DE2359894A1 - Hydrodynamische einheit, insbesondere fuer kraftfahrzeuge - Google Patents

Hydrodynamische einheit, insbesondere fuer kraftfahrzeuge

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DE2359894A1
DE2359894A1 DE2359894A DE2359894A DE2359894A1 DE 2359894 A1 DE2359894 A1 DE 2359894A1 DE 2359894 A DE2359894 A DE 2359894A DE 2359894 A DE2359894 A DE 2359894A DE 2359894 A1 DE2359894 A1 DE 2359894A1
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pump wheel
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hydrodynamic
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Motors Liquidation Co
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    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16HGEARING
    • F16H61/00Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/38Control of exclusively fluid gearing
    • F16H61/48Control of exclusively fluid gearing hydrodynamic
    • F16H61/50Control of exclusively fluid gearing hydrodynamic controlled by changing the flow, force, or reaction of the liquid in the working circuit, while maintaining a completely filled working circuit
    • F16H61/58Control of exclusively fluid gearing hydrodynamic controlled by changing the flow, force, or reaction of the liquid in the working circuit, while maintaining a completely filled working circuit by change of the mechanical connection of, or between, the runners
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16HGEARING
    • F16H45/00Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches
    • F16H2045/002Combinations of fluid gearings for conveying rotary motion with couplings or clutches comprising a clutch between prime mover and fluid gearing

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  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Control Of Fluid Gearings (AREA)

Description

1 .** sun 19
L\ ,'-iviri-i'.eo 9
TJ.2C44285
W/Vh-3003 I
28.11.73 ;
General Motors Corporation, Detroit, Mich., V.St.A.
Hydrodynamische Einheit, insbesondere für Kraftfahrzeuge
Die Erfindung bezieht sich auf eine hydrodyna- ; mische Einheit, insbesondere für Kraftfahrzeuge, mit einem von :
Ϊ einer Eingangswelle angetriebenen Gehäuse, in dem ein erstes
und ein zweites Pumpenrad sowie ein mit einer Ausgangswelle
[ verbundenes Turbinenrad angeordnet sind und das Turbinenrad
i
hydraulisch von den Pumpenrädern antreibbar ist, wobei das zweite Pumpenrad über eine durch eine Steueranlage wahlweise betätigbare Kupplung mit der Eingangswelle kuppelbar ist.
Derartige hydrodynamische. Einheiten sind bekannt und gestatten die wahlweise Änderung des Schluckvermögens der
409.825/03U m/m
h2/drodynamischen Einheit und damit auch des Stillstanddrehmoments. So ist beispielsweise durch die US-PS 3 188 887 ein drehmomentverzweigtes Antriebsaggregat mit einem hydrodynamischen Drehmomentwandler bekannt, bei dem durch Einkuppeln des zweiten Pumpenrades das Schluckvermögen der hydrodynamischen Einheit erhöht wird, um für'Reisegeschwindigkeit einen guten Wirkungsgrad zu erhalten. Es ergeben sich hierdurch aber für das Anfahren des Fahrzeugs ungünstige Verhältnisse. Ferner ist auch eine verhältnismässig komplizierte Steueranlage erforderlich.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine
: hydrodynamische Einheit der eingangaerwähnten Art so auszugestalten, dass eine vorteilhaftere Steuerung der Drehmoment-
: Übertragung zur Erzielung eines besseren Fahrverhaltens erreicht wird.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäss dadurch gelöst, ! dass die Schaufeln des zweiten Pumpenrades mit einem negativen Austrittswinkel ausgebildet sind und bei angetriebenem zweiten Pumpenrad der Förderstrom des ersten Pumpenrades so beeinflusst
j wird, dass gegenüber dem Betrieb mit ausgekuppeltem zweiten Pumpenrad das Schluckvermögen der hydrodynamischen Einheit verringert und das Stillstandsdrehmoment erhöht wird. In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, dass die Schaufeln des ersten Pumpenrades mit einem positiven Austritts-
Α09825/03Ϊ4 -3-
j Vorteil, dass eine Anpassung' der hydrodynamischen Einheit i
an unterschiedliche Antriebsmaschinen und Fahrzeuge durch alleinige Änderung des zusätzlichen Pumpenrades unter Beibehalten des Hauptpumpenrades möglich ist.
