Getriebeaggregat an Fahrzeugen, insbesondere für die Landwirtschaft Die Erfindung erstreckt sich auf ein Getriebe aggregat an Fahrzeugen, insbesondere für die Land wirtschaft, das mit einem durch die Motorwelle an- treibbaren Drehmomentenwandler für den Radachs antrieb und mit einer Zapfwelle versehen ist,
die wahlweise vom Drehmomentenwandler oder unter Umgehung des Drehmomentenwandlers über eine Kupplung und ein Vorgelege von der Motorwelle aus antreibbar ist.
Aufgabe der Erfindung ist es, ein Getriebeaggre- gat zu schaffen, das eine besonders günstige Aus- nützung der verfügbaren Leistung des Antriebs motors für den Achsantrieb bei jeder beliebigen Fahrgeschwindigkeit und ein besonders einfaches und leicht bedienbares Getriebe für den Antrieb der Zapfwelle ergibt,
wobei letztere wahlweise proportio nal zur Motordrehzahl mit Normdrehzahl oder pro portional zur jeweiligen Fahrgeschwindigkeit betrie ben und ausserdem während der Benutzung mit Normdrehzahl bei laufendem Antriebsmotor unter Last willkürlich in und ausser Betrieb gesetzt werden kann.
Die Erfindung besteht darin, dass der Drehrno- mentenwandler als hydrostatisches Getriebe ausge bildet ist. Durch die Verwendung eines hydrostati schen Drehmomentenwandlers für die Übertragung der Motorleistung auf die Radachse soll neben der äusserst vorteilhaften Möglichkeit zum Fahren mit jeder beliebigen Fahrgeschwindigkeit zwischen einem kaum wahrnehmbaren Kriechtempo und der für das jeweilige Fahrzeug zulässigen Höchstgeschwin digkeit gleichzeitig auch eine besondere Kupplung
für den Fahrbetrieb eingespart werden. Diese soll näm lich durch die Nulleinstellung des Drehmomenten- wandlers zwischen Vorwärts- und Rückwärtsfahrt ersetzt sein und kann gegebenenfalls noch durch ein einfaches Steuerglied zum willkürlichen Unterbre chen des Kraftflusses innerhalb des Wandlers durch Abbau des Flüssigkeitsdruckes ergänzt werden.
Da hierfür die mechanische Verbindung zwischen dem Motor und dem hydrostatischen Drehmomenten- wandler nicht getrennt zu werden braucht, kann das Getriebe für den Antrieb einer zum Betreiben der Zapfwelle mit einer zur Motordrehzahl proportio nalen Normdrehzahl vorhandenen Nebenwelle an je der beliebigen Stelle in der ständig mit Motordreh zahl umlaufenden Verbindung zwischen der Kurbel welle des Motors und der Eingangsseite des hydro statischen Drehmomentenwandlers angeordnet wer den, was zu einer erheblichen Vereinfachung der Ge samtkonstruktion führt.
Im folgenden werden einige Ausführungsbeispiele der Erfindung an Hand der Zeichnung erläutert. Von diesen zeigen im einzelnen Fig. 1 ein mit einem stufenlos regelbaren hydro statischen Drehmomentenwandler und einer Zapf welle ausgerüstetes Schlepper-Getriebeaggregat, bei dem der Drehmomentenwandler gleichachsig mit der Kurbelwelle des Antriebsmotors und mit der Antrieb welle eines an den Drehmomentenwandler ange schlossenen Stirnrad-Untersetzungsgetriebe verläuft, im Längsschnitt<B>;
</B> Fig. 2 einen Querschnitt nach der Linie II-II in Fig. 1 durch die Zahnradübertragung für den Neben wellenantrieb mit zwei an dieser angreifenden wei teren Nebengetrieben ;
Fig. 3 den Abtriebsteil eines abgewandelten Schleppergetriebeaggregates ähnlich dem in Fig. 1 dargestellten, jedoch mit einer verlängerten Zwi- schen-Hohlwelle des zweistufigen Stirnrad-Unter- setzungsgetriebes für das hinter das Differential ver legte Kegelrad-Achsgetriebe wiederum im Längs schnitt ;
Fig. 4 den Abtriebsteil eines nochmals abgewan delten Schleppergetriebeaggregates ähnlich dem in Fig. 3 dargestellten, jedoch mit nach unten ge schwenkter zweiter Stufe des Stirnrad-Untersetzungs- getriebes und Kegelrad-Achsgetriebe für das unter halb der Zwischenwelle angeordnete Differential ebenfalls im Längsschnitt ;
Fig. 5 den Abtriebsteil eines abermals abgewan delten Schleppergetriebeaggregates ähnlich dem in Fig. 4 dargestellten, bei dem der stufenlos regelbare hydrostatische Drehmomentenwandler und das Achs differential senkrecht übereinander oberhalb bzw.
