Schiffsantriebsanlage mit mehreren Antriebsmaschinen Die Erfindung betrifft eine Schiffsantriebsanlage mit mehreren über ein Sammelgetriebe auf die Propeller welle arbeitenden Antriebsmaschinen, von denen wenig stens einige über ein Planetenradwechselgetriebe mit Drehzahluntersetzung mit dem Sammelgetriebe abschalt bar verbunden sind, insbesondere für die Übertragung sehr grossen Leistungen.
Es ist eine derartige Antriebsanlage bekannt, bei der das Planetenrad-Wechselgetriebe aus behreren Planeten radsätzen besteht, die verschiedene Untersetzungsverhält- nisse aufweisen und deren Planetenradträger fest mitein ander verbunden sind. Das beim Abschalten einer oder mehrerer Antriebsmaschinen erforderliche grössere Dreh zahluntersetzungsverhältnis wird bei diesem Getriebe da durch eingestellt, dass das äussere Zentralrad der jeweils gewünschten Untersetzung mit Brembacken festgebremst wird, wogegen die Aussenräder der übrigen Planetenrad sätze locker sind und frei umlaufen.
Hierbei ist also für jedes Untersetzungsverhältnis ein besonderer Planeten radsatz erforderlich, was einen erheblichen Aufwand be deutet. Ferner ist darauf hinzuweisen, dass die Verwen dung mechanischer Reibungsbremsen bei diesem Getrie be zwar eine leerlauflose Gangschaltung ermöglicht, dass jedoch die bei grossen Übertragungsleistungen auftreten den Drehmomente damit nicht mehr beherrscht werden können. Diese Leistungen können bei neueren kombi nierten Antriebsanlagen mehr als 10 000 PS pro An triebsmaschine betragen.
Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht nun darin, ein Planetenradwechselgetriebe für Mehrmotoren- Antriebsanlagen unter Verwendung formschlüssiger Schaltelemente so auszubilden, dass die derzeit grössten installierten Antriebsleistungen sicher und ohne zwischen zeitlichen Leerlauf übertragen und die einzelnen An triebsmaschinen beliebig zu- und abgeschaltet werden können.
Es ist nun zwar bei Umlaufrädergetrieben bekannt, Reibungsbremsen zur Blockierung einzelner Getriebe- glieder durch formschlüssige Kupplungen zu ersetzen. Werden diese Kupplungen als Freilaufkupplungen aus gebildet, dann erfolgt die Umschaltung ebenfalls leer lauflos und selbstätig, wenn die Antriebswelle umge steuert oder die Energiedurchgangsrichtung umgekehrt wird. Diese Möglichkeiten sind aber bei Schiffsantriebs- anlagen überhaupt nicht durchführbar.
Die Schiffsantriebsanlage gemäss vorliegender Erfin dung ist nun gekennzeichnet durch ein Planetengetriebe, bei dem eines der Zentralräder direkt, das andere über ein Vorgelege antreibbar ist und in dem bei Abschaltung mindestens einer der übrigen Antriebsmaschinen das zu sätzlich über ein Vorgelage antreibbare Zentralrad mit tels formschlüssiger Kupplung blockierbar ist, wobei für die Einschaltung des Zusatzantriebes eine weitere Kupp lung angeordnet ist.
Der Zusatzantrieb des äusseren Zentralrades über ein Vorgelege ist ebenfalls an sich bekannt für eine kon tinuierliche Veränderung des Übersetzungsverhältnisses, wobei über das Vorgelege eine hydrostatische Pumpe an getrieben wird, deren Druckmittel einem das äussere Zentralrad antreibenden Ölmotor zugeführt wird. Diese Getriebe mit hydrostatischem Zusatzantrieb sind jedoch nur für die Übertragung geringer Leistungen geeignet.
Im Folgenden werden einige Ausführungsbeispiele für Schiffsantriebsanlagen nach der Erfindung erläutert. Die zugehörigen Zeichnungen zeigen in Fig. 1 eine Gesamtanlage im Grundriss, Fig. 2 die Kraftübertragungsanlage mit einem Plane tenradwechselgetriebe, bei dem das äussere Zentralrad zusätzlich antriebbar ist, Fig. 3 ein Planetenrad-Wechselgetriebe,
bei dem das innere Zentralrad zusätzlich antriebbar ist und Fig. 4 eine Variante zur Ausführung nach Fig. 3, bei der die beiden Zentralräder miteinander verblockt wer den können.
