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Hydraulischer Drehmomentwandler, insbesondere für Kraftfahrzeuge
Die Erfindung bezieht sich auf Drehmomentwandler, die insbesondere für Kraftfahrzeuge bestimmt sind, welche von Verbrennungs-, Elektro- oder andern Motoren angetrieben werden, deren Drehzahl im
Vergleich zu dem zwischen Stillstand oder einer Mindestgeschwindigkeit und einer sehr hohen Dauergeschwindigkeit variablen Bewegungszustand des Fahrzeuges konstant sein soll. Bei Spitzengeschwindigkei- ten rotiert der mit den weiteren Kraftübertragungselementen des Fahrzeuges verbundene, sie antreibende
Wandlerteil zumindest mit der gleichen hohen Drehzahl wie jener Wandlerteil, der unmittelbar vom Antriebs motor angetrieben wird.
Im besonderen betrifft die Erfindung hydraulische Drehmomentwandler, bei denen eine geeignete Flüssigkeit in geschlossenem Kreislauf in einem torusförmigen Arbeitsraum umläuft, wobei ein mit Schaufeln versehener, mit dem Antriebsmotor verbundener Pumpenteil die Flüssigkeit in Umlauf versetzt, so dass diese durch die Reaktions- und Turbinenbeschaufelung strömt ; die Turbinenbeschaufelung ist auf einem Turbinenteil befestigt, welcher das von der umlaufenden Flüssigkeit angetriebene, d. h. kraftabgebende Element darstellt.
Es sind schon verschiedene Arten von stufenlosen, hydraulische Drehmomentwandler aufweisenden Getrieben zum Antrieb von Fahrzeugen bekannt, so auch Drehmomentwandler mit feststehendem Reaktionsteil zur Erhöhung des Antriebsdrehmomentes im Bereich relativ geringer Fahrgeschwindigkeit, kombiniert mit einer mechanischen oder einer hydraulischen Kupplung für den Bereich der hohen Dauergeschwindigkeiten des Fahrzeuges, in welchem Bereich eine Vergrösserung des Antriebsdrehmomentes nicht notwendig ist. Bei andern Getriebebauarten werden hydraulische Drehmomentwandler verwendet, bei welchen in verschiedenen Bereichen des Drehzahlverhältnisses zwischen Turbinen- und Pumpenteil verschiedene Wandlerarten eingesetzt werden, so z.
B. eine mit gegenläufig drehenden, durch ein Getriebe verbundenen Turbinen-und Reaktionsteilen in dem Arbeitsbereich, in welchem das erwähnte Drehzahlverhältnis relativ niedrig ist, und eine zweite mit feststehendem Reaktionsteil für den Arbeitsbereich mit höherem Drehzahlverhältnis. Solche Drehmomentwandler mit zwei verschiedenen Wandlerarten bei verschiedenen Übersetzungsverhältnissen sind für den Fahrzeugbetrieb auch schon mit direkten mechanischen Antrieben im Bereich der hohen Fahrgeschwindigkeiten kombiniert worden.
Alle diese bekannten Getriebebauarten haben den Nachteil, dass sie nur in dem Arbeitsbereich, in welchem der Turbinenteil eine im Vergleich zum Pumpenteil kleinere oder gleiche Drehzahl hat, mit hydraulischer Drehmomentwandlung arbeiten. Bei der hydraulischen Drehmomentwandlung in diesem Bereich wird nämlich die aus der Turbine austretende Arbeitsflüssigkeit vor dem Wiedereintritt in die Pumpe von dem am Gehäuse (bei niedrigem Drehzahlverhältnis fallweise über ein einen Gegenlauf bewirkendes Getriebe) abgestützten Reaktionsteil umgelenkt, der so eine Abstützung des Gegendrehmomentes ermöglicht, das zum Ausgleich des Überschusses des Turbinendrehmomentes über das Pumpendrehmoment auftritt und daher gegen den Drehsinn der Turbine bzw. das Turbinendrehmoment gerichtet ist.
Wenn die abtreibende Turbinenwelle im sogenannten Kupplungspunkt die Drehzahl der angetriebenen Pumpenwelle erreicht (Drehzahlverhältnis 1 : 1), wird das Pumpendrehmoment gleich dem Turbinendrehmoment, das Gegendrehmoment Null und somit der zur Abstutzung dieses Drehmomentes dienende, feststehende Reaktionstell überflüssig. Da aber ausserdem ein feststehender Reaktionsteil im Arbeitsbereich um den Kupplungspunkt oder weiter über diesem den Getriebewirkungsgrad ungunstig beeinflussen bzw. sogar bremsend
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wirken würde, muss der Reaktionsteil'bei den bekannten Getriebebauarten zumindest im Arbeitsbereich über dem Kupplungspunkt ausser Wirkung gebracht werden.
Daher ist bei den bekannten Bauarten eine Drehmomentwandlung in diesem Arbeitsbereich, in dem eine Drehmomentverminderung für einen sogenannten"Schnellgang"erfolgt, nur mit mechanischen Mitteln möglich.
Die Erfindung zielt darauf ab, einen hydraulischen Drehmomentwandler zu schaffen, der im Vergleich zu früher entwickelten Wandlerbauweisen eine günstigere Arbeitscharakteristik, insbesondere in den höheren abtriebseitigen Drehzahlbereichen, d. h. bei hohen Fahrzeuggeschwindigkeiten, unter Vermeidung einer direkten mechanischen Kupplung aufweist, so dass auch in diesen Drehzahlbereichen die Vorteile einer hydraulischen Kraftübertragung erhalten bleiben ; insbesondere soll der erfindungsgemässe Wandler in den Drehzahlbereichen der abtreibenden Turbinenwelle, die über der Drehzahl der angetriebenen Pumpenwelle, also über dem sogenannten Kupplungspunkt liegen, tatsächlich als Drehmomentwandler arbeiten.
Ein gemäss der Erfindung ausgebildeter, diesen Anforderungen entsprechender hydraulischer Drehmomentwandler mit torusförmige Arbeitsraum, drehbar angeordneten Pumpen-, Turbinen- und Reaktionsteilen, von denen jeder mit seinen Schaufeln in den Arbeitsraum ragt sowie mit einem die Turbinen- und Reaktionsteile verbindenden Getriebe ist im wesentlichen dadurch gekennzeichnet, dass das Getriebe drei Teile umfasst, von denen der erste mindestens ein Zahnrad und eine Welle umfasst und mit dem Turbinenteil verbunden ist, der zweite ebenfalls ein Zahnrad und eine Welle umfasst und mit dem Reaktionsteil verbunden ist, während der dritte Teil ein mit den beiden andern Teilen in kraftübertragender Verbindung stehendes und eine Kupplung aufweisendes Zwischengetriebe umfasst,
das zur wahlweisen kraftschlüssigen Kupplung des ersten und zweiten Getriebeteiles mit festem Übersetzungsverhältnis auf gleichsinnige Drehung vom Turbinenteil und Reaktionsteil zwecks Drehmomentübertragung vom Reaktionsteil zum Turbinenteil und gegebenenfalls vom Turbinenteil zum Reaktionsteil dient.
Auf diese Weise ist eine wirkungsvolle hydraulische Drehmomentwandlung auch über dem Kupplungspunkt, d. h. eine Übersetzung ins Schnelle mit Drehmomentverminderung, ermöglicht ; einerseits kann nämlich der Reaktionsteil in Richtung der Strömung umlaufen und anderseits kann er doch das Gegendrehmoment des Wandlers aufnehmen und übertragen, weil sich dieses als das bei einem Getriebe mit einem festen (von den auftretenden Kräften unabhängigen) Übersetzungsverhältnis zwangsläufig auftretende Getriebereaktionsmoment am Gehäuse abstützen kann. Der Turbinenteil hat im Bereich über dem Kupplungspunkt eine grössere Drehzahl als der Pumpenteil ; er überträgt daher auch ein kleineres Drehmoment als dieser und das zum Ausgleich dieses Drehmomentunterschiedes am Reaktionsteil angreifende Gegendrehmoment des Wandlers wird in Drehrichtung des Reaktionsteiles wirken.
Da der Reaktionsteil über das Getriebe mit festem Übersetzungsverhältnis mit dem Turbinenteil verbunden ist, erfolgt eine Drehmo- mentübertragung vom Reaktionsteil zum Turbinenteil, d. h. der Reaktionsteil arbeitet über dem Kupplungspunkt als eine zusätzliche, von der Arbeitsflüssigkeit getriebene Turbine, welche ihr Drehmoment auf den eigentlichen Turbinenteil überträgt.
Auch beim Wandlerbetrieb unter dem Kupplungspunkt ergibt ein erfindungsgemässer Wandler bei höheren Drehzahlverhältnissen bessere Wirkungsgrade als ein Wandler mit festem Reaktionsteil. Da in diesem Falle der Turbinenteil eine kleinere Drehzahl als der Pumpenteil hat, ist das am Reaktionsteil angreifende Gegendrehmoment des Wandlers gegen das dann das Pumpendrehmoment übersteigende Turbinendrehmoment und damit gegen die Drehrichtung des Reaktionsteiles gerichtet, so dass der Turbinenteil den Reaktionsteil zum Umlauf im Drehsinn des Turbinenteiles über das Getriebe mit bestimmtem Übersetzungsverhältnis in Richtung gegen das Gegendrehmoment antreiben muss.
