Getriebe mit leistungsteilendem Umlaufrädergetriebe Bei der älteren Bauart der Axialkolbengetriebe stützen sich die Kolben gegen einen Treibring oder eine Taumelscheibe ab, deren Schrägstellungen gegen die Treibachse das übersetzungsverhältnis bestimmen. Die Cberleitung der Treibflüssigkeit vom Primärteil (ölpumpe) zum Sekundärteil (Ölmotor) erfolgt in der Regel über einen gemeinsamen Steuerspiegel, so dass kurze und verlustarme Saug- und Druckleitungen ent stehen.
Diese Bauart lässt jedoch keine hohen Be triebsdrücke und daher keine kleinen Abmessungen zu, wie sie beispielsweise für ein Kraftfahrzeuggetriebe gebraucht werden. Es wurde vorgeschlagen, diesen Nachteil durch Anschluss des Axialkolbengetriebes an ein leistungsteilendes Getriebe auszugleichen, so dass nur ein Teil der Gesarntgetriebeleistung durch das Axialkolbengetriebe geht. Diese Massnahme führt<B>je-</B> doch nur bei kleinen Regelbereichen, die für das Kraftfahrzeug nicht ausreichen, zum Erfolg.
Bei der neueren Bauart wird ein senkrecht zur Treibachse starr angeordneter Treibflansch verwen det. Die Fördermenge der ölpumpe bzw. die Schluck menge des ölmotors und damit die übersetzung des Getriebes werden durch Schrägstellen (Schwenken) der Zylinderachse gegen die zugehörige Treibachse geregelt. Daher müssen die Sang- und Druckleitungen vom Steuerspiegel zur Schwenkachse zurückgeführt werden, wobei mehrfache scharfe Umlenkungen des Flüssigkeitsstromes entstehen. Auf der Druckseite ist die Zu- oder Abführung über ineinanderdrehbare Rohre erforderlich.
Da bei vielen Getrieben die Saug seite unter überdruck stehen muss, gilt für die Getriebe das gleiche auch für die Saugseite.
Um die einfache Leitungsführung der älteren Bau art für die neuere zu erreichen, hat man auch bei die ser Primärteil und Sekundärteil in einem gemeinsamen Gehäuse auf einen gemeinsamen Steuerspiegel arbei ten lassen. Dann bedarf es auf der Antriebs- oder Abtriebsseite wenigstens zweier Kardangelenke und einer ausziehbaren Welle. Will man die Getriebeüber setzung nur durch Schwenken des gemeinsamen Ge häuses ändern, muss man einen hydraulisch uner wünschten geometrischen Zusammenhang zwischen den beiden Schwenkwinkeln in Kauf nehmen. Beim Fahrzeuggetriebe wird zweckmässig zunächst nur die Primärseite, dann nur die Sekundärseite geschwenkt.
Dies kann bei dieser Anordnung mit hintereinander- liegendem Primär- und Sekundärteil bei feststehendem gemeinsamem Gehäuse erreicht werden. Man braucht dann aber vier Kurdangelenke und zwei ausziehbare Wellen.
Eine weitere Anordnung legt Primär- und Sekun därseite nebeneinander in ein gemeinsames Gehäuse mit einander schräg gegenüberliegenden Steuerspie- "eln. Dadurch wird zwar die Bauart kurz und gedrun gen. Die Saug- und Druckleitung müssen aber schräg um die sich drehenden Teile herumgelegt werden. Auf einer Getriebeseite müssen zwei Kardangelenke und eine ausziehbare Welle vorgesehen werden. Die für Fahrzeuggetriebe erwünschte Regelung kann nur durch zwei Schwenkachsen erreicht werden.
Weiter ist der Zusammenbau von Primär- und Sekundärteil in einem Gehäuse mit sich kreuzenden Achsen der treibenden und getriebenen Welle vorge schlagen. Legt man eine Schwenkachse mit der Achse einer der Wellen zusammen, kann man die überset- zung nur durch Schwenken des gemeinsamen Gehäu ses um diese Achse ändern, ohne Kardangelenke und ausziehbare Wellen zu benutzen. Eine einfache und verlustarme Leitungsführung ist dann nicht möglich, ebensowenig ein einfaches raumsparendes Gehäuse. Auf die für Fahrzeuggetriebe erwünschte Regelung muss verzichtet werden.
