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Hydromechanisches Getriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge, mit einem
die Leistung verzweigenden Differential Die Erfindung betrifft ein hydromechanisches
Getriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge, mit einem die Leistung verzweigenden
Differential, dessen den über einen hydrodynamischen Drehmomentwandler führenden
Leistungszweig treibendes Sonnenrad mit einer ersten Hohlwelle verbunden und durch
eine erste Reibungsbremse feststellbar ist und dessen Planetenräderträger den mechanischen
Leistungszweig über eine Hauptwelle antreibt, und mit zwei durch weitere Reibungsbremsen
schaltbaren Planetenrädersätzen.
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Es ist ein hydromechanisches Getriebe mit einem leistungsgeteilten
und zwei mechanischen Gängen bekannt, bei dem in der 2. Gangstufe das vom Planetenrädergetriebe
abgekuppelte Pumpenrad des Drehmomentwandlers durch eine Hilfsbremse bis zum Stillstand
abbremsbar und mittels eines Sperriegels festsetzbar ist. Bei diesem Getriebe läuft
der Planetenrädersatz im 2. Gang verblockt um, jedoch wird das Motormoment bereits
im Verhältnis 1 : 1 übertragen. Dagegen wird im 3. Gang die Motordrehzahl ins Schnelle
übertragen, wobei das Planetenrädergetriebe wieder umläuft. Schließlich läßt sich
dieses Getriebe nur mit Zugkraftunterbrechung schalten.
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Ferner ist ein Getriebe mit Leistungsteilung bekannt, bei dem ein
Hohlrad des leistungsteilenden zweiebenigen Planetenrädersatzes mit dem Pumpenrad
des Drehmomentwandlers über eine Hohlwelle verbunden ist, die geteilt ist und deren
beide Teile über eine Einwegkupplung kuppelbar sind. Auch bei diesem Getriebe läuft
das Planetenrädergetriebe in allen Gängen um. Außerdem ist das Getriebe nicht in
allen Gängen ohne Zugkraftunterbrechung schaltbar.
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Schließlich ist bei einem bekannten Getriebe mit leistungsverzweigendem
Differential und hydrodynamischem Drehmomentwandler ein mindestens zweistufiges
Planetenrädergetriebe nachgeschaltet, dessen Sonnenräder auf der Turbinenwelle und
dessen Planetenräderträger auf der Abtriebswelle fest angeordnet sind, während die
Hohlräder wahlweise abbremsbar sind. Es handelt sich hierbei wohl um ein ohne Zugkraftunterbsechung
schaltbares Getriebe, jedoch laufen auch bei diesem Getriebe in allen Gängen, also
auch im Hauptfahrgang, die Planetenrädergetriebe um.
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Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Getriebe zu schaffen,
bei dem im Direktgang sämtliche Planetenrädersätze entweder stillstehen oder verblockt
ohne Differenzdrehzahlen und ohne Last umlaufen, wodurch eine erhebliche Verminderung
des Verschleißes erwirkt wird.
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Die Erfindung besteht darin, daß der Planetenräderträger des Differentials
durch eine Reibungskupplung mit der Antriebswelle kuppelbar ist, die erste Hohlwelle
mit einer zweiten, durch eine zweite Reibungsbremse feststellbaren Hohlwelle über
einen ersten Freilauf kuppelbar ist und das Turbinenrad des Drehmomentwandlers mit
der Hauptwelle über einen zweiten Freilauf kuppelbar ist.
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Das hydromechanische Getriebe nach der Erfindung ermöglicht außer
dem Fahren im hydraulischen, leistungsgeteilten 1. Gang und dem rein mechanischen,
direkten 3. Gang auch das Fahren in einem rein mechanischen, untersetzten 2. Gang.
In beiden mechanischen Gängen (2. und 3: Gang) bleibt der hydrodynamische Drehmomentwandler
durch die Anordnung eines Freilaufs hinter dem Sonnenrad des ersten, leistungsteilenden
Planetenrädersatzes in Ruhe. Die Strömungsverluste des Drehmomentwandlers sind also
im 2. und 3. Gang gleich Null.
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Die Schaltungen sämtlicher Gänge erfolgen ohne Zugkraftunterbrechung.