Das Getriebe muss daher bei Betrieb unter dem Kupplungspunkt auch die zum Umlauf notwendige Drehmomentübertragung von Turbinenteil zu Reaktionsteil ermöglichen, so dass der Reaktionsteil als eine vom Turbinenteil angetriebene Pumpe arbeiten kann.
Durch die Erfindung ist somit ein hydraulischer Drehmomentwandler geschaffen, der in allen für Fahrzeuggetriebe möglichen Arbeitsbereichen eingesetzt werden kann. Es wird daher in allen diesen Bereichen der Kraftschluss zwischen den treibenden und angetriebenen Getriebeteilen über die Flüssigkeit hergestellt. Somit ist andauernd eine schwingungsdämpfende und Stösse absorbierende Verbindung zwischen Kraftquelle und eigentlichem Laufwerk des Fahrzeuges aufrechterhalten. Ausserdem sind Verschleissteile, wie z. B. Kupplungsscheiben, nicht vorhanden ; der erfindungsgemässe Wandler ist auch einfacher und daher billiger herstellbar als bekannte Bauarten.
Die Zeichnungen zeigenAusführungsbeispiele der Erfindung, u. zw. in Fig. 1 einen Längsschnitt durch einen erfindungsgemässen Wandler. Die Zeichnungen sind in einigen Teilen nur schematisch gehalten und verschiedene Elemente des Steuermechanismus sind zum besseren Verständnis in die Zeichenebene ge-
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träger 56 hat einen als Bremstrommel ausgebildeten Teil 68, der bei Betätigung einer Bandbremse 70 gegen Drehung festgehalten wird. Die Planetenräder 64 des zweiten Planetenradgetriebes greifen in die inneren Zähne des Aussenringes 72 ein ; dieser ist mit dem Verbindungsstück fest verbunden, mit dem die
Turbinenwelle des Wandlers bei 46 verkeilt ist.
Um die verschiedenen erfindungsgemässenhydraulischenAntriebsarten zu ermöglichen, ist ein Steuer- mechanismus für die Druckflüssigkeit vorhanden, der automatisch gesteuerte Regelventile zur Schaltung des FlüssigkeitskleislÅaufès umfasst, um im Arbeitsraum des Wandlers verschiedene Strömungszustände zu erzielen, die vom Drehzahlverhältnis zwischen Turbinen- und Pumpenteil des Wandlers abhängen.
Die Drehzahl des Turbinenteiles, in Umdrehungen pro Minute gemessen, bezeichnet man üblicher- weise mit n ; diejenige des Pumpenteiles mit n. Das Drehzahlverhältnis zwischen Turbinen- und Pum- penteil wird in der Folge als Drehzahlverhältnis des Wandlers mit n 2/n 1bezeichnet.
Der Steuermechanismus hat auch ein wahlweise einstellbares Ventil, das in einer Schaltstellung die
Zufuhr von Druckflüssigkeit zu den Regelventilen verhindert. In diesem Zustand kann der Wandler bei frei drehbarem Turbinenteil kein wesentliches Drehmoment aufnehmen ; daher kann das Kraftaggregat über- prüft oder für andere Zwecke verwendet werden, ohne vom Wandler belastet zu sein.
Weiters hat derSteuermechanismus ein wahlweise einstellbares Ventil, das in verschiedenen Stellun- gen einerseits verschiedene Arten hydraulischer Bremsung einstellt und anderseits gestattet, durch die
Reglerventile verschiedene Arten hydraulischer Drehmomentwandlung herzustellen. Weiters kann mit diesem Ventil auch der Turbinenteil des Wandlers gegen Drehung unabhängig von den einzelnen Stellun- gen aller andern Ventile im Steuermechanismus festgehalten werden, damit er im Stillstand mit dem
Laufwerk des Fahrzeuges für Vorwärts-oder Rückwärtsfahrt verbunden oder getrennt werden kann.
In Fig. 1 dient zur Versorgung des Arbeitsraumes und des Steuerkreislaufes des Wandlers mit Druck- flüssigkeit eine Zahnradpumpe 74, von der ein Rad auf der Zeichnung zu sehen ist. Die Pumpe 74 wird von einem im feststehenden Gehäuse montierten Zahnradvorgelege angetrieben, bei dem ein Zwischenrad 76, das von einem Rad 77 des umlaufenden Gehäuses 12 angetrieben wird, in das Rad 78 eingreift, welches seinerseits das auf der Pumpenantriebswelle montierte Rad 80 antreibt.
Die von der Pumpe 74 gelieferte Druckflüssigkeit gelangt durch die Leitung 82 in den zentralen Durchlass 84, der von einem in der hohlen Turbinenwelle 36 montierten Rohr 85 gebildet ist. Vom vorderen Ende des Durchlasses 84 gelangt die Flüssigkeit durch eine oder mehrere Öffnungen 86 des umlau- fenden Gehäuses 12 in den Wandlerarbeitsraum. Von dort gelangt sie durch Öffnungen 87 in der Nabe des Turbinenrades in den von der Wellenbohrung und dem Rohr 85 gebildeten Raum 88. Am hinteren Ende dieses Raumes 88 fliesst die Flüssigkeit durch eine Leitung 89 im feststehenden Gehäuse und über ein Überdruckventil 90, welches einen gewünschten Minimaldruck im Flüssigkeitskreislauf gewährleistet, zu einem Kühler 91. Von dort wird die Flüssigkeit über ein Filter 92 in den Ölsumpf 94 zurückgeführt, der die Pumpe 74 versorgt.
Die Pumpe 74 dient gleichzeitig auch zur Versorgung des einen Teil der Erfindung bildenden Steuermechanismus mit Druckflüssigkeit.
Wie schon genauer erläutert, können die als Bremstrommel ausgebildeten Getriebeteile 58,54 und 66 durch die zugeordneten Bandbremsen 60,56 und 70 gegen Drehung festgehalten werden. Die notwendigen Betätigungskräfte werden durch in zugeordneten Hydraulikzylindern 98,102 und 106 gleitende Kolben 96,100 und 104 aufgebracht. Die notwendige mechanische Verbindung zwischen den zusammengehörigen Kolben und Bandbremsen ist in Fig. 1 nicht dargestellt. Wie aus Fig. 1 und teilweise aus Fig. 8 ersichtlich, ist der Turbinenteil des Wandlers mit einem Zahnrad 108 verbunden, das über ein Zwischenrad 110 ein im feststehenden Gehäuse 10 gelagertes Ritzel 112 antreibt. Dieses Ritzel 112 ist durch eine Hülse 114 mit einem Zahnrad 116 verbunden, welches in das Rad 118 eingreift.
Die Teile 112,114 und 116 sind koaxial mit dem Rad 78, das Rad 118 ist koaxial mit dem Rad 80 des Pumpenantriebes angeordnet.
Es ist ersichtlich, dass die Drehzahl des Rades 80 von der Drehzahl des Pumpenteiles und die Drehzahl des Rades 118 von der Drehzahl des Turbinenteiles abhängig ist. Infolgedessen wird der Drehzahlunterschied dieser zwei Räder für das Drehzahlverhältnis, zwischen Pumpen- und Turbinenteil charakteristisch sein. Dieses Drehzahlverhältnis wird erfindungsgemäss dazu verwendet, automatisch verschiedene Strömungszustände im Arbeitsraum des Wandlers für verschiedene Bereiche dieses Verhältnisses durch Einschaltung der richtigen Getriebeübersetzung zwischen Turbinen-und Reaktionsteil herzustellen. Um dies zu erreichen, sind zwei automatische Regelorgane vorgesehen. die auf Veränderungen im Drehzahlver- hältnis ansprechen.
Diese Regelorgane werden im folgenden als "Übersetzungsregler" bezeichnet.
Einer dieser Übersetzungsregler hat einen Kolbenschieber 120, der drehbar und zwischen Endstellungen axial verschiebbar in einer eine Ventilkammer bildenden Bohrung des feststehenden Gehäuses ein-
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gebaut ist. Der Kolben 120 wird an einem Ende uber eine Keilverbindung 122 mit der gleichen Drehzahl wie das Zahnrad 80 angetrieben. An seinem andern Ende steht der Kolben 120 über ein Gewinde 124 mit einer Kupplungsscheibe 126 durch den Druck einer Feder 128 mit dem Zahnrad 118 in Reibungsverbin- dung.
Fig. 8 zeigt den Kolben 120 in seiner rechten Endstellung, die durch Anstossen des Bundes 130 gegen die Kupplungsscheibe 126 gegeben ist. Die Richtung der Gewindesteigung 124 ist so gewählt, dass sich der
Kolben dann in seiner rechten Endlage befindet, wenn er sich mit dem Rad 80 schneller als das Rad 118 dreht. Der Kolben 120 kann sich mit einer andern Drehzahl als das Rad 118 drehen, weil die Verbindung durch Reibungsschluss über die Kupplungsscheibe 126 hergestellt ist. Wenn sich das Rad 118 schneller als das Rad 80 dreht, wird letzteres über die Reibungsverbindung die Kupplungsscheibe 126 mitnehmen und so mit Hilfe des Gewindes 124 den Kolben 120 in die linke Endstellung bringen, die beim Anschlag des
Bundes 132 gegen die Kupplungsscheibe 126 erreicht wird.
