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Hydraulische Kraftübertraggungseinrichtung Die Erfindung bezieht sich
auf hydraulische Kraftübertragungseinrichtungen mit einem hydrodynamischen Wandler
und einer diesen überbrückenden, wahlweise einschaltbaren Direktkupplungseinrichtung
mit einer Reibungskupplung.
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Die Reibungskupplung hat bei derartigen Einrichtungen gewöhnlich die
Aufgabe, eine mechanische Direktverbindung zwischen dem Pumpenrad und dem Turbinenrad
zu schaffen, sobald das Drehzahlverhältnis zwischen diesen beiden Teilen keine Erhöhung
des Drehmomentes mehr mit sich bringt und eine Beibehaltung der Drehmomentübertragung
über den hydrodynamischen Wandler nur mehr den Gesamtwirkungsgrad verschlechtert.
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Um bei der Einschaltung der Reibungsbremse einen weichen, stoßfreien
übergang von dem einen Betriebszustand in den andem zu -ewährleisten, ist es bekannt,
die Reibungskupplung beim überbrücken des hydrodynamischen Wandlers mit einer hydrostatischen
Kupplung derart zusammenwirken zu lassen, daß das dritte Getriebeelement eines das
Turbinenrad des Wandlers mit der Abtriebswelle verbindenden Planetenradgetriebes
durch zunehmende Drosselung des Flüssigkeitskreislaufes in der Kupplung allmählich
mit der Antriebswelle verbunden wird.
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Werden Kraftübertragungseinrichtungen der eingangs genannten Art in
Schienenfahrzeuge eingebaut, bei denen mehrere Triebachsen von einem gemeinsamen
Motor Über getrennte Getriebe angetrieben werden, so ergibt sich wegen der möglichen
Durchmesserunterschiede der auf den verschiedenen Triebachsen sitzenden Räder, daß
die verschiedenen Triebachsen mit verschiedener Drehzahl angetrieben werden müssen.
Es muß also zwischen jedem Motor und der zugehörigen Triebachse eine Schlupfmöglichkeit
bestehen, um das durch das Getriebe übertragbare maximale Drehmoment zu begrenzen
und eine gleichmäßige Verteilung des Antriebsdrehmomentes auf alle Triebachsen zu
gewährleisten. Hierfür erweisen sich hydrodynarnische Drehmomentwandler wegen der
erwünschten raschen und stetigen Beschleunigung der Schienenfahrzeuge als besonders
günstig, da diese Wandler mit Hilfe bekannter Einrichtungen ein sehr hohes Anzugsmoment
liefern und einen sehr stetigen stoßfreien übergang zwischen den verschiedenen Geschwindigkeitsstufen
ergeben.
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Nach der Umschaltung auf direkten Antrieb besteht jedoch keine Schlupfmöglichkeit
wie bei der Leistungsübertragung über den hydrodynamischen Wandler, und besteht
die Gefahr, daß einzelne Direktkupplungseinrichtungen überlastet werden, während
andere nur wenig oder gar nicht am Antrieb des Schienenfahrzeuges teilnehmen. Auch
ist die Gefahr des Durchdrehens einzelner Triebachsen, ohne das Fahrzeug von der
Stelle zu bewegen, sehr groß.
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Es ist deshalb Aufgabe der Erfindung, bei einer hydraulischen Kraftübertragungseinrichtung
der eingangs genannten Art, bei welcher die Reibungskupplung beim überbrücken des
hydrodynamischen Wandlers mit einer hydrostatischen Kupplung zusammenwirkt, eine
Anordnung zu treffen, die es ermöglicht, den zur Begrenzung des maximalen Drehmomentes
notwendigen Schlupf auch bei direktem Antrieb sicherzustellen.