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Im 2. und 3. Gang kann mit dem Motor gebremst werden. Wenn auch im
1. Gang hydraulisch und mit dem Motor gebremst werden soll, so kann dies mit einer
zusätzlichen Reibungskupplung erreicht werden.
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Es hat sich auch erwiesen, daß mit diesem Getriebe eine größere Annäherung
der Zugkraftlinie an die ideelle Zugkrafthyperbel erzielt wird.
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Für das Getriebe nach der Erfindung wird vorzugsweise ein Drehmomentwandler
verwendet, dessen Pumpenmomentaufnahme MP mit größer werdendem Drehzahlverhältnis
ebenfalls größer wird. Während die normalen, mit Freilauf versehenen Drehmomentwandler
nur bis zu einem Drehzahlverhältnis in < 1 arbeiten, arbeitet der hier
mit Vorzug eingebaute
Drehmomentwandler ungefähr bis zu einem Drehzahlverhältnis
in = 2. Aus der Bedingung
ergibt sich für das Verhältnis Turbinenmoment zu Pumpenmoment bei einem Drehzahlverhältnis
in > 1
In Fig. 1 sind die Kennlinien für einen hydrodynamischen Drehmomentwandler der beschriebenen
Art in einem Diagramm dargestellt (ausgezogene Linien). Zum Vergleich sind auch
die Kennlinien eines normalen, mit Freilauf versehenen Drehmomentwandlers eingezeichnet
(gestrichelte Linien).
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Auf der Abszisse dieses Diagramms ist das Drehzahlverhältnis
aufgetragen, worin nT = Drehzahl des Turbinenrades, np = Drehzahl
des Pumpenrades. Auf der Ordinate ist das Momentverhältnis aufgetragen, worin
MT = das Moment des Turbinenrades, MP = das Moment des Pumpenrades.
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In den Zeichnungen ist das hydromechanische Getriebe nach der Erfindung
in zwei Ausführungsformen dargestellt. Die Anordnung des ersten, leistungsteilenden
Planetenrädersatzes ist bei beiden Ausführungsformen die gleiche. Der Antrieb erfolgt
über das Hohlrad, der Abtrieb des mechanischen Leistungszweiges über den Planetenräderträger
und der Abtrieb des hydraulischen Leistungszweiges über das Sonnenrad-Der Unterschied
zwischen den beiden Ausführungsformen besteht lediglich in der Anordnung des zweiten
Planetenrädersatzes. Bei der ersten Ausführungsform ist dieser Planetenrädersatz-inKraftflußrichtunggesehenvor
dem Drehmomentwandler, bei der zweiten Ausführungsform hinter dem Drehmomentwandler
angeordnet. Zur Ölversorgung dient bei beiden Ausführungen eine Zahnradpumpe. Diese
Zahnradpumpe bezweckt neben dem Aufrechterhalten eines gewissen Druckes im Drehmomentwandler
das Durchspülen des Drehmomentwandlers zur Kühlung. Es ist nun zweckmäßig, diese
Zahnradpumpe so anzuordnen, daß sie dann, wenn keine Wärme anfällt, also bei stillstehendem
Drehmomentwandler, ebenfalls stillsteht. Dies wird dadurch erreicht, daß die Zahnradpumpe
mit der Drehzahl angetrieben wird, die entweder gleich oder aber proportional der
Pumpendrehzahl des Drehmomentwandlers ist. Es zeigt Fig.1 eine Gegenüberstellung
der Kennlinien eines Drehmomentwandlers, dessen Pumpendrehmomentaufnahme MP mit
größer werdendem Drehzahlverhältnis in
wächst (ausgezogene Linien), zu den
Kennlinien eines normalen, mit Freilauf versehenen Drehmomentwandlers (gestrichelte
Linien), Fig. 2 die schematische Darstellung eines Getriebes der ersten Ausführungsform
mit einem Planetenrädersatz zwischen dem Differential und dem Drehmomentwandler,
dessen Pumpenrad von dem Hohlrad dieses Planetenrädersatzes angetrieben wird, während
das Sonnenrad auf der zweiten Hohlwelle angeordnet ist, Fig. 3 die schematische
Darstellung eines Getriebes der ersten Ausführungsform mit einem Planetenrädersatz
zwischen dem Differential und dem Drehmomentwandler, jedoch wird das Pumpenrad von
dem Sonnenrad dieses Planetenrädersatzes angetrieben, während das Hohlrad mit der
zweiten Hohlwelle in fester Verbindung steht, Fig. 4 die schematische Darstellung
eines Getriebes der zweiten Ausführungsform, bei der dem Differential der Drehmomentwandler
nachgeschaltet ist, dessen Turbinenrad das Sonnenrad eines nachgeschalteten Planetenrädersatzes
antreibt, während das Hohlrad über einen zweiten Freilauf mit der Hauptwelle kuppelbar
ist, Fig. 5 das Schaltungsschema der Reibungskupplungen bzw. Reibungsbremsen in
den einzelnen Gängen der Getriebe nach Fig. 2 bis 4, Fig. 6 die schematische Darstellung
eines Getriebes der zweiten Ausführungsform, wie in Fig. 4 dargestellt, jedoch mit
zusätzlicher Anordnung einer Reibungskupplung zwischen dem Hohlrad des dem Drehmomentwandler
nachgeschalteten Planetenrädergetriebes, und Fig. 7 das Schaltungsschema der Reibungskupplungen
bzw. Reibungsbremsen in den einzelnen Gängen des Getriebes nach Fig. 6.