unterhalb des Neben- und Zwischenwellenzuges an geordnet sind, während das an den Drehmomenten- wandler angeschlossene zweistufige Stirnrad-Unter- setzungsgetriebe und das Kegelrad-Achsgetriebe hin ter dem Achsdifferential liegen, wiederum im Längs schnitt ; Fig. 6 ein erneut abgewandeltes Schlepper getriebeaggregat mit einer Umschaltkupplung für den Zapfwellenantrieb, die eine Verbindung auch zwi schen der proportional zur Motordrehzahl angetrie benen Nebenwelle und dem Achsgetriebe herzustel len gestattet, wiederum in Mittellängsschnitt ;
Fig. 7 einen Ausschnitt A der Fig. 6 mit der Umschaltkupplung in grösserem Masstab in der Stellung für den Betrieb der Zapfwelle mit einer der Motordrehzahl proportionalen Normdrehzahl ; Fig. 8 die gleiche Umschaltkupplung, jedoch in der Stellung für einen fahrabhängigen Betrieb der Zapfwelle ; Fig. 9 einen Teil-Querschnitt durch die Umschalt kupplung entsprechend der Linie IX-IX in Fig. 8 ;
Fig. 10 die Umschaltkupplung in ihrer dritten Notfahr- bzw. Anschleppstellung, und Fig. 11 die Umschaltkupplung in gleicher Stel lung wie Fig. 10 in Verbindung mit einem Steuer glied zum selbsttätigen Unterbrechen der Kraftüber tragung durch den hydrostatischen Drehmomenten- wandler beim Herstellen der den Wandler umgehen den direkten mechanischen Verbindung zwischen dem Motor und dem Achsgetriebe über die Neben welle.
Das in Fig. 1 der Zeichnung veranschaulichte Schleppergetriebeaggregat dient einmal dazu, die von der Kurbelwellenverlängerung 1 eines nur durch ein Schwungrad 2 am Kurbelwellenende angedeuteten Antriebsmotors zugeführte Leistung über einen stu fenlos regelbaren hydrostatischen Drehmomenten- wandler 5 mit übersetzungswählhebel 6 und ein mehrstufiges Übersetzungsgetriebe 7, 7', 8', 8 auf ein Achsgetriebe 9,
10 und ein Achsdifferential 10' für den Radantrieb mit jeder beliebigen zwischen 0 und einer der erzielbaren Höchstgeschwindigkeit ent sprechenden stufenlos veränderbaren Raddrehzahl zu übertragen. Als hydrostatische Drehmomenten- wandler können für den Wandler vorzugsweise Ge- triebe mit mechanischer Kupplung des Primär- und Sekundärteiles verwendet werden, wie sie beispiels weise im deutschen Patent Nr. 862538 beschrieben sind und sich durch einen besonders günstigen Wir kungsgrad über einen weiten Übersetzungsbereich sowie durch geringen Raumbedarf auszeichnen.
Die aus dem Getriebegehäuse 11 herausgeführt. Zapfwelle 12 kann durch eine Schaltkupplung 13 wahlweise mit einer zur Zapfwelle gleichachsig an geordneten Nebenwelle 19 oder mit der als Hohl welle ausgebildeten Zwischenwelle 31 des Stirnrad- Untersetzungsgetriebes 7, 7', 8', 8 für den Achsan- trieb in Verbindung gebracht werden.
Bei der eingezeichneten Stellung der Schaltkupp lung 13 und der Schaltgabel 17 ist die Zapfwelle 12 mit der Nebenwelle 19 drehfest gekuppelt, die ihrzr- seits vom Antriebsmotor über eine unter Last betä- tigbare Reibungskupplung 22, 23 mit Ausrückhebel 24, eine Hohlwelle 1' und eine Zahnradübersetzung 20, 21 mit einer der Motordrehzahl proportionalen Normdrehzahl angetrieben wird.