Der zweite Übersetzungsregler ist in Aufbau und Wirkungsweise dem ersten ähnlich ; er hat einen drehbaren und axial verschiebbaren Kolbenschieber 134, der sich über eine Keilverbindung mit der. Dreh- zahl des Zahnrades 78 dreht. Das Gewinde 138 verbindet den Kolben mit der Kupplungsscheibe 140, die durch die Feder 142 in Reibungsschluss mit dem Rad 116 gehalten wird. Der Bund 144 des Kolbens 134 bestimmt die rechte, der Bund 146 die linke Endstellung des Kolbens. Die Richtung der Gewindestei- gung 138 ist so gewählt, dass der Kolben dann seine rechte Endstellung einnimmt, wenn die Drehzahl des
Rades 78 die des Rades 116 übersteigt bzw. der Kolben sich axial gegen seine linke Endstellung bewegt, wenn die Drehzahl des Kolbens 116 die des Rades 78 übersteigt.
Zusätzlich zu den Übersetzungsreglern hat der Steuermechanismus ein Kontrollventil, das in der einen Stellung den Durchfluss der Druckflüssig- keit von der Pumpe 74 zu den Übersetzungsreglern zulässt, in einer zweiten Stellung diesen Durchfluss aber sperrt und so den Vorrang kontrolliert, der sich als Folge der automatischen Einstellung der Übersetzung- regler normal ergibt. Wie in Fig. 8 dargestellt, ist das Kontrollventil 148 als Kolben ausgebildet, der von einer durch den Pfeil 148a bezeichneten linken Endstellung in eine durch den Pfeil 148b bezeichnete rechte Endstellung axial verschiebbar ist. DieKammer desKontrollventiles ist mit einer Auslassöffnung 149 versehen.
Ferner hat der Steuermechanismus ein Hauptventil 150, das unabhängig von der Stellung der andern
Ventile des Systems vom Fahrer in vier verschiedene Schaltstellungen gebracht werden kann ; dieses Hauptventil ist als Kolbenschieber ausgebildet. In der ersten Kolbenstellung 150a können die automatischen Übersetzungsregler zwecks Einstellung hydraulischer Antriebsarten arbeiten, falls sie nicht durch das Kontrollventil ausgeschaltet sind ; in der zweiten Stellung 150b ist der Turbinenteil unabhängig von den Stellungen der andern Ventile drehfest gehalten ;
in der dritten Stellung 150c ist bei entsprechender Stellung des Kontrollventiles ein hydraulisches Bremsen mit Einfachumlauf des Turbinenteiles möglich und in der vierten Stellung 150d ist, ebenfalls von der Stellung des Kontrollventiles und der Übersetzungsregler abhängig, ein hydraulisches Bremsen mit Umlauf von Turbinen- und Reaktionsteil im gegenläufigen Sinne möglich.
Die Pumpe 74 ist an der Auslassseite durch die Leitung 82 mit dem Kontrollventil 148 verbunden.
Eine Leitung 154 führt vom Kontrollventil zur Ventilkammer des Übersetzungsreglers 120. Von dieser Kammer führt eine Leitung 156 zur Ventilkammer des zweiten Übersetzungsreglers 134 und eine Leitung 158 führt zum Ventil 150. Die Leitung 158 hat eine Abzweigung 158a, die in die Kammer des Hauptventiles an einer Stelle einmündet, die durch einen Zwischenraum von der Stelle getrennt ist, wo die Leitung 158 in die Kammer einmündet. Die Kammer des Übersetzungsreglers 120 ist ausserdem mit zwei axial versetzten Auslassöffnungen 160 und 162 versehen.
Die axial versetzten Leitungen 164 und 166 verbinden die Ventilkammer des Übersetzungsreglers 134 mit der Ventilkammer des Hauptventiles 150 ; die Reglerkammer ist mit zwei Auslassöffnungen 168 und 170 versehen, während die Hauptventilkammer zwei Auslassöffnungen 172 und 174 hat (Fig. 8). Die Ventilkammer des Hauptventiles ist mit dem Zylinder 98 durch eine Leitung 176 verbunden, die über drei durch Zwischenräume getrennte Abzweigungen 176a, 176b und 176c in die Ventilkammer führt. Die Hauptventilkammer ist über die Leitung 178 auch mit dem Zylinder 102 verbunden ; weiters ist diese Kammer über die Leitung 180, die in der Kammer zwei Anschlüsse 180a und 180b hat, mit dem Zylinder 106 verbunden.
Von der Zuleitung 82, die dem Wandler Arbeitsflüssigkeit unter Druck zuführt, zweigt eine Leitung 182 zu der Ventilkammer des Hauptventiles 150 ab ; sie mündet dort mit den Abzweigungen 182a und 182b an zwei voneinander entfernten Stellen.
Es ist wünschenswert, für den Wandler eine Nullstellung vorzusehen, bei der er den Antriebsmotor nicht wesentlich belastet, vorausgesetzt, dass der angetriebene, kraftabgebende Wandlerteil vom Lauf-
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gelangt Druckflüssigkeit über Ventil 148, Leitung 154, Regler 120, Leitung 156, Regler 134, Leitung 166, Ventil 150 und Zweigleitung 180a zum Zylinder 106, so wird der Planetenradträger 66 des zweiten Getriebes festgehalten. Währenddessen ist der Zylinder 98 über Leitung 176b, Ventil 150, Leitung 164, Übersetzungsregler 134 und Auslass 168, der Zylinder 102 über Leitung 178, Ventil 150, Leitung 158, Übersetzungsregler 120 und Auslass 162 entlastet. Demnach können sich sowohl der Planetenradträger 50 als auch der Aussenring 54 des ersten Getriebes von den Bremsen unbedindert drehen.
Aus den Fig. 2 und 3 kann man ersehen, dass die Pumpenschaufeln 20 so angeordnet sind, dass sie im Uhrzeigersinn angetrieben werden müssen, um einen Kreislauf der Arbeitsflüssigkeit zu erhalten. Die Turbinenschaufeln 24 und
28 sind so angeordnet, dass sie durch die Arbeitsflüssigkeit in der gleichen Richtung angetrieben werden.
Die Reaktionsschaufeln 26 sind mit dem Planetenradträger 50 und ferner mit dem in die Planeten- räder 64 des Trägers 66 eingreifenden Sonnenrad 62 starr verbunden ; es wird sich also bei Festhalten des
Planetenradträgers 66 durch den Steuermechanismus der Reaktionsteil entgegengesetzt zum Turbinenteil drehen, weil die Planetenräder 64 um ihre feststehenden Achsen rotieren und das Gegenmoment über den Träger 66 und die Bremsen 70 vom feststehenden Gehäuse 10 aufgenommen wird. Es ist also ein Doppelumlauf erzielt, wobei beim gezeigten Getriebe der Reaktionsteil wegen des Durchmesserunterschiedes vom Sonnenrad 62 und Aussenring 72 mit höherer Geschwindigkeit als der Turbinenteil umlaufen muss.
Dies ist wünschenswert, weil die durch den Reaktionsteil bewirkte Drehmomenterhöhung im Stand proportional der Relativgeschwindigkeit zwischen Turbinen- und Reaktionsteil ist. Im vorliegenden Beispiel ist die Übersetzung des Planetengetriebes so gewählt, dass der Reaktionsteil etwa 1, 8mal so schnell wie der Turbinenteil umläuft.
Wie später ausführlicher geschildert wird, ist ein Doppelumlauf im Gegensinn nur für den Bereich relativ niedriger Werte des Drehzahlverhältnisses n/n1 günstig ; bei der vorliegenden Konstruktion ist die Anordnung so getroffen, dass diese Antriebsart nur in einem Bereich möglich ist, in dem das Drehzahlverhältnis kleiner als 0, 35 ist.
Dies wird erreicht, indem die Zahnräder 108,110 und 112 im Verhältnis zu den Zahnrädern 77,76 und 78 so gewählt sind, dass bei Ansteigen der Turbinendrehzahl über 350/0 der Pumpendrehzahl sich die Kupplungsscheibe 140 des Übersetzungsreglers 134 mit grösserer Drehzahl als der Kolbenschieber dreht, so dass sich so der Kolben in seine linke Endstellung bewegt und dadurch eine andere hydraulische Antriebsart einleitet, bei welcher der Reaktionsteil festgehalten ist und nur der Pumpen- und der Turbinenteil rotieren. Die Drehzahlen der zwei die Axialstellung des Kolbens 134 bestimmenden Räder 112 und 78 sind so gewählt, dass sie bei einem Drehzahlverhältnis n/n = 0,35 gleich gross sind. Wie die Verstellung des Kolbenschieber 134 nach links die Änderung der Antriebsart bewirkt, zeigt Fig. 9.
Der vorher mit Druck belastete Zylinder 106, der über den Kolben 104 und die Bremse 70 den Planetenradträger 66 festhielt, ist nun über Leitung 180a, Ventil 150, Leitung 166, Ventil 134 und Auslass 170 zur Lösung der Bremse 70 entlastet. Der Bremszylinder 1. 02 bleibt entlastet, wogegen der Zylinder 98 nun mit Druck aus dem Raum 82 über Ventil 148, Leitung 154, Übersetzungsregler 120, Leitung 156, Übersetzungsregler 134, Leitung 164, Ventil 150 und Leitung 176b belastet ist. Daher wird durch das Anlegen der Bremse 60 der Planetenradträger 50 und damit der Reaktionsteil 38 festgehalten. Das Lösen der Bremse 70 des Planetenradträgers 66 erlaubt es, das Sonnenrad 62 festzuhalten, während sich der Turbinenteil mit dem durch die Turbinenschaufelreihen 24 und 28 eingeleiteten Drehmoment dreht.