Die Erfindung ermöglicht nun, Primär- und Sekun därteil eines Axialkolbengetriebes neuerer Bauart mit festen Treibflanschen in ein kurzes, gedrungenes, ge meinsames Gehäuse mit nebeneinanderliegenden Steuerspiegeln und kurzen festen Flüssigkeitsleitungen so einzubauen, dass die übersetzungsregelung nur durch Schwenken des (Yemeinsamen Gehäuses um eine Achse erreicht wird, ohne dass es der Verwendung von Kardangelenken, ausziehbarer oder sich kreuzen der Wellen bedarf.
Dies wird durch Anschluss dieses Getriebes an ein leistungsteilendes Umlaufräder- getriebe zum Beispiel mit zwei Nullstellen für die Wandlerleistung erreicht.
Ein Beispiel zeigen Fig. <B>1</B> bis<B>3.</B> Die bei<B>A</B> ein geleitete Getriebeleistung geht bei entsprechender Ein stellage zum grösseren Teil unmittelbar über die Pla netenräder 12, von denen nur eines gezeichnet ist, und das Sonnenrad 2 zum Abtrieb B. Ein kleinerer Teil wird bei entsprechender Einstellage über die Pla neten<B>11</B> und das Hohlrad 21 zur aus den Rädern<B>C</B> und<B>Cl</B> gebildeten Zwischenübersetzung geleitet und treibt den Primärteil C'. Dieser liegt in Fig. <B>1</B> hinter dem geschnitten gezeichneten Sekundärteil D" mit diesem in einem gemeinsamen Gehäuse, wie Fig. 2 in Aufsicht zeigt.
Vom Sekundärteil Y' fliesst der Wand- lerleistungsanteil über die Zwischenübersetzung<B><I>D', D,</I></B> Sonne<B>1</B> zurück nach<B>11</B> und über 12 und 2 nach B. Den Eingriff der Zwischenübersetzungsräder <B><I>C,</I></B> CI und<B>D,</B> D' zeigt Fig. <B>3.</B>
Die in Fig. <B>1</B> gezeichnete Stellung möge beispiels weise einer Gesamtgetriebeübersetzung<I>i</I> = n.11nB = 2 entsprechen. Bei vollausgeschwenktem und stillstehen dem Sekundärteil D" fördert die ölpumpe C' kein<B>öl</B> bzw. nur so viel<B>Öl,</B> wie zur Deckung der Leekölver- iluste und Erzeugung des erforderlichen öldruckes nötig ist.
Die von D" abgegebene Leistung ist null, wie -ross auch immer die bei<B>A</B> eingeleitete und bei B abgegebene Leistung ist. Die zweite Nullstellung der Wandlerleistung ist erreicht, wenn das Gehäuse um die Achse E-E um den Winkel<B>y</B> in Pfeilrichtung ge schwenkt wird. Dann<B>'</B> gilt das gleiche wie bei der er sten Nullstelle mit dem Unterschied, dass die Rollen von C' und D" vertauscht sind.
Wenn die zweite Nullstelle beispielsweise bei i<B><I>=</I></B> 1.# liegt, ist bei i<B><I>=</I> 1</B> ein Maximum der Wandlerleistung erreicht, bei dem die Wandlerleistung <B>1/3</B> der Gesamtgetriebeleistung ist.
Lässt die Konstruktion einen Schwenkwinkel der Wandlerteile von mehr als<B>y</B> zu, kann man bei gleicher Auslegung des leistungsteilenden. Umlaufgetriebes eine übersetzung i<B> < </B> 1/2 und<B>></B> 2 erreichen. Der zwi schen den Nullstellen als Primärteil arbeitende Wand- lerteil C' wirkt diesseits und jenseits der Nullstellen als Sekundärteil, für D" gilt das Umgekehrte.
