Hydrostatisch-hydrodynamische Getriebebremse Die Erfindung betrifft eine hydrostatisch-hydrodyna- mische Getriebebremse, insbesondere für Landfahr zeuge, bestehend aus einem von der zu bremsenden Welle nach Art einer Zahnradpumpe angetriebenen, während des Bremsens in Öl laufenden Zahnradpaar und einem an die Zahnräder in dem Bereich ihrer Ver zahnungsabschnitte, in welchem die Zähne in Eingriff treten, stirn- und umfangsseitig je nach gewünschter Bremskraft mehr oder weniger dicht anstellbaren Brems schuh.
Ähnliche Bremsen hydrodynamischer Bauart sind zwar bereits bekanntgeworden; jedoch weisen die be kannten Ausführungen den Nachteil auf, dass die Lei stungsverluste wegen des ständigen Umlaufs der Zahn räder in Öl bei ungebremstem Lauf zu gross sind oder dass, wenn diese Bremsen ausreichend klein gebaut sind, um erträgliche Leerlaufverluste zu haben, auch die Bremskapazität so klein ist, dass die Bremsen für mo derne Lastkraftwagen nicht in Frage kommen.
Um die Leerlaufverluste einer nach Art einer Zahn radpumpe arbeitenden Bremse auszuschalten, ist es auch schon bekannt, zwischen der Bremse und der zu brem senden Welle eine Reibungskupplung anzuordnen, die nur zum Bremsen eingekuppelt wird. Durch die zusätz liche Kupplung und die notwendige hydraulische Aus gleichssteuerung zur Erzielung eines weichen Greifens beim Bremsen wird diese vorbekannte Konstruktion jedoch sehr kompliziert und ist deshalb nur für teure Anlagen verwendbar.
Die Erfindung bezweckt die Beseitigung dieser Män gel. Sie ist dadurch gekennzeichnet, dass die Zahnräder während des ungebremsten Fahrbetriebs bis auf eine eventuell notwendige Schmierung trocken laufen und eine Ölzufuhr zu dem Eingriffsbereich, in welchem die Zähne in Eingriff treten, erst unmittelbar bei Betätigung des Bremsschuhs erfolgt. Dadurch lassen sich die Leer laufverluste der Bremse auf weniger als 1/aoo der bekann ten Getriebebremsen reduzieren, und unnötige Aufwär mung des Öls wird ebenso vermieden wie Schäumen und Ungleichmässigkeit des Bremsverlaufs.
Erst unter Zu- hilfenahme der Erfindung lassen sich daher praktisch brauchbare Bremsen ohne Trennkupplung mit sehr klei nen Leerlaufverlusten für die notwendigen hohen Brems kapazitäten moderner, schnellaufender Last- und Per sonenkraftwagen konstruieren.
Da, wie die nachfolgend beschriebenen Ausführungs beispiele der Erfindung zeigen, die Ölzufuhr zu den Zahnrädern ebenso schnell erfolgen kann wie das An drücken des Bremsschuhs, muss der durch die Erfindung erzielte Vorteil des verlustfreien Laufs während des nor malen Fahrbetriebs nicht mit dem Nachteil einer länge ren Ansprechzeit der Bremse erkauft werden.
Die Erfindung wird nachstehend anhand von in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispielen näher er läutert. Es zeigen: Fig. 1 einen Querschnitt durch ein erstes Ausfüh rungsbeispiel einer Bremse gemäss der Erfindung.
Fig. 2 einen Schnitt nach Linie 11--I1 in Fig. 1, Fig. 3-5 Profile bevorzugter Verzahnungsformen für die Zahnräder der Bremse, Fig. 6 die Getriebebremse nach Fig. 1 und 2, wobei die Kühlanlage der Getriebebremse mit der Kühlanlage eines wassergekühlten Motors verbunden ist, Fig. 7 einen Querschnitt durch ein weiteres Aus führungsbeispiel einer erfindungsgemässen Getriebe bremse nach Linie VII-VII in Fig. 8, Fig. 8 ein hydrodynamisch-mechanisches Getriebe,
auf dessen Abtriebswelle eine Getriebebremse gemäss Fig. 7 angeordnet ist, Fig. 9 einen mittleren Längsschnitt durch den Bremsschuh der Getriebebremse nach Fig. 7 und 8, Fig. 10 eine Draufsicht auf den Bremsschuh nach Fig. 9, Fig. 11 einen Querschnitt durch den Bremsschuh nach Fig. 9 und 10 entsprechend der Schnittlinie XI-XI in Fig. 10,
Fig. 12 eine schematische Darstellung der für die Betätigung der Bremse gemäss Fig. 9 und 10 erforder lichen Ölleitungen und Steuerorgane, Fig. 13 ein Diagramm der Bremsleistung, aufgetra gen über der Drehzahl der Abtriebswelle.
Die in Fig. 1 und 2 dargestellte Getriebebremse, in ihrer Gesamtheit mit 10 bezeichnet, kann sowohl mitten in einem Antriebsstrang liegen als auch am Ende einer sich drehenden Welle angeordnet sein, wie z. B. nach Fig. 6. Die Funktionsweise ist in beiden Fällen die glei che. Auf der zu bremsenden Getriebewelle sitzt undreh- bar mit dieser verbunden ein Zahnrad 12, welches mit einem weiteren Zahnrad 14 kämmt. Das letztere läuft entweder frei drehbar auf einer zu der Getriebewelle parallelliegenden Nebenwelle 16 oder ist mit dieser zu sammen frei drehbar gelagert.
Die Umlaufrichtung der beiden Zahnräder 12 und 14 muss zum Bremsen gleich bleibend sein, und zwar derart, dass die Zähne entspre chend der Pfeilrichtung A von unten her gegeneinander laufen. Daraus folgt, dass die Getriebewelle, z. B. die Ab triebswelle eines hydrodynamisch-mechanischen Getrie bes, in konstanter Richtung drehen muss. Ein Getriebe für einen Wechsel der Drehrichtung, z. B. zum Umschal ten zwischen Vorwärts- und Rückwärtsgang, muss also z. B. bei Schienenfahrzeugen, wo das Bremsaggregat in beiden Fahrtrichtungen gebraucht wird, in Richtung des Leistungsflusses gesehen, hinter der Getriebebremse 10 angeordnet sein.
Mit den Zahnrädern 12 und 14 wirkt ein Brems schuh 18 zusammen, welcher auf einer ortsfesten Achse 20 verschwenkbar gelagert ist. Er weist zwei kreis förmige Ausfräsungen 22 auf, deren Durchmesser auf den Kopfkreisdurchmesser der Zahnräder 12 und 14 abgestimmt sind und bei einem Verschwenken des Bremsschuhs 18 um die Achse 20 im Uhrzeigersinne sich als umfangsseitige Dichtflächen an die Zahnräder anlegen. Seitenstege 24 des Bremsschuhs 18 bilden ausserdem bis über den Wälzpunkt der Zahnräder 12 und 14 hochgezogene Dichtflächen an den Stirnseiten derselben.
Wie aus der Zeichnung zu ersehen, sind die kreis bogenförmigen Dichtflächen 22 nicht mit spritzwinkli- gem, bis zum Eingriff zwischen die Zahnräder 12 und 14 reichendem Übergang ausgeführt, sondern dieser Übergang wird durch eine zurückgesetzte Fläche 26 ge bildet. Selbst wenn also der Bremsschuh 18 in Richtung gegen die Zahnräder 12 und 14 gedrückt wird, bleibt zwischen der zurückgesetzten Fläche 26 und den bei den Zahnrädern ein freier Raum 28 bestehen.
Im Beispielsfall nach Fig. 1 und 2 besitzt die Ge triebebremse ein für sich abgeschlossenes Gehäuse. Es besteht aus einem Gehäuseoberteil 30 und einem Ge häuseunterteil 32. Die Wellen der Zahnräder und die den Bremsschuh 18 tragende Achse 20 sind im Ge häuseoberteil 30 gelagert. In das Gehäuseunterteil 32 sind Zylinder 34 und 36 für einen Betätigungskolben 38 und einen Ausgleichskolben 40 eingearbeitet. Beide Kolben wirken in dem Sinne auf den Bremsschuh 18, dass sie bei Betätigung diesen gegen die Zahnräder an drücken.
Eine Bremswirkung wird erzielt, wenn die beiden Zahnräder 12 und 14 in Öl laufen und der Bremsschuh 18 gegen sie angedrückt wird. Dann wird nämlich im Bereich der gegeneinanderlaufenden Zähne auf den Un terseiten der Zahnräder Öl in die Zahnlücken zum Raum 28 hin mittransportiert, welches infolge des Eingriffs der Zähne aus den Zahnlücken verdrängt wird, sich jedoch nur unter Leistungsverbrauch zwischen den kämmenden Zähnen sowie Stirn- und umfangsseitig zwischen den Zahnrädern und den Dichtflächen des Bremsschuhs 18 herausquetschen lässt. Der erwähnte Leistungsverbrauch bildet die Bremsleistung.