In der Antriebsanlage nach Fig. 1 sind die Diesel motoren 1 durch die Wellen 2 mit den Wechselgetrieben 3 und die Gasturbinen 4 über die Wellen 5 mit den Wechselgetrieben 6 gekuppelt. Die Wechselgetriebe 3, 6 sind an das als Parallelgetriebe ausgebildete Sammelge- triebe 7 angeblockt, an dessen Abtriebswelle die Propel lerwelle 8 angekuppelt ist.
Die verschiedenen Anlagen- aggregate (Dieselmotoren, Gasturbinen, Getriebe) sind dabei in verschiedenen hermetisch voneinander abge schlossenen Räumen untergebracht, was durch die Trenn wände 9, 10, 11, 12 angedeutet ist. Bei der gezeigten Antriebsanlage arbeiten also alle Antriebsmaschinen über ein Wechselgetriebe auf das Sammelgetriebe bzw. auf die Propellerwelle. Es können demzufolge beliebige Ma schinen für die Marschfahrt abgeschaltet werden.
Falls z.B. ein Diesemotor von vornherein für die Marschfahrt bestimmt ist, dann könnte man bei diesem Motor auf ein zusätzliches Wechselgetriebe verzichten.
In Fig. 2 bezeichnet 13 die Eingangswelle des Wech selgetriebes, auf der das innere Zentralrad 14 und das Ritzel 15 aufgekeilt sind. Das innere Zentralrad 14 kämmt mit den Planetenrädern 16, die vom Planeten radträger 17 getragen werden und ihrerseits mit dem innenverzahnten äusseren Zentralrad 18 im Eingriff stehen. Das Ritzel 15 ist im Eingriff mit dem Vorgele- gerad 19, dessen Nabe 20 mit dem Primärteil der Strö mungskupplung verbunden ist.
Deren Senkundärteil ist auf der durch die Nabe 20 hindurchgeführten Vorgelegewelle 22 befestigt, auf der das mit dem äusseren Zahnkranz 18' des äusseren Zen tralrades 18 kämmende Ritzel 23 und am anderen Ende die eine Hälfte der formschlüssigen Freilaufkupplung 24 angebracht ist. Die andere Hälfte dieser Kupplung 24 stützt sich an der schraffiert angedeuteten Gehäusewand 25 ab.
Mit dem Planetenradträger 17 ist die Ausgangswelle 26 fest verbunden, die durch die das Ritzel 27 des Sam- melgetriebes 7 tragende Hohlwelle 28 hindurchgeführt und an derem freien Ende der Primärteil der Freilauf kupplung 29 angebracht ist. Der Sekundärteil dieser Kupplung ist an der Hohlwelle 28 befestigt. Ritzel 27 steht im Eingriff mit dem Zahnrad 30 des Sammelge- triebes, das auf der mit der Propellerwelle gekuppelten Abtriebswelle 31 aufgekeilt ist.
Zu den Freilaufkupplun- gen 24 und 29 sei noch bemerkt, dass diese lediglich schematisch als einfache Klauenzahnkupplungen darge stellt sind. Bei der praktischen Ausführung wird man freilich dafür Sorge tragen, dass nach der Entkupplung die beiden Hälften nicht mehr aufeinander gleiten.
Mit der in Fig. 2 gezeigten Getriebeanordnung, die für alle Antriebsmaschinen bis auf die Untersetzungs- verhältnisse gleich sind, lassen sich zwei Gänge ohne zwischenzeitliche Leerlaufstellung schalten. Wenn nur eine von zwei Antriebsmaschinen bzw. -maschinengrup- pen arbeitet, ist bei der im Betrieb befindlichen Ma schine bzw. Maschinengruppe die Strömungskupplung 21 entleert und somit die Freilaufkupplung 24 geschlossen.