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Mit dm, = Durchmesser des Sonnenrades im die Leistung verzweigenden
Differential m und dma = Durchmesser des Hohlrades im Differential m sowie
d% = Durchmesser des Sonnenrades im Planetenrädersatz n und dnQ = Durchmesser
des Hohlrades im Planetenrädersatz n sowie M, = Motordrehmoment ergibt sich für
das Getriebe nach Fig. 2
und das Pumpendrehmoment zu
für das Getriebe nach Fig. 3 ist das Pumpendrehmoment MP =Ml-g9m*g9n, für das Getriebe
nach Fig. 4 ist das Pumpendrehmoment MP =rpm#Ml.
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Das bedeutet, daß in Fig. 2 das Pumpendrehmoment je nach Wahl von
cpm und cpn kleiner, gleich oder größer als das Motordrehmoment werden kann. Dementsprechend
wird auch der Drehmomentwandler kleiner, gleich oder größer als ein für das Motordrehmont
ausgelegter Drehmomentwandler.
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In Fig. 3 wird das Pumpendrehmoment stets kleiner als das Motordrehmoment
und dementsprechend auch der Drehmomentwandler stets kleiner als ein für das Motordrehmoment
ausgelegter Drehmomentwandler.
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In Fig. 4 und 6 wird das Pumpendrehmoment ebenfalls stets kleiner
als das Motordrehmoment und dementsprechend auch wieder der Drehmomentwandler stets
kleiner als ein für das Motordrehmoment ausgelegter Drehmomentwandler.
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In dem Getriebe nach Fig. 2 wird das Hohlrad 4 des Differentials m
über die Trommel 15 von der Antriebswelle 1 angetrieben. Der Planetenräderträger
6 des Differentials m ist mit der Hauptwelle 2 fest verbunden, die gleichachsig
zur Antriebswelle 1 angeordnet ist. In der Trommel 15 ist eine Reibungskupplung
K1 angeordnet, mittels der der Planetenräderträger 6 mit der Antriebswelle 1 gekuppelt
werden kann. Die zwischen Hohlrad 4 und Sonnenrad 5 angeordneten Planetenräder sind
mit 3 bezeichnet. Das Sonnenrad 5 des Differentials m ist auf der ersten Hohlwelle
7a fest angeordnet, die auf der Hauptwelle 2 drehbar gelagert ist. Außerdem ist
auf
dieser Hohlwelle 7a die Bremsscheibe 17 für die am Gehäuse
angeordnete erste Reibungsbremse K2 fest angeordnet. Anschließend an die erste Hohlwelle
7a ist auf der Hauptwelle 2 eine zweite- Hohlwelle 7b drehbar gelagert, auf der
das Sonnenrad 8 des Planetenrädersatzes n fest angeordnet ist. Die Hohlwellen
7a und 7 b sind durch einen ersten Freilauf F1 miteinander kuppelbar.