Gemäss der Erfindung laufen die Zahnräder 12 und 14 nicht ständig in Öl, sondern dieses wird für jeden Bremsvorgang erst zugeführt. Bei der Ausführung der Bremse nach Fig. 1 und 2 ist vorgesehen, dass das zum Bremsen benötigte Öl in das abgeschlossene Bremsen gehäuse eingefüllt wird und dann darin verbleibt. Ein verschliessbarer öleinlass 42 befindet sich auf der linken Seite des Gehäuses 30, 32 in der Darstellung gemäss Fig. 1.
In gelöstem Zustand der Bremse wird Öl, welches auch die Zylinder 34 und 36 oberhalb der in entspann ter Lage der Bremse auf dem Boden dieser Zylinder auf sitzenden Kolben 38 und 40 auffüllt, in den öleinlass 42 eingegossen, bis es auf ein Niveau Hl ansteigt. Bei diesem Ölstand reichen die Zahnräder 3 und 4 auch mit ihren untersten Zähnen noch nicht bis in das Öl und laufen infolgedessen mit kleinen Leistungsverlusten, ohne<B>öl</B> auszuquetschen.
Zum Bremsen wird durch einen Einlass 44 Press luft in den Zylinder 34 unter den Kolben 38 geleitet. Dadurch hebt sich der Kolben 38, und zwar unter Span nung einer zwischen ihm und dem Bremsschuh 18 auf gespannten Druckfeder 46, welche den Kolben 38 nach dem Bremsen wieder in seine Ausgangsstellung zurück drückt; jedoch legt sich dabei wegen einer in Gegen richtung wirkenden Druckfeder 48 zwischen Bremsschuh 18 und Gehäuseoberteil 30 der letztere noch nicht in dichtender Anlage an die Zahnräder 12 und 14 an. Zu nächst steigt mit dem Heben des Kolbens 38 nur der Ölstand im Bremsengehäuse und erreicht die Zahnräder.
Der Bremsschuh 18 wird durch den Betätigungskolben erst dann im Uhrzeigersinn um seine Lagerachse 20 verschwenlct, wenn eine ballige Lagerfläche 50 am obe ren Ende eines nach oben weisenden Kolbenschaftes 52 an einer entsprechenden balligen Gegenfläche 54 auf der Unterseite des Kopfes 56 eines in einer axialen Mit telbohrung durch den Betätigungskolben 38 und seinen Schaft 52 hindurchgeführten Bolzens 58 anlegt und über den Bolzenkopf 56 gegen den Bremsschuh 18 drückt.
Wegen der Verschwenkbewegung des Bremsschuhs 18 ist zwischen dem letzteren und dem Kopf 56 des Bolzens 58 ein Kugelgelenk 60 vorgesehen. In dieser oberen Lage des Betätigungskolbens 38 erreicht der Ölstand das strichpunktiert angedeutete Niveau H2. Bei diesem Ölstand findet das Bremsen statt. Danach, wenn der Druck unter dem Betätigungskolben 38 abgelassen wird, bewegt sich dieser unter dem Druck der Feder 46 wieder auf den Grund des Zylinders 34, wodurch sowohl der Bremsschuh 18 von den Zahnrädern 12 und 14 abhebt, als auch der Ölspiegel wieder auf das Niveau Hl fällt.
Bei dem beschriebenen Ausführungsbeispiel ist der Betätigungskolben 38 nur deshalb verhältnismässig gross ausgeführt worden, um ein so grosses Ölvolumen an heben zu können, dass dadurch der Ölstand im gesamten Bremsengehäuse vom Stand Hl auf den Stand H2 steigt. Es soll dagegen mit dieser Massnahme nicht bezweckt werden, dass die Reaktionskraft des zwischen den Zahn rädern 12 und 14 und dem Bremsschuh 18 gestauten Öls auf den letzteren allein durch den Betätigungskolben 38 aufgenommen wird.
Zur Kompensation des grössten Teils der Reaktionskraft dient der Ausgleichskolben 40, der von unten mit dem grossen Druck des Raumes 28 beaufschlagt wird. Zu diesem Zweck führt ein Kanal 62 von der zurückgesetzten Fläche 26 in senkrechter Rich tung durch den Bremsschuh 18 und hat Anschluss an eine Bohrung 64 in axialer Richtung durch den Aus- gleichskolben 40 und dessen Schaft 66, welcher, wie auch im Falle des Betätigungskolbens 38, über ein Ku gelgelenk 68 am Bremsschuh 18 angreift. über den Kanal 62 und die Bohrung 64 gelangt Öl mit dem hohen Druck des Raumes 28 unter den Ausgleichskolben 40 und entlastet dadurch den Betätigungskolben 38.
Zweck mässig wird der Durchmesser des letzteren also so be messen, dass das Maximalmoment der Bremse unter Ausnutzung des Druckes der vorhandenen Druckluft er halten wird. Die Abdichtung im Kugelgelenk 68 zwi schen dem Bremsschuh 18 und dem Kohlenschaft 66 erfolgt dabei durch einen Dichtungsring 70. Für die Abdichtung der Kolben 38 und 40 in den Zylindern 34 und 36 sind Dichtungen 72 und 74 vorgesehen.
Bestimmend für die Bremsleistung der erfindungs gemässen Getriebebremse ist ausser der dichten Anlage der Seitenstege 24 des Bremsschuhs 18 an die Stirn flächen der Zahnräder 12 und 14 der Spalt zwischen den umfangseitigen Dichtflächen 22 und den Zähnen der Zahnräder. Um eine metallische Berührung zwischen den Zahnrädern und dem Bremsschuh zu verhindern und den Kleinstwert des Spaltes einstellen zu können, weicher, wie später noch zu erörtern, für die Bremsen charakteristik wichtig ist, wurde ein Anschlag für den Bremsschuh 18 vorgesehen, der z. B. aus einer mehr oder minder tief in einen Vorsprung 76 des Gehäuse oberteils 30 einschraubbaren Stellschraube 78 besteht.
Bei Versuchen mit Prototypen der erfindungsgemä ssen Bremse hat sich gezeigt, dass eine verhältnismässig starke Geräuschentwicklung auftritt, wenn die Zahn räder 12 und 14 mit normaler Verzahnung, z. B. einer Evolventenverzahnung, ausgeführt werden.
Die Geräuschbildung liess sich jedoch, wie gefunden wurde, schon dadurch wesentlich vermindern, dass die Zähne am Kopf und/oder am Fuss abgerundet wurden. In Fig. 3 ist solch eine bevorzugte Zahnform im Profil gezeigt, wobei, ausgehend von einer Evolventenverzah- nung, zunächst nur die Zahnköpfe abgerundet wurden. Eine weitere Verbesserung ergibt sich, wenn gemäss Fig. 4 zusätzlich die Übergänge am Zahnfuss rund aus geführt sind. In Fig. 5 schliesslich sind Zahnprofile ge zeigt, bei welchen von der Evolventenform abgegangen ist und die Zahnform nur noch durch Kreisbögen be stimmt wird.
In diesem Fall ergibt sich ein wesentlicher Vorteil dadurch, dass die Relativbewegung zwischen Be rührungspunkten der beiden Räder während der Ein griffe sehr klein oder überhaupt 0 ist, so dass bei einer Getriebebremse der in Frage stehenden Art ein hartes Partikel, das zwischen die Zähne gerät, kein Material aus dem einen Zahnrad auf das andere überträgt oder Material auf das eine oder das andere Zahnrad aufbaut, was bei der Evolventenverzahnung geschehen kann und dann zwangläufig zum Stillstand der Zahnräder führt.
Fig. 6 zeigt eine erfindungsgemässe Getriebebremse von der Art gemäss Fig. 1 und 2 in einer konkreten An wendung, anhand derer nachfolgend ein bevorzugtes Kühlsystem erläutert werden soll. Gezeigt ist ein Motor 80 eines Kraftfahrzeuges oder auch einer Lokomotive, welcher auf ein Getriebe 82 wirkt, von wo das über setzte Drehmoment über eine Kupplung 84 und eine Kardanwelle 86 auf die Eingangswelle 88 eines Wende getriebes 90 übertragen wird. Der Leistungsfluss geht dann durch dieses letztere hindurch auf dessen Abtriebs welle 92 und weiter auf die Antriebsräder des Fahr zeuges.
Die Getriebebremse 10 gemäss der Erfindung, zusammengebaut mit einem Ölkühler 94, greift an der Verlängerung der Eingangswelle 88 des Wendegetriebes 90 an, da diese Welle stets gleichsinnig dreht.
Zur Erklärung der Wirkungsweise des im Beispiels falle zur Anwendung kommenden Kühlsystems der Ge triebebremse 10 in Fig. 6 wird wiederum auf Fig. 1 und 2 Bezug genommen. Es ist ersichtlich, dass die in der Bremse entstehende Wärme zunächst vom Bremsöl auf genommen wird. Man erhält deshalb eine technisch brauchbare Lösung des normalerweise schwierigen Pro blems der Kühlung, wenn man an den Ölvorrat im Bremsengehäuse einen Kühlkreislauf anschliesst, in wel chem erwärmtes Öl aus dem Bremsengehäuse abgesaugt und zu einem Ölkühler geleitet wird, wonach man es wieder dem Ölvorrat im Bremsengehäuse zuführt.