In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, dass die Tragschale für das zweite Pumpenrad in dem Gehäuse völlig ausserhalb des Turbinenrades begrenzt axial verschieblich angeordnet ist und durch den Druck der Arbeits-
. -3- j
■· winkel ausgebildet sind und die Kupplung zwischen einer Trag- j
i schale für das zweite Pumpenrad und der Innenwand des umlaufen- S
den Gehäuses vorgesehen ist. Ferner' ist es zweckmässig, wenn ■ über die Steueranlage der hydrodynamischen Einheit Arbeits-ί flüssigkeit zuspeisbar ist, die zugleich das Ausrücken der
Kupplung bewirkt. Durch diese Ausbildung ergibt sich eine , Steueranlage einfachen Aufbaues. Durch das Einkuppeln des
zweiten Pumpenrades kann ein erhöhtes Anfahrmoment bereitge-. stellt werden. Nach dem Anfahren des Fahrzeugs kann für wirtschaftlichen Betrieb durch Ausrücken der Kupplung das Schluckvermögen der hydrodynamischen Einheit und damit ihr Wirkungsgrad erhöht werden. Durch Schlüpfenlassen der Kupplung ist hierbei ein weicher Übergang zwischen beiden Betriebszuständen ! erzielbar.
; Die erfindungsgemasse Ausbildung hat den weiteren
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flüssigkeit mit einem Reibbelag zur kuppelnden Anlage gegen
die Innenwand des Gehäuses "bewegbar ist. Ferner ist es vor-I
j teilhaft, wenn die Steueranlage wahlweise die Zuspeisung von
j Arbeitsflüssigkeit zum Arbeitsraum der hydrodynamischen Ein- ! heit über eine Kammer zwischen dem Gehäuse und der Tragschale j für das zweite Pumpenrad zuleitet, wenn mit abgekuppeltem j zweiten Pumpenrad gefahren wird oder unter Entlastung dieser
j Kammer unmittelbar dem Arbeitsraum, wenn beide Pumpenräder fördern sollen. Durch diese Ausbildung ist eine Eingliederung des zweiten Pumpenrades in den Strömungsweg der hydrodynamischen Einheit ohne wesentliche Strömungswiderstände, wie es z.B. durch Speichen o.dgl. gegeben wäre, ermöglicht und zugleich zur Vereinfachung des Aufbaues die an die Steueranlage angeschlossene Kammer zum wahlweisen Ausrücken der Kupplung für das zweite Pumpenrad geschaffen.
In der Zeichnung ist ein Ausführungsbeispiel der Erfindung dargestellt. Es zeigen
Fig. 1 einen Teillängsschnitt durch einen hydrodynamischen Drehmomentwandler nach der Erfindung, Fig. 2 eine Teilansicht in Richtung der Pfeile 2-2
in Fig. 1 gesehen und
Fig. 3 ein Schaubild mit Kennlinien des hydrodynamischen Drehmomentwandlers gemäss Fig. 1 und 2 unter der Annahme eines konstanten Eingangsdrehmoments.
