CH617991A5 - Multi-stage epicyclic gear change box for motor vehicles - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft ein mehrstufiges Umlaufräder-Schaltgetriebe für Fahrzeuge mit einem Planetenträger, dessen Planetenräder mindestens zwei axial aufeinanderfolgende Abschnitte verschiedenen Durchmessers haben, die ausschliesslich mit Zentralrädern kämmen.

Die Verwendung derartiger Planetengetriebe als Stufenschaltgetriebe in Fahrzeugen, insbesondere Personen- und Lastkraftwagen, aber auch Omnibussen, Erdbewegungsfahrzeugen und Lokomotiven ist an sich bekannt. Die bekannten Getriebekonstruktionen sind jedoch zur Erfüllung der an sie gestellten Anforderungen und zur Übertragung der hohen Drehmomente in den Untersetzungsstufen verhältnismässig kompliziert und aufwendig und haben demzufolge beträchtliche Abmessungen. Weiterhin besitzen die bekannten Planetengetriebe zumindest teilweise mitdrehende Servomotoren zur Betätigung der verschiedenen Kupplungen und Bremsen bei der Einschaltung der Getriebestufen. Die Beherrschung der damit verbundenen Dichtungsprobleme für die gesamte Betriebsdauer bedingt einen erheblichen Aufwand und führt dennoch zu beträchtlichen Leckströmungen, die nur durch entsprechend dimensionierte Druckflüssigkeitspumpen beherrscht werden können.

Aufgabe der Erfindung ist es demgegenüber, ein mehrstufiges Schaltgetriebe der eingangs genannten Art für Fahrzeuge zu schaffen, das bei kleinstmöglichen Abmessungen und billigster Herstellbarkeit ohne mitdrehende Servomotoren auskommt und sich mit kleinstmöglichen Druckflüssigkeitsmengen schnell und sicher schalten lässt.

Erfindungsgemäss wird diese Aufgabe dadurch gelöst, dass mindestens drei Zentralräder vorgesehen sind, von denen eines mit dem Getriebeeingangsglied drehfest verbunden ist, während das Getriebeausgangsglied mit dem Planetenträger verbunden ist, und dass die übrigen Zentralräder mit von gehäusefesten Servos betätigbaren Reibungsbremsen zum Festlegen gegen Drehung versehen sind. Dabei ist zweckmässig die Verbindung des Getriebeausgangsgliedes mit dem Planetenträger drehfest.

Durch den Antrieb des Getriebes über ein Zentralrad und den Abtrieb über den Planetenträger in Verbindung mit Planetenrädern mit mindestens zwei aufeinanderfolgenden Abschnitten verschiedenen Durchmessers, in welche noch weitere abbremsbare Zentralräder eingreifen, ist es möglich, die Reibungsbremsen zum wahlweisen Stillsetzen dieser weiteren Zentralräder auf verhältnismässig grossem Durchmesser anzuordnen, so dass sie auch bei grosser Getriebeuntersetzung

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mühelos das dabei auf sie wirkende Reaktionsmoment aufzunehmen vermögen. Die die Bremsservos undrehbar im Getriebegehäuse angeordnet werden können, sind ihre Abdichtungen mühelos zu beherrschen und ihre Leckverluste gering, so dass die Pumpenkapazität entsprechend klein sein kann.

Mit einem Getriebe gemäss der Erfindung lassen sich nicht nur Untersetzungen in Vorwärtsrichtung sowie auch Rückwärtsantrieb und Übersetzungen ins Schnelle erzielen. Ausserdem ist auch auf einfache Weise Direktantrieb möglich, wozu es in vorteilhafter Weiterbildung nur einer zwischen dem mit dem Eingangsglied verbundenen Zentralrad und dem Planetenträger angeordneten Reibungskupplung bedarf, welche von einem gehäusefesten Servo betätigbar ist, der über ein Axialdrucklager einen Druckring beaufschlagt, von welchem die Eindrückkraft über ausserhalb ihrer Mitte am Planetenträger gelagerte radiale Hebel auf die Reibungskupplung übertragbar ist.

Dies geschieht in vorteilhafter Weiterbildung der Erfindung dadurch, dass ein als gleiches Rad wie das mit dem Eingangsglied verbundene Zentralrad ausgebildetes Zentralrad mit einem anderen Abschnitt der Planetenräder kämmt und zur Herstellung von Rückwärtsantrieb oder Übersetzung ins Schnelle für sich abbremsbar ist.

Wenn bei einem Schaltgetriebe nach der Erfindung mit nur zwei Planetenradabschnitten verschiedener Durchmesser neben zwei Untersetzungen in Vorwärtsrichtung auch Rückwärtsantrieb gewünscht ist, d. h. also ausser dem treibenden Zentralrad drei weitere einzeln abbremsbare Zentralräder vorgesehen werden, können sich Schwierigkeiten bei der Abstimmung der einzelnen Übersetzungsverhältnisse aufeinander ergeben. Dies kann beispielsweise bei der ersten Anordnung mit Antrieb über ein äusseres Ringrad dazu führen, dass bei der Wahl zweier brauchbarer Untersetzungsstufen in Vorwärtsrichtung der Rückwärtsantrieb mit Übersetzung ins Schnelle erfolgt. Stattdessen sollte der Rückwärtsgang bei Fahrzeugen im allgemeinen eine möglichst grosse Untersetzung aufweisen. Diese Schwierigkeit wird nach einem besonderen Ausgestaltungsmerkmal der Erfindung dadurch umgangen, dass jedes Planetenrad drei Abschnitte mit verschieden grossen Durchmessern erhält, von denen der Abschnitt grössten Durchmessers mit dem mit dem Eingangsglied verbundenen Zentralrad kämmt und der Abschnitt kleinsten Durchmessers mit einem weiteren abbremsbaren Zentralrad in Kämmeingriff steht. Mit dieser Ausbildung lassen sich dann nicht nur Rückwärtsantrieb mit erwünscht grosser Untersetzung erzielen, sondern durch wahlweise Abbremsung von drei weiteren auf der gleichen Seite gegenüber den Planetenräderachsen angeordneten Zentralrädern drei verschiedene Vorwärtsuntersetzungen sowie gegebenenfalls noch zusätzlich Direktantrieb. Dennoch bleibt das erfindungsgemässe Planetengetriebe klein und kompakt in seinen Abmessungen und einfach im Aufbau.

Wie eingangs bereits erwähnt, können bei dem erfindungs-gemässen Planetengetriebe die Bremsen und die Kupplung auf verhältnismässig grossen Durchmessern angeordnet werden, so dass nur geringe Kräfte zur Herstellung einer ausreichenden kraftschlüssigen Verbindung benötigt werden. Dies ermöglicht nach einem anderen Weiterbildungsmerkmal der Erfindung die Ausbildung der Bremsen bzw. der Kupplung in Einschei-ben-Bauart, wobei die Reibungsbeläge aus Sintermetall bestehen und die Oberflächen der Reibscheiben in Umfangsrich-tung mit einer Amplitude von maximal 0,2 mm sinusförmig gewellt sind. Durch eine solche Verwendung von Einscheiben-Bremsen bzw. einer Einscheiben-Kupplung lassen sich die Einrückwege kurz halten, so dass entsprechend auch zum Füllen der Servos nur geringe Flüssigkeitsmengen benötigt werden, und die sinusförmige Welle der Reibscheibenoberflächen mit der geringen Amplitude von maximal 0,2 mm führt zu einer beträchtlichen Erhöhung des Drehmomentübertragungsvermögens der Bremsen bzw. der Kupplung.

Während vor allem Personenkraftwagen als Fahrzeuge mit hoher spezifischer Leistung neben dem meist bis zur höchsten Geschwindigkeit ausreichenden Direktgang mit zwei bis drei Untersetzungsstufen für das Anfahren sowie das Überwinden von Steigungen und die Motorbremsung auf Gefällstrecken auskommen, benötigen Fahrzeuge geringer spezifischer Leistungen, bei denen es nicht auf grosse Beschleunigungen und Endgeschwindigkeiten, sondern hohe Zugkraft ankommt,

mehr Untersetzungsstufen in entsprechender feinerer Abstufung, um die Antriebsmaschine stets im Bereich optimaler Drehmomententwicklung und geringsten Brennstoffverbrauchs fahren zu können. Hierfür geeignete Zahnradwechselgetriebe sind im allgemeinen als Vorgelegegetriebe ausgebildet und erreichen wegen der Vielzahl der erforderlichen Räderpaare erhebliche Abmessungen. Ausserdem benötigen sie neben einer Vielzahl zum Teil hochbelasteter Klauenkupplungen eine zusätzliche Trennkupplung, die als Reibungskupplung ausgebildet ist und den Kraftfluss während der Getriebeumschaltun-gen unterbricht. Daneben ist, vor allem in Verbindung mit hydrodynamischen Drehmomentwandlern, auch die Verwendung von Umlaufrädergetrieben (Planetengetrieben) bekannt. Der bauliche Aufwand ist jedoch bei den bekannten Ausführungen noch grösser als der von Vorgelegegetrieben, und es wird für den Rückwärtsgang ein zusätzliches Getriebe benötigt, das den konstruktiven Aufwand weiter vergrössert und die Abmessungen und Kosten zusätzlich erhöht.