Das zu dem Planetenrädersatz n gehörige Hohlrad 9 ist mit dem Pumpenrad P des Drehmomentwandlers
über die Hohlwelle 19 fest verbunden, während die zugehörigen Planetenräder 10 in
der Gehäusezwischenwand 18 gelagert sind. Das Turbinenrad T des Drehmomentwandlers
ist mit der Hauptwelle 2 über einen zweiten Freilauf F2 kuppelbar. Hauptwelle 2
wird in den Vorwärtsgängen über die Reibungskupplung K5 mit der Abtriebswelle 14
verbunden. Für den Rückwärtsgang ist eine dritte Reibungsbremse K4 vorgesehen, deren
Bremsscheibe 16 mit den Planetenrädern 13 des Planetenrädersatzes o verbunden ist,
die in diesem Falle als Zwischenräder arbeiten, die von dem auf der Hauptwelle 2
angeordneten Sonnenrad 11 angetrieben werden. Das Hohlrad 12 treibt dann die Abtriebswelle
14 in entgegengesetzter Richtung an. Die zweite Hohlwelle 7b kann über die auf ihr
fest angeordnete Bremsscheibe 20 durch die im Gehäuse angeordnete zweite Reibungsbremse
K3 abgebremst werden. Außerdem ist an der Gehäusezwischenwand 18 und der Hohlwelle
7b eine Ölpumpe Z angeordnet, die den Drehmomentwandler mit der erforderlichen Flüssigkeit
versorgt.
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Das in Fig. 3 dargestellte Getriebe hat grundsätzlich den gleichen
Aufbau wie das in Fig. 2 dargestellte, mit dem Unterschied, daß das Hohlrad 22 des
Planetenrädersatzes n vom Differential m über die erste Hohlwelle
21 a, den ersten Freilauf F1 und die zweite Hohlwelle 21 b angetrieben wird. Das
Pumpenrad P des Drehmomentwandlers wird vom Sonnenrad 23 des Planetenrädersatzes
n angetrieben.
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Die Wirkungsweise der in Fig. 2 bzw. 3 dargestellten Getriebe ist
folgende: 1. Gang (Leistungsteilung) : Die Reibungskupplung K5 ist geschlossen.
Der Antrieb erfolgt von der Antriebswelle 1 über die Trommel 15 auf das Differential
m. Der mechanische Leistungsanteil geht über den Planetenräderträger 6 in die Hauptwelle
2. Der hydraulische Leistungsanteil wird vom Sonnenrad 5 auf die erste Hohlwelle
7a bzw. 21 a und von dieser über den ersten Freilauf F, auf die zweite Hohlwelle
7 b bzw. 21 b übertragen. Die Drehrichtung der Hohlwelle ist dabei entgegengesetzt
der der Antriebswelle i. Durch den anschließenden Planetenrädersatz n wird die Drehrichtung
wieder umgekehrt, so daß der Drehmomentwandler PTL in Antriebsrichtung umläuft und
das Turbinenrad T über den zweiten Freilauf F2 den hydraulischen Leistungsteil an
die Hauptwelle 2 abgibt. Von der Hauptwelle 2 wird das Drehmoment über die Reibungskupplung
K5 an die Abtriebswelle 14 abgeführt.
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2. Gang (mechanische Leistungsübertragung) : Die Reibungskupplung
K5 und die Reibungsbremsen K2 und K3 sind geschlossen. Durch die erste Reibungsbremse
K2 wird die erste Hohlwelle 7a bzw. 21a festgehalten, so daß das von der Antriebswelle
1 eingeleitete Drehmoment, vervielfacht um p., über den Planetenräderträger 6 auf
die Hauptwelle 2 und von dort über die Reibungskupplung K5 auf die Abtriebswelle
14 übertragen wird. Da die Hohlwellen 7a bzw. 21a und 7b bzw. 21b nicht umlaufen,
bleiben auch der Planetenrädersatz n und der Drehmomentwandler in Ruhe, während
der Freilauf F2 überholt wird.
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3. Gang: Die Reibungskupplung K5 und die zweite Reibungsbremse K3
bleiben geschlossen, dagegen wird die erste Reibungsbremse K2 gelöst und danach
die Reibungskupplung K, geschlossen, die die Antriebswelle 1 mit der Hauptwelle
2 verbindet, die ihrerseits über die Reibungskupplung K5 mit der Abtriebswelle 14
verbunden ist. Das Differential m und der Planetenrädersatz o laufen dann verblockt
um. Die erste Hohlwelle 7a bzw. 21a erhält einen mit der Antriebswelle gleichsinnigen
Drehsinn, so daß der Freilauf F, sich von der zweiten Hohlwelle 7 b bzw. 21 b löst.