Durch Um legung der Schaltgabel 17 in die gestrichelt angedeu tete Stellung 17' wird die Zapfwelle 12 von der Nebenwelle 19 getrennt und mit der proportional zur Radantriebsdrehzahl und damit zur Fahrge schwindigkeit umlaufenden hohlen Zwischenwelle 31 verbunden, so dass die Zapfwelle in dieser Schalt stellung der Kupplung 13 fahrabhängig läuft, was besonders für die Leistungsübertragung auf die Rä der einesTriebachsanhängerfahrzeuges vorteilhaft ist.
Die Verwendung eines zweistufigen Stirnrad Untersetzungsgetriebes 7, 7', 8', 8 mit Zwischen welle 31 als Vorgelege vor dem Kegelrad-Achsge- triebe 9, 10 ergibt die Möglichkeit, die für einen Ackerschlepper erforderliche gesamte Untersetzung von Kurbelwelle zur Raddrehzahl von ca. 1 : 25 bei geringstem Platzbedarf innerhalb des Getriebegehäu ses 11 unterzubringen, so dass jede weitere Unterset zung in Form von Portalachsgetrieben oder derglei chen für die Antriebsräder entbehrlich wird.
Die Ausbildung der Zwischenwelle 31 des zwei stufigen Stirnrad-Untersetzungsgetriebes als eine den aus Nebenwelle 19 und Zapfwelle 12 bestehenden Wellenzug umschliessende Hohlwelle gestattet die doppelte Ausnutzung der Zahnräder 7, 7' der ersten Zahnrad-Untersetzungsstufe sowohl für den Achs antrieb als auch für den fahrabhängigen Antrieb der Zapfwelle 12.
Die Unterteilung des Wellenzuges für den Achs antrieb zwischen dem Stirnrad 7 am Ausgang des hydrostatischen Drehmomentenwandlers 5 und der gleichachsig mit diesem verlaufenden Welle 9' des Ritzels 9 ermöglicht die Anbringung eines im Ge häuse 11 stillstehenden Zwischenstückes 32, das mit mehreren radialen Bohrungen 33 und einer Mittel bohrung 34 versehen ist und zum Einleiten des wäh rend des Betriebes zum Ausgleich von Verlustmen gen in den Drehmomentenwandler 5 durch eine Lei tung 35 von einer Pumpe 40 nachzufördernden Druckmittels dient.
Die Druckpumpe 40, die bei- spielsweise vom Drehkolben- oder Zahnradtyp sein kann, wird bei laufendem Antriebsmotor durch ein Paar Zahnräder 50, 51 von der Kurbelwellenverlän- gerung 1 aus angetrieben und saugt das Druckmittel durch eine Saugleitung 52 und einen Filter 53 aus dem Ölsumpf 42 des Getriebeaggregates an.
Über eine Zweigleitung 35' der Druckleitung 35 ist auch der vom Wählhebel 6 über ein Gestänge 54 beweg bare Steuerschieber 55 an die Druckpumpe 40 an geschlossen, der zur hilfskraftbetätigten Verstellung der Taumelscheiben im hydrostatischen Drehmomen- tenwandler 5 für die Veränderung des übersetzungs- verhältnisses bestimmt ist.
Gemäss Fig. 2 sind zwei weitere Nebengetriebe in Form eines Riemengetriebes 36 und eines Mäh werkgetriebes 37, 37' angeschlossen. Beide Neben getriebe stehen durch Stirnräder 28 bzw. 29 mit dem Antriebsrad 21 der Nebenwelle 19 derart in Verbin dung, dass sie vom Achsgetriebe unabhängig ange trieben werden, jedoch durch Betätigen der Rei bungskupplung 22, 23 bei laufendem Motor auch unter Last nach Belieben in und ausser Betrieb ge setzt werden können.
Das in der Fig. 3 dargestellte Schleppergetriebe- aggregat unterscheidet sich von dem an Hand der Fig. 1 beschriebenen hauptsächlich dadurch, dass die zweite Stufe 8', 8 des Vorgeleges 7, 7', 8', 8 zwi schen der Abtriebsseite des Drehmomentenwandlers 5 und dem Antriebsritzel 9 des Kegelrad-Achsgetrie- bes unter entsprechender Verlängerung der Zwi schen- und Hohlwelle 31 hinter dem Achsdifferen tial 10' angeordnet ist.