Die in die Eingangswelle 13 eingeführte Leistung wird über das innere Zentralrad 14 und die Planetenräder 16 auf den Planetenradträger 17 und von hier über die Welle 26, Kupplung 29, Hohlwelle 28, Ritzel 27, Zahn rad 30 auf die Abtriebswelle 31 übetragen.
Vermöge der allen Antriebsmaschinen zugeordneten Freilaufkupplungen 29 ist es nun ohne weiteres möglich, die andere Maschine bzw. Maschinengruppe anzulassen. Gleichzeitig werden alle Strömungskupplungen 21 ge füllt und dadurch die Wellen 22 in Drehung versetzt. Dabei wird die Freilaufkupplung 24 selbsttätig entkup- pelt, und das Ritzel 23 treibt das äussere Zentralrad 18 an, so dass die Planetenräder 16 und damit der Planeten radträger 17 mit grösserer Drehzahl umlaufen. Diese höhere Drehzahl entspricht der zum Fahren auf der Propellerkurve erforderlichen grösseren Propellerdreh zahl bei grösserer Leistung.
Beim Abschalten einer An triebsmaschine oder -maschinengruppe spielt sich dieser Vorgang in umgekehrter Richtung ab. Beim Abstellen der Maschine kommt die ihr zugeordnete Freilaufkupp- lung 29 ausser Eingriff, während derjenige der weiter arbeitenden Maschine eingekuppelt bleibt. Gleichzeitig wird die Stömungskupplung dieser Maschine entleert. Infolge des von den Planetenrädern 16 auf das äussere Zentralrad 18 ausgeübten Rückdrehmomentes -wird die Freilaufkupplung 24 eingekuppelt, so dass das äussere Zentralrad 18 wieder zum Stillstand kommt.
Ein Vorteil dieser Anordnung besteht darin, dass die hydrodynamische Kupplung, die bekanntlich Übertra gungsverluste aufweist, nur in Betriebszeiten der Schnell fahrt arbeitet, wogegen in den weit längeren Zeiten der Marschfahrt diese Verluste nicht eintreten.
Die Fig. 3 und 4 zeigen Varianten, bei denen nicht das äussere, sondern das innere Zentralrad 14' bzw. 14" im Schnellgang zusätzlich angetrieben wird. Auf der Ein gangswelle 33 ist das mit dem Zahnkranz 18' kämmende Ritzel 34 und das mit dem Vorgelegerad 35 im Eingriff befindliche Ritzel 36 befestigt. An der verlängerten Nabe 37 des Rades 35 ist wiederum das Primärrad der Strö mungskupplung 38 angeflanscht, dessen Sekundärrad nach Fig. 3 auf der Welle 39 und nach Fig. 4 auf der Welle 40 befestigt ist.
An einem Ende der Welle 39 in Fig. 3 ist der Primär teil der Freilaufkupplung 41 angebracht, deren Sekun därteil an der durch Schraffur angedeuteten Gehäuse wand 42 befestigt ist. Am anderen Ende der durch die Nabe 37 des Rades 36 und durch die Nabe des äusseren Zentralrades 18 hindurchgeführten Welle 39 ist das in nere Zentralrad 14' aufgekeilt. Bei dieser Ausführung wird also bei Marschfahrt das innere Sonnenrad 14' über die Freilaufkupplung 41 von der Gehäusewand 42 fest gehalten.
Bei der Ausführung nach Fig. 4 hingegen ist auf der das innere Zentralrad 14" treibenden Welle 40 der Pri märteil der Freilaufkupplung 43 angebracht, deren Se kundärteil am äusseren Zentralrad 18" angeflanscht ist. Bei Marschfahrt ist die Strömungskupplung 38 wiederum entleert, so dass bei dieser Ausführung das innere und das äussere Zentralrad 14", 18" durch die Freilaufkupp- lung 43 miteinander verblockt sind.
Beim Zuschalten einer weiteren Antriebsmaschine bei Schnellfahrt wird die Strömungskupplung 38 gefüllt, und infolge der grösseren Drehzahl der Welle 40 gegenüber dem äusseren Zentral rad 18" kommen die beiden Hälften des Freilaufes 43 ausser Eingriff.