Dieser Grundgedanke lässt sich bei einer Bremse ge mäss der Erfindung noch weiter entwickeln. Um das Öl von der Bremse zu dem Ölkühler 94 nach Fig. 6 und zurück zu leiten, wird das Druckgefälle zwischen dem Raum 28 und dem freien Innenraum des Bremsen gehäuses ausgenützt. Zu diesem Zweck ist in dem Bremsschuh 18 eine mittlere Querbohrung 96 ange bracht, welche den von dem Raum 28 zu dem Aus gleichskolben 40 führenden senkrechten Kanal 62 durch dringt, so dass Drucköl aus dem Raum 28 auch in die Querbohrung 96 gelangt.
Aus dieser wird das<B>Öl</B> über eine wegen der Verschwenkbarkeit des Bremsschuhs 18 zwischen diesem und dem Gehäuseoberteil 30 beweglich gehaltene Leitung von der Art der in Fig. 2 dargestellten beweglichen Anschlussleitung 98 an eine weitere Quer bohrung 100 und durch eine weiterführende Leitung, welche der Einfachheit der Darstellung wegen nicht gezeichnet ist, in den Ölkühler 94 geführt. Die Rück leitung des Öls erfolgt dann in derselben Weise über die beweglich gehaltene Zwischenleitung 98 und eine ebenso ausgebildete parallele Zwischenleitung in die Querboh rung 100 und eine weitere parallele Querbohrung 102 im Bremsschuh 18.
Nuten 104 und 106 öffnen die Querbohrungen 100 und 102 zu den Einlaufseiten der Dichtflächen 22. Da das vom Ölkühler zurückkommende Öl nicht frei in das Bremsengehäuse einlaufen gelassen wird, sondern zunächst in den Druckbereich zwischen den Zahnrädern und dem Bremsschuh gelangt, wird ein Schäumen wirksam verhindert.
In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist auch an eine Anpassung der Kühlleistung des Ölkühlers 94 an wechselnde Bremsbedingungen gedacht worden. Die in dieser Hinsicht getroffenen Massnahmen werden mit Bezug auf Fig. 6 beschrieben.
Der Ölkühler 94 ist als Wärmeaustauscher ausgebil det, dessen Kühlmedium das umlaufende Kühlwasser des Motors 80 ist. Der installierte Kühlwasserkreislauf ist in Fig. 6 durch die Leitungen 108, 110 und<B>1</B>12 an gedeutet. Durch die Leitung 108 strömt Kühlwasser von einem eventuell durch Gebläse gekühlten Wasser kühler 114 zum Motor 80. Die Leitungen 110 und 112 führen vom Motor zum Wasserkühler 114 zurück, wo bei jedoch der Ölkühler 94 eingeschlossen wird. Am Wasserkühler 114 ist ausser einem eventuell ohnehin vor handenen Gebläse ein weiteres Gebläse 115 vorgesehen, das durch einen Hydraulikmotor 117 antreibbar ist.
Es ist auch möglich, den Hydraulikmotor 117 zusätzlich neben dem ein eventuell ohnehin vorhandenes Gebläse antreibenden Motor auf das Gebläse wirken zu lassen oder mit dem als Treibmittel des Hydraulikmotors die nenden Drucköl die Kapazität eines auch normalerweise vorhandenen Gebläsemotors zu erhöhen. Das Drucköl für den im Beispielsfall gezeichneten Hydraulikmotor <B>117</B> wird diesem über eine Leitung 119 zugeführt. Die Rückleitung des Öls erfolgt über eine Leitung 121. Es ist ein Vorzug der Getriebebremse, dass diese selbst während des Bremsens das Drucköl für den Hydraulik motor<B>117</B> liefern kann, indem z.
B. bei bereits sehr warmem Motor und einer grösseren, lang andauernden Bremsleistung ein thermostatisch gesteuertes Ventil (nicht gezeigt) bekannter Bauart die Leitung 119 an eine von den Verbindungsleitungen zwischen der Quer bohrung 96 und dem Ölkühler 94 anschliesst, so dass Drucköl aus dem Raum 28 nicht nur zu dem Ölkühler 94, sondern auch zu dem Hydraulikmotor 117 fliesst. Das von diesem durch die Leitung 121 zurückströmende Öl wird wieder dem Ölvorrat im Bremsengehäuse zuge- führt.
Es ist natürlich, dass die Entnahme von Öl aus dem Raum 28 für den beschriebenen Kühlkreislauf des Öls, der in bekannter Weise thermostatisch geregelt ein- und ausschaltbar oder auch nach der Durchflussmenge ver änderbar sein kann, sowie ein eventuell zusätzlicher Verbrauch von Drucköl aus dem Raum 28 für den Betrieb eines Hydraulikmotors 112 für ein Gebläse wegen des damit verbundenen Druckabfalls zwischen den Zahnrädern 12 und 14 und dem Bremsschuh 18 zu einer Minderung der Bremskraft an der Grenzlinie A in Fig. 13 führen muss (vergl. weiter unten die Aus führungen zu Fig. 13).
Der Kühlbedarf ist in diesem untersten Geschwindigkeitsbereich jedoch so gering, dass die Versetzung der Grenzlinie A praktisch nicht ins Gewicht fällt. Auf der anderen Seite entsteht durch die beschriebene Anordnung der grosse Vorteil, dass die Bremse mit der vorgesehenen Kühlungseinrichtung, ins besondere mit der Vergrösserung der Kapazität der Motorkühlanlage, grundsätzlich für eine grössere Lei stung ausgelegt werden kann als ohne diese Kühlein richtung.
Ein zweites Ausführungsbeispiel einer Getriebe bremse gemäss der Erfindung ist im Schnitt in Fig. 7 dargestellt. Anders als bei der ersten Ausführung nach Fig. 1 und 2, wo ein in sich geschlossenes Bremsen gehäuse vorgesehen ist, welches einseitig oder, wie nach Fig. 2, beidseitig an nebenliegende, nicht gezeigte Ge häuse angeflanscht wird, bedarf es für die Getriebe bremse nach Fig. 7 keines in sich abgeschlossenen Gehäuses, wie das in Fig. 8 dargestellte Anwendungs beispiel zeigt.
Dort ist die erfindungsgemässe Getriebe bremse an der Antriebswelle 116 eines hydrodynamisch mechanischen Getriebes angeordnet, und das Bremsen gehäuse ist Teil des Getriebegehäuses.
Der Aufbau der Getriebebremse nach Fig. 7 ist grundsätzlich dem der Bremse nach Fig. 1 gleich. Auch bei der zweiten Ausführung entsteht die Bremswirkung dadurch, dass Öl zwischen zwei Zahnrädern und einem mit stirn- und umfangsseitigen Dichtungsflächen ver- sehenen Bremsschuh unter Druck eingeschlossen und durch enge Spalte gequetscht wird. Ebenso wie bei dem vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel wirken auf den Bremsschuh auch ein Betätigungs- und ein Ausgleichs kolben.
Wegen der weitgehenden Übereinstimmung sind die bei beiden beschriebenen Ausführungsbeispielen der erfindungsgemässen Bremse in ihrer Funktion vergleich baren Einzelteile mit denselben Bezugszeichen versehen worden. Es braucht an dieser Stelle nur noch auf die Besonderheiten der Getriebebremse nach Fig. 7 gegen über der nach Fig. 1 eingegangen zu werden.
Während die Betätigung der Bremse nach Fig. 1 durch Druckluft erfolgt, dient bei der Bremse nach Fig. 7 Öl als Druckmedium. Das Drucköl wird durch einen Kanal 118 dem Zylinder 34 unterhalb des Be tätigungskolbens 38 zugeführt. Der Kolben bewegt sich dadurch nach oben und drückt über das Kugelgelenk 60 gegen den Bremsschuh 18. Gleichzeitig gelangt Drucköl auch durch eine Bohrung 120 im Kolben 38 und Kolbenschaft 52 in einen im Kugelgelenk 60 an die Bohrung 120 anschliessenden Längskanal 122 im Bremsschuh 18. Dieser Kanal mündet an den umfangs- seitigen Dichtflächen 22.
Damit das aus dem Längs kanal 122 austretende Öl sofort über die gesamte Zahn breite verteilt in die Zahnlücken der sich gegen den Raum 28 hin bewegenden Zähne gelangt, sind Quer nuten 124 (vergl. Fig. 9 bis 11) in den Dichtflächen 22 angebracht, welche Anschluss an den Längskanal 122 haben. Drucköl wird also den Zahnlücken an einer Stelle zugeführt, wo noch kein Gegendruck besteht. Es wird dann zum Eingriffbereich der Zahnräder hin mit geführt und ausgequetscht.
Im Beispielsfall verläuft der Längskanal 122 in einem Seitensteg 24 des Bremsschuhs 18 (Fig. 10 und 11), und die Quernuten 124 sind bis in diesen Seiten steg hineingezogen. Den Übergang zwischen der Boh rung 120 im Kolben 38 und dem seitlich verlegten Längskanal 122 bildet dann eine Querbohrung 126 (Fig. 10).
Der Fachmann wird jedoch ohne weiteres auch einen von dem hier gezeigten Beispiel abweichen den Verlauf der Ölführung im Bremsschuh 18 bestim men können, um Drucköl bei Betätigung des Kolbens 38 unmittelbar in die gegeneinanderlaufenden Zahn lücken zu leiten.