Das Gegenmoment nimmt in diesem Falle über die Beschaufelung 26, den Planetenradträger 50 und die Bremse 60 das feststehende Gehäuse auf.
Wie ebenfalls später geschildert wird, ist der Einfachumlauf mit feststehenden Reaktionsschaufeln nur in einem mittleren Bereich des Drehzahlverhältnisses n/n1 vorteilhaft. Im vorliegenden Beispiel liegt diesermittlereBerelchzwischendenDrehzahlverhältnissenn/n = 0, 35 und 0, 70. Wenn die obere Grenze von 0, 70 erreicht oder überschritten wird, rückt der zweite Übersetzungsregler 120 in seine linke Endstellung, wobei der Übersetzungsregler 134 in seiner linken Stellung verbleibt.
Die Verstellung des Reglers 120 in seine linke Stellung beim Verhältnis 0, 70 wird durch die Wahl geeigneter Zahnraddurchmes- ser der Räder 80 und 118 unter Berücksichtigung der sie antreibenden Räder erzielt, so zwar, dass bei einem Drehzahlverhältnis /n1 = 0, 70 die Drehzahlen des Kolbens des Reglers 120 und der Kupplungsscheibe 126 gleich gross sind, so dass bei weiterem Drehzahlanstieg der Reglerkolben mit Hilfe des Gewindes 124 nach links gerückt wird. Fig. 10 zeigt beide Übersetzungsregler in der linken Endstellung. Der Zylinder 106 bleibt entlastet, so dass sich der Planetenradträger 66 unbehindert von der Bremse 70 drehen kann.
Der Zylinder 98, der für den Einfachumlauf (Fig. 9) belastet ist, damit er den Planetenradträger 50 und den Reaktionsteil 38 festhält, wird nun über Leitung 176b, Ventil 150, Leitung 164, Übersetzungsregler 134, Leitung 156, Übersetzungsregler 120 und Auslass 160 entlastet, damit sich der Träger 50 und der Reak-
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tionsteil unbehindert von der Bremse drehen können. Der Zylinder 102 ist nun vom Raum 82 aus über Ventil 148, Leitung 154, Regler 120, Leitung 158, Ventil 150 und Leitung 178 unter Druck gesetzt und bewirkt das Anlegen der Bremse 56, um dadurch den Aussenring 154 des ersten Planetenradgetriebes festzuhalten.
Aus Fig. 4 ist ersichtlich, dass nun der Reaktionsteil in gleicher Richtung, aber langsamer als der Turbinenteil umlaufen muss. Das Sonnenrad 44 des Planetenradgetriebes dreht sich mit dem Turbinenteil durch die von der umlaufenden Arbeitsflussigkeit im Uhrzeigersinn auf die Turbinenbeschaufelung 24 und 28 ausgeübte Umfangskraft. Da der Aussenring 54 feststeht und sich das Sonnenrad 44 im Uhrzeigersinn dreht, können die Planetenräder 52 nur gegen den Uhrzeigersinn um ihre Drehachsen umlaufen ; sie
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teil 38 im Uhrzeigersinn. Das Gegenmoment nimmt hiebei über den Aussenring 54 und die Bremse 56 das feststehende Gehäuse auf.
Zusätzlich zu den beschriebenen Möglichkeiten der Kraftübertragung kann ein erfindungsgemässer
Wandler auch ein von der Antriebsseite eingeleitetes Drehmoment übertragen und so hydraulisch bremsen.
Dies geschieht, indem der Antrieb auf Drehzahlverhältnisse gebracht wird, bei denen die Turbine die
Pumpe antreibt. Im gezeigten Beispiel wird gemäss den in Fig. 13a gezeigten Kurven dies, wenn der
Reaktionsteil in gleicher Richtung wie die Turbine umläuft, etwa bei einem Drehzahlverhältnis von 1, 3, wenn der Reaktionsteil stillsteht, bei einem Verhältnis über 0, 9 und, wenn der Reaktionsteil entgegen- gesetzt der Turbine umläuft, bei einem Verhältnis über 0, 45 eintreten. Wenn die Motordrehzahl bei einer
Fahrgeschwindigkeit, die einem der vorstehenden Drehzahlverhältnisse und dem dazugehörigen Zustand von Turbinen- und Reaktionsteil entspricht, weiter gesenkt wird, beginnt das Fahrzeug den Motor anzu- treiben.
Da der Wandler erfindungsgemäss so konstruiert ist, dass er bei steigendem Drehzahlverhältnis sich automatisch weiterschaltet, ist ein Bremsen im normalen Fahrzustand nur dann möglich, wenn die Ventile desSteuermechanismus gemäss Fig. 10 eingestellt sind. Wird aber, wie Fig. 11 zeigt, das Hauptventil 150 von Hand in seine Stellung 150c gerückt, si ist der Zylinder 102 über Leitung 178, Ventil 150 und Lei- tung 174 entlastet, während der Zylinder 98 vom Raum 82 aus durch Ventil 148 in Stellung 148a, Leitung 154, Übersetzungsregler 120, Leitung 158, Ventil 150, Leitung 176c und Leitung 176 unter Druck gesetzt ist, wobei der Zylinder 106 entlastet bleibt.
Trotz der Tatsache, dass die Übersetzungsregler Drehzahlverhältnisse n/n über 0, 7 anzeigen, ist in diesem Falle der Reaktionsteil von der Bremse 60 festgehalten, wobei seine Beschaufelung bei allen Fahr- geschwindigkeiten über einem Drehzahlverhältnis von etwa 0, 9 als hydraulische Wirbelbremse arbeitet.
Da gewöhnlich die Motorleerlaufdrehzahl etwa 1/7 der höchsten Motordrehzahl, die der höchsten Fahrgeschwindigkeit entspricht, beträgt, kann in dieser Ventilstellung bis auf ungefähr 100/0 der höchsten Fahrgeschwindigkeit-hydraulisch mit dem Wandler gebremst werden.
Eine noch höhere hydraulische Bremswirkung kann durch Verstellen des Ventiles 150 in die Stellung 150d erreicht werden, wobei die Bremswirkung des Wandlers bis zu einer Fahrgeschwindigkeit von zirka Xo der höchsten Fahrgeschwindigkeit erhalten bleibt. In diesem Falle ist der Zylinder 98 über Leitung 176, Ventil 150, Leitung 176c und Auslass 172, der Zylinder 102 über Leitung 178, Ventil 150 und Auslass 174 entlastet, während Druckflüssigkeit vom Raume 82 aus über Ventil 148 in Stellung 148a, Leitung 154, Übersetzungsregler 120, Leitung 158, Leitung 158a, Ventil 15. 0, Leitung 180a und Leitung 180 zum Zylinder 106 gelangt. Dadurch hält die Bandbremse 70 den Planetenradträger 66 fest ; der Wandler arbeitet nun als Wirbelbremse mit einem schnell, entgegen der Antriebsrichtung laufenden Reaktionsteil.
Fig. 14 zeigt eine etwas vereinfachte Ausführung der Erfindung, ähnlich Fig. l, bei welcher der Flilssigkeitsumlauf im Arbeitsraum gleich ist wie in Fig. 1. Der Aufbau der Planetenradgetriebegruppe ist ähnlich wie in Fig. l, nur dass der Planetenradträger 50 keinen einseitigen Ansatz aufweist, der eine Bremstrommel 58 für eine weitere Bandbremse 60 bildet. Im übrigen sind einander entsprechende Teile in den Fig. 1 und 14 mit gleichen Bezugszeichen versehen.
Um die verschiedenen erfindungsgemässen hydraulischen Antriebsarten zu ermöglichen, ist ein ähnlicher Steuermechanismus wie in Fig. 1 für die Druckflüssigkeit vorhanden. Dieser Steuermechanismus umfasst wieder ein wahlweise einstellbares Ventil, das in einer Schaltstellung die Zufuhr von Druckflilssigkeit zu einem Übersetzungsregler verhindert, damit der Turbinenteil des Wandlers frei drehbar ist, ohne ein wesentliches Drehmoment aufzunehmen. Für Normalbetrieb kann dieses Ventil in eine zweite Stellung gebracht werden und überdies ist eine dritte Stellung vorgesehen, bei der beide Zylinder mit Druckflüssigkeit versorgt werden und so den Turbinenteil unabhängig von der Stellung des Übersetzungsreglers festhalten.
Die Versorgung des Arbeitsraumes und des Steuerkreislaufes des Wandlers mit Druck- flüssigkeit erfolgt in gleicher Weise wie bei der Ausführung nach Fig. 1.
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Die als Bremstrommeln ausgebildeten Getriebeteile 54 und 66 können durch die zugeordneten Band- bremsen 56 und 70 festgehalten werden. Die notwendigen Betätigungskräfte werden durch in zugeordne- ten Hydraulikzylindern 102 und 106 gleitende Kolben 100 und 104 aufgebracht. Die notwendige mecha- nische Verbindung zwischen den zusammengehörigen Kolben und Bandbremsen ist in Fig. 14 nicht darge- stellt. Wie aus Fig. 14 ersichtlich, ist der Turbinenteil des Wandlers mit einem Zahnrad 108 verbunden, das über ein Zwischenrad 110 ein im feststehenden Gehäuse 10 gelagertes Ritzel 112 antreibt. Dieses
Ritzel 112 ist mit einer Hülse 114 verbunden, welche mit dem Rad 78 des Pumpenantriebes auf einer
Achse liegt.