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Der in Fig. 1 dargestellte hydrodynamische
Drehmomentwandler 10 hat ein Gehäuse, das aus einem vorderen Gehäusedeckel 12 und einem hinteren Gehäusedeckel 14 besteht, die miteinander verschweisst ein umlaufendes Gehäuse bilden, das über an dem vorderen Gehäusedeckel 12 vorgesehene Lappen 16 von einer Antriebsmaschine antreibbar ist. Der hintere Gehäusedeckel 14 hat einen radialen zentralen Flansch 18, der antriebsmässig mit einer Hohlwelle 20 verbunden ist, die in der Achse des hydrodynamischen Drehmomentwandlers liegt und über ein Eingangszahnrad 22 eine Ölzahnradpumpe antreibt, die eine Steueranlage 23 und den hydrodynamischen Drehmomentwandler 10 versorgt. In dem gebildeten Gehäuse ist ein erstes Pumpenrad P1 mit am hinteren Gehäusedeckel 14 befestigten Schaufeln 24 und einer inneren Hülle 26 angeordnet, das vorwärts im Uhrzeigersinn von der Antriebsmaschine angetrieben wird. Neben dem Auslass des ersten Pumpenrades P-, ist ein zweites Pumpenrad Pp mit Schaufeln 28, die am Innenrand einer ringförmigen Tragschale 30 befestigt sind, angeordnet. Die Tragschale 30 hat eine zentrale Nabe, die über ein Lager 42 an einer axialen Nabe 34 des vorderen Gehäusedeckels 12 abgestützt ist. Zwischen der Tragschale 30 und der Innenwand des vorderen Gehäusedeckels 12 ist eine Kupplung 44 vorgesehen, die eingerückt den Antrieb des zweiten Pumpenrades P„ bewirkt,
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so dass dann beide Pumpenräder P1 und P2 fördern. Die Kupplung 44 besteht aus einer ringförmigen Reibscheibe 45, die mit der
Aussenfläche der Tragschale 30 verbunden ist und die gegen ι
! eine Reibfläche an der Innenwand des vorderen Gehäusedeckels
j 12 bewegbar ist. Das Einrücken der Kupplung 44 erfolgt durch den Flüssigkeitsdruck in einer Kammer 46, die zwischen der Tragschale 30 und einer äusseren Hülle 54 des Turbinenrades gebildet ist, wenn gleichzeitig eine Kammer 48 zxvischen der Tragschale 30 und dem vorderen Gehäusedeckel 12 entlastet wird. Ein Raum 49 zwischen der Tragschale 30 und dem vorderen Gehäusedeckel 12 oberhalb der Reibscheibe 45 dient als Speisekanal
' zum Arbeitsraum des hydrodynamischen Drehmomentwandlers, der
im Bereich der Pumpenräder mündet.
Neben dem zweiten Pumpenrad P2 ist ein Turbinenrad
T mit Schaufeln 50 drehbar angeordnet, die zwischen einer inneren Hülle 52 und der äusseren Hülle 54 liegen. Die äussere Hü^le 54 hat einen zentralen radialen Plansch 56, der über Nieten 58 mit einer Nabe 60 verbunden ist, die drehbar auf der Nabe 3^ des vorderen Gehäusedeckels 12 abgestützt ist und mit der eine sich in axialer Richtung erstreckende Turbinenwelle 62 verkeilt ist. Zwischen dem Turbinenrad T und dem Einlass des ersten Pumpenrades P-, ist ein Leitrad S mit Schaufeln 66 vorgesehen, die von zwei Ringen 68 und 70 getragen werden.
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Der innere Ring 70 des Leitrades S ist zu einem Aussenlaufring 72 einer Einwe&bremse 74 ausgebildet, die zylindfische Rollen 76 aufweist, die zwischen dem äusseren Laufring 72 und einem inneren Laufring 78 liegen. Der innere Laufring 78 ist auf das eine Ende einer in axialer Richtung liegenden ortsfesten Hohlwelle 80 aufgekeilt 9 die die Turbinenwelle 62 umgibt. Die Turbinenwelle dreht sich um die Achse 63 und erstreckt sich aus dem Gehäuse zu einem nicht dargestellten nachgeschalteten Getriebe« Die Einwegbremse 74 dient dazu, das Leitrad S gegen Rückwärtsdrehen entgegengesetzt dem Uhrzeigersinn festzulegen,,, wtnn der hydrodynamische Drehmomentwandler mit Drehmomentverstärkung arbeitet, während sie ein Freilaufen in 'Vorwärtsrichtung ihm Uhrzeigersinn des Leitrades S gestattet, wenn sich die Turbinendrehzahl der Drehzahl des ersten Pumpenrades nähert, also der hydrodynamische Drehmomentwandler· in den Kupplungsbetrieb übergeht.