Das von den Zahnrädern 12 und 14 mitgenommene Öl staut sich im Raum 28, und es entsteht dort ein verhältnismässig hoher Druck. Dieser Druck, ebenso wie der in den jeweils nebenliegenden Zahnlücken, wirkt auf den Bremsschuh 18 in entgegengesetzter Richtung wie die vom Betätigungskolben 38 auf den Bremsschuh ausgeübte Kraft. Selbstverständlich könnte der Kolben 38 entsprechend gross ausgebildet werden, um der beim Bremsen entstehenden Reaktionskraft eine ausreichend hohe Betätigungskraft entgegenzusetzen. Ebenso wie bei dem vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel gemäss Fig. 1 wird jedoch eine Konstruktion mit einem Ausgleichs kolben 40 bevorzugt, der durch den grossen Druck im Raum 28 beaufschlagt wird.
Die Abdichtung des Kugel gelenks 68 zwischen dem Bremsschuh 18 und dem Schaft 66 des Ausgleichskolbens 40 erfolgt gemäss Fig. 7 abweichend von Fig. 1 dadurch, dass eine sich am Grunde des Zylinders 36 abstützende Druckfeder den Schaft 66 im Kugelgelenk 68 ständig in dichtender Anlage gegen den Bremsschuh 18 presst. Die gleiche Funktion wie die Feder 128 hat hinsichtlich der Dich tung im Kugelgelenk 60 auch die Feder 48.
Die zur Einleitung des Bremsvorganges notwendige sofortige Ölzufuhr erfolgt, wie oben dargelegt, über den Längskanal 122. Das während des Bremsens an den Dichtflächen des Bremsschuhs 18 heraustretende und von den sich drehenden Zahnrädern abgespritzte Öl sammelt sich zum Teil in einer Ölwanne 130, die den Bremsschuh 18 umgibt (vergl. Fig. 7 und 8). Steigt nun in dieser Ölwanne 130 der Ölstand bis auf ein Niveau, dass das Öl die in den Bremsschuh 18 einlau fenden Zähne der Zahnräder 12 und 14 erreicht, so ergibt sich eine zusätzliche Sicherung dafür, dass genü gend Öl für den Bremsvorgang zwischen die kämmen den Zähne der Zahnräder gelangt.
Zur Erleichterung des Eintritts des Öls aus der Ölwanne 130 zwischen das Zahnrad 14 und die entsprechende umfangsseitige Dichtfläche 22 des Bremsschuhs 18 ist in diesem eine sich von aussen in die Dichtfläche 22 hineinziehende Ausnehmung 132 angebracht (vergl. Fig. 7, 9 und 10). Indessen strömt, auch nachdem die Wanne 130 gefüllt word,n ist, weiterhin Öl durch den Druckkolben 38 ein, und überschüssiges Öl fliesst über die Kante der Ölwanne 130 des Getriebes ab.
Dadurch ergibt sich von selbst eine Kühlölzirkulation, wobei die Kühlanlage des hydraulischen Getriebes auch als Kühlanlage der hydro statischen Bremse dient.
Nach dem Bremsen wird die Ölzufuhr durch den Längskanal 122 gestoppt. Die sich drehenden Zahnräder 12 und 14 schleudern in kurzer Zeit so viel Öl über den Rand der Ölwanne 130, dass auch über die Aus- nehmung 132, über welche noch das letzte Öl an die Zahnräder gelangt ist, keines mehr nachfliessen kann. Die Zahnräder laufen dann, ohne Öl auszuquetschen.
Die Steuerung der Getriebebremse nach Fig. 7 sei anhand von Fig. 12 erläutert. Dabei wird auch sichtbar, warum der Anbau der erfindungsgemässen Bremse an ein hydrodynamisch-mechanisches Getriebe besondere Vorteile mit sich bringt. Der Grund hierfür liegt nämlich darin, dass die Steuerorgane der Bremse zwanglos in das für den hydraulischen Drehmomentwandler und, je nach Ausführung des Getriebes, für die Betätigung der Schaltkupplungen ohnehin erforderliche Hydraulik system eingeschaltet werden können. So kann z. B. eine einzige Ölpumpe 134 Drucköl sowohl für den hydrau lischen Drehmomentwandler wie auch für die Getriebe bremse liefern.
Zum Teil können auch Überwachungs einrichtungen, wie im Beispielsfall ein Überdruckventil 136, beiden Leitungssystemen, sowohl dem des Getrie bes wie dem der Bremse, dienen.
Die Ölpumpe 134, die in bekannter Weise von dem Motor des Fahrzeuges angetrieben wird, fördert Öl aus einem Sumpf 138 in Richtung der in Fig. 12 einge tragenen Pfeile über eine Leitung 140 zu dem hydrau lischen Drehmomentwandler des Getriebes und über eine Leitung 142 zum Einlass 144 eines in seiner Ge samtheit mit 146 bezeichneten Ventils. In dem Ventil 146 ist ein Steuerschieber 148 gegen den Druck einer Feder 150 axial verschieblich gelagert. Der Steuerschie ber 148 wird z. B. durch das Bremspedal eines Kraft fahrzeuges betätigt. Auf dem Steuerschieber sitzen drei Ventilkolben, welche im folgenden entsprechend der Zeichnung mit 152, 154 und 156 bezeichnet sind.
Von diesen ist der Ventilkolben 152 zum Öffnen und Schlie ssen eines Auslasses 158 bestimmt, von dem das dem Ventil 146 über den Einlass 144 zugeleitete Öl über eine Leitung 160 und den bereits oben erwähnten Kanal 118 und die Bohrung 120 in den Längskanal 122 im Bremsschuh 18 gelangt.
Der Ventilkolben 152 wirkt mit der Auslassöffnung 158 als Drossel zusammen, welche je nach dem frei gegebenen Querschnitt der Auslassöffnung den durch das Überdruckventil 136 bestimmten Öldruck hinter der Pumpe 134 herabsetzt. Diese Druckregelung ist jedoch noch nicht feinfühlig genug. Es ist deshalb eine von der Leitung 160 abzweigende und zu einem Einlass 162 des Ventils 146 zurückführende Leitung 164 vorgesehen, die je nachdem, ob der Einlass durch den Ventilkolben 156 oder ein Auslass 166 des Ventils 146 durch den Ventilkolben 154 freigegeben oder verschlossen werden, über eine Rückleitung 168 Anschluss an den Ölsumpf 138 hat oder nicht. Beim Bremsen wird der Steuerschieber 148 mit Bezug auf das Ventil 146 links bewegt.
Dadurch gibt der Ventilkolben 152 den Auslass <B>158</B> zunehmend frei, während der Ventilkolben 156, der, wie dargestellt, ein seitig konisch ausgeführt ist, den Einlass 162 zunehmend verschliesst und dadurch die Rückflussmöglichkeit von Öl aus der Leitung 160 vermindert. Beide Vorgänge, sowohl das zunehmende Öffnen des Auslasses 158 wie auch das im Bereich des Konu@ses des Ventilkolbens 156 zunehmend stattfindende Verschliessen des Ölrück- laufs zum Sumpf, lassen den Öldruck vor der Getriebe bremse 10 kontinuierlich und fein dosierbar ansteigen. Nach dem Öldruck bestimmt sich die Bremskraft.
Eine Begrenzung der Bremskraft im Bereich kleiner Geschwindigkeikann durch Fixierung eines bestimmten Kleinstwertes des umfangsseitigen Spaltes zwischen den Zahnrädern 12 und 14 einerseits und dem Bremsschuh 18 anderseits mittels der Stellschraube 78 vorgenommen werden, worauf bereits hingewiesen wurde. Die Mög lichkeit einer oberen Begrenzung der Bremskraft be steht darin, einen Maximalwert für den Öldruck vor der Bremse festzulegen. Das kann mittels eines überdruck ventils 170 geschehen, welches in eine von der Leitung 160 abzweigende und zu einem Einlass 172 des Ventils 146 zurückführende Zweigleitung 174 gelegt ist und anspricht, wenn der vom Raum 28 zurückwirkende Druck in der Leitung 160 ein bestimmtes Maximum überschreitet.
Das maximale Bremsmoment ist dann diesem Öldruck proportional. Das über die Leitung 174 in das Ventil 146 einfliessende Öl wird über die Rück leitung 168 zum Sumpf 138 zurückgeführt. Der Ventil kolben 154 hindert diesen Rückfluss nicht, da er nur bei unbetätigter Bremse den Ventilausfluss 166 verschliesst.
Bei einem rückblickenden Vergleich der beiden Aus führungsbeispiele der erfindungsgemässen Bremse nach Fig. 1 und 7 lässt sich folgendes feststellen: Wie bei jeder Zahnradpumpe entstehen auch bei der Getriebebremse gemäss der Erfindung kurzzeitige Druckschwankungen bzw. Vibrationen, welche daraus resultieren, dass bei gleichmässigem Lauf der Zahn räder 12 und 14 die Ölverdrängung aus den Zahnlücken ungleichmässig erfolgt. Bei den vorbekannten Getriebe bremsen, bei welchen die Steuerung des Bremsschuhs unmittelbar über eine mechanische, starre Verbindung zum Bremspedal des Fahrzeuges erfolgt, wirken sich diese Vibrationen dort sehr störend aus.