Hierdurch ergibt sich ausser einer -wissen Verkürzung des Achsabstandes für den Schlepper die Möglichkeit, eine zweite, ständig fahrabhängig laufende Zapfwelle 25 mit geringstem Aufwand an dem Getriebeaggregat anzubringen. Die Zapfwelle 12 kann dabei in der gleichen an Hand der Fig. 1 beschriebenen Weise durch Betätigung der Kupplung 13 mit Hilfe der Schaltgabel 17 im einen oder anderen Sinne des Doppelpfeiles. 30 entweder über die getrennte bedienbare Reibungskupplung 22, 23 und die Nebenwelle 19 mit Normdrehzahl betrie ben oder mit der Zwischen-Hohlwelle 31 des Vor geleges zu fahrabhängigem Betrieb gekuppelt werden.
Bei den Getriebeaggregaten nach den Fig. 1 und 3 verlaufen die Abtriebswelle des Drehmomenten wandlers 5 mit dem Ritzel 7 und die Abtriebswelle 9' des Vorgeleges 7, 7', 8', 8, die das Ritzel 9 des Ke- gelrad-Achsgetriebes trägt, miteinander gleichachsig,
so dass das Gehäuse 11 nur mit zwei parallelen Haupt-Längsbohrungen - in der Wandler- und in der Nebenwellenachse - und einer Haupt-Quer- bohrung für den Achsantrieb versehen zu werden braucht.
Durch den Übergang auf drei Haupt-Längs- bohrungen im Getriebegehäuse 11 ergeben sich noch eine Reihe weiterer Abwandlungsmöglichkeiten für das Getriebeaggregat. So besitzt das in Fig. 4 dar gestellte Ausführungsbeispiel mit nach unten verleg ter Abtriebswelle 9' für den Achsantrieb eine beson ders grosse Bodenfreiheit für den Hauptteil des Schleppers,
da das Getriebegehäuse 11 mit seiner tiefsten Stelle nur örtlich das Tellerrad 10 um- schliesst. Gleichzeitig wird über dem Achsdifferen tial 10' ein freier Einbauraum 56 für einen hydrau lischen Kraftheber gewonnen.
Eine besonders geringe Baulänge des ganzen Ge triebeaggregates bei gleichzeitig grosser Bodenfrei heit lässt sich schliesslich durch eine Anordnung ge- mäss Fig. 5 erzielen, die sich von dem Ausführungs beispiel der Fig. 4 nur durch die Verlegung des stu fenlos regelbaren Drehmomentenwandlers 5 über und des gesamten zweistufigen Stirnrad-Unterset- zungsgetriebes 7, 7', 8', 8 hinter das Kegelrad-Achs- getriebe 9, 10 unterscheidet.
Das hinsichtlich seiner unverändert gebliebenen Hauptbestandteile nur schematisch wiedergegebene Schlepper-Getriebeaggregat nach Fig. 6 unterschei det sich ausser durch das hier als weniger wichtig vereinfacht dargestellte Achsgetriebe in erster Linie durch eine besondere Ausbildung der Umschaltkupp lung 13' in dem aus Nebenwelle 19 und Zapfwelle 12 bestehenden Wellenzug von den vorstehend beschrie benen Ausführungsbeispielen.
In den Fig. 7 bis 10 ist deshalb die in Fig. 6 im Kreis A gezeichnete Umschaltkupplung in ihrer den verschiedenen An triebsmöglichkeiten entsprechenden Stellungen ver- grössert wiedergegeben. Von diesen zeigt Fig. 7 die Kupplung 13' und die Schaltgabel 17 in der Schalt stellung I für den Betrieb der Zapfwelle 12 mit Normdrehzahl.
In dieser ganz nach links verscho benen Lage der Kupplung 13' sind die aussen mit einer Keilverzahnung versehenen Enden 61 und 62 der Zapfwelle 12 und der Nebenwelle 19 durch den rechten längeren Teil 63 der Innennutung der Kupp lung 13' drehfest miteinander verbunden, während die Aussenverzahnung 65 der Kupplung 13' von dem innengenuteten Bund 66 des ständig proportional mit dem Achsgetriebe drehenden Zahnrades 16 ge trennt ist.