Eine besondere Ausführungsform der Erfindung vermeidet diese Nachteile dadurch, dass zwischen dem Planetenträger und dem Getriebeeingangsglied ein zweites Planetengetriebe angeordnet ist, dessen Planetenräder mindestens zwei Abschnitte verschiedenen Durchmessers haben, die mit mindestens drei Zentralrädern kämmen, von denen ein Zentralrad mit dem Planetenträger des ersten Planetengetriebes drehfest verbunden ist, während das Getriebeausgangsglied mit dem Planetenträger des zweiten Planetengetriebes drehfest verbunden ist, wobei die übrigen Zentralräder des zweiten Planetengetriebes mit Reibungsbremsen versehen sind, die von gehäusefesten Servomotoren einschaltbar sind. Dadurch wird ein insbesondere für Lastkraftwagen und Erdbewegungsfahrzeuge geeignetes Vielstufengetriebe geschaffen, das bei einfacher Herstellbarkeit und vergleichsweise geringen Abmessungen dennoch eine grössere Anzahl brauchbar aufeinander abgestimmter Getriebestufen einschliesslich Rückwärtsgang liefert und keine gesonderte Trennkupplung benötigt. Dabei sollte das mit dem Eingangsglied verbundene Zentralrad ein mit den Abschnitten grösseren Durchmessers der Planetenräder des ersten Planetengetriebes kämmendes Ringrad sein. Für das zweite Planetengetriebe gibt es somit in der Ausbildung des Eingangsgliedes zwei Möglichkeiten: ist das Eingangsglied des zweiten Planetengetriebes ein mit den Abschnitten kleineren Durchmessers der dortigen Planetenräder kämmendes Ringrad, liefert dieses Planetengetriebe eine grössere Untersetzung, und eine solche Getriebeanordnung eignet sich dann besonders für die Erdbewegungsfahrzeuge, die im Einsatz bei geringen Geschwindigkeiten besonders grosse Antriebskräfte aufzubringen haben. Dabei lassen sich in der Praxis bis zu neun Vorwärtsgänge einschliesslich Direktgang sowie mehrere Rückwärtsgänge schaffen, was den universellen Einsatz derartiger Fahrzeuge unter den verschiedensten Betriebsbedingungen ermöglicht.

Zur Verwendung bei Lastkraftwagen wird hingegen im allgemeinen die andere mögliche Ausführungsform zu bevorzugen sein, bei welcher auch das Eingangsglied des zweiten Planetengetriebes ein mit den Abschnitten grösseren Durchmessers der Planetenräder kämmendes Ringrad ist. In diesem Fall wird das Untersetzungsverhältnis in der ersten Getriebe5

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stufe etwas geringer sein als bei der anderen Ausführungsform, was aber bei Lastkraftwagen in den meisten Fällen ausreichen dürfte, und die Anzahl der nutzbaren Kombinationen von Getriebeuntersetzungen in den beiden Planetengetrieben wird wegen gewisser Überschneidungen auch geringer, beispielsweise nur sechs sein, was aber gleichfalls für den praktischen Betrieb meistens genügt.

Das erfindungsgemässe Schaltgetriebe eignet sich wegen seines einfachen und betriebssicheren Aufbaus, der geringen Verluste an Druckflüssigkeit in den stationären Servos und der mit den Reibungskupplungen erzielbaren kurzen Umschaltzeiten besonders zur Verwendung in Verbindung mit einem hydrodynamischen Drehmomentwandler. Für diesen Verwendungszweck ist es besonders vorteilhaft, das Schaltgetriebe derart weiter auszugestalten, dass die Servos der Reibungsbremsen und der Reibungskupplung über ein Mehrstellungs-Steuerventil einzeln an ein vorhandenes Druckflüssigkeitssystem anschliessbar sind und dass für das Halten der Reibungsbremsen und der Reibungskupplung zwischen dem Druckflüssigkeitssystem und dem Steuerventil eine gesonderte Hochdruckpumpe angeordnet ist, zu der ein beim Füllen der Servomotoren öffnendes Rückschlagventil parallelgeschaltet ist. Als Druckflüssigkeitssystem kann beispielsweise das Schmiermittelsystem des Antriebsmotors oder die Füllpumpe eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers dienen, wobei dieses System lediglich die zum Füllen des jeweils eingeschalteten Servomotors erforderliche Druckflüssigkeitsmenge liefert, während die zusätzliche Hochdruckpumpe nach der Füllung den für das sichere Greifen der reibungsschlüssigen Bremsen und Kupplungen erforderlichen Haltedruck erzeugt. Das der Hochdruckpumpe parallelgeschaltete Rückschlagventil steuert dabei.selbsttätig die Versorgung der Servomotoren mit der Füllmenge, indem es gegen den beim Füllen gering bleibenden Gegendruck aufsteuert und anschliessend nach dem Füllen die Rückströmung der von der Hochdruckpumpe mit dem Haltedruck versorgten Servomotoren sperrt, wobei die Hochdruckpumpe wegen der Verwendung undrehbarer Servomotoren mit leicht zu lösenden Dichtungsproblemen nur geringe Leckverluste auszugleichen braucht und demzufolge mit geringer Kapazität ausgebildet werden kann. Es leuchtet ein, dass auf diesem Wege eine in ihrem Aufbau einfache und ihren Abmessungen kompakte Kraftübertragungseinrichtung geschaffen wird, die sich sowohl bei Fahrzeugen ohne Automatik wie auf solchen mit Automatik, insbesondere einem stufenlos arbeitenden hydrodynamischen Drehmomentwandler vorteilhaft verwenden lässt. Darüber hinaus kann eine Druckflüssigkeitssteuerung des Schaltgetriebes eine weitgehende Freizügigkeit in dessen Anordnung sowie grosse Freiheiten in der Ausbildung der Steuerung selbst, sei es, dass die Wahl der Gänge von Hand oder in Abhängigkeit von den verschiedenen Parametern der Kraftübertragungseinrichtung wie insbesondere dem Drehzahlverhältnis zwischen Getriebeeingangs- und -ausgangswelle, dem Drehmomentbedarf oder anderem erfolgt.

Ferner kann jeder Servomotor über ein eigenes Maximaldruckventil mit individuellem Öffnungsdruck an eine druckfreie Rückleitung angeschlossen sein. Durch diese Anordnung lässt sich trotz der Verwendung eines für alle Servomotoren gemeinsamen Druckflüssigkeitssystems und einer gemeinsamen Hochdruck-Haltepumpe der Einschalt- und Haltedruck eines jeden Servomotors auf einem optimalen Wert halten, was weiterhin dadurch noch begünstigt werden kann, dass der Öffnungsdruck dieser Maximaldruckventile einzeln einstellbar ist. Infolge der kleinen Kapazität der Hochdruck-Haltepumpe genügt die Abführung geringer Flüssigkeitsmengen für eine wirksame Druckbegrenzung, so dass die Maximaldruckventile entsprechend klein ausgebildet sein können.

Die Erfindung wird nachstehend anhand einiger bevorzugter

Ausführungsbeispiele in Verbindung mit der Zeichnung näher erläutert. Es zeigen:

Fig. 1 im Axialschnitt eine erste Ausführungsform eines Schaltgetriebes bestehend aus einem dreistufigen Planetengetriebe mit zusätzlichem Rückwärtsgang,

Fig. 2 einen Axialschnitt ähnlich Fig. 1 durch eine abgeänderte Ausführungsform ohne Rückwärtsgang,

Fig. 3 einen Axialschnitt durch ein weiteres Schaltgetriebe mit vier Vorwärtsgängen und stark untersetztem Rückwärtsgang,

Fig. 4 im Axialschnitt ein aus zwei mehrstufigen Planetengetrieben bestehendes Schaltgetriebe zur Verwendung als Viel-stufengetriebe insbesondere für Erdbewegungsfahrzeuge,

Fig. 5 einen Axialschnitt ähnlich Fig. 4 durch eine andere Ausführungsform eines solchen Vielstufengetriebes für einen Lastkraftwagen,

Fig. 6 in schematischer Darstellung eine Abänderung des Getriebes nach Fig. 4, wobei das erste Planetengetriebe Planetenräder mit drei Abschnitten verschieden grosser Durchmesser aufweist, mit denen je ein Sonnenrad kämmt,

Fig. 7 ein durch Kombination eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers mit einem Schaltgetriebe nach Fig. 3 gebildetes Verbundgetriebe in vereinfachter Form mit einer hydraulischen Schalteinrichtung zur selektiven Einschaltung der einzelnen Servomotoren für die Kupplungen und Bremsen sowie für Hydraulikantrieb bzw. Direktantrieb des hydrodynamischen Drehmomentwandlers, wobei der Basisdruck für die Steuerflüssigkeit vom Schmierölsystem der Brennkraftmaschine geliefert wird,

Fig. 8 Darstellung ähnlich Fig. 7, wobei das Steuersystem mit einem gesonderten Ventil zur automatischen Umschaltung zwischen dem dritten und vierten Gang in Abhängigkeit von verschiedenen Betriebsbedingungen versehen ist.