Bei den be schriebenen Ausführungen der erfindungsgemässen Ge triebebremse wird dagegen über ein Drosselventil der Druck eines zur Betätigung der Bremse benutzten Druckmediums, in einem Falle Druckluft, im anderen Drucköl, je nach der gewünschten Bremskraft einge stellt. Dadurch ist vermieden, dass die Druckschwan kungen der Bremse am Bremspedal spürbar werden. Allerdings lässt sich nicht verhindern, dass sich die Druckschwankungen im Leitungssystem des Druckme diums auswirken. Die Gefahr dadurch entstehender Schäden ist natürlich bei Verwendung eines inkompres- siblen Druckmediums, wie z. B. Öl, grösser als bei Ver wendung von Druckluft, welche die Druckstösse ab schwächt.
Es ist deshalb zunächst vorgesehen, die Bremse nach Fig. 7 in kleinere Fahrzeuge, wie z. B. Personenkraftwagen, einzubauen und für grössere Bela stungen, z. B. bei Lokomotiven und Lastkraftwagen, die Bremse nach Fig. 1 zu nehmen.
Die genannten Druckschwankungen in der Getriebe bremse wirken als Wechselkräfte wegen der Form des Bremsschuhs 18 auch in horizontaler Richtung auf des- sen Lagerung. Für die Aufnahme dieser Kräfte ist das vorgesehene Schwenklager des Bremsschuhs grundsätz lich besser geeignet als dessen Anbringung allein auf einem unten liegenden Betätigungskolben wie bei den vorbekannten Bremsen.
Weitere Vorteile der erfindungsgemässen hydrosta- tisch-hydrodynamischen Getriebebremse gegenüber den vorbekannten Bremsen seien anhand des in Fig. 13 dargestellten Verlaufs des Bremsmomentes, aufgetra gen über der Drehzahl, erklärt. Der Kurvenzug A B-C gibt das maximale Bremsmoment bei der jeweils auf der Abszisse abgetragenen Drehzahl bzw. Geschwindig keit an. Bremswerte unterhalb des Kurvenzugs A-B-C ergeben sich aus der jeweiligen Zwischenstellung des Steuerschiebers des Drosselventils in der Zuleitung des Druckmediums für die Betätigung der Bremse.
Bei einem bestimmten Druck des Druckmediums bleibt die Bremskraft bzw. das Bremsmoment während des fol genden Abfalls der Fahrzeuggeschwindigkeit konstant, bis im unteren Geschwindigkeitsbereich der Kurventeil A erreicht wird. Die Bremscharakteristik ist also bis auf einen einstellbaren unteren Geschwindigkeitsbereich hydrostatisch, obgleich der Aufbau der Bremse selbst, die Umwandlung der mechanischen Energie der gebrem sten Welle gegen Druck- und kinetische Energie des Bremsöls und schliesslich Wärme, einen hydrodynami schen, d. h. geschwindigkeitsabhängigen Verlauf des Bremsmomentes erwarten lässt, wie er bei den vorbe- kannten Getriebebremsen zu verzeichnen ist.
Das diesen gegenüber vorteilhafte konstante Bremsmoment wird durch die Steuerung des Bremsschuhs 18 nicht unmittel bar durch das Bremspedal, sondern durch ein Druck medium erreicht. Ein bestimmter Betätigungsdruck hat einen ganz bestimmten Druck im Raum 28 zur Folge und, abgesehen vom Bereich des Kurventeils A, dieser ein ganz bestimmtes Drehmoment unabhängig von der Drehzahl der Zahnräder 12 und 14.
Der konstante Druck im Raum 28 bleibt während des Bremsens und des Abfalls der Geschwindigkeit bis auf den unteren Bereich erhalten, weil der Bremsschuh 18 entsprechend der sich mit sinkender Drehzahl der Zahnräder verhin dernden, von diesen geförderten Ölmenge zunehmend dichter an die Zahnräder 12 und 14 anlegt, bis die Anschlagschraube 78, mit deren Hilfe der Verlauf des hydrodynamischen Kurventeils A festgelegt werden kann, eine weitere Annäherung des Bremsschuhs 18 an die Zahnräder verhindert, und so am Ende auch die metallische Berührung zwischen diesen Teilen aus schliesst.
Der steile Abfall des Bremsmomentes bei niedriger Geschwindigkeit ist darauf zurückzuführen, dass sich bei nur langsam drehenden Zahnrädern 12 und 14 im Raum 28 kein starker Druck ausbilden kann, weil die geringe von den Zahnrädern zu dem Raum 28 geför derte Ölmenge, ohne einen hohen Druck zu erzeugen, durch die Spalte an den Dichtungsflächen des Brems schuhs 18, insbesondere an den durch die Stellschraube 78 eingestellten Umfangsspalten austreten kann. Ersicht lich sinkt der Druck im Raum 28, und damit das Brems moment, sofort auf Null, wenn die Zahnräder 12 und 14 stehen bleiben, was z. B. beim Rutschen des Fahr zeuges und Blockieren der Räder der Fall wäre.
Dadurch, dass die Bremskraft sofort rapide abfällt, wenn die Fahr zeugräder zum Blockieren neigen, ist dieser von jedem Fahrer gefürchtete Zustand wirksam verhindert.
Die zuletzt geschilderte Wirkung der erfindungsge mässen Getriebebremse wäre auch typischen hydrodyna- mischen Bremsen eigen. Der Vorzug der erfindungs gemässen Getriebebremse den letzteren gegenüber be steht jedoch darin, dass die geschwindigkeitsabhängige Bremswirkung nur am Ende des Bremsvorganges auf tritt und einstellbar ist. Der relativ kleine untere Ge schwindigkeitsbereich ist mit einer Handbremse zu be herrschen, so dass eine solche, gepaart mit der erfin dungsgemässen Getriebebremse, ein auch für gesetzliche Vorschriften voll ausreichendes Bremssystem ergibt.
Da gegen wäre die Paarung der bekannten rein hydrodyna mischen Getriebebremse mit einer Handbremse sinnlos, weil die letztere den grossen unteren Geschwindigkeits bereich, in welchem das Bremsmoment der hydrodyna mischen Bremse gegen Null ausläuft, nicht überbrücken könnte.
Die Einstellung des maximalen Bremsmomentes im Teilbereich B des Kurvenzuges in Fig. 13 erfolgt mit Hilfe des Überdruckventils 170. Der einzustellende Grösstwert der Bremskraft richtet sich nach Art und Grösse des Fahrzeuges sowie insbesondere nach der vorgesehenen Leistung des Ölkühlers. Ist eine Konstruk tion wie z. B. nach Fig. 1 in Verbindung mit Fig. 6 gewählt, bei welcher wegen der Ölkühlung der Bremse selbst Öl entnommen werden kann, so erhält man auch bei längerem Bremsen und hoher Fahrgeschwindigkeit keinen Abfall der Bremsleistung.
Der im oberen Dreh zahlbereich durch den Kurventeil C angedeutete Abfall der Bremsleistung ist die Folge eines temperaturgeregel ten Reduzierventils, welches aber normalerweise nicht notwendig sein wird, da beim Bremsen oberhalb der in Frage stehenden Grenze schnell eine Verzögerung eintritt und das weitere Bremsen dann innerhalb der vorgesehenen Grenze stattfindet.
In diesem Zusammenhang sei noch erwähnt, dass das effektive Bremsmoment aller auf ein Fahrzeug wir kenden Kräfte während des Bremsens noch etwas grö sser ist, als maximal durch den Kurvenzug A-B-C dar gestellt. Zu berücksichtigen wäre nämlich noch die Bremskraft des Motors selbst, die Getriebereibung und der Luft- und Rollwiderstand.
Um zu veranschaulichen, wie geringfügig das Brems moment der erfindungsgemässen Getriebebremse im Leerlauf ist, d. h. wenn die Zahnräder 12 und 14 um laufen, ohne Öl auszuquetschen, wurde in Fig. 13 ge strichelt die entsprechende Kurve D eingezeichnet. Es ist erkennbar, dass im Gegensatz zu den bisher bekann ten Getriebebremsen, bei welchen die Zahnräder auch im Leerlauf in Öl eingetaucht sind, hier die Leistungs verluste vernachlässigbar gering bleiben.
Hydrostatic-hydrodynamic transmission brake The invention relates to a hydrostatic-hydrodynamic transmission brake, particularly for land vehicles, consisting of a gear pair driven by the shaft to be braked like a gear pump, running in oil during braking, and a gear pair connected to the gear wheels in the area of their Ver toothing sections, in which the teeth come into engagement, on the face and circumference depending on the desired braking force more or less tightly adjustable brake shoe.
Similar brakes of a hydrodynamic design are already known; However, the known designs have the disadvantage that the Lei stungsverluste because of the constant rotation of the gears in oil with unbraked running are too large or that, if these brakes are small enough to have tolerable idle losses, the braking capacity as well What is small is that the brakes are out of the question for modern trucks.
In order to switch off the idling losses of a brake operating in the manner of a toothed wheel pump, it is already known to arrange a friction clutch between the brake and the shaft to be braked, which is only engaged for braking. Due to the additional clutch and the necessary hydraulic compensation control to achieve a soft grip when braking, this known construction is very complicated and can therefore only be used for expensive systems.