Beim Verschieben der Kupplung 13' in die Mittelstellung 11 mit senkrechter Lage der Schalt gabel 17, entsprechend Fig. 8, wird die Verbindung mit der Nebenwelle 19 gelöst, deren keilverzahntes Ende 62 in den von Innennuten freien Bereich 67 der Kupplung 13' gelangt, während deren Aussen verzahnung 65 am rechten Ende jetzt in den innen genuteten Bund 66 des Zahnrades 16 eingreift, wie besonders deutlich aus Fig. 9 hervorgeht.
Da das aussen keilverzahnte Ende 61 der Zapfwelle 12 mit dem Innennutungsteil 63 der Kupplung 13' dabei gleichzeitig in Einriff bleibt, wird die Zapfwelle 12 in dieser Schattstellung der Kupplung 13' von dem Stirnrad 16 aus fahrabhängig angetrieben.
Die Fig. 10 zeigt schliesslich die Kupplung 13' in ihrer zusätzlichen dritten Schaltstellung III mit ganz nach rechts geschwenkter Schaltgabel 17. In dieser Stellung steht die Kupplung 13' einerseits durch den linken Teil 64 ihrer Innennutung mit der Aussenverzahnung 63 der Nebenwelle 19 und an dererseits durch die Aussenverzahnung 65 mit dem Bund 66 des Zahnrades 16 im Eingriff und stellt so eine den Drehmomentenwandler 5 umgehende Verbindung zwischen der Nebenwelle 19 und dem Achsgetriebe 9, 10 her.
Diese mit einem denkbar geringen zusätzlichen Aufwand geschaffenen Mög lichkeit einer direkten mechanischen Drehmomenten übertragung zwischen Antriebsmotor und Achs getriebe über die vorhandene Nebenwelle 19 gestat tet einmal das Inbetriebsetzen des Motors durch Anschleppen und lässt ausserdem auch einen Not- Fahrbetrieb bei einem Ausfall des hydrostatischen Drehmomentenwandlers zu.
In der Fig. 11 ist schliesslich ein Aggregat mit Vorrichtung zum selbsttätigen Unterbrechen der Kraftübertragung durch den hydrostatischen Dreh- momentenwandler 5 beim Einschalten der Kupplung 13' in die zuletzt beschriebene Notaufstellung veranschaulicht.
Diese besteht im wesentlichen aus einem mit der Schaltgabel 17 durch Gestänge 38 ver bundene Steuerschieber 39, der in seiner dargestellten geöffneten Lage einen Auslauf für das von der mo torgetriebenen Pumpe 40 geförderte Druckmittel durch die Leitung 41 in den Ölsumpf 42 freigibt, während das Druckmittel normalerweise durch die Leitung 35 dem Innenraum des Drehmomenten- wandlers 5 zugeführt wird.
Durch die Freigabe einer solchen Verbindung zwischen dem Druckraum im Drehmomentenwandler und dem Ölsumpf wird jede Drehmomentenübertragung durch den Wandler un möglich gemacht und auf diese Weise mit Sicherheit verhindert, dass durch unkontrollierbare innere Kräfte infolge fehlerhafter Bedienung des Getriebes Beschädigungen hervorgerufen werden.
Ein mit einem Bolzen 44 an der Schaltgabel 17 zusammenwirkender Längsschlitz 45 im Gestänge 38 .erlaubt es dabei, in den beiden anderen Stellungen der Schaltkupplung 13' den Steuerschieber 39 auch unabhängi- von der Kupplung 13' beispielsweise durch ein besonderes Handbedienungsgestänge 46, 47 oder durch den in Neutralstellung gebrachten Wählhebel 6 für das Übersetzungsverhältnis des Drehmomentenwandlers zu öffnen, um die Dreh momentenübertragung durch den hydrostatischen Drehmomentenwandler jederzeit nach Belieben un terbrechen zu können.
Transmission unit on vehicles, in particular for agriculture The invention extends to a transmission unit on vehicles, in particular for agriculture, which is provided with a torque converter for the wheel axle that can be driven by the motor shaft and is provided with a power take-off shaft,
which can be driven either by the torque converter or by bypassing the torque converter via a clutch and an intermediate gear from the motor shaft.