Bei den in der Zeichnung gezeigten Ausführungsformen des erfindungsgemässen Schaltgetriebes sind die Eingangswelle mit I, die Ausgangswelle mit 0, eine Zwischenwelle zwischen den beiden Planetengetrieben (Fig. 5) mit S und das undrehbare Getriebegehäuse, sofern es gezeigt ist, mit H bezeichnet.

Das Getriebe nach Fig. 1 ist ein 3-Stufengetriebe mit zwei Untersetzungen in Vorwärtsrichtung, Direktgang und Rückwärtsgang. Die Eingangs welle I ist mittels eines Lagers 10 und die Ausgangswelle O mittels eines Lagers 12 im Gehäuse H gelagert. Ferner ist die Eingangswelle I in einer Bohrung der Ausgangswelle O mittels weiterer Lager 14,16 zentriert. Ein Radialflansch 18 an der Ausgangswelle O trägt auf einer Keilverzahnung einen Planetenträger 20, auf dessen am Umfang verteilten Achsen 22 erste Zahnräder 24 von verhältnismässig geringem Durchmesser gelagert sind. In der Schnittebene der Zeichnungsfigur sind nur eine Achse 22 und ein Zahnrad 24 sichtbar. Jedes Zahnrad 24 trägt ferner in formschlüssigem Eingriff mit seiner Verzahnung ein zweites Zahnrad 26 von wesentlich grösserem Durchmesser, jedoch erheblich geringerer Länge, so dass ein grösserer Abschnitt des kleineren Zahnrades 24 freiliegt und damit ein Planetenrad mit zwei Abschnitten verschieden grosser Durchmesser gebildet ist.

Auf der Eingangswelle I sitzt, mittels Keilverzahnung drehfest verbunden, eine leicht konische Scheibe 28, deren Peripherie formschlüssig in die Innenverzahnung eines ersten hülsenförmig ausgebildeten Zentralrades 30 eingreift. Die sich über die gesamte Länge dieses Zentralrades erstreckende Innenverzahnung steht an ihrem anderen Ende im Kämmeingriff mit den grösseren Planetenrädern 26, für die das Zentralrad 30 ein Aussen- oder Ringrad bildet. Ein hülsenförmig ausgebildetes zweites Zentralrad 32 ist auf der Ausgangswelle O zentriert und kämmt als Sonnenrad mit den grösseren Pla-netenradabschnitten 26. Ein drittes, gleichfalls hülsenförmig

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ausgebildetes Zentralrad 34 ist auf einer am vorderen Ende des Sonnenrades 32 mittels Keilverzahnung drehfest aufgeschobenen Flanschscheibe 36 gelagert und kämmt als weiteres Sonnenrad mit den kleineren Planetenradabschnitten 24. Das dritte Zentralrad 34 trägt ausserdem mittels Keilverzahnung eine Flanschscheibe 38. Schliesslich ist noch ein viertes Zentralrad 40 vorhanden, das die kleinen Planetenradabschnitte 24 auf der Aussenseite als Ringrad umschliesst und mit diesem kämmt.

Die Flanschscheibe 38 trägt auf einer äusseren Verzahnung die einzige Reibscheibe einer ersten Lamellen-Bremskupplung 42 zum Festlegen des zentralen Sonnenrades 34 am Gehäuse H. Zum Einrücken der Lamellenkupplung 42 dient ein Ringkolben 44, der von einer Tellerfeder 46 in Ausrückrichtung belastet ist. In ähnlicher Weise trägt die Flanschscheibe 36 die einzige Reibscheibe einer zweiten Lamellen-Bremskupplung 48 zum Festlegen des zentralen Sonnenrades 32 am Gehäuse H mittels eines Ringkolbens 50, der von einer Tellerfeder 52 in Ausrückrichtung belastet ist. Die Ringkolben 44, 48 sind in ringzylindrischen Ausnehmungen innerhalb des undrehbaren Gehäuses H verschieblich gelagert, und die Tellerfedern 46, 52 stützen sich an axialen Ansätzen im Gehäuseinneren ab.

In einer dritten ringzylindrischen Ausnehmung innerhalb des Gehäuses H ist auf verhältnismässig kleinem Durchmesser ein weiterer Ringkolben 54 angeordnet, der über ein erstes Axiallager 56 auf das nicht nur drehbar, sondern auch axial verschieblich auf der Ausgangswelle O gelagerte hülsenför-mige Sonnenrad 32 wirkt. Das andere Ende des Sonnenrades 32 beaufschlagt über ein zweites Axiallager 58 eine Anzahl Stössel 60, die in Bohrungen innerhalb des Radialflansches 18 der Eingangswelle I axial verschieblich geführt sind. Die Axiallager 56, 58 sind beim gezeigten Ausführungsbeispiel als Nadellager mit verhältnismässig kurzen Nadeln ausgebildet. Stattdessen können auch andere geeignete Lagerarten verwendet werden. Insbesondere können das Lager 56 auch ein Gleitlager und das Lager 58 ein Hochschulter-Kugellager sein.

Die Stössel 60 drücken axial gegen einen auf der Ausgangswelle O verschieblich gelagerten Druckring 62. Der Druckring 62 erfasst die inneren Enden einer Anzahl radialer Hebel 64, die sich durch von wulstförmigen Rändern begrenzte Schlitze in einem Ansatz 66 des Planetenträgers 20 erstrecken und mit ihren radial ausserhalb davon befindlichen kürzeren Hebelarmen formschlüssig in einen weiteren Druckring 68 eingreifen. Der Druckring 68 bildet das Betätigungsglied einer dritten Einscheiben-Lamellenkupplung 70 zwischen dem zentralen Ringrad 30 und dem Planetenträger 20 zur Herstellung einer Direktverbindung zwischen der Eingangswelle I und der Ausgangswelle O, wobei diese Lamellenkupplung 70, wie ersichtlich, bei Druckbeaufschlagung des Ringkolbens 54 eingerückt wird. Zum Ausrücken dieser Kupplung dient eine auf die radialen Hebel 64 aufgeschraubte Tellerfeder 72, die bestrebt ist, die Hebel in eine lotrecht zur Getriebeachse gerichtete Stellung zu verschwenken und die Axiallager 56, 58 ständig belastet hält.

Schliesslich ist im undrehbaren Gehäuse H noch eine weitere ringzylindrische Ausnehmung mit einem Kolben 74 vorhanden, mit welchem eine auf einer äusseren Verzahnung des Ringrads 40 angeordnete Reibscheibe unter Bildung einer weiteren Lamellenbremskupplung 76 am undrehbaren Gehäuse festlegbar ist.

Die Reibflächen der Bremskupplungen 42, 48,76 und der Kupplung 70 sind vorzugsweise von Belägen aus Sintermaterial gebildet, und die Oberflächen der Reibscheiben besitzen, in Umfangsrichtung betrachtet, eine leichte Sinuswellung mit einer Amplitude von maximal 0,2 mm. Durch diese Ausbildung wird ein besonders guter Reibungseingriff bei vergleichsweise geringer Anpresskraft erhalten.

Mit dem vorbeschriebenen Getriebe sind durch alternatives

Einrücken der Bremsen bzw. Kupplungen 42, 48, 70 und 76 drei Vorwärtsgänge sowie Rückwärtsgang erhältlich, und zwar:

I: Bremse 42 ein: grosse Untersetzung (beispielsweise 1,9:1), II: Bremse 48 ein: kleine Untersetzung (beispielsweise 1,37:1),

III: Kupplung 70 ein: Direktgang (1:1),

R: Bremse 76 ein: übersetzter Rückwärtsgang (beispielsweise

0,61:1)

Alle vier Gänge werden mit Hilfe von stationären Kolben eingerückt, wobei sich sämtliche Kupplungen auf ausreichend grossen Radien mit Bezug auf die Getriebeachse befinden, um die erforderlichen Reaktionsmomente aufnehmen zu können. Die Ausnützung des axial verschieblichen Sonnenrades 32 als Kraftübertragungsglied für die Reibungskupplung 70 schafft die Möglichkeit, auch die Direktkupplung auf verhältnismässig grossem Radius anzuordnen und gleichfalls von einem ortsfesten Servokolben aus zu betätigen. Obgleich dieser Kolben eine verhältnismässig kleine Kolbenfläche aufweist, genügt er dennoch zum sicheren Einrücken der Kupplung 70, da seine Kraft über die ungleicharmigen Hebel 64 verstärkt wird. Das erfindungsgemässe Getriebe vermeidet somit die Anordnung von druckmittelführenden Kanälen in den Wellen und die damit verbundenen Dichtungsprobleme, wie sie bei den bekannten Getrieben vorhanden sind.

