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Hydrodynamisch-mechanisches Getriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge
Die Erfindung betrifft ein hydrodynamisch-mechanisches Getriebe, insbesondere für
Kraftfahrzeuge, bestehend aus einer Strömungskupplung, deren Pumpenrad einerseits
mit der Eingangswelle und andererseits mit dem Eingangsglied eines stufenlos einstell-
oder regelbaren Getriebes verbunden ist, dessen Ausgangsglied mit dem Reaktionsglied
eines Umlaufrädergetriebes gekuppelt ist, wobei das Eingangsglied des Umlaufrädergetriebes
vom Turbinenrad der Strömungskupplung angetrieben ist und das Ausgangsglied des
Umlaufrädergetriebes an die Ausgangswelle angeschlossen ist.
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Um bei hydrodynamisch-mechanischen Getrieben mit Strömungskupplung
das Drehmoment stufenlos verändern zu können, ist es bekannt, zwischen der Strömungskupplung
und dem mec - hanischen, Getriebeteil ein stufenlos einstell- oder regelbares
Reibgetriebe anzuordnen, wobei der gesamte Leistungsfluß dieses belastet.
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Es ist auch schon vorgeschlagen worden, den Leistungsfluß zwischen
der Strömungskupplung und einem Umlaufrädergetriebe zu verzweigen und nur in einen
der Drehmomentenwege ein stufenlos regelbares Reibgetriebe einzuschalten, das dann
geringer als bei den vorgenannten bekannten Ausführungen belastet wird.
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Die für die letzteren Konstruktionen verwendeten stufenlos einstell-
oder regelbaren Getriebe bestehen aus Keilscheiben-Riementrieben. Diese bedingen
je-
doch ein Getriebe mit zwei Wellen, das verhältnismäßig viel Raum beansprucht.
Nachteilig kann sich je nach Verwendungszweck auch auswirken, daß bei dieser
Getriebeform für einen eventuell notwendigen Rückwärtsgang ein besonderes Schaltgetri.ebe
vorhanden sein muß.
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Aufgabe der Erfindung ist es, ein Getriebe der eingangs genannten
Art zu schaffen, welches der Funktion nach den zuletzt erwähnten Ausführungen entspricht,
sich jedoch durch Vermeidung der Zweiwellenkonstruktion wesentlich kleiner bauen
läßt.
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Die Erfindungsaufgabe wird dadurch gelöst, daß das stufenlos einstell-
oder regelbare Getriebe als ein nach Art eines dreigliedrigen Umlaufrädergetriebes
aufgebautes Reibrollengetriebe ausgebildet ist, dessen Reaktionglied wahlweise in
eine frei drehbare oder abgebremste Stellung schaltbar ist. Dieser Getriebeaufbau
ist insbesondere für Kraftfahrzeuge geeignet, weil hier die nunmehr mögliche Raum-
und Gewichtsersparnis Fahrkomfort und Fahreigenschaften entscheidend beeinflussen.
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Auch in den Fällen, wo ein Rückwärtsgang erforderlich ist, kann die
gedrungene Bauweise des erfindungsgemäßen Getriebes mit Vorteil beibehalten werden.
Ein Rückwärtsgang wird nämlich bereits dadurch gewonnen, daß das mit dem Reaktionsglied
des Umlaufrädergetriebes verbundene Ausgangsglied des stufenlos regelbaren Reibrollengetriebes
abbremsbar ist, wenn das Reaktionsglied die frei drehbare Stellung einnimmt.
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Eine wegen ihrer Einfachheit bevorzugte Ausführung des erfindungsgemäßen
Getriebes ist dadurch gekennzeichnet, daß das Reibrollengetriebe eiförmige Reibrollen
aufweist, die zwischen einem axial geteilten inneren und äußeren Laufring mit im
Querschnitt konkav gekrümmten Laufbahnen umlaufen, wobei der axiale Abstand der
durch die axiale Teilung gebildeten Laufringhälften mittels hydraulisch betätigter
Stellmotoren wechselweise veränderbar ist.
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In den Zeichnungen sind in der nachfolgenden Beschreibung näher erläuterte
Ausführungsbeispiele des hydrodynamisch-mechanischen Getriebes nach der Erfindung
darstellt. Es zeigt F i g. 1 einen Mittellängsschnitt der oberen Hälfte einer
ersten Ausführungsform des hydrodynamischmechanischen Getriebes nach der Erfindung,
F i g. 2 eine abgeänderte Ausführungsform in schematischer Darstellung, F
i g. 3 eine Einzelheit aus den F i g. 1 und 2 in auseinandergezogener
Darstellung.
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F i g. 1 zeigt ein glockenförmiges Gehäuse 10, das das
hydrodynamisch-mechanische Getriebe umschließt. In seinem vorderen Teil befindet
sich eine Strömungskupplung 12, die von einem drehbaren Kupplungsgehäuse 14 mit
einer daran ansetzenden
axialen Verlängerung 16 umschlossen
wird, an welche die nicht dargestellte Eingangswelle angeschlossen ist. Die axiale
Verlängerung 16 kann von irgendeiner Kraftquelle, beispielsweise der Brennkraftmaschine
eines Kraftfahrzeuges, angetrieben werden.
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Die Strömungskupplung ist im Betrieb ständig mit öl oder einer
anderen Flüssigkeit gefüllt und umfaßt ein Pumpenrad 18 und ein Turbinenrad
20. Das Pumpenrad 18 weist an seinem Umfang mit Abstand zueinander angeordnete
Pumpenschaufeln 22 auf, die an dem drehbaren Kupplungsgehäuse 14 befestigt sind
und einer Anzahl von ähnlich geformten Turbinenschaufeln 24 gegenüberstehen. Die
Turbinenschaufeln 24 sitzen auf einer gemeinsamen Nabe 26,
die auf das eine
Ende einer Zwischenwelle 28 aufgekeilt ist. Zwei Axialdruckscheiben
30 führen die Nabe 26 zwischen Abschnitten des drehbaren Kupplungsgehäuses
14.