Es ist ersichtlich, dass die Drehzahl des Rades 78 von der Drehzahl des Pumpenteiles und die Dreh- zahl des Rade'112 von der Drehzahl des Turbinenteiles abhängig ist. Infolgedessen wird der Drehzahl- unterschied dieser zwei Räder für das Drehzahlverhältnis zwischen Pumpen- und Turbinenteil charakteri- stisch sein. Durch einen Übersetzungsregler werden wieder in Abhängigkeit vom Drehzahlverhältnis auto- matisch verschiedene Strömungszustände im Arbeitsraum des Wandlers eingeschaltet.
Der bei diesem Ausführungsbeispiel verwendete Übersetzungsregler hat einen Kolbenschieber 194, der drehbar und zwischen Endstellungen axial verschiebbar in einer eine Ventilkammer bildenden Boh- rung des feststehenden Gehäuses eingebaut ist. Der Kolben 194 wird an einem Ende über eine Keilverbin- dung 196 mit der gleichen Drehzahl wie das Zahnrad 78 angetrieben. An seinem andern Ende steht der
Kolben 194 über ein Gewinde 198 und eine Kupplungsscheibe 200 unter dem Druck einer Feder 202 mit einer Hülse 114 in Reibungsverbindung.
Fig. 14 zeigt das Ventil 194 in seiner rechten Endstellung 194a, die durch Anlage des Bundes 203 gegen die Kupplungsscheibe 200 gegeben ist. Die Richtung der Gewindesteigung 198 ist so gewählt, dass sich der Kolben dann in seiner rechten Endstellung befindet, wenn er sich mit Rad 78 langsamer als das Rad 112 dreht. Der Kolben 194 kann sich mit einer andern Drehzahl als das Rad 112 drehen, weil die Ver- bindung durch Reibungsschluss über die Kupplungsscheibe 200 hergestellt ist. Wenn sich das Rad 78 schneller als das Rad 112 dreht, wird letzteres durch die Reibungsverbindung die Kupplungsscheibe 200 mitneh- men und so mit Hilfe des Gewindes 198 den Schieber 194 in die linke Endstellung 194b bringen, die beim Anschlag des Bundes 205 gegen die Kupplungsscheibe 200 erreicht ist.
Zusätzlich zum Übersetzungsregler hat der Steuermechanismus ein wahlweise betätigbares Kontrollventil 188, das von einer ersten Stellung, in der es den Flüssigkeitsstrom von der Pumpe 74 zum Übersetzungsregler sperrt, in eine zweite Stellung gebracht werden kann, in welcher der Weg für das Druckmittel von der Pumpe zum Übersetzungsregler offen ist ; in einer dritten Stellung öffnet dieses Ventil den Weg für die Druckflüssigkeit von der Pumpe 74 zu den beiden Bremszylindern 102 und 106, um so den Turbinenteil unabhängig von der Stellung des Übersetzungsreglers festzuhalten. Wie Fig. 14 zeigt, ist das Kontrollventil ein Kolbenschieber, der eine rechte Endstellung 188a, eine Mittelstellung 188b (Fig. 16 und 17) und eine linke Endstellung 188c (Fig. 15) hat. Die Ventilkammer dieses Ventiles hat zwei Auslassöffnungen 189 und 208.
Der Übersetzungsregler 194 kann nach Ermessen von einer rechten Endstellung in seine linke Endstellung gebracht werden, um den äusseren Getriebering 54 festzuhalten und so eine hydraulische Bremsung mit entgegengesetztem Umlauf zu erhalten.
Die Pumpe 74 liefert über die Leitungen 184 und 186 Druckflüssigkeit in die Kammer des Kontrollventiles 188. Sowohl Leitung 190 als auch Leitung 192 mit den Zweigleitungen 192a und 192b verbinden die Kammer des Kontrollventiles mit der Kammer des Übersetzungsreglers 194. Die Ventilkammer des Übersetzungsreglers ist mit einem Zylinder 104 mit Kolben 100 durch eine Leitung 204 und mit einem Zylinder 106 mit Kolben 104 durch eine Leitung 206 verbunden.
Es ist wieder wünschenswert, für den Wandler eine Nullstellung vorzusehen, bei der er den Motor nicht wesentlich belasten kann, vorausgesetzt, dass der Turbinenteil vom Laufwerk des Fahrzeuges abgeschaltet ist und sich so unabhängig vom Fahrzeug mit Motordrehzahl frei drehen kann. Um dies zu erreichen, müssen die Betätigungskolben 100 und 104 vom Flüssigkeitsdruck entlastet werden ; dies kann, wie in Fig. 14 gezeigt, durch Verstellen des Kontrollventiles 188 in seine rechte Endstellung 188a erreicht werden.
In dieser Stellung sperrt das Ventil die DruckflUssigkeitszufuhr aus der Leitung 184 ab und verbindet gleichzeitig die Leitungen 190 und 192 mit dem Auslass 208 ; so wird der Zylinder 102 über die Leitungen 204 und 190 und den Auslass 208 und der Zylinder 106 über die Leitungen 206,192b, 192 und den Auslass 208 entlastet.
Sind alle Zylinder entlastet und damit alle Bremsen gelöst, so können sowohl der Reaktions- als auch der Turbinenteil frei mit der gleichen Drehzahl wie das schaufeltragende Gehäuse 12 umlaufen. Deshalb kann kein wesentliches Drehmoment vom Wandler aufgenommen und übertragen werden.
In Fig. 14 steht der Übersetzungsregler in seiner rechten Endstellung 194a und zeigt so einen relativ
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hohen Wert des Drehzahlverhältnisses n/n an, wie es bei einem kontinuierlichen Betriebszustand auf- tritt. Steht das Kraftfahrzeug anfangs still, so beginnt der Turbinenteil langsam zu drehen, das Drehzahl- verhältnis n/n wird daher einen relativ niedrigen Wert haben, so dass der Übersetzungsregler in seiner linken Endstellung 194b sein wird. Aber auch in dieser Stellung wird die Zufuhr von Druckflüssigkeit von der Pumpe 74 zum Übersetzungsregler unterbrochen sein, wobei die Zylinder 102 und 106 über die Lei- tungen 204,192a, 192 und den Auslass 208 bzw. über die Leitungen 206,190 und den Auslass 208 ent- lastet sind.
Um den Wandler entweder für Vorwärts- oder Rilckw rtsfahrt mit dem Fahrwerk eines Fahrzeuges zu verbinden oder die Fahrtrichtung zu wechseln, ist es wieder wünschenswert, den Turbinenteil fürdieDauer des Umschaltvorganges drehfest zu halten. Dies wird durch Verstellen des Kontrollventiles in seine linke
Endstellung 188c (Fig. 15) erreicht. In dieser Stellung kann Druckflüssigkeit von der Leitung 184 des Hauptflüssigkeitskreislaufes entnommen und über die Leitung 186 der Kammer des Kontrollventiles zuge- führt werden. Von dieser Kammer gelangt die Druckflüssigkeit über die Leitungen 190 und 192 in die
Kammer des Übersetzungsreglers. Unabhängig von der Stellung des Übersetzungsreglers wird die Druck- flüssigkeit über die Leitungen 204 und 206 den Bremszylindern 102 und 106 zugeführt.
Befindet sich der Übersetzungsregler in seiner rechten Endstellung 194a, so gelangtDruckflüssigkeit über die Leitungen 184,
186,190 und 204 zum Bremszylinder 102 sowie über die Leitungen 184, 186, 192,192b und 206 zum
Bremszylinder 106. Befindet sich der Übersetzungsregler in seiner linken Endstellung 194b (Fig. 15), so wird die Druckflüssigkeit über die Leitungen 184,186, 192,192a und 204 dem Bremszylinder 102 sowie über die Leitungen 184,186, 190 und 206 dem Bremszylinder 106 zugeleitet. Daraus ist zu ersehen, dass bei der linken Endstellung des ventiles 188 die Zufuhr von Druckflüssigkeit zu beiden Bremszylindern durch die Stellung des Übersetzungsreglers nicht beeinflusst wird.
Da der Aussenring 54 des ersten Getriebes mit den Rädern 44,52 und 54 und der Planetenradträger 66 vom Getriebe mit den Rädern 62, 64 und 72 gegen Verdrehung gehalten sind, sind beide Getriebe gekuppelt. Gemäss der Schaltung des ersten Getriebes müssten sich der Turbinen- und der Reaktionsteil in gleicher Richtung, gemäss der Schaltung des zweiten Getriebes sich aber inentgegengesetzter Richtung drehen.
Da die beiden Getriebe miteinander in Verbindung stehen, ist sowohl der Turbinen-als auch der Reaktionsteil drehfest gehalten.
Im folgenden ist angenommen, dass ein Wandler zur Vorwärtsfahrt mit dem Laufwerk eines Fahrzeuges verbunden ist und das Fahrzeug vom Stand auf Reisegeschwindigkeit beschleunigt werden soll. Das Kontrollventil 188 ist in seiner Normalstellung 188b, um die Kammer des Übersetzungsreglers von der Pumpe 74 über die Leitungen 184,186 und 190 mit Druckflüssigkeit zu versorgen. In dieser Stellung des Kontrollventiles ist ein Teil der Kammer des Übersetzungsreglers über die Leitungen 192a, 192 und Auslass 208 ohne Druck. Unter den angenommenen Bedingungen ist der Übersetzungsregler bei Stillstand des Fahrzeuges in der linken Endstellung 194b, wie Fig. 16 zeigt.