Die Ausführungsform des erfindungsgemässen Planetengetriebes nach Fig. 2 unterscheidet sich von der nach Fig. 1 hauptsächlich darin, dass das mit der Eingangswelle I verbundene Eingangsglied nicht ein Ringrad, sondern ein Sonnenrad 78 ist, welches mit den im Durchmesser kleineren Planetenradabschnitten 80 kämmt, und dass kein Rückwärtsgang eingeschaltet werden kann. Ferner ist die Lagerung der Wellen dahingehend abgeändert, dass die in einem Doppelkugellager 82 innerhalb des undrehbaren Gehäuses H gelagerte Ausgangswelle O vergleichsweise nur sehr kurz gehalten ist, so dass die nur mit einem Lager 84 in der Ausgangswelle O zentrierte Eingangswelle I freiliegt, um das Sonnenrad 78 nahe ihrem Ende zu tragen.

Im übrigen weisen die Planetenräder auch beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 neben den erwähnten Abschnitten 80 im Durchmesser grössere Abschnitte 86 auf, die wie bei der Ausführungsform nach Fig. 1 von gesondert hergestellten Zahnrädern gebildet sind, die mit Keilnutbohrungen auf die die kleineren Abschnitte 80 bildenden Zahnräder aufgepasst sind.

Zur Erzielung der beiden unterschiedlichen Untersetzungsstufen sind ein mit den grösseren Planetenradabschnitten 86 kämmendes Ringrad 88 und ein mit den kleineren Planetenradabschnitten 80 kämmendes Ringrad 90 vorgesehen, die alternativ von Einscheiben-Bremskupplungen 92 bzw. 94 mit Hilfe von Ringkolben 96 bzw. 98 am Getriebegehäuse H festlegbar sind. Ein weiteres Sonnenrad 102 ist von einer auf der Eingangswelle I gelagerten Keilnuthülse gebildet und trägt drehfest eine Flanschscheibe 104, welche die einzige Reibscheibe einer Reibungskupplung 106 zum Festbremsen des Sonnenrades 102 am Planetenträger 108 mit Hilfe eines Druckrings 110 trägt. Zur Betätigung dieser Reibungskupplung dient ein am antriebsseitigen Gehäuseende in einem Ringzylinder axial verschieblicher Ringkolben 112, der über ein als Nadellager ausgebildetes Axialdrucklager 114 einen Druckring 116 axial zu verschieben vermag. Der Druckring 116 erfasst die inneren Enden radialer Hebel 118, die von nach einwärts gerichteten speichenförmigen Ansätzen einer Tellerfeder 120 gebildet sind, die sich mit der Peripherie gegen einen Anschlag 122 im Planetenträger abstützt und radial einwärts davon den Druckring 110 an einem ringförmigen Vorsprung erfasst. Es leuchtet ein, dass mit dieser Konstruktion die vom Ringkolben 112

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ausgeübte Anpresskraft für den Druckring 110 gegen die Reibscheibe der Kupplung 106 beträchtlich verstärkt wird. Da ausserdem im Gegensatz zu Fig. 1 der vom Ringkolben 112 gebildete Servo am antriebsseitigen Gehäuse angeordnet werden kann und sich dort auch das am Planetenträger 108 bei Direktantrieb festzulegende Sonnenrad 102 befindet, entfällt in diesem Fall die Benutzung eines Sonnenrades als axial verschiebliches Kraftübertragungsglied für die Betätigung der Direktkupplung.

Mit dem Getriebe nach Fig. 2 werden drei Vorwärts-Getrie-bestufen wie folgt erhalten:

I. Bremse 92 ein: grosse Untersetzung (beispielsweise 2,9:1),

II. Bremse 94 ein: kleine Untersetzung (beispielsweise 2,3:1),

III. Kupplung 106 ein: Direktantrieb (1:1).

Aus einem Vergleich der als Beispiele angegebenen Zahlenwerte für die Untersetzungsverhältnisse bei den Getrieben nach Fig. 1 und 2 geht hervor, dass das Getriebe nach Fig. 2 erheblich grössere Untersetzungen liefert.

Bei einem Getriebe nach Fig. 2 dient das mit den kleineren Planetenradabschnitten 86 kämmende Sonnenrad 102 nur zur Herstellung von Direktantrieb mittels der Kupplung 106. Wird für dieses Sonnenrad in ähnlicher Weise wie bei dem Getriebe nach Fig. 1 eine zusätzliche Bremse zum Festlegen am undrehbaren Getriebegehäuse vorgesehen, lässt sich mit Hilfe dieser Bremse ein zusätzlicher Rückwärtsgang erzielen. Werden darüber hinaus noch die grösseren und die kleineren Planeten-radabschnitte 86, 80 miteinander vertauscht, so entstehen ausser zwei Untersetzungsstufen mit verschiedenen Drehzahlverhältnissen und Direktgang noch ein Schnellgang (Overdrive) mit nicht allzu hoher Übersetzung ins Schnelle.

Fig. 3 zeigt eine Ausführungsform des erfindungsgemässen Planetengetriebes, die sich von denen nach Fig. 1 und 2 grundsätzlich darin unterscheidet, dass die hier aus einem Stück hergestellten Planetenräder drei Abschnitte 124, 126, 128 verschieden grosser Durchmesser aufweisen, die mit insgesamt fünf Zentralrädern kämmen, von denen das im Durchmesser grösste Ringrad das Eingangsglied bildet und ein weiteres mit den kleinsten Planetenradabschnitten kämmendes Ringrad sowie drei verschieden grosse Sonnenräder abbremsbar sind. Dadurch lassen sich ausser Direktantrieb und Rückwärtsgang mit grosser Untersetzung drei verschieden untersetzte Vorwärtsgänge einschalten.

Im einzelnen hat das Getriebe nach Fig. 3 folgenden Aufbau:

Die nur sehr kurze Eingangswelle I treibt über eine Scheibe 130 ein hülsenförmiges Ringrad 132 grössten Durchmessers, das zugleich das eine Glied einer Mehrscheiben-Lamellenkupplung 134 zum Festlegen dieses Ringrads am Planetenträger 136 und damit der Herstellung einer Direktverbindung zwischen der Eingangswelle I und der mit dem Planetenträger 136 nahe ihrem vorderen Ende drehfest verbundenen Ausgangswelle O bildet. Der, wie im unteren Teil der Fig. ersichtlich, aus zwei Teilen hergestellte Planetenträger 136 enthält Rollenlager 138,140, in denen die aus einem Stück bestehenden Planetenräder mittels wellenförmiger Abschnitte auf der Aussenseite des grössten Zahnabschnitts 124 und zwischen den Zahnabschnitten 126,128 gelagert sind. Da die inneren Laufringe der Rollenlager 138, 140 von den wellenförmigen Abschnitten der Planetenräder gebildet sind, sind die Rollen in den äusseren Laufringen durch Borde axial geführt.

Unmittelbar auf der Ausgangswelle O ist ein erstes hülsenförmig ausgebildetes Sonnenrad 142 drehbar gelagert, das an einem Ende eine mit dem grössten Planetenradabschnitt 124 kämmende Verzahnung und am anderen Ende eine gleiche Verzahnung mit einer drehfest aufgepassten Reibscheibe 144 trägt, die von einem Kolben 146 gegen die Kraft von Blattfedern 148 an einem Einsatz 150 im Getriebegehäuse H gegen Drehung festhaltbar ist. Ausserdem ist das Sonnenrad 142 ähnlich wie das Sonnenrad 32 des Getriebes nach Fig. 1 von einem Ringkolben 152 zur Betätigung der Lamellenkupplung 134 für die Einschaltung von Direktantrieb axial verschieblich. Ein weiteres hülsenförmig ausgebildetes Sonnenrad 154 ist mit einem Gleitlager 156 im Planetenträger 136 gelagert und kämmt an einem Ende mit dem mittleren Planetenradabschnitt 126. Auf dem anderen Ende des Sonnenrades 154 sitzt drehfest eine Reibscheibe 158, die von einem Ringkolben 160 gegen die Kraft einer Tellerfeder 162 am Getriebegehäuse H festlegbar ist. Ein drittes Sonnenrad 164 kämmt mit dem kleinsten Planetenradabschnitt 128 und trägt eine Reibscheibe 166, die mittels eines Ringkolbens 168 gegen die Kraft einer Tellerfeder 170 an einem Einsatz 172 des Getriebegehäuses H gegen Drehung festhaltbar ist. Schliesslich kämmt mit den kleinsten Planetenradabschnitten 128 auf deren Aussenseite noch ein einstückig mit einer Reibscheibe 174 ausgebildetes Ringrad 176, das mittels eines die Reibscheibe erfassenden Ringkolbens 178 gegen die Kraft einer Tellerfeder 180 am bereits erwähnten Einsatz 172 des Getriebegehäuses H gegen Drehung festhaltbar ist.