The invention aims to eliminate these deficiencies. It is characterized in that the gears run dry during unbraked driving except for any necessary lubrication and an oil supply to the engagement area in which the teeth engage, only when the brake shoe is actuated he follows. As a result, the idling losses of the brake can be reduced to less than 1 / aoo of the known transmission brakes, and unnecessary warming of the oil is avoided, as is foaming and unevenness of the braking process.
Only with the aid of the invention can practically usable brakes without a separating clutch with very small idling losses for the necessary high braking capacities of modern, high-speed trucks and passenger vehicles be constructed.
Since, as the embodiments of the invention described below show, the oil supply to the gears can be done just as quickly as pressing the brake shoe, the advantage achieved by the invention of loss-free running during normal driving does not have the disadvantage of a long Ren Response time of the brake are bought.
The invention will be explained in more detail below with reference to the embodiments shown in the drawing. 1 shows a cross section through a first exemplary embodiment of a brake according to the invention.
FIG. 2 shows a section along line 11 - I1 in FIG. 1, FIG. 3-5 profiles of preferred toothing shapes for the gear wheels of the brake, FIG. 6 shows the transmission brake according to FIGS. 1 and 2, the cooling system of the transmission brake with the cooling system a water-cooled motor, FIG. 7 shows a cross section through a further exemplary embodiment of a transmission brake according to the invention along line VII-VII in FIG. 8, FIG. 8 shows a hydrodynamic-mechanical transmission,
a transmission brake according to FIG. 7 is arranged on the output shaft, FIG. 9 shows a central longitudinal section through the brake shoe of the transmission brake according to FIGS. 7 and 8, FIG. 10 shows a plan view of the brake shoe according to FIG. 9, FIG. 11 shows a cross section through the Brake shoe according to FIGS. 9 and 10 corresponding to the section line XI-XI in FIG. 10,
Fig. 12 is a schematic representation of the required for the actuation of the brake according to FIGS. 9 and 10 union oil lines and control elements, Fig. 13 is a diagram of the braking power, aufgetra conditions over the speed of the output shaft.
The transmission brake shown in Fig. 1 and 2, designated in its entirety by 10, can be located in the middle of a drive train as well as at the end of a rotating shaft, such as. B. according to Fig. 6. The mode of operation is the same in both cases. A gear 12, which meshes with a further gear 14, sits on the gear shaft to be braked and is connected to it in a non-rotatable manner. The latter either runs freely rotatably on a secondary shaft 16 lying parallel to the transmission shaft or is freely rotatable with this together.
The direction of rotation of the two gears 12 and 14 must remain the same for braking, in such a way that the teeth run against each other according to the direction of arrow A from below. It follows that the transmission shaft, e.g. B. from the drive shaft of a hydrodynamic-mechanical gearbox bes, must rotate in a constant direction. A gear for changing the direction of rotation, e.g. B. to switch between forward and reverse gear, so must z. B. in rail vehicles where the brake unit is needed in both directions of travel, seen in the direction of the power flow, be arranged behind the transmission brake 10.
With the gears 12 and 14, a brake shoe 18 cooperates, which is mounted pivotably on a fixed axis 20. It has two circular cutouts 22, the diameters of which are matched to the tip diameter of the gears 12 and 14 and when the brake shoe 18 is pivoted about the axis 20 in a clockwise direction, they apply as peripheral sealing surfaces to the gears. Side webs 24 of the brake shoe 18 also form upwardly extending sealing surfaces on the end faces of the gears 12 and 14 beyond the rolling point of the gears.
As can be seen from the drawing, the circular arc-shaped sealing surfaces 22 are not designed with a spray-angled transition extending up to the engagement between the gears 12 and 14, but this transition is formed by a recessed surface 26. Even if the brake shoe 18 is pressed in the direction against the gears 12 and 14, a free space 28 remains between the recessed surface 26 and the one at the gears.
In the example of FIGS. 1 and 2, the Ge gear brake has a self-contained housing. It consists of an upper housing part 30 and a lower housing part 32. The shafts of the gears and the axle 20 carrying the brake shoe 18 are mounted in the upper housing part 30. Cylinders 34 and 36 for an actuating piston 38 and a compensating piston 40 are incorporated into the lower housing part 32. Both pistons act on the brake shoe 18 in the sense that, when actuated, they press it against the gears.
A braking effect is achieved when the two gears 12 and 14 run in oil and the brake shoe 18 is pressed against them. Then namely in the area of the opposing teeth on the undersides of the gears, oil is transported into the tooth gaps to the space 28, which is displaced from the tooth gaps as a result of the engagement of the teeth, but only with power consumption between the meshing teeth and the face and circumference can squeeze out between the gears and the sealing surfaces of the brake shoe 18. The power consumption mentioned forms the braking power.
According to the invention, the gears 12 and 14 do not run continuously in oil, but this is first supplied for each braking process. In the execution of the brake according to FIGS. 1 and 2 it is provided that the oil required for braking is filled into the closed brake housing and then remains therein. A closable oil inlet 42 is located on the left side of the housing 30, 32 in the illustration according to FIG. 1.
When the brake is released, oil, which also fills the cylinders 34 and 36 above the pistons 38 and 40 seated on the bottom of these cylinders in the relaxed position of the brake, is poured into the oil inlet 42 until it rises to a level Hl. At this oil level, gears 3 and 4 do not yet reach into the oil with their lowest teeth and consequently run with small power losses without squeezing out <B> oil </B>.
For braking, compressed air is passed through an inlet 44 into the cylinder 34 under the piston 38. As a result, the piston 38 rises, under the tension of a compression spring 46 tensioned between it and the brake shoe 18, which pushes the piston 38 back into its original position after braking; however, because of a compression spring 48 acting in the opposite direction between the brake shoe 18 and the upper housing part 30, the latter is not yet in sealing contact with the gears 12 and 14. At first, when the piston 38 is raised, only the oil level in the brake housing rises and reaches the gears.
The brake shoe 18 is only then pivoted clockwise about its bearing axis 20 by the actuating piston when a convex bearing surface 50 at the obe Ren end of an upwardly pointing piston shaft 52 on a corresponding convex counter surface 54 on the underside of the head 56 of a central bore in an axial with through the actuating piston 38 and its shaft 52 is applied bolt 58 and presses against the brake shoe 18 via the bolt head 56.
Because of the pivoting movement of the brake shoe 18, a ball joint 60 is provided between the latter and the head 56 of the bolt 58. In this upper position of the actuating piston 38, the oil level reaches the level H2 indicated by dash-dotted lines. Braking takes place at this oil level. Thereafter, when the pressure under the actuating piston 38 is released, this moves under the pressure of the spring 46 back to the bottom of the cylinder 34, whereby both the brake shoe 18 lifts off the gears 12 and 14, and the oil level again on the level Hl falls
In the exemplary embodiment described, the actuating piston 38 has only been made relatively large in order to be able to raise such a large oil volume that the oil level in the entire brake housing rises from level H1 to level H2. In contrast, this measure is not intended to have the reaction force of the oil accumulated between the gear wheels 12 and 14 and the brake shoe 18 on the latter being absorbed by the actuating piston 38 alone.
The compensating piston 40, which is subjected to the high pressure of the space 28 from below, serves to compensate for the major part of the reaction force. For this purpose, a channel 62 leads from the recessed surface 26 in the vertical direction through the brake shoe 18 and has a connection to a bore 64 in the axial direction through the compensation piston 40 and its shaft 66, which, as in the case of the actuating piston 38 , attacks the brake shoe 18 via a ball joint 68. Via the channel 62 and the bore 64, oil with the high pressure of the space 28 reaches under the compensating piston 40 and thereby relieves the actuating piston 38.
The diameter of the latter is expediently measured in such a way that the maximum torque of the brake using the pressure of the compressed air available is maintained. The sealing in the ball joint 68 between tween the brake shoe 18 and the carbon shaft 66 is effected by a sealing ring 70. Seals 72 and 74 are provided for sealing the pistons 38 and 40 in the cylinders 34 and 36.
Determining the braking performance of the fiction, according to the transmission brake is apart from the tight contact of the side bars 24 of the brake shoe 18 on the end faces of the gears 12 and 14, the gap between the circumferential sealing surfaces 22 and the teeth of the gears. In order to prevent metallic contact between the gears and the brake shoe and to be able to set the minimum value of the gap, softer, as will be discussed later, characteristic for the brakes is important, a stop for the brake shoe 18 was provided, the z. B. from a more or less deep in a projection 76 of the housing upper part 30 screw-in adjusting screw 78 consists.
In tests with prototypes of the brake according to the invention it has been shown that a relatively high level of noise occurs when the gears 12 and 14 with normal teeth, eg. B. an involute toothing are executed.
However, as was found, the generation of noise could be reduced significantly by rounding off the teeth on the head and / or on the foot. In FIG. 3, such a preferred tooth shape is shown in profile, with, starting from an involute toothing, initially only the tooth tips were rounded. A further improvement results if, according to FIG. 4, the transitions at the tooth root are also made round. In Fig. 5, finally, tooth profiles are shown in which the involute shape has departed and the tooth shape is only true by arcs.