Aus vorstehenden Darlegungen dürfte ohne weiteres zu erkennen sein, dass statt eines Vorgelegeradsatzes auch deren mehrere angeordnet sein können, die in bei nor malen Wechselgetrieben üblicher Weise mit den ihnen zugeordneten Wellen wahlweise durch mechanische oder hydraulische Schaltmittel gekuppelt werden.
Ship propulsion system with several drive machines The invention relates to a ship propulsion system with several drive machines working on the propeller shaft via a gearbox, of which at least some are connected to the gearbox with a gear reduction gear, especially for the transmission of very large powers.
Such a drive system is known in which the planetary gear change gear consists of behreren planetary gear sets which have different reduction ratios and whose planetary gear carriers are firmly connected to one another. The larger speed reduction ratio required when switching off one or more prime movers is set in this transmission by the fact that the outer central gear of the respective desired reduction is braked with brake jaws, whereas the outer gears of the other planetary gear sets are loose and rotate freely.
Here, a special planetary gear set is required for each reduction ratio, which means a considerable effort. It should also be pointed out that the use of mechanical friction brakes in this transmission enables gear shifting without idling, but that the torques that occur with high transmission powers can no longer be controlled. With newer combined drive systems, these performances can amount to more than 10,000 hp per drive machine.
The object of the present invention is to design a planetary gear change gearbox for multi-motor drive systems using form-fitting switching elements so that the currently largest installed drive power can be safely transferred without idling and the individual drive machines can be switched on and off as required.
It is now known in epicyclic gears to replace friction brakes for blocking individual transmission elements with form-fitting clutches. If these clutches are formed as overrunning clutches, the switchover also takes place without running idle and automatically when the drive shaft is reversed or the direction of energy flow is reversed. However, these possibilities are not feasible at all with ship propulsion systems.
The ship propulsion system according to the present invention is now characterized by a planetary gear in which one of the central gears can be driven directly, the other via a back gear and in which, when at least one of the other drive machines is switched off, the central gear, which can also be driven via a forward position, can be blocked with a positive coupling is, with a further coupling is arranged for the activation of the auxiliary drive.
The auxiliary drive of the outer central gear via a countershaft is also known per se for a continuous change in the transmission ratio, with a hydrostatic pump being driven via the countershaft, the pressure medium of which is fed to an oil motor that drives the outer central gear. However, these transmissions with a hydrostatic auxiliary drive are only suitable for the transmission of low powers.
In the following, some exemplary embodiments for ship propulsion systems according to the invention are explained. The accompanying drawings show in Fig. 1 an overall system in plan, Fig. 2 shows the power transmission system with a planetary gear change gear, in which the outer central gear can also be driven, Fig. 3 shows a planetary gear change gear,
in which the inner central wheel can also be driven and FIG. 4 shows a variant of the embodiment according to FIG. 3, in which the two central wheels can be interlocked with one another.
In the drive system according to FIG. 1, the diesel engines 1 are coupled through the shafts 2 to the change gears 3 and the gas turbines 4 via the shafts 5 to the change gears 6. The change gears 3, 6 are locked to the collective gear 7, designed as a parallel gear, to whose output shaft the propeller shaft 8 is coupled.
The various plant units (diesel engines, gas turbines, gearboxes) are housed in different hermetically sealed spaces, which is indicated by the partition walls 9, 10, 11, 12. In the drive system shown, all drive machines work via a change gear on the gearbox or on the propeller shaft. As a result, any machine can be switched off for the cruise.
If e.g. If this engine is intended for cruising from the outset, then one could do without an additional gearbox with this engine.
In Fig. 2, 13 denotes the input shaft of the Wech selgetriebes on which the inner central gear 14 and the pinion 15 are keyed. The inner central wheel 14 meshes with the planet gears 16, which are carried by the planet wheel carrier 17 and in turn are in engagement with the internally toothed outer central wheel 18. The pinion 15 is in engagement with the counter gear 19, the hub 20 of which is connected to the primary part of the flow clutch.