Das Leitrad S hat beiderseits der Einwegbremse 74 Druckringe 84 und 86, die zwischen dem inneren Ring 70 des Leitrades und dem inneren Laufring 78 der Einwegbremse liegen. Ein erster feinal 90 zum Arbeitsraum des hydrodynamischen Drehmomentwandlers verläuft zwischen der Einwegbremse 74 und dem Flansch 18 des hinteren Gehäusedeckels 14 über Schlitze in dem Druckring 86 und steht mit der Steueranlage 23 mit einem
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Kanal 92 zwischen der ortsfesten Hohlwelle 80 und der Hohlwelle 20 in Verbindung.
In dem Flansch der Tragschale 30 des zweiten Pumpenrades P2 ist eine kleine DrosselÖffnung 94 vorgesehen, über die der Arbeitsraum über einen radialen Kanal 100 im
vorderen Gehäusedeckel,einen zentralen Kanal 98 und einen radialen Kanal 99 in der Turbinenwelle mit einem Kanal 96 in Verbindung steht, der zwischen der Turbinenwelle 62 und der ortsfesten Hohlwelle 80 gebildet ist.
Fig. 2 veranschaulicht schematisch die Beschaufelung des ersten Pumpenrades P1, des zweiten Pumpenrades Pg und des Turbinenrades T. Die Schaufeln 24 des ersten Pumpenrades P1 haben zweckmässig eine Krümmung in Richtung der Drehung und haben einen positiven Austrittsinkel ^ . Die Schaufeln 28 des zweiten Pumpenrades P2 haben dagegen einen negativen Austrittswinkel ^ . Pumpt das erste Pumpenrad P1 allein Flüssigkeit, so tritt diese mit günstigem Eintrittswinkel in das Turbinenrad T ein, so dass das Turbinenrad eine maximale Energie aus der Arbeitsflüssigkeit aufnehmen kann. Wird das zweite Pumpenrad P2 durch die Kupplung 44 eingekuppelt, so bewirkt der negative Austrittswinkel seiner Schaufeln, dass der Vorwärtsstrom der aus dem ersten Pumpenrad austretenden Arbeitsflüssigkeit verringert wird, wodurch das Schluckvermögen der hydrodynamischen Einheit verringert wird. Es
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ergeben sich, dann hohe Eingangsdrehzahlen bei einem gegebenen Eingangsdrehmoment.
Die Arbeitsweise des hydrodynamischen Drehmomentwandlers im Betrieb mit grossem oder kleinem Schluckvermögen zeigen die Kurven gemäss Fig. 3. Die Kurven A, B und C stellen die Pumpenraddrehzahl, das Drehmomentverhältnis und den Wirkungsgrad des hydrodynamischen Drehmomentwandlers bei hohem Schluckvermögen ■, also ausgerückter Kupplung 44 und ausgeschaltetem zweiten Pumpenrad, dar. Die Kurven A1, B1 und C stellen die Pompenraddrehzahl, das Drehmomentverhältnis und den Wirkungsgrad des hydrodynamischen Drehmomentwandlers bei geringem Schluckvermögen dar, wenn also die Kupplung 44 eingerückt ist und das zweite Pumpenrad Pp fördert. Alle Kurven sind amf ein gleiches Eingangsdrehmoment abgestimmt. Die Darstellung lässt erkennen, dass der Fahrer ohne weiteres die Antriebsmaschinendrehzahl erhöhen kann und damit die Drehmomentverstärkung durch den hydrodynamischen Drehmomentwandler, wenn auch auf Kosten des Wirkungsgrades, \irenn er durch Einschalten des zweiten Pumpenrades das Schlucksfermögen des hydrodynamischen Drehmomentwandlers verringert.