In this case, there is a significant advantage that the relative movement between the contact points of the two wheels during the intervention is very small or even zero, so that with a transmission brake of the type in question, a hard particle that gets between the teeth, no material is transferred from one gear to the other or material builds up on one or the other gear, which can happen with involute gears and then inevitably lead to the gears stopping.
Fig. 6 shows a transmission brake according to the invention of the type according to FIGS. 1 and 2 in a specific application, based on which a preferred cooling system will be explained below. Shown is an engine 80 of a motor vehicle or a locomotive, which acts on a transmission 82, from where the torque is transmitted via a clutch 84 and a cardan shaft 86 to the input shaft 88 of a reversing gear 90. The power flow then goes through the latter to its output shaft 92 and on to the drive wheels of the vehicle.
The transmission brake 10 according to the invention, assembled with an oil cooler 94, engages the extension of the input shaft 88 of the reversing gear 90, since this shaft always rotates in the same direction.
To explain the mode of operation of the cooling system of the transmission brake 10 used in the example in FIG. 6, reference is again made to FIGS. 1 and 2. It can be seen that the heat generated in the brake is initially absorbed by the brake oil. A technically useful solution to the normally difficult problem of cooling is therefore obtained if a cooling circuit is connected to the oil supply in the brake housing, in which heated oil is sucked out of the brake housing and fed to an oil cooler, after which it is returned to the oil supply in the brake housing feeds.
This basic idea can be further developed in the case of a brake according to the invention. In order to direct the oil from the brake to the oil cooler 94 of FIG. 6 and back, the pressure differential between the space 28 and the free interior of the brake housing is used. For this purpose, a central transverse bore 96 is made in the brake shoe 18, which penetrates the vertical channel 62 leading from the space 28 to the equalizing piston 40, so that pressure oil from the space 28 also enters the transverse bore 96.
From this, the <B> oil </B> is transferred to a further transverse bore 100 and through a line of the type of the movable connection line 98 shown in FIG. 2, via a line that is movably held between this and the upper housing part 30 because of the pivotability of the brake shoe 18 Continuing line, which is not shown for the sake of simplicity of the illustration, led into the oil cooler 94. The return line of the oil then takes place in the same way via the movably held intermediate line 98 and a parallel intermediate line formed in the same way into the transverse bore 100 and a further parallel transverse bore 102 in the brake shoe 18.
Grooves 104 and 106 open the transverse bores 100 and 102 to the inlet sides of the sealing surfaces 22. Since the oil returning from the oil cooler is not allowed to run freely into the brake housing, but first enters the pressure area between the gears and the brake shoe, foaming is effectively prevented .
In a further embodiment of the invention, an adaptation of the cooling capacity of the oil cooler 94 to changing braking conditions has also been considered. The measures taken in this regard are described with reference to FIG. 6.
The oil cooler 94 is designed as a heat exchanger, the cooling medium of which is the circulating cooling water of the engine 80. The installed cooling water circuit is indicated in FIG. 6 by the lines 108, 110 and <B> 1 </B> 12. Cooling water flows through line 108 from a water cooler 114, possibly cooled by a fan, to engine 80. Lines 110 and 112 lead from the engine back to water cooler 114, where however the oil cooler 94 is enclosed. On the water cooler 114, in addition to a fan that may already be present, a further fan 115 is provided, which can be driven by a hydraulic motor 117.
It is also possible to let the hydraulic motor 117 act on the blower in addition to the motor that drives a blower that may be present anyway, or to increase the capacity of a blower motor that is normally present with the pressurized oil as the propellant of the hydraulic motor. The pressure oil for the hydraulic motor 117 shown in the example is fed to it via a line 119. The return of the oil takes place via a line 121. It is an advantage of the transmission brake that it can supply the pressure oil for the hydraulic motor 117 even during braking by e.g.
B. with an already very warm engine and a larger, long-lasting braking power, a thermostatically controlled valve (not shown) of known design connects the line 119 to one of the connecting lines between the transverse bore 96 and the oil cooler 94, so that pressurized oil from the space 28 not only to the oil cooler 94, but also to the hydraulic motor 117. The oil flowing back from this through the line 121 is fed back to the oil supply in the brake housing.
It is natural that the extraction of oil from the space 28 for the described cooling circuit of the oil, which can be switched on and off in a known manner, thermostatically controlled or can be changed according to the flow rate, as well as any additional consumption of pressurized oil from the space 28 for the operation of a hydraulic motor 112 for a fan, because of the associated pressure drop between the gears 12 and 14 and the brake shoe 18, the braking force at the boundary line A in Fig. 13 must be reduced (see below the remarks on Fig . 13).
In this lowest speed range, however, the cooling requirement is so low that the offset of the boundary line A is practically insignificant. On the other hand, the arrangement described has the great advantage that the brake with the cooling device provided, in particular with the increase in the capacity of the engine cooling system, can basically be designed for a greater performance than without this cooling device.
A second embodiment of a transmission brake according to the invention is shown in section in FIG. Unlike the first embodiment of Fig. 1 and 2, where a self-contained brake housing is provided, which is flanged on one side or, as shown in Fig. 2, on both sides of the adjacent housing, not shown Ge, it is necessary for the transmission brake According to Fig. 7 no self-contained housing, as the application shown in Fig. 8 shows, for example.
There, the transmission brake according to the invention is arranged on the drive shaft 116 of a hydrodynamic mechanical transmission, and the brake housing is part of the transmission housing.
The structure of the transmission brake according to FIG. 7 is basically the same as that of the brake according to FIG. In the second embodiment, too, the braking effect arises from the fact that oil is enclosed under pressure between two gear wheels and a brake shoe provided with sealing surfaces on the face and circumference and squeezed through narrow gaps. As in the embodiment described above, an actuating and a compensating piston also act on the brake shoe.
Because of the extensive similarity, the two described exemplary embodiments of the brake according to the invention have been given the same reference numerals, which are comparable in function to individual parts. At this point, only the special features of the transmission brake according to FIG. 7 compared to that according to FIG. 1 need be discussed.
While the brake according to FIG. 1 is actuated by compressed air, oil is used as the pressure medium in the brake according to FIG. 7. The pressure oil is fed through a channel 118 to the cylinder 34 below the actuating piston 38. The piston moves upwards and presses against the brake shoe 18 via the ball joint 60. At the same time, pressure oil also passes through a bore 120 in the piston 38 and piston shaft 52 into a longitudinal channel 122 in the brake shoe 18 adjoining the bore 120 in the ball joint 60 opens onto the circumferential sealing surfaces 22.
So that the oil emerging from the longitudinal channel 122 immediately spreads over the entire tooth width reaches the tooth gaps of the teeth moving towards the space 28, transverse grooves 124 (see. Fig. 9 to 11) in the sealing surfaces 22 are attached, which Have connection to the longitudinal channel 122. Pressure oil is therefore supplied to the tooth gaps at a point where there is no counter pressure. It is then guided to the meshing area of the gears and squeezed out.
In the example, the longitudinal channel 122 runs in a side web 24 of the brake shoe 18 (FIGS. 10 and 11), and the transverse grooves 124 are drawn into these web sides. The transition between the Boh tion 120 in the piston 38 and the laterally laid longitudinal channel 122 then forms a transverse bore 126 (Fig. 10).
The person skilled in the art will, however, readily deviate from the example shown here, the course of the oil guide in the brake shoe 18 can determine the gaps to direct pressure oil when the piston 38 is actuated directly into the opposing tooth gaps.
The oil carried along by the gears 12 and 14 accumulates in the space 28, and a relatively high pressure is created there. This pressure, as well as that in the respective adjacent tooth gaps, acts on the brake shoe 18 in the opposite direction to the force exerted by the actuating piston 38 on the brake shoe. Of course, the piston 38 could be made correspondingly large in order to oppose the reaction force generated during braking with a sufficiently high actuating force. As with the above-described embodiment according to FIG. 1, however, a construction with a compensating piston 40 is preferred, which is acted upon by the high pressure in the space 28.
The sealing of the ball joint 68 between the brake shoe 18 and the shaft 66 of the compensating piston 40 takes place according to FIG. 7, unlike in FIG. 1, in that a compression spring supported at the bottom of the cylinder 36 constantly seals the shaft 66 in the ball joint 68 the brake shoe 18 presses. The spring 48 also has the same function as the spring 128 with regard to the device in the ball joint 60.
The immediate oil supply necessary to initiate the braking process takes place, as explained above, via the longitudinal channel 122. The oil that emerges from the sealing surfaces of the brake shoe 18 during braking and is sprayed off by the rotating gears collects in part in an oil pan 130, which the brake shoe 18 surrounds (see. Fig. 7 and 8). If the oil level in this oil pan 130 rises to a level that the oil reaches the teeth of the gears 12 and 14 running into the brake shoe 18, there is an additional safeguard that there is enough oil for the braking process between the combs Teeth of the gears.
To facilitate the entry of the oil from the oil pan 130 between the gear 14 and the corresponding circumferential sealing surface 22 of the brake shoe 18, a recess 132 extending from the outside into the sealing surface 22 is made in the latter (see FIGS. 7, 9 and 10). Meanwhile, even after the pan 130 has been filled, oil continues to flow in through the pressure piston 38, and excess oil flows out over the edge of the oil pan 130 of the transmission.