Aus Fig. 16 ist zu ersehen, dass Druckflüssigkeit von der Pumpe 74 über die Leitungen 184, 186,190 und 206 zum Zylinder 106 gelangt, wogegen der Bremszylinder 102 über die Leitungen 204,192a, 192 und den Auslass 208 entlastet ist.
Da der Planetenradträger 66 festgehalten ist, drehen sich die Planetenräder um ihre feststehenden Achsen. Daher dreht sich der Reaktionsteil, der mit dem Sonnenrad 62 in die Planetenräder 64 eingreift, entgegengesetzt zum Turbinenteil 32, welcher über den Aussenring 72 mit den Planetenrädern 74 in Verbindung steht. Das Gegenmoment wird vom Träger 66 und von der Bremse 70 auf das feststehende Gehäuse 10 übertragen. Auf diese Weise ist gegensinniger Umlauf der Turbinen-und Reaktionsteile hergestellt ; es ist offensichtlich, dass wegen des Durchmesserunterschiedes von Sonnenrad und Aussenring, die beide mit den Planetenrädern 74 in Eingriff stehen, der Reaktionsteil mit einer höheren Drehzahl als der Turbinenteil umlaufen muss.
Dies ist sehr erwünscht, weil die Drehmomenterhöhung durch den Reaktionsteil beim Anfahren proportional derRelativgeschwindigkeit zwischen Turbinen-und Reaktionsteil ist. Beim Beispiel nach Fig. 14 ist das Planetengetriebe so dimensioniert, dass der Reaktionsteil sich 1, 8mal so schnell wie der Turbinenteil dreht. Aus später erklärten Gründen ist gegensinniger Umlauf von Turbinenund Reaktionsteil nur in einem Bereich mit relativ kleinen Werten des Drehzahlverhältnisses n/n günstig.
Beim Beispiel wird diese Antriebsart bei Werten des Drehzahlverhältnisses angewendet, die kleiner als 0, 45 sind. Dies geschieht dadurch, dass die Zahnräder 108,110 und 112 bzw. 77, 76 und 78 so zueinander im Verhältnis stehen, dass bei Ansteigen der Turbinendrehzahl über 4171/0 der Pumpendrehzahl sich die Kupplungsscheibe 200 des Übersetzungsreglers 194 schneller dreht als der Kolbenschieber, so dass sich dieser in seine rechte Endstellung 194a bewegt. Dadurch ist eine andere hydraulische Antriebsart eingeschaltet, bei der die Reaktions-, Pumpen- und Turbinenteile in gleicher Richtung umlaufen. Die Umschaltung durch den Übersetzungsregler 194 tritt daher bei einem Drehzahlverhältnis von n/n =0, 45 ein.
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Nachdem der Übersetzungsregler nach rechts bewegt wurde, befinden sich die Ventile in der Lage nach Fig. 17. Es ist ersichtlich, dass die Druckflüssigkeit über die Leitungen 184,186, 190 und 204 zum
Bremszylinder 102 Zutritt hat, wogegen der Zylinder 106 über die Leitungen 206,192b, 192 und den
Auslass 208 entlastet ist.
Da der Aussenring 54 festgehalten ist, rollen die in ihn eingreifenden Planetenräder 52 innen ab und bewirken so, dass der Planetenradträger 50 und das Sonnenrad 44, in das die Planetenräder 52 eingreifen, in gleicher Richtung umlaufen. Der Reaktionsteil 38 ist mit dem Planetenradträger 50 und der Turbinen- teil 32 mit dem Sonnenrad 44 verbunden ; daher laufen diese beiden Teile in gleicher Richtung um. Das
Gegenmoment wird über den Ring 54 und die Bandbremse 56 auf das feste Gehäuse 10 übertragen. So ist ein Doppelumlauf in gleicher Richtung erreicht und der Reaktionsteil muss mit einer niedrigeren Ge- schwindigkeit als der Turbinenteil umlaufen, weil dies durch den Durchmesserunterschied zwischen dem
Planetenradträger 50, der die in das Sonnenrad 44 und den Aussenring 54 eingreifenden Planetenräder 52 trägt, und dem Sonnenrad 44 gegeben ist.
Ausser den geschilderten Möglichkeiten der Kraftübertragung ist es auch durchführbar, mit dem Wandler hydraulisch zu bremsen, indem der Wandler auf solche Dreh- zahlverhältnisse gebracht wird, dass die Turbine als Pumpe arbeitet. Beim beschriebenen Wandler ergibt sich nach den Kurven in Fig. 13b ein derartiger Antriebszustand, etwa bei einem Drehzahlverhältnis über
0, 55, wenn der Reaktionsteil entgegengesetzt dem Turbinenteil umläuft. Da der Wandler erfindungsge- mäss so aufgebaut ist, dass er automatisch geschaltet wird, können Antriebsverhältnisse, wie sie zur Brem- sung erwünscht sind, nur dann erreicht werden, wenn die Ventile des Steuermechanismus von Hand aus in die Stellung nach Fig. 16 gebracht werden.
Aus diesem Grunde kann der Übersetzungsregler 194 mit der
Hand unabhängig vom Drehzahlverhältnis n 2/n 1in seine linke Endstellung 194b gebracht werden. Nun läuft der Reaktionsteil, obwohl der Wandler ein Drehzahlverhältnis über 0, 45 hat, entgegengesetzt dem Turbinenteil um, wobei die Beschaufelung als hydraulische Wirbelbremse wirkt, sobald das Drehzahlver- hältnis n/n grösser als 0, 55 ist. Da die Leerlaufdrehzahl meist ungefähr 1/7 der Maximaldrehzahl der
Maschine ausmacht, bedeutet dies, dass durch diese Schaltung bis zu einer Fahrgeschwindigkeit gebremst werden kann, die nur ff1/o der maximalen Fahrgeschwindigkeit beträgt.
Fig. 18 zeigt eine andere erfindungsgemässe Ausführung, bei welcher der Umlauf der Flüssigkeit im Arbeitsraum des Wandlers genau wie in den Ausführungen nach den Fig. 1 und 14 vor sich geht. Die Welle 36 des Turbinenteiles 32 ist mit einem Zahnrad 44 verbunden, welches das Sonnenrad eines Planetenradgetriebes darstellt. Die Welle 42 des Reaktionsteiles 38 ist mit dem Planetenradträger 50 fest verkeilt, der die Planetenräder 52 trägt, die ihrerseits mit dem Sonnenrad 44 in Eingriff stehen. Der Aussenring 54 dieses Getriebes, in den die Planetenräder 52 eingreifen, ist drehbar gelagert und kann durch eine Bandbremse 56 festgehalten werden. Der Planetenradträger 50 hat einen Ansatz, der als zylindrische Bremstrommel 58 ausgebildet ist, welche durch die Bandbremse 60 festgehalten werden kann.
Um die gewünschen erfindungsgemässen hydraulischen Antriebsarten zu erreichen, ist ein hydraulischer Steuerkreislauf vorgesehen, der genau so arbeitet wie jener nach den Fig. 14 - 17.
Fig. 19 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel der Erfindung. Der hydraulische Teil arbeitet in gleicher Weise wie jener nach den Fig. 1, 14 und 18. Die Welle 36 des Turbinenteiles 32 hat ein Zahnrad 44, welches das Sonnenrad eines Planetenradgetriebes bildet. Die Turbinenwelle 36 ist an der Stelle 46 mit einem Verbindungsglied 48 verkeilt, das einen Flansch od. dgl. trägt, um mit dem Laufwerk eines Fahrzeuges verbunden zu werden. Die Welle 42 des Reaktionsteiles 38 ist mit dem Planetenradträger 50 verkeilt, der die in das Sonnenrad 44 eingreifenden Planetenräder 52 trägt. Der mit den Planetenrädern 52 in Eingriff stehende Aussenring 54 ist fest mit dem Gehäuse 10 verbunden.
Da der Ring 54 festgehalten ist, laufen die Planetenräder 52 ion der Verzahnung des Ringes 54 um und bewirken so, dass der Planetenradträger 54 und das Sonnenrad 44, die mit den Planetenrädern 52 in Eingriff stehen, in der gleichen Richtung umlaufen. Da der Reaktionsteil 38 mit dem Planeteiiradträger 50 und der Turbinenteil 32 mit dem Sonnenrad 44 verbunden sind, laufen beide Teile in gleicher Richtung um. Das Gegenmoment wird über den Ring 54 vom festen Gehäuse 10 aufgenommen. Auf diese Weise wird ein Doppelumlauf in gleicher Richtung erreicht ; wegen des Durchmesserunterschiedes zwischen dem Planetenradträger 50 und dem Sonnenrad 44 rotiert der Reaktionsteil langsamer als der Turbinenteil.
Die Versorgung des Arbeitsraumes des Wandlers mit Druckflüssigkeit erfolgt in gleicher Weise wie beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 durch eine Zahnradpumpe 74.
Fig. 13b zeigt den Wirkungsgrad in Abhängigkeit vom Drehzahlverhältnis n/n für einen Wandler mit zwei Antriebsarten. Wenn der Reaktionsteil entgegen dem Turbinenteil umläuft, verläuft der Wirkungsgrad nach Kurve a. Läuft der Reaktionsteil in der gleichen Richtung wie die Turbine um, wobei der Kraftfluss bei Drehmomentverminderung vorn Reaktionsteil zum Turbinenteil, bei Drehmomenterhöhung
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in umgekehrter Richtung verläuft, so erhält man die Wirkungsgradkurve b.