Es leuchtet ein, dass die Reibscheiben 144,158,166 und 174 mit den zugehörigen Ringkolben wiederum Bremskupplungen bilden, mit denen die Sonnenräder 142,154,164 sowie das Ringrad 176 abbremsbar sind. Durch Hinzutreten der Direktkupplung 134 ergeben sich folgende Schaltungsmöglichkeiten:

I. Bremse 144 ein: grösste Untersetzung (beispielsweise 3,2:1),

II. Bremse 158 ein: mittlere Untersetzung (beispielsweise 1,95:1),

m. Bremse 166 ein: kleinste Untersetzung (beispielsweise 1,32:1),

IV. Kupplung 134 ein: Direktantrieb (1:1),

R. Bremse 174 ein: Rückwärtsgang (beispielsweise 1,8:1).

Wie die Zeichnimg erkennen lässt, hat der mit dem treibenden Ringrad 132 kämmende grösste Planetenradabschnitt 124 mehr als den dreifachen Durchmesser des mit dem bei Rückwärtsantrieb abbremsbaren Ringrad 176 kämmenden kleinsten Planetenradabschnittes 128. Dieser beträchtliche Unterschied ist erforderlich, um bei Rückwärtsantrieb eine ausreichende Untersetzung zu erhalten. Würden bei diesem Durchmesserunterschied die Planetenräder nur aus zwei Abschnitten bestehen, d. h. also der mittlere Abschnitt 126 mit dem in diesen eingreifenden Sonnenrad 154 fehlen, würde zwischen den beiden verbleibenden Untersetzungsstufen ein Sprung wie beispielsweise von 3,2:1 auf 1,32:1 vorhanden sein, der ein solches Getriebe für die Praxis untauglich machen würde. Die Ausbildung der Planetenräder mit einem zusätzlichen mittleren Abschnitt und die Anordnung eines in diesen eingreifenden abbremsbaren Sonnenrades zur Schaffung einer weiteren Gangstufe ist deshalb eine zwingende Notwendigkeit, wenn auf der anderen Seite Rückwärtsgang mit ausreichend grosser Untersetzung gefordert wird.

Fig. 4 zeigt eine Kombination eines Getriebes Pia nach Fig. 1 mit einem Getriebe Plb nach Fig. 2 sowie einem einen Teil der Servos enthaltenden Mittelteil M, der der hinteren bzw. vorderen Stirnwand der Getriebe nach Fig. 1 und 2 entspricht, zur Herstellung eines insbesondere für Erdbewegungsfahrzeuge geeigneten Vielstufengetriebes. Die in Fig. 1 mit 42, 48, 70 und 76 bezeichneten Bremsen bzw. Kupplungen sind in Fig. 4 AB CD genannt und die in Fig. 2 mit 92, 94 und 106 bezeichneten Bremsen bzw. Kupplungen tragen in Fig. 4 die Bezeichnungen E, F und G.

Durch Einschalten je einer Bremse bzw. Kupplungen in jedem Planetengetriebe Pia bzw. Plb lassen sich neun Vor5

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wärtsgänge und ein Rückwärtsgang gemäss nachstehender Tabelle erzielen, wobei in der zweiten und vierten Spalte die Einzelübersetzungsverhältnisse der beiden Planetengetriebe und in der letzten Spalte das Gesamtübersetzungsverhältnis in den einzelnen mit I bis IX bezeichneten Vorwärtsgängen sowie dem Rückwärtsgang R angegeben sind.

A

1.910:1

E

3.000:1

I

5.730:1

A

1.910:1

F

2.500:1

II

4.775:1

B

1.375:1

E

3.000:1

III

4.125:1

B

1.375:1

F

2.500:1

IV

3.438:1

C

1.000:1

E

3.000:1

V

3.000:1

C

1.000:1

F

2.500:1

VI

2.500:1

A

1.910:1

G

1.000:1

VII

1.910:1

B

1.375:1

G

1.000:1

VIII

1.375:1

C

1.000:1

G

1.000:1

IX

1.000:1

D

-0.535:1

E

3.000:1

R

-1.605:1

Wie insbesondere die Staffelung der ersten Gänge zeigt, trägt ein solches Getriebe den besonderen Anforderungen von Erdbewegungsfahrzeugen bei geringen Geschwindigkeiten mit einer verhältnismässig feinen Stufung Rechnung.

Das Vielstufengetriebe nach Fig. 5 setzt sich demgegenüber aus zwei Getrieben P2a, P2b nach Fig. 1 zusammen, wobei die Bremsen und Kupplungen jedoch in Mehrscheibenbauart ausgeführt sind und im Planetengetriebe P2b die Bremse 76 nach Fig. 1 fehlt. Entsprechend den Bezeichnungen A bis F in Fig. 4 sind in Fig. 5 die Bremsen bzw. Kupplungen mit A' bis F' bezeichnet.

Für das Getriebe nach Fig. 5 ergeben sich die aus der nachstehenden Tabelle ersichtlichen, praktisch verwendbaren Schaltkombinationen :

B'

2,45:1

E'

2,15:1

I

5,27:1

B'

2,45:1

F'

1,29:1

II

3,16:1

A'

1,00:1

E'

2,15:1

III

2,15:1

C'

1,29:1

F'

1,29:1

IV

1,66:1

A'

1,00:1

F'

1,29:1

V

1,29:1

A'

1,00:1

G'

1,00:1

VI

1.000:1

D'

-1,16:1

E'

2,15:1

R

-2,50:1

Die weiterhin möglichen Kombinationen B'-G', C'-E' und C'-G' werden hierbei praktisch nicht verwendet, da sie zu nahe an A'-E' bzw. B'-F' liegen bzw. im letzteren Falle mit A'-F' dasselbe Gesamtuntersetzungsverhältnis bringen. Stattdessen wird durch die getroffene Kombinationsauswahl erreicht, dass die Zwischenwelle bei den verschiedenen Untersetzungsstufen I-V möglichst wenig belastet wird, indem dabei das zweite Planetengetriebe P2b stets an der Untersetzung teilnimmt und nur in der Direktgangstufe VI seine Direktkupplung G eingeschaltet ist.

Das Vielstufengetriebe nach Fig. 5 eignet sich mit seinen sechs Vorwärtsgängen I-VI besonders zur Verwendung in Lastkraftwagen, wobei im Vergleich zu dem Getriebe nach Fig. 4 die wesentlich gröbere Stufung der Untersetzungsverhältnisse in den niedrigeren Gängen ausreicht.

In Fig. 6 ist schliesslich in schematischer Darstellung eine abgeänderte Ausführungsform der Getriebeanordnung nach Fig. 4 gezeigt, wobei der Unterschied darin besteht, dass die Planetenräder des ersten Planetengetriebes (in Fig. 6 links) einen dritten Abschnitt kleinsten Durchmessers besitzen, mit welchem das für den Rückwärtsgang mit Hilfe der Bremse D abbremsbare zweite Ringrat sowie ein durch eine zusätzliche Bremse Ao abbremsbares weiteres Sonnenrad kämmen.

Zweck dieser Anordnung sind eine noch stärkere Untersetzung im Rückwärtsantrieb und die Hinzugewinnung zweier weiterer extrem grosser Untersetzungen im Vorwärtsantrieb. Für den Rückwärtsantrieb ergibt sich dabei ein Untersetzungsverhältnis von etwa 5:1 während die zusätzlichen Vorwärtsuntersetzungen bei 8,4:1 bzw. 7:1 liegen.

Das erfindungsgemässe Vielstufengetriebe kann allein oder auch in Verbindung mit vorgeschalteten hydrodynamischmechanischen Getrieben verwendet werden, deren Wandler eineinhalbstufig oder zweistufig ausgebildet sind.

Fig. 7 zeigt in schematischer Darstellung ein Getriebe nach Fig. 3 mit einem vorgeschalteten lV2-stufigen hydrodynamischen Drehmomentwandler sowie einer Steuerung für die verschiedenen Reibungsbremsen und -kupplungen mit Hilfe eines von Hand betätigbaren Schalthebels 160', der aus einer Neutralstellung in vier Vorwärts-Schaltstellungen für die Gänge 1, 2, 3, 4 und eine Rückwärts-Schaltstellung R verstellbar ist.

Der Schalthebel 160' betätigt über ein Gestänge 162' ein Mehrstellungs-Steuerventil 164, dem Druckflüssigkeit über eine Leitung 166' zugeführt wird.