Zuweilen lässt es die Charakteristik des Wandlers zweckmässig erscheinen oder lässt es nicht zu, den Wandler bis zum Stillstand eines oder beider Wand- lerteile auszufahren. Dann strebt der Anteil der Wand- lerleistung beiderseits des Maximums dem Wert null zu, ohne die Nullstellen zu erreichen.
Durch Wahl der Zähnezahlverhältnisse hat man es in der Hand, bei beispielsweise konstantem Gesamt- getriebeeingangsmoment den Öldruck mit steigender übersetzung steigen oder fallen zu lassen oder ihn über den ganzen Regelbereich konstant zu halten.
Verwendet man als eigentlichen Drehmoment- wandler ein Radialkolbengetriebe oder Kapselgetriebe, bei dem die Änderung der Fördermenge und damit der übersetzung durch Änderung der Exzentrizität, welche Änderung durch Parallelverschieben des Ge häuses erfolgt, bewirkt wird, gelten ähnliche über- legungen. Bei der durch die Auslegung des leistungs teilenden Umlaufgetriebes bestimmten einen Nullstelle steht der eine Getriebeteil still, während beim anderen Getriebeteil die Exzentrizität null oder nahezu null ist.
Bei der anderen Nullstelle steht dieser Getriebeteil still, während bei jenem die Exzentrizität null ist. Auch bei mechanischen Getrieben mit verstellbaren Exzentrizitäten der Primär- und Sekundärseite gilt das gleiche. Auch in diesem Fall soll für die beiden Getriebeteile ein gemeinsames Gehäuse vorgesehen sein und durch Verschieben oder Schwenken dieses <B>-</B> meinsainen Gehäuses die übersetzung eingestellt ge werden. Die obigen Darlegungen sind unabhängig davon, wie gross jeweils die Gesamtgetriebeleistung in irgend einem Punkt des Regelbereiches ist.
Sie gelten also in gleicher Weise für konstante Leistung wie für kon stantes Abtriebsmoment, demnach auch für die Kom bination, das Fahrzeuggetriebe.
Transmission with power-sharing epicyclic gears In the older type of axial piston transmission, the pistons are supported against a drive ring or a swash plate, the inclination of which against the drive axis determines the transmission ratio. The transfer of the motive fluid from the primary part (oil pump) to the secondary part (oil motor) is usually carried out via a common control plate, so that short and low-loss suction and pressure lines are created.
However, this type of construction does not allow high operating pressures and therefore no small dimensions, such as those required for a motor vehicle transmission, for example. It has been proposed to compensate for this disadvantage by connecting the axial piston transmission to a power-sharing transmission, so that only part of the total transmission output goes through the axial piston transmission. However, this measure only leads to success in the case of small control ranges which are not sufficient for the motor vehicle.
In the newer design, a drive flange rigidly arranged perpendicular to the drive axis is used. The delivery rate of the oil pump or the intake rate of the oil motor and thus the transmission ratio of the transmission are regulated by tilting (pivoting) the cylinder axis against the associated drive axis. Therefore, the singing and pressure lines must be led back from the control plate to the pivot axis, with multiple sharp deflections of the liquid flow. On the pressure side, it is necessary to supply or discharge via tubes that can be rotated one inside the other.
Since the suction side has to be under overpressure in many gearboxes, the same applies to the suction side for the gearboxes.
In order to achieve the simple line routing of the older type of construction for the newer, one has to work th with these primary and secondary parts in a common housing on a common control plate. Then at least two cardan joints and an extendable shaft are required on the drive or output side. If you want to change the gear ratio only by pivoting the common housing, you have to accept a hydraulically undesirable geometric relationship between the two pivot angles. In the case of vehicle transmissions, it is expedient to first pivot only the primary side, then only the secondary side.
This can be achieved with this arrangement with the primary and secondary parts lying one behind the other with a fixed common housing. But then you need four Kurdish joints and two extendable shafts.
Another arrangement puts the primary and secondary side next to each other in a common housing with diagonally opposite control mirrors. This makes the design short and compact. The suction and pressure lines must, however, be laid diagonally around the rotating parts On one side of the transmission, two cardan joints and an extendable shaft must be provided.