Its secondary part is attached to the countershaft 22 passed through the hub 20, on which the pinion 23 meshing with the outer ring gear 18 'of the outer Zen tralrades 18 and at the other end one half of the positive overrunning clutch 24 is attached. The other half of this coupling 24 is supported on the housing wall 25 indicated by hatching.
The output shaft 26 is firmly connected to the planetary gear carrier 17 and is passed through the hollow shaft 28 carrying the pinion 27 of the gearbox 7 and the primary part of the overrunning clutch 29 is attached to its free end. The secondary part of this coupling is attached to the hollow shaft 28. The pinion 27 is in engagement with the gearwheel 30 of the collecting gear, which is keyed on the output shaft 31 coupled to the propeller shaft.
Regarding the overrunning clutches 24 and 29, it should also be noted that these are only shown schematically as simple claw-tooth clutches. In the practical implementation, care will of course be taken that the two halves no longer slide on each other after decoupling.
With the gear arrangement shown in FIG. 2, which are the same for all drive machines except for the reduction ratios, two gears can be shifted without an intermediate neutral position. If only one of two drive machines or machine groups is working, the fluid coupling 21 of the machine or machine group in operation is emptied and the overrunning clutch 24 is thus closed.
The power introduced into the input shaft 13 is transmitted via the inner central gear 14 and the planet gears 16 to the planet gear carrier 17 and from here via the shaft 26, coupling 29, hollow shaft 28, pinion 27, gear 30 to the output shaft 31.
By virtue of the overrunning clutches 29 assigned to all drive machines, it is now easily possible to start the other machine or machine group. At the same time, all flow couplings 21 are filled ge and thereby the shafts 22 are set in rotation. The overrunning clutch 24 is automatically decoupled, and the pinion 23 drives the outer central wheel 18 so that the planet wheels 16 and thus the planet wheel carrier 17 rotate at a higher speed. This higher speed corresponds to the higher propeller speed required for driving on the propeller curve with higher power.
When switching off a drive machine or group of machines, this process takes place in the opposite direction. When the machine is switched off, the freewheel clutch 29 assigned to it disengages, while that of the machine that continues to work remains engaged. At the same time the fluid coupling of this machine is emptied. As a result of the reverse torque exerted by the planetary gears 16 on the outer central gear 18, the overrunning clutch 24 is engaged so that the outer central gear 18 comes to a standstill again.
One advantage of this arrangement is that the hydrodynamic coupling, which is known to have transmission losses, only works in high-speed operating times, whereas these losses do not occur in the much longer periods of cruising.
3 and 4 show variants in which not the outer, but the inner central wheel 14 'or 14 "is additionally driven in overdrive. On the input shaft 33 is the pinion 34 that meshes with the ring gear 18' and that with the A pinion 36 in engagement is attached to the counter gear 35. The primary wheel of the fluid coupling 38 is in turn flanged to the elongated hub 37 of the wheel 35, the secondary wheel of which is attached to the shaft 39 according to FIG.
At one end of the shaft 39 in Fig. 3, the primary part of the one-way clutch 41 is attached, the secondary part of which wall 42 is attached to the housing indicated by hatching. At the other end of the shaft 39 passed through the hub 37 of the wheel 36 and through the hub of the outer central wheel 18, the central wheel 14 'is keyed on. In this embodiment, the inner sun gear 14 ′ is firmly held by the housing wall 42 via the overrunning clutch 41 when cruising.
In the embodiment according to FIG. 4, however, the primary part of the overrunning clutch 43 is attached to the inner central gear 14 "driving shaft 40, the Se kundärteil is flanged to the outer central gear 18". When cruising, the fluid coupling 38 is again emptied, so that in this embodiment the inner and outer central gears 14 ″, 18 ″ are interlocked by the overrunning clutch 43.
When switching on a further drive machine at high speed, the fluid coupling 38 is filled, and due to the greater speed of the shaft 40 compared to the outer central wheel 18 ", the two halves of the freewheel 43 disengage.
From the above explanations it should be readily apparent that instead of one counter gear set, several can be arranged, which are coupled with the shafts assigned to them, either by mechanical or hydraulic shifting means, in the usual manner in normal gearboxes.