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Gemäß der Erfindung wird diese Aufgabe dadurch gelöst, daß die hydrostatische
Kupplung mit dem hydrodynarnischen Wandler und der Reibungskupplung in bezug auf
den Kraftfluß in Reihe geschaltet und so ausgebildet ist, daß sie beim überschreiten
eines vorbestimmten Drehmoments selbsttätig eine Drehmoment begrenzende Schlupfwirkung
hat. Durch die erfindungsgemäße Reihenschaltung der hydrostatischen Kupplung mit
dem hydrodynamischen Wandler und der Reibungskupplung werden auch die Drehmomentspitzen,
die normalerweise von der Antriebseinrichtung übertragen werden, abgeflacht, so
daß eine Schwingungsdämpfung im gesarnten Drehzahlbereich erfolgt, und es ist möglich,
die mechanische Reibungskupplung für ein wesentlich kleineres Drehmoment auszulegen
und sie nur als »Haltekupplung« zu berechnen, wodurch der Durchmesser der Kupplungsscheiben
kleiner wird und
infolgedessen auch die Ventflationsverluste während
des Betriebes herabgesetzt werden. überlastungen der Getriebewellen werden vermieden,
und die Gefahr von Wellenbrüchen wird herabgesetzt. Ebenso wird eine überbelastung
der Antriebsverbindung zwischeii dem Rotor und dem Getriebe verhütet.
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In vorteilhafter Ausbildung der Erfindung sind zur Erzielung der drehmomentbegrenzenden
Schlupfwirkung der hydrostatischen Kupplung in deren Druckmittelkreislauf ein oder
mehrere Ventile vorgesehen, die beim überschreiten des vorbestimmten Drehmoments
vom Druckmittel entgegen der Wirkung einer Schließkraft geöffnet werden. Zur Erzeugung
der Schließkraft kann jedes dieser Ventile mit einer Schließfeder versehen sein,
welche den Ventilkörper gegen seinen Sitz drückt.
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In manchen Fällen ist es erwünscht, den vorbestimmten Drehmomentwert,
der durch die hydrostatische Kupplung begrenzt wird, in Abhängigkeit von der Drehzahl
der Abtriebswelle zu variieren. Gemäß einem weiteren Merkmal der Erfindung wird
dies dadurch erreicht, daß die Ventile an einem umlaufenden Getriebebauteil so angeordnet
sind, daß wenigstens ein Teil der Schließkraft von der durch den Umlauf auf den
Ventilkörper ausgeübten Zentrifugalkraft beeinflußbar ist.
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In weiterer vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung steht die hydrostatische
Kupplung mit der Arbeitskammer des Drehmomentwandlers in Verbindung, so daß die
Kupplung dauernd mit der Arbeitsflüssigkeit des Drehmomentwandlers gefüllt ist.
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Um einen raumsparenden Aufbau der hydrostatisehen Kupplung zu erreichen,
ist nach einem weiteren Merkmal der Erfindung mit dem Pumpenrad des Drehmomentwandlers
drehfest ein mit Druckmedium gefülltes Gehäuse verbunden, welches Ausnehmungen aufweist,
in denen nach Art von Planetenrädern paarweise Zahnräder gelagert sind, die als
Zahnradpumpen wirken und das Medium aus dem Gehäuse in zugeordnete Druckkammern
fördern, und es ist an der antriebsseitigen Welle des Getriebes ein Zahnrad angeordnet,
das mit je einem Zahnrad einer jeden Zahnradpumpe im Eingriff steht. Die
die hydrostatische Kupplung bildenden Zahnradpumpen fördern, wenn das tatsächliche
Drehmoment kleiner oder gleich dem maximal übertragbaren Drehmoment ist, nur die
zur Deckung von Leckverlusten erforderliche Menge an Druckmittel. Die beiden Glieder
der Kupplung rotieren hierbei fast mit gleicher Drehzahl. übersteigt hingegen das
tatsächliche Drehmoment das maximal übertragbare Drehmoment, dann fördern die Zahnradpumpen
das Druckmittel in der liydrostatischen Kupplung im Kreislauf über die Ventile,
und das getriebene Glied der Kupplung rotiert langsamer als das treibende Glied.