This automatically results in cooling oil circulation, the cooling system of the hydraulic transmission also serving as a cooling system for the hydrostatic brake.
After braking, the oil supply through the longitudinal channel 122 is stopped. The rotating gears 12 and 14 hurl so much oil over the edge of the oil pan 130 in a short time that no more oil can flow through the recess 132, through which the last oil has reached the gears. The gears then run without squeezing out oil.
The control of the transmission brake according to FIG. 7 will be explained with reference to FIG. It also becomes clear why the attachment of the brake according to the invention to a hydrodynamic-mechanical transmission has particular advantages. The reason for this lies in the fact that the control elements of the brake can be switched into the hydraulic system that is required anyway for the hydraulic torque converter and, depending on the design of the transmission, for actuating the clutches. So z. B. deliver a single oil pump 134 pressure oil for both the hydraulic torque converter and the transmission brake.
In some cases, monitoring devices, such as a pressure relief valve 136 in the example, can be used for both line systems, both that of the gearbox and that of the brake.
The oil pump 134, which is driven in a known manner by the engine of the vehicle, pumps oil from a sump 138 in the direction of the arrows shown in FIG. 12 via a line 140 to the hydraulic torque converter of the transmission and via a line 142 to the inlet 144 of a valve designated 146 in its entirety. In the valve 146, a control slide 148 is mounted so as to be axially displaceable against the pressure of a spring 150. The spool over 148 is z. B. actuated by the brake pedal of a motor vehicle. There are three valve pistons on the control slide, which are designated in the following by 152, 154 and 156 in accordance with the drawing.
Of these, the valve piston 152 is intended to open and close an outlet 158, from which the oil fed to the valve 146 via the inlet 144 via a line 160 and the above-mentioned channel 118 and the bore 120 into the longitudinal channel 122 in the brake shoe 18 got.
The valve piston 152 interacts with the outlet opening 158 as a throttle which, depending on the freely given cross section of the outlet opening, reduces the oil pressure downstream of the pump 134, which is determined by the pressure relief valve 136. However, this pressure control is not yet sensitive enough. A line 164 branching off from the line 160 and leading back to an inlet 162 of the valve 146 is therefore provided, which, depending on whether the inlet is opened or closed by the valve piston 156 or an outlet 166 of the valve 146 by the valve piston 154, is provided a return line 168 connects to the oil sump 138 or not. During braking, the control slide 148 is moved to the left with respect to the valve 146.
As a result, the valve piston 152 increasingly releases the outlet 158, while the valve piston 156, which, as shown, is conical on one side, increasingly closes the inlet 162 and thus reduces the possibility of oil backflow from the line 160 . Both processes, both the increasing opening of the outlet 158 and the increasingly closing of the oil return to the sump in the area of the cone of the valve piston 156, allow the oil pressure in front of the transmission brake 10 to rise continuously and finely dosed. The braking force is determined by the oil pressure.
A limitation of the braking force in the range of lower speeds can be made by fixing a certain minimum value of the circumferential gap between the gears 12 and 14 on the one hand and the brake shoe 18 on the other hand by means of the adjusting screw 78, as has already been pointed out. The possibility of an upper limit on the braking force is to set a maximum value for the oil pressure in front of the brake. This can be done by means of an overpressure valve 170, which is placed in a branch line 174 branching off from line 160 and leading back to an inlet 172 of valve 146 and which responds when the pressure in line 160 retroactive from space 28 exceeds a certain maximum.
The maximum braking torque is then proportional to this oil pressure. The oil flowing into the valve 146 via the line 174 is returned to the sump 138 via the return line 168. The valve piston 154 does not prevent this return flow, since it only closes the valve outlet 166 when the brake is not actuated.
In a retrospective comparison of the two exemplary embodiments of the brake according to the invention according to FIGS. 1 and 7, the following can be determined: As with every gear pump, brief pressure fluctuations or vibrations arise in the transmission brake according to the invention, which result from the fact that the tooth wheels 12 and 14 the oil displacement from the tooth gaps occurs unevenly. In the case of known transmissions, in which the brake shoe is controlled directly via a mechanical, rigid connection to the vehicle's brake pedal, these vibrations have a very disruptive effect there.
In the described embodiments of the inventive Ge transmission brake, however, the pressure of a pressure medium used to actuate the brake is via a throttle valve, in one case compressed air, in the other pressure oil, depending on the desired braking force. This avoids the pressure fluctuations of the brake becoming noticeable on the brake pedal. However, it cannot be prevented that the pressure fluctuations affect the line system of the pressure medium. The risk of resulting damage is of course when using an incompressible pressure medium, such as. B. Oil, larger than when using compressed air, which weakens the pressure surges.
It is therefore initially provided that the brake according to FIG. 7 in smaller vehicles, such as. B. Passenger cars, to be installed and for larger loads such. B. in locomotives and trucks to take the brake of FIG.
The mentioned pressure fluctuations in the transmission brake act as alternating forces because of the shape of the brake shoe 18 in the horizontal direction on its mounting. For the absorption of these forces, the intended pivot bearing of the brake shoe is fundamentally better suited than attaching it alone to an actuating piston located below, as in the case of the previously known brakes.
Further advantages of the hydrostatic-hydrodynamic transmission brake according to the invention over the previously known brakes are explained with reference to the curve of the braking torque shown in FIG. 13, plotted against the speed. The curve A B-C indicates the maximum braking torque at the speed or speed plotted on the abscissa. Braking values below curve A-B-C result from the respective intermediate position of the control slide of the throttle valve in the supply line of the pressure medium for actuating the brake.
At a certain pressure of the pressure medium, the braking force or the braking torque remains constant during the fol lowing drop in vehicle speed until part of the curve A is reached in the lower speed range. The braking characteristics are hydrostatic up to an adjustable lower speed range, although the structure of the brake itself, the conversion of the mechanical energy of the braked shaft against pressure and kinetic energy of the brake oil and finally heat, a hydrodynamic rule, d. H. The speed-dependent curve of the braking torque can be expected, as can be seen in the previously known transmission brakes.
The constant braking torque, which is advantageous over this, is achieved by controlling the brake shoe 18 not immediacy bar by the brake pedal, but by a pressure medium. A specific actuation pressure results in a specific pressure in space 28 and, apart from the area of curve part A, this has a specific torque regardless of the speed of gear wheels 12 and 14.
The constant pressure in space 28 is maintained during braking and the drop in speed down to the lower range, because the brake shoe 18 according to the decreasing speed of the gears reducing the amount of oil pumped by these applies increasingly closer to the gears 12 and 14 until the stop screw 78, with the help of which the course of the hydrodynamic curve part A can be set, prevents the brake shoe 18 from coming closer to the gearwheels, and thus at the end also eliminates the metallic contact between these parts.
The steep drop in the braking torque at low speed is due to the fact that when gears 12 and 14 are only rotating slowly in space 28, no strong pressure can develop because the small amount of oil conveyed by the gears to space 28 does not result in high pressure produce through the gap on the sealing surfaces of the brake shoe 18, in particular at the circumferential gaps set by the adjusting screw 78 can emerge. Visible Lich the pressure in space 28, and thus the braking torque, immediately to zero when the gears 12 and 14 stop, which z. B. would be the case when the vehicle slips and the wheels lock.
The fact that the braking force immediately drops rapidly when the vehicle wheels tend to lock, effectively preventing this condition, which is feared by every driver.
The last-described effect of the gear brake according to the invention would also be characteristic of typical hydrodynamic brakes. However, the advantage of the transmission brake according to the invention over the latter is that the speed-dependent braking effect only occurs and is adjustable at the end of the braking process. The relatively small lower speed range can be mastered with a handbrake, so that such a brake system, paired with the transmission brake according to the invention, results in a braking system that is also fully sufficient for legal requirements.
On the other hand, pairing the well-known, purely hydrodynamic transmission brake with a handbrake would be pointless because the latter could not bridge the large lower speed range in which the braking torque of the hydrodynamic brake runs out to zero.
The maximum braking torque in section B of the curve in FIG. 13 is set with the aid of the pressure relief valve 170. The maximum value of the braking force to be set depends on the type and size of the vehicle and, in particular, on the intended performance of the oil cooler. Is a construction such. B. selected according to FIG. 1 in conjunction with FIG. 6, in which oil can be removed because of the oil cooling of the brake itself, so there is no drop in braking power even with prolonged braking and high driving speed.
The drop in braking power indicated in the upper speed range by the curve part C is the result of a temperature-controlled reducing valve, which, however, will normally not be necessary, since braking above the limit in question quickly causes a delay and further braking then occurs within the intended Limit takes place.
In this context, it should also be mentioned that the effective braking torque of all forces acting on a vehicle during braking is somewhat larger than the maximum represented by the curve A-B-C. The braking force of the motor itself, the transmission friction and the air and rolling resistance should also be taken into account.
In order to illustrate how slight the braking torque of the transmission brake according to the invention is when idling, d. H. when the gears 12 and 14 run around without squeezing out oil, the corresponding curve D was drawn in dashed lines in FIG. It can be seen that, in contrast to the previously known transmission brakes, in which the gearwheels are immersed in oil even when idling, the power losses remain negligibly small here.