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Rückwärtsgang: Die Reibungskupplungen K, und K5 sowie die Reibungsbremsen
K2 und K3 sind geöffnet, und die Reibungsbremse K4 ist geschlossen. Die Wirkungsweise
des Getriebes ist die gleiche wie im 1. Gang. Durch den Planetenrädersatz o, dessen
Planetenräderträger 16 mit den Planetenrädern 13 festgehalten wird, wird die Abtriebswelle
14 in entgegengesetzter Drehrichtung angetrieben.
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Im 2. und 3. Gang, bei denen nur eine rein mechanische Leistungsübertragung
stattfindet, befindet sich der Drehmomentwandler in Ruhe, ebenso die zweite Hohlwelle
7 b
bzw. 21 b, auf der die den Drehmomentwandler mit Öl versorgende Pumpe
Z angeordnet ist. Durch diese Anordnung wird erreicht, daß bei stehendem Drehmomentwandler
auch die Pumpe Z nicht fördert. Ist der Drehmomentwandler im Anfahrgang oder im
Rückwärtsgang in Betrieb, fördert auch die Pumpe Z, und zwar in Abhängigkeit von
der Drehzahl, so daß bei höherer Drehzahl der Öldurchsatz durch den Drehmomentwandler
größer ist. Bei größerer Wärmeentwicklung im Drehmomentwandler ist auf diese Weise
auch für größere Wärmeabfuhr gesorgt.
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Im 2. und 3. Gang kann mit dem Motor gebremst werden wie bei einem
normalen mechanischen Getriebe in den entsprechenden Gängen, da im 2. und 3. Gang
eine rein mechanische Leistungsübertragung stattfindet.
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Während in Fig. 2 das Pumpenrad des Drehmomentwandlers vom Hohlrad
9 des Planetenrädersatzes n angetrieben wird, wird in Fig. 3 das Pumpenrad P des
Drehmomentwandlers vom Sonnenrad 23 des Planetenrädersatzes n angetrieben. Im übrigen
gleicht dieses Getriebe dem in Fig. 2 dargestellten.
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Das Getriebe nach Fig. 4 unterscheidet sich von den in Fig.2 und 3
gezeigten dadurch, daß der Planetenrädersatz n hinter dem Drehmomentwandler angeordnet
ist. Bei dieser Ausführung wird das Pumpenrad P des Drehmomentwandlers unmittelbar
über die erste Hohlwelle 24a und den ersten Freilauf F, von der zweiten Hohlwelle
24b angetrieben, während das Turbinenrad T das Sonnenrad 25 des Planetenrädersatzes
n antreibt. Weiterhin wird der hydraulische Leistungsanteil über das Hohlrad 26
und den zweiten Freilauf FZ an die Hauptwelle 2 abgegeben. Der Drehsinn des Drehmomentwandlers
ist hierbei entgegen dem der Antriebswelle.
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In Fig. 6 wird im 1. Gang der hydraulische Leistungsanteil wie in
Fig. 4 vom Turbinenrad T über den Planetenrädersatz n - zwecks Änderung des Drehsinnes
- und den zweiten Freilauf F2 an die Hauptwelle 2 abgegeben. Durch die fest mit
der Hauptwelle 2 verbundene Kupplungsscheibe 27 und die mit dieser zusammenwirkende
Reibungskupplung K6 kann die Hauptwelle 2 fest mit dem Hohlrad 28 des Planetenrädersatzes
n verbunden werden. Durch diese Anordnung wird die Möglichkeit geschaffen, den Drehmomentwandler
zum Bremsen heranzuziehen, wenn gleichzeitig mit der Reibungskupplung K6 auch die
zweite Reibungsbremse K3 geschlossen wird, die das Pumpenrad P festhält.
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Zum Erzielen einer erhöhten Bremswirkung kann zu der Reibungsbremse
K3 sowie den Reibungskupplungen K6 und K5 noch die erste Reibungsbremse K2 geschlossen
und damit die erste Hohlwelle 29 a festgesetzt werden.
Auf diese
Weise wird über das Differential m der Motor zusätzlich zum Bremsen herangezogen.