The object of the invention is to create a gear unit which results in a particularly favorable utilization of the available power of the drive motor for the axle drive at any desired driving speed and a particularly simple and easy-to-use gear for driving the power take-off shaft,
the latter being operated either proportionally to the engine speed at standard speed or proportionally to the respective driving speed and can also be set arbitrarily in and out of operation during use at standard speed with the drive engine running under load.
The invention consists in that the rotary torque converter is designed as a hydrostatic transmission. By using a hydrostatic torque converter for the transmission of the engine power to the wheel axle, in addition to the extremely advantageous possibility of driving at any driving speed between a barely perceptible crawling speed and the maximum speed permitted for the respective vehicle, a special clutch is also intended
can be saved for driving. This should namely be replaced by the zero setting of the torque converter between forward and reverse travel and can optionally be supplemented by a simple control element to arbitrarily interrupt the flow of force within the converter by reducing the fluid pressure.
Since the mechanical connection between the engine and the hydrostatic torque converter does not need to be separated for this, the gearbox can be used to drive a secondary shaft for operating the power take-off shaft with a standard speed proportional to the engine speed at any point in the continuously running engine speed number circumferential connection between the crankshaft of the engine and the input side of the hydrostatic torque converter arranged who the, which leads to a considerable simplification of the overall design Ge.
Some exemplary embodiments of the invention are explained below with reference to the drawing. Of these show in detail Fig. 1 with a continuously variable hydrostatic torque converter and a PTO equipped tractor transmission unit, in which the torque converter is coaxial with the crankshaft of the drive motor and with the drive shaft of a spur gear reduction gear connected to the torque converter , in longitudinal section <B>;
</B> Fig. 2 shows a cross section along the line II-II in Fig. 1 through the gear transmission for the secondary shaft drive with two attacking white direct secondary gears;
3 shows the output part of a modified tractor gear unit similar to that shown in FIG. 1, but with an elongated intermediate hollow shaft of the two-stage spur gear reduction gear for the bevel gear axle gear placed behind the differential, again in longitudinal section;
4 shows the output part of a tractor gear unit similar to that shown in FIG. 3, but with a downwardly pivoted second stage of the spur gear reduction gear and bevel gear axle gear for the differential arranged below the intermediate shaft, also in longitudinal section;
Fig. 5 shows the output part of a renewed modified tractor transmission unit similar to that shown in Fig. 4, in which the continuously variable hydrostatic torque converter and the axle differentially vertically above or below each other.
are arranged below the auxiliary and intermediate shaft trains, while the two-stage spur gear reduction gear connected to the torque converter and the bevel gear axle gear are located behind the axle differential, again in longitudinal section; Fig. 6 shows a again modified tractor transmission unit with a switching clutch for the PTO shaft drive, which allows a connection between tween the auxiliary shaft driven proportionally to the engine speed and the axle drive, again in central longitudinal section;
FIG. 7 shows a detail A from FIG. 6 with the changeover clutch on a larger scale in the position for operating the power take-off shaft at a standard speed proportional to the engine speed; FIG. 8 shows the same change-over clutch, but in the position for driving-dependent operation of the power take-off shaft; Fig. 9 is a partial cross-section through the switching clutch according to the line IX-IX in Fig. 8;
FIG. 10 shows the changeover clutch in its third emergency drive or towing position, and FIG. 11 shows the changeover clutch in the same position as FIG. 10 in conjunction with a control element for automatically interrupting the power transmission through the hydrostatic torque converter when producing the Converters bypass the direct mechanical connection between the engine and the final drive via the auxiliary shaft.
The tractor gear unit illustrated in Fig. 1 of the drawing serves to convert the power supplied by the crankshaft extension 1 of a drive motor, indicated only by a flywheel 2 at the crankshaft end, via a continuously variable hydrostatic torque converter 5 with a gear ratio selector lever 6 and a multi-stage transmission 7, 7 ', 8', 8 on an axle drive 9,
10 and an axle differential 10 'for the wheel drive with any between 0 and one of the achievable maximum speed ent speaking continuously variable wheel speed. The hydrostatic torque converter can preferably be used for the converter with a mechanical clutch of the primary and secondary part, as described, for example, in German Patent No. 862538 and is characterized by a particularly favorable efficiency over a wide transmission range and through characterized by low space requirements.