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Durch die erfindungsgemäße Ausbildung der hydraulischen Kraftübertragungseinrichtung
wird außerdem im Vergleich mit den bisher bekannten Einrichtungen der Vorteil erzielt,
daß die Anzahl und Masse der fest mit der Motorwelle verbundenen Getriebeteile wesentlich
vermindert wird, weil das rotierende Gehäuse des Drehmomentwandlers nicht mehr zu
diesen Teilen gehört, wodurch das Problem der Wahl der kritischen Drehzahl der Antriebseinrichtung
erleichtert wird.
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Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung
einiger in der Zeichnung dargestellter Ausführungsbeispiele. Es zeigt Fig.
1 einen Längsschnitt durch ein hydraulisches Getriebe gemäß der Erfindung
in der Ebene der Linie 1-1 der Fig. 3,
Fig. 2 einen Teil des Getriebes
nach Fig. 1 im Längsschnitt in der Ebene der Linie 2-2 der Fig.
3,
Fig. 3 einen Teil des Getriebes nach Fig. 1 im Querschnitt
in der Ebene der Linie 3-3 der Fig. 1,
Fig. 4 ein Diagramm mit der
Kennlinie des maximalen Drehmomentes in Abhängigkeit von der Drehzahl des Getriebes
nach Fig. 1,
Fig. 5, 7 und 9 Abwandlungen der Ventilausführungen,
Fig. 6, 8 und 10 Diagramme mit der Kennlinie des maximalen Drehmomentes
in Abhängigkeit von der Drehzahl des Getriebes nach Fig. 1, jedoch mit den
Ventilausführungen nach Fig. 5, 7 und 9.
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Eine vom nicht dargestellten Motor angetriebene Welle 10 ist
mit der Antriebswelle 14 des Getriebes durch eine Scheibe 12, die eine geringfügige
axiale Verschiebung und eine gewisse Abweichung von der Gleichachsigkeit zuläßt,
drehfest verbunden. Auf der Antriebswelle sitzt fest ein Zahnrad 16. Dieses
Zahnrad ist innerhalb eines Gehäuses 18 angeordnet, das mit einem Druckmedium
gefüllt ist und dessen Stirnwand 20 mit einem Lagerzapfen 22 versehen ist, der in
eine Axialbohrung der Antriebswelle 14 gelagert ist. Die andere Stirnwand 24 des
Gehäuses ist gegen die Antriebswelle 14 abgedichtet.
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Im Gehäuse 18 sind radial außerhalb des Zahnrades
16 mehrere Ausnehmungen 26 vorgesehen. In jeder dieser Ausnehmungen
sind zwei Zahnräder 28,
30 mit Hilfe von Nadellagern 32 auf
innerhalb des Gehäuses befindlichen Achsen 36, 38 drehbar gelagert. Eines
dieser Zahnräder, z. B. das Zahnrad 28,
greift jeweils in das Zahnrad
16 ein, das als Sonnenrad wirkt, während die anderen Zahnräder Planetenräder
bilden. Das Gehäuse 18 selbst dient als Träger der Planetenräder.
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Die beiden in der Ausnehmung 26 angeordneten Zahnräder
28, 30 sind gleich groß, aber in verschiedenen Radialabständen von der Antriebswelle
14 angeordnet, wobei die Differenz dieser Radialabstände etwa gleich der Zahnhöhe
der Räder ist. Die Zahnräder rotieren in Richtung der Pfeile 40, 42 (Fig.
3)
und bilden eine Zahnradpumpe, welche das Medium von einer zentralen Kammer
44 des Gehäuses 18 in eine Druckkammer 46 mit großer Ausdehnung in Umfangsrichtung
des Gehäuses fördert, die radial außerhalb der Zahnradpumpe vorgesehen ist. Zu beiden
Seiten der Zahnradpumpe sind Dichtungsplatten 48, 50 angeordnet, die in axialer
Richtung gegen die Stirnflächen der Zahnräder 28, 30 dadurch gedrückt werden,
daß durch einen Kanal 52 von der Druckkammer 46 auf die den Zahnräder abgekehrte
Seite jeder Dichtungsplatte 48, 50 Druckmedium geleitet wird.