Als Druckflüssigkeitsquelle dient im Ausführungsbeispiel nach Fig. 7 die Schmierölpumpe 168' des dort bei 170' schematisch angedeuteten Kraftfahrzeugmotors, dem das aus einem Sumpf 172' gesaugte Öl über einen Filter 174' und ein Rückschlagventil 176' zugeführt wird. Zwischen dem Filter 174' und dem Rückschlagventil 176' zweigt eine Leitung 178' zu einer vom rotierenden Wandlergehäuse 10 des hydrodynamischen Drehmomentwandlers angetriebenen Hochdruckpumpe 180 von verhältnismässig geringer Kapazität ab, an deren Ausgang die vorerwähnte Leitung 166' zum Mehrstel-lungs-Steuerventil angeschlossen ist. Zwischen der Eingangsleitung 178' und der Ausgangsleitung 166' der Hochdruckpumpe sind parallel zueinander ein zur Ausgangsleitung 166' öffnendes Rückschlagventil 182 und ein zur Eingangsleitung 178' öffnendes Maximaldruckventil 184 geschaltet.

Von dem Mehrstellungs-Steuerventil 164' gehen fünf die Leitung 166' jeweils in der entsprechenden Stellung des Schalthebels 160 mit den Servomotoren 168,160,146,152 und 178 in Fig. 3 verbindende Leitungen 1, 2, 3, 4 und R ab, von denen jeweils eine Zweigleitung über ein individuell einstellbares Maximaldruckventil MV zu einer druckfreien Rück-leitung 186 abzweigt, die in den Sumpf 172' zurückgeführt ist.

Die unter dem Druck der Motorschmierölpumpe stehende Leitung 178' führt ausser zur Hochdruckpumpe 180 auch über einen Filter 188 zum Druckeingang eines 5/3-Wegeventils 190 und zwei elektromagnetisch betätigbaren Vorventilen 192, 194, bei deren Betätigung die am Ventileingang anstehende Druckflüssigkeit der oberen bzw. unteren Steuerkammer des 5/3-Wegeventils zugeführt wird und dieses aus einer die Weiterleitung des Druckmittels sperrenden Mittelstellung in eine untere bzw. obere Stellung umschaltet. In der unteren Stellung des 5/3-Wegeventils wird die über die Leitung 178' anstehende Druckflüssigkeit über eine Leitung 196 dem Anschluss 58' am hydrodynamischen Drehmomentwandler zugeführt, und dessen Anschluss 62' wird über eine Leitung 198 mit der druckfreien Leitung 186 verbunden, so dass die Freilegekupplung 46/50 für den Turbinenschaufelkranz 28 eingerückt wird. In der oberen Stellung des 5/3-Wegeventils wird der Anschluss 62' über die Leitung 198 mit der Druckleitung 178' verbunden, und stattdessen wird der Anschluss 58' über die Leitung 196 mit der druckfreien Leitung 186 in Verbindung gebracht, so dass die Direktkupplung DK eingeschaltet wird. In der Neutralstellung sind demgemäss sowohl die Freilegekupplung FK als auch die Direktkupplung DK unter der Wirkung von Blattfedern 52', 54' ausgerückt.

Solange keines der Vorventile 192, 194 betätigt wird, ist also der Kraftfluss durch den hydrodynamischen Drehmomentwandler unterbrochen. Wird das obere Vorsteuerventil 192 betätigt, wird Hydraulikantrieb durch Kupplung des Tur-

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binenschaufelkranzes T mit der Zwischenwelle Z eingeschaltet, und bei Betätigung des unteren Vorsteuerventils 194 erfolgt Einschaltung von Direktantrieb unter Umgehung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers.

Die Betätigung der Vorsteuerventile 192 und 194 erfolgt elektrisch vom Schalthebel 160' aus über einen 3-Stellungsta-ster 200, auf welchen der Schalthebel 160' bei Verschiebung in Richtung seiner Schwenkachse wirkt. Zu diesem Zwecke ist, wie die Ansicht A-A auf den Schalthebel lotrecht zu seiner Schwenkachse zeigt, dieser in einer Kulisse 202 mit einer im wesentlichen vertikal verlaufenden Neutralstellungsspur geführt, von welcher fingerförmig verhältnismässig lange Spuren 1, 2, 3,4 für die vier Vorwärtsgänge und eine kürzer gehaltene Spur R für den Rückwärtsgang mit einer dazwischen liegenden Rast N für die Neutralstellung abgehen. In der Neutralstellung, d. h. solange sich der Schalthebel in der Neutralstellungsspur befindet, sind die Betätigungswicklungen der Vorsteuerventile 192,194 spannungslos. Beim Einfahren des Schalthebels 160' in eine der Spuren 1 bis 4 wird zunächst die Betätigungswicklung des oberen Vorventils 192 für Hydraulikantrieb und dann die Betätigungswicklung des unteren Bohrventils 194 für Direktantrieb an Spannung gelegt. Beim Einfahren in die kürzer gehaltene Rückwärts-Spur R wird hingegen nur die Betätigungswicklung des oberen Bohrventils 192 für Hydraulikantrieb an Spannung gelegt und erregt.

Das gezeigte elektrohydraülische Steuersystem enthält ausserdem noch ein besonderes Ventil 204 mit zwei voneinander getrennten Ventilkolben, die durch einen an einem Kolben fest angebrachten Stössel auf Abstand gehalten werden und von einer am rechten Kolben angreifenden Schraubendruckfeder nach links gedrückt werden. In dieser Stellung wird eine an den Anschluss 74' (Fig. 1) angeschlossene Leitung 206 mit dem Druckflüssigkeitssumpf verbunden und dadurch eine unmittelbare Ableitung der in der toroidförmigen Arbeitskammer des Wandlers enthaltenen Arbeitsflüssigkeit zum Sumpf geschaffen. Die vom Vorsteuerventil 192 zur oberen Betätigungsseite des 5/3-Wegeventils führende Leitung 208 ist ausserdem an das Ventil 204 zwischen die beiden Kolben herangeführt. In ähnlicher Weise ist die vom Vorsteuerventil 194 zur unteren Betätigungsseite des 5/3-Wegeventils 190 verlaufende Leitung 210 an die linke Seite des linken Betätigungskolbens des Ventils 204 herangeführt. Durch diese Ausbildung wird erreicht, dass das Ventil 204 die Verbindung von der toroidförmigen Arbeitskammer des Wandlers 20 über den Anschluss 74' und die Leitung 206 zum Sumpf unterbricht, sowie eines der beiden Ventile 192,194 mit Hilfe des Handhebels 160 und des 3-Stellungstasters zur Einschaltung von Hydraulikantrieb bzw. Direktantrieb aufgesteuert wird.

Die in Fig. 7 gezeigte elektrohydraülische Steuerung arbeitet wie folgt. Es sei angenommen, dass das mit dem Getriebe und der Steuerung nach Fig. 3 ausgerüstete Kraftfahrzeug stillsteht, sein Antriebsmotor jedoch bereits angelassen ist, wobei sich der Schalthebel 160' in der Neutralstellungsrast N der Kulisse 202 befindet. In dieser Stellung läuft die Schmierölpumpe 168' und versorgt nicht nur den Antriebsmotor 170' mit Öl, sondern setzt auch die Leitung 178' unter Druck, ohne dass die darin befindliche Flüssigkeit, nämlich Öl, abfliessen kann.

Wenn nun der Fahrer in Vorwärtsrichtung anfahren will, bewegt er den Handhebel 160' aus der Rast N nach unten bis zur Spur 1 für den I. Gang. Damit stellt er über das Mehrstellungs-Steuerventil 164' eine Verbindung von der Leitung 166 zum Servomotor 168 (Fig. 3) für den ersten Gang her, was bedeutet, dass das Planetenrad 128 festgebremst wird. Dies erfolgt im Stillstand aller Teile des Planetengetriebes, da sich die Reibscheibe R im Wandlerteil W des Verbundgetriebes noch unter der Wirkung der Blattfedern 52', 54' in ihrer Mittelstellung befindet und dadurch sowohl die in Fig. 7 mit FK

bezeichnete Freilegekupplung als auch die in Fig. 7 mit DK bezeichnete Direktkupplung ausgerückt sind.

