill at a position of the cam track that is the greatest radial distance from the shaft axis, and that there is a locking mechanism which establishes a locking connection between the two shaft parts if their speeds are the same.
This coupling can be produced with a particularly small radial dimension in that the end of a shaft part is bell-shaped and includes the parts of the coupling. The outer surface of the bell-shaped shaft end can advantageously be cylindrically shaped and form the bearing surface of a plain bearing for this shaft part. Furthermore, at least part of the bell-shaped shaft end can advantageously also have a cylindrical inner surface, which forms a bearing surface for the sliding bearing of the end of the other shaft part.
In this way, a compact shaft coupling can be produced, which is located in the place of shaft bearings to be provided anyway.
The hydraulic pressure for the movement of the piston member and the locking mechanism can advantageously be controlled by a common control member. This control element consists, for example, of a push rod which is guided axially through one of the two shaft parts and has a free end at which an organ for triggering the locking mechanism is located, and the push rod with a channel system with a radially outward towards the piston element directed duct piece is provided. A cylindrical part of the free end of the push rod can be arranged axially displaceably in an axial bore of the one shaft part and can be mounted in the radial direction in the latter.
In an advantageous embodiment of the coupling, the locking mechanism has two balls which can be latched into recesses, and the organ for triggering the locking mechanism is conical, and the balls can be moved radially outward into a locking position by means of this element. By a certain angular position between the recesses intended for the two balls, their relationship to the 3600th
Circumferential angle speaks a non-integer ratio, ent can be achieved that a locking connection between the two shaft parts is possible in only a certain relative rotational position of both shaft parts.
The hydraulic pressure can be generated by means of a lubricating oil pump, which serves to lubricate the slide bearings of an associated machine, or, if a higher hydraulic pressure is required, by an additional hydraulic pump. In an advantageous embodiment of the invention, a check valve is provided in the channel system for supplying the hydraulic fluid or the lubricating oil to the at least one piston member
Backflow of the hydraulic fluid is prevented due to the movement of the piston member along the cam track.
The invention is explained below with reference to an embodiment shown in the drawing. Show it:
Fig. 1 shows an axial section through the clutch in the engaged state, and
FIG. 2 shows a cross section in the plane II-II of FIG. 1, but with a different rotational position of the piston members than in FIG. 1.
The shaft coupling is used to establish a drive connection between a z. B. constantly driven shaft part 2 and a shaft part 4 to be driven optionally, in a predetermined angular position between the two shaft parts.
One shaft part 2 has at its end the shape of a bell 6, the outer surface 7 of which slides in a bearing shell 8.
This bearing shell can be arranged in a housing part 9 of a machine, not shown. The bell 6 serves to receive and support the enlarged end 10 of the other shaft part 4 by arranging on its inner surface 11 a bearing sleeve 13 enclosing the cylindrical enlarged shaft end 10.
From its front side, the widened end 10 of the shaft part 4 is cut out in a cup shape in order to be able to accommodate a latching mechanism which has a conical release element 12 and two latching balls 14, 16. At two, for example, at an angle of 1400 offset points on the circumference of the cup-shaped shaft end 10 there are radially extending cylindrical bores 18, 20 through which the latching balls can be pushed radially outwards through the release element 12, so that they can be pushed into two z. B. hemispherical recesses 22, 24 snap into the wall of the bell 6.
The two balls 14, 16 can only be latched or latched in after a speed equalization has taken place between the two shaft parts 2, 4 or after both shaft parts have the same speed. A special mechanism is provided for the speed compensation, which includes two pistons 30, 32 guided in radial bores 26, 28 of the shaft end 10. The speed is adjusted in that both pistons 30, 32 are hydraulically pressed radially outwards against a cam track 34 which is formed on the inside of the bell 6 of the other shaft part 2.
For the control of the hydraulic pressure, a push rod 36 serving to control the clutch is provided, through which a hydraulic channel 38 extends axially from its outer end, to the inner end of which connecting pieces 40, 42 connect radially outward.
Before the start of the coupling process and thus z. B. at
When the shaft part 4 is at a standstill, the axially displaceable push rod 36 is in an outer position, based on the coupling, so that the end surface 44 abuts the radial inner surface 46 of the shaft end 10. The balls 14,
16 are located in the cup-shaped interior 48 of the shaft end 10. In addition, the pistons 30, 32 are in a radially inner position within the shaft end 10, so that the bell 6 of the shaft part 2 can rotate freely when the shaft part 4 is at a standstill. This radially inner position of the pistons 30, 32 is possible because the oil channel 38 is connected to radial outlet channels 52, 54 of the shaft end 4 via the radial channel pieces 40, 42 and a circumferential bulge 50 on the circumference of the push rod 36.
The bulge 50 of the push rod 36 extends over a limited axial length, so that it ends in the right position of the push rod in the region of the radial outlet channels 52, 54. If the push rod 36 is pushed towards the rotating shaft end 2 or in the illustration according to FIG. 1 to the left, the end 56 of the bulge 50 pushes away from the radial outlet channels 52, 54, so that the bulge 50 can form an oil pressure which acts on the inner end 58, 60 of the pistons 30, 32, since the bulge 50 is at least partially in the region of the pistons. The oil pressure results from the delivery pressure of a lubricating oil pump, not shown, which can also serve to supply the slide bearings of a machine provided with the shaft coupling.
The oil flows through the axial channel 62 of the shaft part 2 and overcomes the pressure of the spring 64 of a check valve 66, which is located at the inlet end of the hydraulic channel 38 of the push rod 36. The check valve 66 has the task of preventing a backflow of oil under the pressure of the stroke movement of the pistons 30, 32. This stroke movement results from the relative sliding movement of the rounded piston ends 68, 70 along the curved path 34. When the sliding movement of the piston ends changes from the circular part 72 of the curved path 34 in the example according to FIG. 2 to the flat part 74, the rounded end acts on each Piston a force, the component tangential to the shaft end 10 leads to a torque at the shaft end 4, so that this is rotated.
The radially directed component of this force causes the aforementioned stroke movement of the pistons 33, 32 against the pressure of the oil. The relative movement between the piston ends and the cam track becomes smaller with increasing rotational speed of the driven shaft end 4 until standstill occurs and both shaft parts 2, 4 have the same rotational speed. At this time, the push rod 36 can be pushed in so far in the direction of the driving shaft part 2 that the balls 14, 16 come into the latching position shown in FIG. 1 by the action of the conical release element 12. Since the balls due to their angular displacement z. B. 1400 only in one position in the recesses 22, 24, thus a fixed predetermined angular position between the two shaft parts 2, 4 is achieved by the coupling process.
The shaft coupling described is particularly advantageous due to the specifiable coupling position between the two shaft parts for coupling the shafts of two internal combustion engines arranged one behind the other in the shaft direction.