Which led out of the gear housing 11. PTO shaft 12 can be connected by a clutch 13 either with a coaxially arranged auxiliary shaft 19 or with the hollow shaft intermediate shaft 31 of the spur gear reduction gear 7, 7 ', 8', 8 for the axle drive.
When the shift clutch 13 and shift fork 17 are in the position shown, the power take-off shaft 12 is non-rotatably coupled to the auxiliary shaft 19, which in turn is driven by the drive motor via a friction clutch 22, 23 with a release lever 24, a hollow shaft 1 'and a Gear ratio 20, 21 is driven with a standard speed proportional to the engine speed.
By placing the shift fork 17 in the position 17 'indicated by dashed lines, the PTO shaft 12 is separated from the auxiliary shaft 19 and connected to the hollow intermediate shaft 31, which rotates proportionally to the wheel drive speed and thus to the Fahrge speed, so that the PTO shaft is in this switching position of the clutch 13 runs depending on the drive, which is particularly advantageous for the power transmission to the wheels of a drive-axle trailer vehicle.
The use of a two-stage spur gear reduction gear 7, 7 ', 8', 8 with an intermediate shaft 31 as a countershaft in front of the bevel gear axle drive 9, 10 enables the total reduction of the crankshaft to the wheel speed of approx : 25 to be accommodated within the transmission housing 11 with the smallest space requirement, so that any further reduction in the form of portal axle drives or the like for the drive wheels is unnecessary.
The design of the intermediate shaft 31 of the two-stage spur gear reduction gear as a hollow shaft enclosing the shaft train consisting of the auxiliary shaft 19 and PTO shaft 12 allows the gears 7, 7 'of the first gear reduction stage to be used twice for the axle drive as well as for the drive-dependent drive the PTO shaft 12.
The subdivision of the shaft train for the axle drive between the spur gear 7 at the output of the hydrostatic torque converter 5 and the coaxially extending shaft 9 'of the pinion 9 enables the attachment of a stationary in the Ge housing 11 intermediate piece 32, which has several radial bores 33 and one Means bore 34 is provided and to initiate the currency rend of operation to compensate for losses in the torque converter 5 through a device 35 from a pump 40 pressure medium is used.
The pressure pump 40, which can for example be of the rotary piston or gear type, is driven by a pair of gear wheels 50, 51 from the crankshaft extension 1 when the drive motor is running and sucks the pressure medium through a suction line 52 and a filter 53 from the oil sump 42 of the gear unit.
Via a branch line 35 'of the pressure line 35, the control slide 55, which can be moved by the selector lever 6 via a linkage 54, is connected to the pressure pump 40, which is intended for the auxiliary power-operated adjustment of the swash plates in the hydrostatic torque converter 5 for changing the transmission ratio .
According to FIG. 2, two further secondary transmissions in the form of a belt transmission 36 and a mower gear transmission 37, 37 'are connected. Both auxiliary gears are connected by spur gears 28 and 29 with the drive wheel 21 of the auxiliary shaft 19 in such a way that they are independently driven by the axle drive, but by operating the friction clutch 22, 23 with the engine running, even under load at will in and can be decommissioned.
The tractor transmission unit shown in FIG. 3 differs from that described with reference to FIG. 1 mainly in that the second stage 8 ', 8 of the countershaft 7, 7', 8 ', 8 between the output side of the torque converter 5 and the drive pinion 9 of the bevel gear axle drive is arranged behind the axle differential 10 'with a corresponding extension of the intermediate and hollow shaft 31.
As a result, in addition to shortening the center distance for the tractor, there is the possibility of attaching a second power take-off shaft 25, which runs continuously as a function of the drive, to the gear unit with very little effort. The power take-off shaft 12 can in the same way as described with reference to FIG. 1 by actuating the clutch 13 with the aid of the shift fork 17 in one sense or the other of the double arrow. 30 either via the separate operable friction clutch 22, 23 and the auxiliary shaft 19 operated at standard speed ben or coupled to the intermediate hollow shaft 31 of the before lying to drive-dependent operation.
In the gear units according to FIGS. 1 and 3, the output shaft of the torque converter 5 with the pinion 7 and the output shaft 9 'of the countershaft 7, 7', 8 ', 8, which carries the pinion 9 of the bevel gear axle drive, coaxial with each other,
so that the housing 11 only needs to be provided with two parallel main longitudinal bores - in the converter and in the auxiliary shaft axis - and one main transverse bore for the axle drive.