Weiters zeigt die Kurve M einen typischen Verlauf des Antriebsdrehmomentes in Abhängigkeit vom
Drehzahlverhältnis n/n. Die Kurve des Antriebsdrehmomentes hat zwei Äste, von denen der mit M1c bezeichnete, voll ausgezogene einem Antrieb mit umlaufendem Reaktionsteil, der zweite mit Mlb be- zeichnete, strichliert gezeichnete, einem Antrieb mit feststehendem Reaktionsteil entspricht.
Die Fig. 20 und 21zeigen charakteristische Kurven eines Antriebes bei voller Maschinenleistung bzw. bei einem Viertel der vollen Maschinenleistung. Diese Kurven zeigen in Abhängigkeit von der Fahrge- schwindigkeit N die in den Wandler eingeleitete Leistung N die vom Wandler abgegebene Leistung N-N : den Leistungsverlust, der durch Kühlung abgeführt werden muss n die Drehzahl der treibenden Pumpenwelle n die Drehzahl der angetriebenen Turbinenwelle n/n : das Drehzahlverhältnis zwischen Turbinen- und Pumpenteil
71 : den hydraulischen Wirkungsgrad des Wandlers
P : die Umfangskraft an den Fahrzeugrädern.
Die meisten Kurven haben zwei Äste, von denen der voll ausgezogene einem umlaufenden Reaktions- teil und der andere, strichliert gezeichnete, einem festen Reaktionsteil entspricht. Die Kurve des Dreh- zahlverhältnisses hat ebenfalls zwei Äste, die beide strichpunktiert gezeichnet sind, wobei der untere Ast einem vorwärtslaufenden Reaktionsteil und der obere Ast einem festgehaltenen Reaktionsteil entspricht.
Die Kurve der Turbinendrehzahl ist für beide Antriebsverhältnisse gleich.
Bis zu einem Drehzahlverhältnis n/n = 0, 4-0, 45 sind der Turbinen- und der Reaktionsteil über das
Getriebe so gekuppelt, dass sie entgegengesetzt umlaufen, um beim Anfahren eine grosse Drehmomentehöhung und einen hohen Wirkungsgrad in diesem Bereich kleiner Drehzahlverhältnisse zu erreichen.
Für grössere Drehzahlverhältnisse gibt es zwei Möglichkeiten zum Betrieb des Wandlers. Die eine besteht darin, den Reaktionsteil festzuhalten ; dies ergibt nach Fig. 13b im Wirkungsgrad ein Maximum von 88'/0 bei einem Drehzahlverhältnis von ungefähr 0, 75, das gemäss Fig. 20 einer Fahrgeschwindigkeit von etwa 55 km/Std. und gemäss Fig. 21 einer Fahrgeschwindigkeit von etwa 37 km/Std. entspricht. Der Wirkungsgrad sinkt bei einem Drehzahlverhältnis von 0, 96 auf etwa 805to (Fig. 13b) ; dieses Drehzahlverhältnis entspricht bei Vollast (Fig. 20) einer Fahrgeschwindigkeit von 77 km/Std. und bei einer Teillast von 25% (Fig. 21) einer Geschwindigkeit von 50 km/Std.
Der Wirkungsgrad sinkt dann weiter, um bei einem Drehzahlverhältnis von 1, 28 die Nullinie zu treffen ; dies entspricht bei Vollast (Fig. 20) einer Fahrgeschwindigkeit von 139 km/Std. und bei Teillast (Fig. 21) einer Geschwindigkeit von 88 km/Std.
Oberhalb dieser Fahrgeschwindigkeiten arbeitet der Wandler als Bremse. Um bei dieser Antriebsart mit festgehaltenem Reaktionsteil auch bei hohen Fahrgeschwindigkeiten einen guten Wirkungsgrad zu erhalten, muss der Wandler mit einer direkt verbindenden Kupplung kombiniert werden ; andernfalls muss man den Reaktionsteil frei in gleicher Richtung wie den Turbinenteil umlaufen lassen. Diese zwei Lösungen erlauben Antriebe bis zum Drehzahlverhältnis von 1, 0.
Die zweite Möglichkeit zum Betrieb des Wandlers bei grösseren Drehzahlverhältnissen besteht darin, den Reaktions- und den Turbinenteil in der gleichen Richtung umlaufen zu lassen, diese Teile aber über ein Getriebe mit einem konstanten Übersetzungsverhältnis kraftschlüssig zu verbinden. Bis zu einem Dreh- zahlverhaltnis von 0, 66 bei einem Wirkungsgrad von 85% liegt die Wirkungsgradkurve eines solchen Antriebes unter der eines Antriebes mit festem Reaktionsteil.
Oberhalb diesem Drehzahlverhältnis wird der Wandler mit Getriebe zwischen Turbinen- und Reaktionsteil einen besseren Wirkungsgrad erzielen ; der Wirkungsgrad hat nach Fig. 13b bei einem Drehzahlverhältnis von 0, 87, die einer Geschwindigkeit von 71 km/Std. (Fig. 20) bzw. von 44 km/Std. (Fig. 21) entspricht, ein Maximum von etwa 89%. Der Wirkungsgrad sinkt bei einem Drehzahlverhältnis von 1, 11 auf 80% (Fig. 13b), entsprechend einer Fahrgeschwindigkeit von 153 km/Std. (Fig. 20) bzw. 103 km/Std.
(Fig. 21).
Wenn der Pumpen- und der Reaktionsteil über ein festes Getriebeverhältnis in gleicher Richtung umlaufen und mit einem Drehzahlverhältnis arbeiten, bei dem eine Drehmomentverminderung statt einer Drehmomenterhöhung stattfindet, wirkt der Reaktionsteil als eine von der Arbeitsflüssigkeit angetriebene zweite Turbine, die Leistung vom hydraulischen Kreislauf zum Turbinenteil leitet. Dieser zweite Turbinenteil beeinflusst den Lauf der Arbeitsflüssigkeit im gesamten hydraulischen System sehr günstig. Durch diesen Einfluss auf den Flüssigkeitsumlauf sinkt die Drehmomentaufnahme des Pumpenteiles (Fig. 13b) bei einem Drehzahlverhältnis von 1, 0, entsprechend einer Fahrgeschwindigkeit von 90 km/Std. (Fig. 20)
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bzw. von 57 km/Std. (Fig. 21), wobei die Drehmomentkurve M1c mehr absinkt als die entsprechende Wirkungsgradkurve.
So sinkt das vom Wandler aufgenommene Drehmoment der Antriebsmaschine bei steigender Fahrgeschwindigkeit und die Maschine erhöht infolgedessen ihre Drehzahl, wobei das Drehzahlverhältnis des Wandlers nur langsam steigt und der Wirkungsgrad daher bei steigender Fahrgeschwindigkeit gemäss Fig. 20 bzw. 21 nur langsam kleiner wird ; dies ist ein wichtiger Vorteil im Vergleich zu einem Wandler mit festem Reaktionsteil. Deshalb kann ein Fahrzeug mit einem Wandler, bei dem der vorwärtslaufende Reaktionsteil über ein Getriebe mit dem Turbinenteil verbunden ist, bei hohen Geschwindigkeiten noch immer einen guten Wandlerwirkungsgrad haben.
So ist bei einer Geschwindigkeit von 150 km/Std. nach Fig. 20 der Wirkungsgrad 807o und nach Fig. 21 ist dieser Wirkungsgrad 78%. Aus diesem Grunde besteht keine Gefahr, dass der Wirkungsgrad bei Voll- und bei Teillast auf Null sinkt und bei Entlastung der Antriebsmaschine eine Bremsung auftritt.
Infolge des hohen hydraulischen Wirkungsgrades ist der Unterschied zwischen Eingangs-und Ausgangsleistung klein und nicht grösser als bei normalem Dauerlauf mit geringer Drehzahl. Der Leistungunterschied muss durch Kühlung abgeführt werden, um die Temperatur der Arbeitsflüssigkeit im Wandler immer gleich hoch zu halten. Der Kühler muss aber infolge des hohen Wirkungsgrades nicht grösser dimensioniert werden, als dies für Dauerlauf bei stehendem Reaktionsteil notwendig Ist. Dies ist aus den Kurven N-N (Fig. 20 und 21) ersichtlich. Fig. 20 zeigt, dass bei Steigerung der Maschinendrehzahl über die Drehzahl mit der höchsten Leistung die Anforderung an die Kühlanlage wieder absinkt. Deshalb kann der Wandler auch in diesem Bereich des Drehzahlverhältnisses für Dauerlauf verwendet werden.
Wenn aber ein Wandler mit stehendem Reaktionsteil betrieben wird, steigen die Anforderungen an
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setzt umlaufendem Reaktionsteil an. Ein Wandler mit festgehaltenem Reaktionsteil darf deshalb nur für Dauerlauf bei hoher Geschwindigkeit verwendet werden, wenn der Kühler zur Abfuhr der vollen Motorleistung dimensioniert ist. Dies ist auch ein sehr wesentlicher Vorteil eines Wandlers mit umlaufendem Reaktionsteil. Die Verwendungsmöglichkeit des Wandlers als"Overdrive" (Schnellgang) erweitert den Arbeitsbereich bedeutend und gleicht so den im Vergleich zu direkter Kupplung bei niedriger Motordrehzahl kleineren Wirkungsgrad des hydraulischen Wandlers aus. Deshalb ist für einen Wandler mit umlaufendem Reaktionsteil und kraftschlüssiger, konstanter Getriebeübersetzung zwischen Turbinen- und Reaktionsteil eine Kombination mit einer direkten Kupplung nicht notwendig.