Nun verschiebt der Fahrer den Schalthebel 160 zur Hälfte in die Spur 1 der Kulisse 202, wodurch der 3-Stellungstaster 200 den zur Betätigungswicklung des Vorsteuerventils 192 führenden Schaltkontakt schliesst und dieses Ventil öffnet. Da an der Eingangsseite des Ventils 192 Druck aus der Leitung 178' ansteht, wird dieser zur oberen Betätigungsseite des 5/3-Wegeventils 190 freigegeben und stellt dieses in die untere Stellung für Hydraulikantrieb um, in welcher aus der Leitung 178' unter Druck stehendes Öl über 5/3-WegeventiI 190 zur Leitung 196 und von dieser über den Anschluss 58' und den Kanal 56 zur Vorderseite der Reibscheibe 46 strömt und dadurch die Freilegekupplung FK einrückt. Mit dem Einrük-ken der Freilegekupplung FK sperren die in Eingriff gelangenden Kupplungsteile eine direkte Verbindung um die Peripherie der Reibscheibe R herum zu dem Raum zwischen der Reibscheibe R und dem Turbinenrad I ab. Ausserdem sperrt auch das Ventil 204 die Druckentlastung der toroidförmigen Arbeitskammer zum Sumpf ab, und es baut sich in der Arbeitskammer Druck auf, bis ein Maximaldruckventil 68' öffnet und dadurch unter Aufrechterhaltung eines bestimmten Drucks in der Arbeitskammer des Wandlers die Druckflüssigkeit über den Anschluss 62' und die Leitung 198 zum 5/3-Wegeventil 190 und weiter von dort über die druckfreie Leitung 186 zum Sumpf 172' zurückströmen lässt. Mit dem Einrücken der Freilegekupplung FK wird ausserdem der zunächst ohne Flüssigkeitsumlauf in der Arbeitskammer 20 vom Pum-penschaufelkranz P mitgenommene Turbinenschaufelkranz T abgebremst und leitet dadurch den Umlauf der Flüssigkeit in der Arbeitskammer ein, wodurch am Turbinenrad T ein sanft anwachsendes Drehmoment erzeugt wird, das über die Zwischenwelle Z, die Treibscheibe 130 und das Ringrad 132 auf die grossen Zahnkränze 124 der Planetenräder übertragen wird. Da die kleinen Zahnkränze 128 der Planetenräder am Innenumfang des Planetengetriebes durch das festgebremste Sonnenrad 164 festgehalten werden, wird das am Ringrad 132 anstehende Drehmoment an der mit dem Planetenträger 136 verbundenen Abtriebswelle O weiter verstärkt und führt zu einem raschen und dennoch weichen Anfahren des Fahrzeugs im eingeschalteten I. Gang.

Es leuchtet ein, dass hierbei die Freilegekupplung FK als Trennkupplung wirkt, während die Bremse 166 für das Sonnenrad 164 nur die Funktion einer Haltekupplung hat. Trotzdem ist die Beanspruchung der Freilegekupplung FK minimal, da im Augenblick des Einkuppeins die Flüssigkeit in der toroidförmigen Arbeitskammer noch stillsteht und dadurch noch kein Drehmoment am Turbinenrad T erzeugt wird.

Sowie sich das Fahrzeug in Bewegung gesetzt hat, kann auf den nächsthöheren Gang umgeschaltet werden, ohne dass zuvor der Schalthebel 160' erst völlig bis zum Ende der Spur 1 bewegt und damit durch Lösen der Freilegekupplung FK und Einschaltung der Direktkupplung DK der Direktantrieb eingeschaltet wird. Ein Einschalten des Direktantriebs im I. Gang wird vielmehr praktisch überhaupt nicht erforderlich sein, so dass die Spur 1 ebenso kurz wie die Spur R zur Ermöglichung von ausschliesslich Hydraulikantrieb ausgebildet werden kann.

Die Umschaltung auf den nächsthöheren Gang erfolgt durch Zurückbewegen des Schalthebels in die Neutralstellungsspur, wodurch die Freilegekupplung FK wieder geöffnet wird, und anschliessendes Weiterschalten des Mehrstellungs-Steuerven-tils mit Hilfe des Schalthebels in die nächste Stellung, beispielsweise die Stellung 2, in welcher anstelle des Sonnenrades 164 das Sonnenrad 154 festgebremst wird. Da mit dem Öffnen der Freilegekupplung FK der Flüssigkeitsumlauf in der toroidförmigen Arbeitskammer wieder zum Stillstand kommt, erfolgt auch das Einrücken der Bremse 158 für das Sonnenrad 154 ohne Last, und mit dem Einfahren des Schalthebels 160' in die

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Spur 2 der Kulisse 202 wird auch die Freilegekupplung FK nahezu unbelastet eingerückt. Es baut sich dann erneut die umlaufende Strömung in der Wandlerkammer 20 auf und bewirkt das Entstehen eines Drehmoments am Turbinenrad 24, das über die Freilegekupplung FK die Zwischenwelle Z, die Treibscheibe 130 und das Ringrad 132 dem Planetengetriebe zugeführt und dort verstärkt an die Abtriebswelle O weitergeleitet wird.

Soll nun aus irgendwelchen Gründen, beispielsweise wegen des Fahrens an einer Steigung oder aber der Geschwindigkeitsbeschränkung im Ortsverkehr die sich im Umschaltpunkt des Wandlers (Übersetzung 1:1) ergebende Abtriebsgeschwindigkeit des Fahrzeugs nicht weiter erhöht werden, kann zweckmässig der Schalthebel 160' in die Endstellung in der Spur 2 der Kulisse 202 gebracht werden, wodurch die Freilegekupplung F durch Schliessen des Ventils 192 ausgerückt und stattdessen die Direktkupplung durch Betätigen und Öffnen des Ventils 194 eingerückt wird. Mit dem Öffnen des Ventils 194 wird das 5/3-Wegeventil 190 in die obere Endstellung verschoben, und die am Eingang des 5/3-Wegeventils anstehende Druckflüssigkeit strömt über die Leitung 198, den Anschluss 62 und den Kanal 60 zur Rückseite der Reibscheibe R, die dadurch in Eingriff mit einem konischen Ansatz am Wandlergehäuse gebracht wird. Die dabei entstehende Abdichtung zwischen der Reibscheibe R und dem konischen Ansatz verhindert ein Umströmen der Peripherie der Reibscheibe R und führt zum Aufbau der entsprechenden Haltekraft für die Direktkupplung DK auf der Rückseite der Reibscheibe R, bis das Maximaldruckventil 70' öffnet und unter Aufrechterhaltung einer ausreichend grossen Druckdifferenz ein Abströmen der Druckflüssigkeit über den Anschluss 58' sowie die Leitung 196 zum 5/3-Wegeventil und weiter über die druckfreie Leitung 186 zum Sumpf 172' ermöglicht.

Soll hingegen das Fahrzeug nach Erreichen des Umschaltpunktes im Drehmomentwandler weiter beschleunigt werden, wird der Schalthebel 160 in die Neutralstellungsspur der Kulisse 202 zurückgeführt und das Mehrstellungssteuerventil 164' in die nächste Stellung gebracht, in welcher anstelle des Sonnenrades 154 das Sonnenrad 142 stillgesetzt wird. Dann wird der Schalthebel 160' in die Stellung für Hydraulikantrieb innerhalb der Spur 3 verstellt, so dass die zunächst als Trennkupplung geöffnete Freilegekupplung FK wieder eingerückt wird und der Wandler bei nunmehr geringster Untersetzung im Planetengetriebe erneut das Drehmoment vervielfacht.

Schliesslich erfolgt in gleicher Weise die Umstellung auf den IV. Gang, in welcher anstelle der Abbremsung des Sonnenrades 142 die Direktkupplung 134 im Planetengetriebe eingeschaltet wird. Bei eingeschalteter Direktkupplung sorgt dann in der Stellung H des Schalthebels 160' der Drehmomentwandler zunächst wieder für eine Drehmomentvervielfachung bis zum Erreichen des Umschaltpunktes, woraufhin der Schalthebel 164' in der Spur 4 in die Endstellung D gebracht wird und anstelle der Freilegekupplung die Direktkupplung eingeschaltet wird. In dieser Stellung ist dann das gesamte Verbundgetriebe von dem das Eingangsglied bildenden Wandlergehäuse 10 bis zur Abtriebswelle O mechanisch unter Ausschaltung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers und des Planetengetriebes unmittelbar mechanisch durchgeschaltet.

Die vorstehend erläuterte Einschaltung sämtlicher Stufen des Planetengetriebes in Verbindung mit Hydraulikantrieb im Wandlerteil W wird normalerweise nur dann erforderlich sein, wenn entweder eine besonders hohe Zugkraft zur Beschleunigung des Fahrzeugs bei grosser Belastung durch die Ladung oder an Steigungen gefordert wird. Bei geringerer Belastung von Lastkraftwagen sowie bei Personenkraftwagen werden hingegen ein bis zwei Zwischengänge wie beispielsweise der I. und III. Gang ausgelassen werden können. Des weiteren wird man Direktantrieb in den unteren Gängen nur dann einschalten, wenn in diesen Gängen längere Zeit mit entsprechender niedrigerer Geschwindigkeit im günstigsten Arbeitsbereich des Antriebsmotors gefahren werden soll.

Es versteht sich von selbst, dass die Einschaltung des Rückwärtsgangs in entsprechender Weise erfolgt. Da der Rückwärtsgang nur vorübergehend und für geringe Fahrtstrecken eingeschaltet wird, kommt hierfür Direktantrieb unter Überbrückung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers nie in Betracht, so dass die Spur R in der Kulisse 202 stets entsprechend kurz ausgebildet sein wird.