The transition to three main longitudinal bores in the transmission housing 11 results in a number of further modification options for the transmission unit. Thus, the embodiment shown in Fig. 4 represents with downwardly laid output shaft 9 'for the axle drive a particularly large ground clearance for the main part of the tractor,
since the lowest point of the gear housing 11 only locally surrounds the ring gear 10. At the same time, a free installation space 56 for a hydraulic power lift is obtained over the axle differential 10 '.
A particularly short overall length of the entire transmission unit with at the same time greater clearance from the ground can finally be achieved by an arrangement according to FIG. 5, which differs from the embodiment in FIG. 4 only by relocating the continuously variable torque converter 5 over and over entire two-stage spur gear reduction gear 7, 7 ', 8', 8 behind the bevel gear axle gear 9, 10 differs.
The tractor gear unit according to Fig. 6, which has remained unchanged in terms of its main components, which has remained unchanged, differs except for the axle drive shown here as simplified as less important, primarily due to a special design of the Umschaltkupp ment 13 'in the auxiliary shaft 19 and PTO 12 existing Wave train from the above-described enclosed embodiments.
In FIGS. 7 to 10, therefore, the changeover clutch shown in circle A in FIG. 6 is shown enlarged in its positions corresponding to the various drive options. Of these, Fig. 7 shows the clutch 13 'and the shift fork 17 in the switching position I for the operation of the PTO shaft 12 with standard speed.
In this position of the clutch 13 ', which is completely shifted to the left, the splined ends 61 and 62 of the PTO shaft 12 and the auxiliary shaft 19 are rotatably connected to one another by the right longer part 63 of the inner groove of the clutch 13', while the external teeth 65 of the clutch 13 'of the internally grooved collar 66 of the gear 16 rotating proportionally with the axle drive is separated.
When moving the clutch 13 'in the middle position 11 with the vertical position of the shift fork 17, as shown in FIG. 8, the connection with the auxiliary shaft 19 is released, the splined end 62 in the groove-free area 67 of the clutch 13', while whose external toothing 65 at the right end now engages in the internally grooved collar 66 of the gear 16, as can be seen particularly clearly from FIG.
Since the outer splined end 61 of the power take-off shaft 12 remains in engagement with the inner groove part 63 of the coupling 13 'at the same time, the power take-off shaft 12 is driven by the spur gear 16 in this shaded position of the coupling 13'.
10 finally shows the clutch 13 'in its additional third shift position III with the shift fork 17 pivoted all the way to the right. In this position, the clutch 13' is on the one hand through the left part 64 of its internal groove with the external toothing 63 of the auxiliary shaft 19 and on the other through the external toothing 65 with the collar 66 of the gear 16 in engagement and thus establishes a connection between the auxiliary shaft 19 and the axle drive 9, 10 bypassing the torque converter 5.
This possibility of direct mechanical torque transmission between the drive motor and axle drive via the existing auxiliary shaft 19, which is created with very little additional effort, allows the motor to be started up by towing it and also allows emergency driving if the hydrostatic torque converter fails.
Finally, FIG. 11 shows a unit with a device for automatically interrupting the power transmission through the hydrostatic torque converter 5 when the clutch 13 'is switched on in the emergency setup described last.
This consists essentially of a ver with the shift fork 17 by linkage 38 related spool 39, which in its illustrated open position an outlet for the pressure medium promoted by the motor-driven pump 40 through line 41 in the oil sump 42, while the pressure medium normally releases is fed through the line 35 to the interior of the torque converter 5.
By releasing such a connection between the pressure chamber in the torque converter and the oil sump, any torque transmission through the converter is made impossible and in this way reliably prevents damage being caused by uncontrollable internal forces as a result of incorrect operation of the transmission.
A longitudinal slot 45 in the linkage 38 cooperating with a bolt 44 on the shift fork 17 allows the control slide 39 to be operated independently of the clutch 13 'in the other two positions of the clutch 13', for example by means of a special manual control linkage 46, 47 or through to open the shift lever 6 brought into neutral position for the transmission ratio of the torque converter in order to be able to interrupt the torque transmission through the hydrostatic torque converter at any time at will.