Das Kraftübertragungssystem kann vereinfacht werden, weil nicht nur die Kupplung, sondern auch das dazu notwendige Steuersystem weggelassen werden kann.
Wie aus den Zeichnungen ersichtlich, entspricht das Drehzahlverhältnis n/n = 1, 0 eines Wandlers mit rotierendem Reaktionsteil einer Fahrgeschwindigkeit von 90 km/Std. (Fig. 20) bzw. 57 km/Std.
(Fig. 21). Dies ist das höchste Drehzahlverhältnis, das mit einer direkten Kupplung erreichbar ist. Bei grösseren Fahrgeschwindigkeiten steigt das Drehzahlverhältnis und der Wandler arbeitet dann als "Overdrive-Getriebe". Daher wird oberhalb einer bestimmten Fahrgeschwindigkeit die Motordrehzahl kleiner und ihr Wirkungsgrad grösser als bei direkter Kraftübertragung sein. Wie die Fig. 20 und 21 zeigen, erhöht sich das Drehzahlverhältnis mit steigender Fahrgeschwindigkeit immer langsamer und übersteigt nicht einen bestimmten Wert ; in den Fig. 20 und 21 liegt dieser Wert etwa bei 1, 12. Bei einem Wandler mit festem Reaktionsteil entspricht das Drehzahlverhältnis 1, 0 einer Fahrgeschwindigkeit von 80 km/Std. (Fig. 20) bzw. 53 km/Std. (Fig. 21).
Das Drehzahlverhältnis steigt in dem Arbeitsbereich, in dem der Wirkungsgrad über Null liegt, mit der Fahrgeschwindigkeit immer weiter an, so dass kein un-
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Wert möglich Ist."Overdrive-Getriebe"zu verwenden, da bereits bei einem Drehzahlverhältnis von 1, 0 der Wirkungsgrad nur 75% beträgt und mit weitersteigendem Drehzahlverhältnis rasch absinkt. Die Anforderungen an die Kühlung eines solchen Wandlers liegen bereits bei einem Drehzahlverhältnis von 1, 0 über den Anforderungen, die an das Kühlsystem eines Wandlers mit umlaufendem Reaktionsteil gestellt werden müssen, und verdoppeln sich bei einer Zunahme der Fahrgeschwindigkeit um 30%, so dass zur Sicherheit gegen Überhitzungen bei hohen Geschwindigkeiten die Kühlung zur Abfuhr der vollen Motorleistung dimensioniert werden muss.
Aus den Zeichnungen ist auch ersichtlich, dass die Umfangskraft an den Fahrzeugradem ab einer Fahrgeschwindigkeit von 50 km/Std. (Fig. 20) bzw. 27 km/Std. (Fig. 21) bei einem Wandler mit einem durch Getriebe verbundenen gleichsinnig umlaufenden Reaktionsteil grosser als bei einem Wandler mit festem Reaktionsteil ist. Die Zugkraft sinkt bei einem erfindungsgemässen Wandler auch langsamer
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Wahl der Getriebeübersetzung und der Eintrittswinkel ist es auch möglich, das Drehzahlverhältnis n/n auf Werte bis über 1, 2 zu erhöhen, um einen grossen Overdrive-Effekt zu erzielen, oder das Drehzahl- verhältnis auf 1, 0 zu senken, falls ein Overdrive-Effekt nicht erwünscht ist. Die Kurven geben nur ein Beispiel für die Ausführungsmöglichkeiten der Erfindung.
In den Fig. 2 und 3 sind die Winkelbereiche eingezeichnet, in welchen die Richtungen der Relativgeschwindigkeiten bei der Einströmung in die Turbinen-, Reaktions- und Pumpenschaufeln bei den verschiedenen Drehzahlverhältnissen liegen. Die Winkelbereiche, welche für die einzelnen Antriebsarten gelten, sind durch unterscheidbare Linien gekennzeichnet. Strichlierte Linien bezeichnen den Bereich bei Doppelumlauf und einem mit einer Übersetzung von 1, 8 : 1 gegensinnig zum Turbinenteil umlaufenden Reaktionsteil. Die strichpunktierten Linien bezeichnen den Bereich mit einfachem Umlauf und daher feststehendem Reaktionsteil. Die Strich-Doppelpunkt-Linien bezeichnen den Bereich, in dem der Reaktionsteil mit einer Übersetzung von 0, 3 : 1 in der gleichen Richtung wie die Turbine umläuft.
Die vollen Linien gelten schliesslich für die gleiche Antriebsart bei einer Übersetzung von 0, 5 : 1. Die Richtung der Relativgeschwindigkeiten in den Bereichen der verschiedenen Antriebsarten zeigen eine eindeutige Verbesserung des Betriebszustandes bei höheren Drehzahlverhältnissen, wenn Reaktions- und Turbinenteil kraftschlüssig verbunden in gleicher Richtung umlaufen. Die Ursache, weshalb bei dieser Antriebsart ein höherer Spit- zenivükungsgrad als bei feststehendem Reaktionsteil erreicht wird, liegt in den stark verminderten Spaltverlusten einerseits zwischen Reaktions- undTurbinenteil, anderseits zwischen Turbinen- und Pumpenteil.
Ausserdem ist es günstig, Pumpenschaufeln mit einem grossen Ausströmwinkel (Fig. 3) vorzusehen, um die Einströmung in den ersten Schaufelring des Turbinenteiles zu verbessern. Ferner sollen die Schaufeln des ersten Turbinenschaufelringes vorteilhafterweise stumpfer als üblich ausgeführt werden, weil der Einfluss der Drehzahl des Reaktionsteiles auf die Einströmung in den ersten Turbinenschaufelring kleiner als auf die Einströmung in die Schaufeln des Reaktionsteiles sowie des zweiten Turbinenschaufelringes ist.
Ein erfindungsgemässer hydraulischer Momentenwandler kann bis zu einem Drehzahlverhältnis von über l : l arbeiten, was bisher noch nicht möglich war. Dies wird durch die Verwendung eines in gleicher Richtung wie die Turbine umlaufenden Reaktionsteiles, von besonders profilierten Schaufeln für den ersten Turbinenschaufelring und von Pumpenschaufeln mit grossem Auslasswinkel erreicht. Dadurch ergeben sich verminderte Spaltverluste im gesamten System sowie verminderte Stossverluste, insbesondere bei den Schaufeln des Reaktionsteiles und des zweiten Turbinenschaufelringes, im Bereich hoher Drehzahlen, weiters verminderte Stossverluste beim ersten Turbinenschaufelring im Bereich hoher Drehzahlen, u. zw. teils infolge des umlaufenden Reaktionsteiles, teils infolge des besonders gewählten Auslasswinkels der Pumpenschaufeln.
Wegen des guten Wirkungsgrades im Bereich hoher Drehzahlen ist eine direkte mechanische Kupplung von Motor und Laufwerk nicht erforderlich. Daher entfallen die für eine solche Antriebsweise notwendigen Mechanismen einer automatischen Kupplung sowie dem Verschleiss unterworfene Kupplungsscheiben. Ausserdem entfällt die beim Einschalten des direkten Ganges auftretende Abbremsung des Motors auf eine niedrigere Motordrehzahl und damit der sich auf das Fahrzeug fortpflanzende Stoss. Es ist auch sehr bedeutsam, dass infolge des noch bei einem Drehzahlverhältnis von 1, 2 und darüber erreichten hohen Wirkungsgrades der Arbeitsbereich des Wandlers um mindestens 2 o erweitert ist.
Die erläuterten Ausführungsbeispiele lassen natürlich im Rahmen der Erfindung noch verschiedene Abwandlungen zu.
PATENTANSPRÜCHE :
1.. Hydraulischer Drehmomentwandler mit torusförmigem Arbeitsraum, drehbar angeordneten Pum- pen-, Turbinen- und Reaktionsteilen, von denen jeder mit seinen Schaufeln in den Arbeitsraum ragt sowie mit einem die Turbinen-und Reaktionsteile verbindenden Getriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge, dadurch gekennzeichnet, dass das Getriebe drei Teile umfasst, von denen der erste mindestens ein Zahnrad (44) und eine Welle (36) umfasst und mit dem Turbinenteil (32) verbunden ist, der zweite ebenfalls > in Zahnrad (52) und eine Welle (42) umfasst und mit dem Reaktionsteil (38) verbunden ist, während der iritte Teil ein mit den beiden andern Teilen in kraftübenragender Verbindung stehendes und eine Kupplung (56) aufweisendes Zwischengetriebe (54) umfasst,
das zur wahlweisen kraftschlüssigen Kupplung des H-sten (36. 44) und zweiten (42,52) Getriebeteiles mit festem Übersetzungsverhältnis auf gleichsinnige Drehung vom Turbinenteil (32) und Reaktionsteil (38) zwecks Drehmomentübertragung vom Reaktionsteil um Turbinenteil und gegebenenfalls vom Turbinenteil zum Reaktionsteil dient.