Bei einer bevorzugten Betriebsweise, wird unter der Annahme, dass das Fahrzeug aus dem Stillstand angefahren wird, die Steueranlage 23 so eingestellt, dass Arbeitsflüssig-
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keit dem hydrodynamischen Drehmomentwandler über den Kanal 92 durch die Schlitze in dem Druckring 86 zugeleitet wird, während der Abstrom der Arbeitsflüssigkeit vom hydrodynamischen Drehmomentwandler über die Drosselstelle 94 in der- ■ Tragschale 30, den Kanal 100 im vorderen Gehäusedeckel 12, den axialen Kanal 98 und den radialen Kanal 99 in der Turbinenwelle ,52 und den Kanal 96 erfolgt. Bei dieser Einstellung baut sich in der Kammer 46 einschliesslich der fliehkraftbedingten Einflüsse ein Druck auf, der eine axiale Kraft' auf die Tragschale 30 in Richtung auf den vorderen Gehäusedeckel 12 ausübt, so dass die Kupplung 44 eingerückt wird. Dadurch wird das zweite Pumpenrad V^ von der Eingangs- welle angetrieben und bewirkt eine Verringerung des Schluckvermögens der hydrodynamischen Drehmomentwandlers. Es stehen damit für das Anfahren des Fahrzeugs höhere Antriebsmaschinendrehzahlen zur Verfügung. Wie bereits erwähnt, ist hierbei der Wirkungsgrad des hydrodynamischen Drehmomentwandlers verringert. Nach dem Anfahren kann durch Umkehr der Zuspeisung der Arbeitsflüssigkeit zum hydrodynamischen Drehmomentwandler das Ausrücken der Kupplung 44 bewirkt und damit das Schluckvermögen des hydrodynamischen Drehmomentwandlers erhöht werden« Damit ist dann eine Verbesserung des Wirkungsgrades verknüpft.
-11-
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Hat sich das Fahrzeug genügend beschleunigt, so dass die Drehmomentanforderung geringer wird, so erfolgt diese Umschaltung der Zuspeisung der Arbeitsflüssigkeit, indem diese jetzt über den Kanal 96, den radialen Kanal 99» den axialen Kanal 98 in der Turbinenwelle und den radialen Kanal 100 zur Kammer 48 vorgenommen wird. Der Übertritt in den Arbeitsraum des hydrodynamischen Drehmomentwandlers erfolgt über die Drosselstelle 94 und über den Kanal 49 zwischen der Tragschale 30 und dem vorderen Gehäusedeckel 12. Die Einspeisung der Arbeitsflüssigkeit erfolgt zwischen den beiden Pumpenrädern P, und Pp. Der Abstrom der Flüssigkeit erfolgt über die Kanäle 90 und 92. Die in dieser Weise zugeführte Arbeitsflüssigkeit bedingt einen Druckaufbau in der Kammer 48, der wegen der Drosselstelle 94 und der drosselnden Wirkung der Reibscheibe 45 grosser ist als der Druck in der Kammer 46,
•A—I
so dass die Tragschale 30 von dem vorderen Gehäusedeckel 12 fortbewegt wird, wodurch die Kupplung 44 ausgerückt und das zweite Pumpenrad Pp von der Antriebswelle getrennt ist. Hierdurch erhöht sich das Schluckvermögen des hydrodynamischen
P/ Drehmomentwandlers. Zweckmässig wird das Schlügen der Kupplung
44. so gesteuert, dass ein allmählicher tJbergang zwischen den beiden Betriebszuständen eintrittp so dass plötzliche Belastungen der Antriebsmaschine vermieden sind,, Soll der hydrodynamic sehe Drehmomentwandler dauernd mit ILsinem Schluckvermögen
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fahren werden, so kann die Kupplung 44 durch die dauernde Ziispeisung der ArbeitsflüssigkeÄ über den Kanal 92 eingerückt ;gehalten werden, während die Kammer 48 druckentlastet wird.