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Zwischen der Druckkammer 46 und der zentralen Kammer 44 ist eine Zirkulationsleitung
54 vorgesehen, die mit einem Ventil ausgestattet ist, das aus einem in radialer
Richtung verstellbaren Ventilsitz 56, einem Ventilköiper 58 und einer
Feder 60
besteht, welche den Ventilkörper radial nach außen gegen den Ventilsitz
drückt.
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Die zentrale Kammer 44 steht ferner über Kanäle 62, 64 in freier
Verbindung mit der Arbeitskammer 66 des hydrodynamischen Drehmomentwandlers.
Durch diese Verbindung wird erreicht, daß das Gehäuse 18 stets mit Medium
gefüllt bleibt, weil dem
Drehmomentwandler durch eine eigene Pumpe
ständig Medium aus einem Vorratsbehälter zugeführt wird.
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Der Drehmomentwandler besteht in bekannter Weise aus einem das Pumpenrad
bildenden rotierenden Gehäuse 68, das mit dem Pumpenschaufelkranz
70 versehen und mit dem Gehäuse 18 fest verbunden ist, und aus dem
Turbinenrad mit zwei Turbinenschaufelkränzen 72, 74, zwischen denen ein Leitrad
mit dem Reaktionsschaufelkranz 76 liegt.
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Die Turbinenschaufelkränze 72, 74 sind an einer Turbinennabe
78 befestigt, die drehfest auf der Turbinenwelle 80 sitzt, welche
z. B. als Abtriebswelle dienen kann. Der Reaktionsschaufelkranz 76 ist in
ähnlicher Weise durch eine Nabenscheibe 82 drehfest mit der Leitradwelle
84 verbunden. Auf diese Welle wirkt ein gegensinniges Drehmoment, und zwar entweder
dadurch, daß sie festgehalten wird, oder dadurch, daß sie über ein nicht dargestelltes
Zahnradgetriebe mit der Turbinenwelle 80 verbunden ist und somit zwangläufig
mit einer GeschwindigVeit rotiert, die von der Geschwindigkeit der Turbinenwelle
abhängt.
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Das Gehäuse 18 weist an der dem Drehmomentwandler zugekehrten
Seite eine zylindrische Ausnehmung auf, in welcher eine Direktkupplung, die als
hydraulisch betätigte Lamellenkupplung dargestellt ist, angeordnet ist. In dieser
Ausnehmung befindet sich ferner ein Kolben 86, der durch über eine Leitung
88 in der Turbinenwelle 80 und einen Kanal 90 in einem zentralen
Zapfen 92 zugeführtes Druckmedium betätigt wird. Der Kolben86 drückt bei
seiner Betätigung die Kupplungslamellen 94, 96
gegeneinander und gegen eine
Druckfläche 98, die am rotierenden Gehäuse des Drehmomentwandlers vorgesehen
ist.
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Die Kupplungslamellen 94, 96 bilden zwei verschiedene Sätze,
von denen einer drehfest mit dem Gehäuse 18 und der andere drehfest mit einer
Nabe 100 verbunden ist, die ihrerseits in drehfester Verbindung mit der Turbinenwelle
80 steht. Diese Direktkupplung wird durch Druckentlastung des Kolbens
86 gelöst, wobei der Druck des Mediums in der Arbeitskammer 66 des
Drehmomentwandlers, der auf der gegenüberliegenden Seite des Kolbens wirksam ist,
die Kupplung trennt.
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Die Fig. 4 zeigt die Drehmomentkennlinie für das Getriebe mit der
Ventilanordnung nach Fig. 1 und 3.
Die Ventilfederkraft und die Fliehkraft
unterstützen einander, wodurch sich eine Kupplung ergibt, die bei hohen Drehzahlen
ein größeres maximales Drehmoment als bei niedrigen Drehzahlen übertragen kann,
was besondere Vorteile bietet, wenn die Antriebsanordnung einschließlich der Kupplung
eine niedrige kritische Drehzahl hat, die während des Antriebs durchlaufen werden
muß.