Das in Fig. 8 gezeigte Steuersystem unterscheidet sich von dem nach Fig. 7 nur darin, dass anstelle der Schmierölpumpe des Antriebsmotors die dort mit 210 bezeichnete Füllpumpe für den hydrodynamischen Drehmomentwandler den Grunddruck des Steuersystems bildet, das Mehrstellungs-Steuerventil mit nur vier Abgängen versehen ist und die Kulisse nur drei Vorwärtsspuren 1, 2 und 3 aufweist. In der Stellung 3 wird die Leitung 166' mit einer Leitung 213 zu einem Umschaltventil 214 verbunden, das als 4/2-Wegeventil ausgebildet ist. Die beiden Abgänge des Umschaltventils 214 führen zu den Servomotoren 146 und 168 für den III. bzw. IV. Gang (Fig. 1), und der andere Eingang des Ventils 214 ist mit dem Wandlersumpf verbunden.

Mit der Umschaltung des Ventils, die elektrisch, hydraulisch oder pneumatisch in Abhängigkeit von bestimmten Parametern wie beispielsweise der Motordrehzahl oder aber der Stellung des Gaspedals erfolgen kann, wird somit in der Stellung 3 des Mehrstellungs-Steuerventils 164' entweder der Servomotor 146 an die Druckleitung 166 angeschlossen und der Servomotor 168 entlüftet (III. Gang) oder aber der Servomotor 168 an die Druckleitung 166 angeschlossen und der Servomotor 146 entlüftet (IV. Gang). Mit Hilfe dieses Umschaltventils kann der Fahrer beispielsweise in solchen Fällen von einer Betätigung des Schalthebels 160' entlastet werden, in denen eine Herabsetzung der Geschwindigkeit das Fahren mit dem III. statt IV. Gang in Hinblick auf den Motorwirkungsgrad wünschenswert macht oder aber bei höheren Fahrtgeschwindigkeiten durch Herabdrücken des Gaspedals (Kickdown) vorübergehend ein höheres Drehmoment zur Verfügung gestellt werden soll.

Die Beschreibung der Steuersysteme nach den Fig. 7 und 8 erfolgte in Verbindung mit dem in den Figuren gezeigten Verbundgetriebe, dessen Wandlerteil W einen lV2-stufigen hydrodynamischen Drehmomentwandler mit alternativ einrückbarer Freilegekupplung für die Turbine und Direktkupplung enthält. Es leuchtet ein, dass die gezeigten und beschriebenen Steuersysteme jedoch auch in Verbindung mit anderen Verbundgetrieben anwendbar sind, die beispielsweise nur ein mechanisches Getriebe in Verbindung mit einer Trennkupplung berkömmlicher Art aufweisen, die geöffnet ist, wenn sich der Schalthebel 160' in der Neutralstellungsspur befindet. In diesem Fall entfällt selbstverständlich der gesamte Ventilkomplex, der in den Fig. 7 und 8 strichpunktiert umrahmt ist, und wird durch ein einfaches Betätigungsventil für die Trennkupplung ersetzt, das auch wiederum elektromagnetisch durch einen vom Schalthebel betätigbaren Taster ähnlich dem 3-Stellungstaster 200 umgestellt werden kann.

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5 Blatt Zeichnungen

Claims (10)

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1. Mehrstufiges Umlaufräder-Schaltgetriebe für Kraftfahrzeuge, mit einem Planetenträger, dessen Planetenräder mindestens zwei axial aufeinanderfolgende Abschnitte verschiedenen Durchmessers haben, die ausschliesslich mit Zentralrädern kämmen, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens drei Zentralräder (30, 32, 34, 40 bzw. 78, 88, 90 bzw. 132,142, 154, 164,176) vorgesehen sind, von denen eines (30 bzw. 78 bzw. 132) mit dem Getriebeeingangsglied (I) drehfest verbunden ist, während das Getriebeausgangsglied (0) mit dem Planetenträger (20 bzw. 108 bzw. 136) verbunden ist, und dass die übrigen Zentralräder (32, 34, 40 bzw. 88, 90 bzw. 142,154, 164,176) mit von gehäusefesten Servos (50,44,74, bzw. 96, 98 bzw. 146,160,168,178) betätigbaren Reibungsbremsen (48,42,76 bzw. 92, 94 bzw. 144,158,166,174) zum Festlegen gegen Drehung versehen sind.

2. Schaltgetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Verbindung des Getriebeausgangsgliedes (0) mit dem Planetenträger (20 bzw. 108 bzw. 136) drehfest ist.

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PATENTANSPRÜCHE

3. Schaltgetriebe nach Anspruch 1 oder 2, gekennzeichnet durch eine zwischen dem mit dem Eingangsglied (I) verbundenen Zentralrad (30 bzw. 100 bzw. 132) und dem Planetenträger (20 bzw. 108 bzw. 136) zur Herstellung von Direktantrieb angeordneten Reibungskupplung (70 bzw. 106 bzw. 136), welche von einem gehäusefesten Servo (54 bzw. 112 bzw. 152) betätigbar ist, der über ein Axialdrucklager (56 bzw. 114)

einen Druckring (62 bzw. 116) beaufschlagt, von welchem die Eindrückkraft über ausserhalb ihrer Mitte am Planetenträger (20 bzw. 108) gelagerter radiale Hebel (64 bzw. 118) auf die Reibungskupplung übertragbar ist.

4. Schaltgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3,

dadurch gekennzeichnet, dass ein als gleiches Rad wie das mit dem Eingangsglied (I) verbundene Zentralrad (30) ausgebildete Zentralrad (40) mit einem anderen Abschnitt (24) der Planetenräder (24,26) kämmt und zur Herstellung von Rückwärtsantrieb oder Übersetzung ins Schnelle für sich abbremsbar ist.

5. Schaltgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4,

dadurch gekennzeichnet, dass jedes Planetenrad drei Abschnitte (124,126,128) unterschiedlich grosser Durchmesser aufweist, von denen der Abschnitt grössten Durchmessers (124) mit dem mit dem Eingangsglied (I) verbundenen Zentralrad (132) kämmt und der Abschnitt Ideinsten Durchmessers zur Herstellung von Rückwärtsantrieb mit grosser Untersetzung mit einem weiteren abbremsbaren Zentralrad (176) in Kämmeingriff steht.

6. Schaltgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5,

dadurch gekennzeichnet, dass die Reibungsbremsen (48, 42, 76 bzw. 92, 94 bzw. 144,148,166,174) und/oder die Reibungskupplung (70 bzw. 106 bzw. 136) in Einscheibenbauart ausgebildet sind, wobei die Reibungsbeläge aus Sintermetall bestehen und die Oberflächen der Reibscheiben in Umfangs-richtung mit einer Amplitude von maximal 0,2 mm sinusförmig gewellt sind.

7. Schaltgetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem Planetenträger und dem Getriebeausgangsglied (0) ein zweites Planetengetriebe (Plb bzw. P2b) angeordnet ist, dessen Planetenräder mindestens zwei Abschnitte verschiedenen Durchmessers haben, die mit mindestens drei Zentralrädern kämmen, von denen ein Zentralrad mit dem Planetenträger des ersten Planetengetriebes (Pia bzw. P2a) drehfest verbunden ist, während das Getriebeausgangsglied (0) mit dem Planetenträger des zweiten Planetengetriebes (Plb bzw. P2b) drehfest verbunden ist, wobei die übrigen Zentralräder des zweiten Planetengetriebes (Plb bzw. P2b) mit Reibungsbremsen versehen sind, die von gehäusefesten Servomotoren einschaltbar sind.

8. Schaltgetriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet,

dass das mit dem Eingangsglied (I) verbundene Zentralrad ein mit den Abschnitten grösseren Durchmessers der Planetenräder des ersten Planetengetriebes (Pia) kämmendes Ringrad ist.

9. Schaltgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6,

dadurch gekennzeichnet, dass die Servos der Reibungsbremsen und der Reibungskupplung über ein Mehrstellungs-Steuerven-til (164) einzeln an ein vorhandenes Druckflüssigkeitssystem (172', 168', 174' bzw. 212, 210) anschliessbar sind und dass für das Halten der Reibungsbremsen und der Reibungskupplung zwischen dem Druckflüssigkeitssystem (172', 168', 174' bzw. 212,210) und dem Steuerventil (164') eine gesonderte Hochdruckpumpe (180) angeordnet ist, zu der ein beim Füllen der Servomotoren öffnendes Rückschlagventil (182) parallelgeschaltet ist.

10. Schaltgetriebe nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass jeder Servo über ein eigenes Maximaldruckventil (MV) mit individuellem Öffnungsdruck an eine druckfreie Rückleitung (186) angeschlossen ist.