ι
Da sich die fliehkraftabhängigen Drücke auf beiden Seiten der Tragschale 30 verringern, wenn sich die TurMnenraddrehzahl der Pumpenraddrehzahl nähert, so ändert dies nichts daran, dass die Kupplung 44 durch den Speisedruck dar Arbeitsflüssigkeit durch den Abfluss über die kalibrierte Drosselstelle 94 eingerückt bleibt. Ein derartiger Betrieb mit geringem Schluckvermögen kann für den Betrieb in bergigem Gelände zweckmSssig sein, wo höhere Antriebsmaschinen ein besseres Fahrverhalten bedingen.
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Claims (1)

  1. -13-Patentansprüche
    /1j Hydrodynamische Einheit, insbesondere für Kraftfahrzeuge, mit einem von einer Eingangswelle angetriebenen j Gehäuse, in dem ein erstes und ein zweites Pumpenrad sowie ein mit einer Ausgangswelle verbundenes Turbinenrad angeordnet sind und das Turbinenrad hydraulisch:won den Pumpenrädern antreibbar ist, wobei das zweite Pumpenrad über eine durch eine Steueranlage wahlweise betätigbare Kupplung mit der Eingangswelle kuppelbar ist, dadurch ge kennzeichne dass die Schaufeln (28) des zweiten Pumpenrades (Po) m^ einem
    negativen Austrittswinkel ( f?> ) ausgebildet sind und bei ange- [
    v* · i
    triebenem zweiten Pumpenrad der Förderstrom des ersten Pumpen- | rades ^P1) so beeinflusst wird, dass gegenüber dem Betrieb mit j ausgekuppeltem zweiten Pumpenrad das Schluckvermogen der hydrodynamischen Einheit verringert ναά das St^illstandsdrehmoment erhöht wird.
    2«, Hydrodynamische Einheit nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Schaufeln(24) des ersten Pumpenrades (P1) mit einem positiven Austrittswinkel ( oi/ ) ausgebildet sind und die Kupplung (44) zwischen einer Tragschale (30) für das zweite Pumpenrad (Pp) und der Innenwand des umlaufenden Gehäuses (12,14) vorgesehen ist.
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    3. Hydrodynamische Einheit nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass über die Steueranlage (23) der hydrodynamischen Einheit Arbeitsflüssigkeit zuspeisbar ist, die zugleich das Ausrücken der Kupplung (44) bewirkt.
    4. Hydrodynamische Einheit nach einem der An-
    sprüche 1 bis 3» dadurch gekennzeichnet, dass die Tragschale j
    (30) für das zweite Pumpenrad (Ρ·,) in dem Gehäuse (12,14) !
    völlig ausserhalb des Turbinenrades (T) begrenzt axial ver- '
    schieblich ist und durch den Druck der Arbeitsflüssigkeit mit ;
    einem Reibbelag (45) zur kuppelnden Anlage gegen die Innen- j
    wand des Gehäuses bewegbar ist. I
    5. Hydrodynamische Einheit nach Anspruch 4, j dadurch gekennzeichnet, dass die Steueranlage (23) wahlweise ? die Zuspeisung von Arbeitsflüssigkeit zum Arbeitsraum der ; hydrodynamischen Einheit zu einer Kammer (48) zwischen dem j Gehäuse (12,14) und der Tragschale (30) für das zweite Pumpenrad (P2) zuleitet, wenn mit abgekuppeltem zweiten Pumpenrad gefahren wird oder unter Entlastung dieser Kammer
    (48) unmittelbar dem Arbeitsraum zugeleitet wird, wenn beide Pumpenräder (P1 und P2 $ fördern sollen.
    409825/03U
    Leerseite
DE2359894A 1972-11-29 1973-11-28 Hydrodynamische Einheit, insbesondere für Kraftfahrzeuge Pending DE2359894B2 (de)

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DE2359894A1 true DE2359894A1 (de) 1974-06-20
DE2359894B2 DE2359894B2 (de) 1975-09-25

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US3808809A (en) 1974-05-07
DE2359894B2 (de) 1975-09-25

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