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Die Ventilfeder kann unter Umständen auch völlig entfallen, wobei
dann das Ventil ausschließlich durch die Fliebkraft gesteuert wird. Eine derartige
Ausführung ist in Fig. 5 dargestellt. Das Ventil besteht in diesem Falle
aus einem Sitz 102 und einem Ventilkörper 104, der radial nach außen schließt und
eine relativ große Masse hat. Der Ventilkörper ist mit Längsrippen 106 versehen
und mittels dieser in einer Bohrung 108 geführt.
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Die Drehmomentkennlinie für das Getriebe mit dieser Ventilausflührung
zeigt Fig. 6. Es ergibt sich ein sehr nahe dem Wert 0 liegendes Anfangsdrehmoment
und eir stetiger Anstieg des Drehmomentes mit der Drehzahl.
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Wenn die Schließbewegung des Ventilkörpers radial nach innen erfolgt,
wirkt die Fliehkraft der Ventilfederkraft entgegen, wodurch sich eine hydrostatische
Kupplung ergibt, die bei niedrigen Drehzahlen ein größeres maximales Drehmoment
als bei hohen Drehzahlen überträgt, so daß die übertragene Leistung ungefähr konstant
gehalten werden kann.
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Fig. 7 zeigt eine hierzu zweckmäßige Ausführung des Ventils.
Es besteht aus einem Ventilsitz 110 und einem Ventilkörper 112, der radial
nach innen schließt und durch eine Feder 114 gegen seinen Sitz gedrückt wird.
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Fig. 8 zeigt die Drehmomentkennlinie für die Ventilausführupo,
nach Fig. 7, bei welcher die Federkraft und die Fliehkraft gegensinnig wirken,
wodurch ein hohes Anfangsdrehmoment erhalten wird und das Drehmoment mit zunehmender
Drehzahl absinkt.
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Wenn schließlich das maximal übertragbare Drehmoment unabhängig von
der Drehzahl konstant gehalten werden soll, dann muß der Ventilkörper parallel zur
Getriebewelle verstellbar angeordnet sein, wodurch der Einfluß der Fliehkraft aufgehoben
wird. Eine entsprechende Ausfühlung des Ventils ist in Fig. 9 dargestellt.
Es besteht aus einem Sitz 116 und einem Ventilkörper 118, der parallel
zur Getriebewelle gegen seinen Sitz verschiebbar ist. Der Ventilkörper ist mit Hilfe
von Längsrippen 120 in einer Bohrung 122 geführt und wird durch eine Feder 124 gegen
seinen Sitz gedrückt.
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Die Drehmomentkennlinie für die Ventilausführung nach Fig.
9 zeigt die Fig. 10. Durch die Ausschaltung des Einflusses der Fliehkraft
ergibt sich ein praktisch von der Drehzahl unabhängiges Drehmoment.
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Durch eine Änderung der Steifigkeit der Ventilfeder und der Masse
des Ventilkörpers können die Kupplungseigenschaften in gewünschter Weise eingeregelt
werden.
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Um einen Betrieb in beiden Drehrichtungen des Getriebes zu ermöglichen
und insbesondere durch den Motor auch eine Bremswirkung auf das Fahrzeug ausüben
zu können, können in der hydrostatischen Kupplung bestimmte Zahnradpumpen so angeordnet
werden, daß sie das Medium bei der einen relativen Drehrichtung zwischen dem auf
der Antriebswelle angeordneten Zahnrad und dem mit dem Medium gefüllten Gehäuse
in die zugeordneten Druckkammem fördern, während die anderen Zahnradpumpen das Medium
ihren Druckkammern bei der entgegengesetzten relativen Drehrichtung zwischen diesem
Rad und dem Gehäuse zuführen.
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Für die Unteransprüche 2 bis 4 wird Schutz nur in Verbindung mit dem
Hauptanspruch begehrt.