Next, the assembly of the primary and secondary parts in a housing with intersecting axes of the driving and driven shaft is proposed. If you put a swivel axis together with the axis of one of the shafts, you can only change the gear ratio by swiveling the common housing around this axis, without using universal joints and extendable shafts. A simple and low-loss line routing is then not possible, nor is a simple space-saving housing. The regulation required for vehicle transmissions must be dispensed with.
The invention now enables primary and secondary parts of an axial piston transmission of a newer design with fixed drive flanges in a short, compact, common housing with side-by-side control plates and short solid fluid lines to be installed in such a way that the ratio control is only achieved by pivoting the (Y common housing around an axis without the need for cardan joints, extenders or shaft crossing.
This is achieved by connecting this gear to a power-dividing planetary gear, for example with two zeros for the converter power.
An example is shown in FIGS. <B> 1 </B> to <B> 3. </B> The transmission power introduced at <B> A </B> goes for the most part directly via the planetary gears 12 when the position is appropriate , of which only one is drawn, and the sun gear 2 to the output B. A smaller part becomes from the gears <B> C </ B with the appropriate setting via the planet <B> 11 </B> and the ring gear 21 > and <B> Cl </B> formed intermediate translation and drives the primary part C '. In FIG. 1, this is located behind the secondary part D ″ drawn in section with this in a common housing, as FIG. 2 shows in plan view.
The converter power component flows from the secondary part Y 'via the intermediate transmission <B> <I> D', D, </I> </B> Sun <B> 1 </B> back to <B> 11 </B> and via 12 and 2 to B. The engagement of the intermediate transmission gears <B><I>C, </I> </B> CI and <B> D, </B> D 'is shown in Fig. 3. < / B>
The position shown in FIG. 1 may correspond, for example, to an overall gear ratio <I> i </I> = n.11nB = 2. When the secondary part D ″ is fully swiveled out and at a standstill, the oil pump C 'does not convey any <B> oil </B> or only as much <B> oil </B> as is necessary to cover the leeward oil losses and to generate the required oil pressure .
The power delivered by D "is zero, however large the power introduced at <B> A </B> and delivered at B. The second zero position of the converter power is reached when the housing is around the axis EE by the angle <B> y </B> is pivoted in the direction of the arrow. Then <B> '</B> the same applies as for the first zero with the difference that the roles of C' and D "are reversed.
For example, if the second zero is at i <B> <I> = </I> </B> 1. #, at i <B> <I> = </I> 1 </B> there is a maximum of the converter power where the converter output is <B> 1/3 </B> of the total transmission output.
If the construction allows a swivel angle of the converter parts of more than <B> y </B>, the power-sharing. Epicyclic gearbox achieve a ratio i <B> <</B> 1/2 and <B>> </B> 2. The transducer part C ', which operates as a primary part between the zeros, acts as a secondary part on both sides of the zeros, and the reverse applies to D ".
Sometimes the characteristics of the converter make it appear expedient or do not allow the converter to be extended to a standstill of one or both converter parts. Then the proportion of the converter power tends to zero on both sides of the maximum without reaching the zeros.
By choosing the ratio of the number of teeth, for example, with a constant total transmission input torque, the oil pressure can increase or decrease with increasing gear ratio, or to keep it constant over the entire control range.
If a radial piston gear or capsule gear is used as the actual torque converter, in which the change in the delivery rate and thus the gear ratio is brought about by changing the eccentricity, which change is made by moving the housing in parallel, then similar considerations apply. In the case of the one zero point determined by the design of the power-sharing epicyclic transmission, one part of the transmission is at a standstill, while the eccentricity of the other part of the transmission is zero or almost zero.
At the other zero point, this gear part stands still, while at that point the eccentricity is zero. The same applies to mechanical gears with adjustable eccentricities on the primary and secondary sides. In this case, too, a common housing should be provided for the two transmission parts and the translation should be set by moving or pivoting this common housing. The above explanations are independent of how large the total transmission power is in any point of the control range.
So they apply in the same way for constant power as for constant output torque, therefore also for the combination, the vehicle transmission.