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Auf dem anderen Ende der Zwischenwelle 28 ist ein Sonnenrad
32 befestigt, das das eine Glied eines Umlaufrädergetriebes 34 bildet. Das
Umlaufrädergetriebe ist von einebeniger Bauart mit drei koaxial zueinander drehbaren
Gliedem und weist eine Anzahl von im Umfangsabstand zueinander angeordneten Umlaufrädern
36, von denen nur eines dargestellt ist, auf, die mit dem Sonnenrad
32 und einem Ringrad 38 kämmen. Das Ringrad 38 ist an der Ausgangswelle
40 mit Hilfe einer Scheibe 42 festgelegt. Die Umlaufräder 36 sind auf Achszapfen
44 in einem ringförinigen Umlaufräderträger 46 drehbar gelagert.
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Das drehbare Kupplungsgehäuse 14 ist an seiner Nabe axial verlängert
und bildet eine Hohlwelle 48. Diese Hohlwelle 48 ist mittels Lagern 50, 52
und 54 zwichen einer feststehenden Zwischenwand 56 des Gehäuses
10 und der Zwischenwelle 28 gelagert. Die Zwischenwand 56 bildet
gleichzeitig ein Gehäuse für eine Druckmittelpumpe 58 mit einem auf die Hohlwelle
48 aufgekeilten Antriebsrotor 60.
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Auf das entgegengesetzte Ende der Hohlwelle 48 sind zwei mit axialem
Abstand zueinander angeordnete innere Laufringhälften 62 und 64 eines mechanischen
Reibrollengetriebes 66 mit Hilfe einer Keilnutverbindung drehfest aufgeschoben.
Das Reibrollengetriebe umfaßt ferner zwei äußere Laufringhälften 68 und
70, wobei alle Laufringhälften gegeneinanderweisende und einander ergänzende
konkave Reibflächen aufweisen, die eine ringförmige Laufbahn 72 bilden. Die
Laufbahn 72 nimmt eine Anzahl von mit Abstand in Umfangsrichtung verteilten
eiförmigen Reibrollen 74 auf, die im Reibungsschluß gegen die Laufbahnoberfläche
anliegen und eine Antriebsverbindung über dieses Reibrollengetriebe in der nachfolgend
beschriebenen Weise schaffen.
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Wie F i g. 3 zeigt, sind die eiförmigen Reibrollen 74 drehbar
in sich zu einem Gleitstein ergänzenden Lagerschalen 76 und 78 gelagert,
die mit Führungsleisten 80 und 82 in Führungsnuten 84 und
86 eines ringförmigen Reibrollenträgers 88 radial verschieblich geführt
sind. Diese Anordnung gestattet sowohl i ein Abrollen der eiförmigen Reibrollen
74 in der Laufbahn 72 als auch eine radiale Bewegung der Reibrollen in dem
Reibrollenträger 88, wodurch eine Änderung des Drehzahlübersetzungsverhältnisses
zwischen dem inneren und dem äußeren Laufring i hervorgerufen wird.
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Wenn bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel auch eiförmige Reibrollen
an Stelle von kugeligen Reibrollen verwendet sind, so wird darauf hingewiesen, daß
erforderlichenfalls auch die Verwendung von kugeligen Reibrollen möglichst ist.
Die Verwendung eiförmiger Reibrollen ruft eine optimale Belastung in Normalrichtung
hervor, hat eine Verminderung der Klemmkräfte bei zunehmenden Berührungswinkeln
im Vergleich zu kugeligen Reibrollen zur Folge, setzt sie Hertzsche Flächenpressung
bei abnehmender Laufbahnkrümmung herab und bewirkt eine Verminderung der Drallverluste
an den Berührungsstellen auf Grund engerer Führung an dem wahren Wälzdurchmesser.
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Die innere Laufringhälfte 64 ist axial in einer Richtung gegen einen
Sprengring 90 abgestützt. Die innere Laufringhälfte 62 ist hingegen
axial in beiden Richtungen verschieblich und liegt gegen einen Ringkolben
92 an. Der Ringkolben 92 ist in einem Ringzylinder 94 axial verschieblich.
Der Ringzylinder 94 wird in einer Richtung von einem Sprengring 96 in Stellung
gehalten und weist zwischen sich und dem Ringkolben 92 eine zylindrische
Druckfeder 98 auf. Die Druckfeder 98 erteilt der inneren Laufringhälfte
62 eine leichte Vorspannung gegen die Reibrollen 74, so daß sich diese gegen
die inneren und äußeren Laufringhälften anlegen. Die Druckfeder 98 dient
nur zur Aufrechterhaltung einer Anfangsberührung der Teile miteinander. Ihre Kraft
reicht nicht aus, um die inneren Laufringhälften in Antriebs-Reibungsverbindung
mit den Reibrollen 74 zu bringen; dies wird vielmehr von dem Ringkolben
92 vollbracht.
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Von der Druckmittelpumpe 58 gefördertes Druckmittel durchströmt
zunächst eine nicht dargestellte Steuereinrichtung, welche das Druckmittel bei vorbestimmtem
Druck so steuert, daß es gegen den Ringkolben 92 wirkt und die innere Laufringhälfte
62
gegen die Reibrollen 74 und die anderen Laufringhälften drückt. Das Druckmittel
fließt von der Steuereinrichtung durch Kanäle 100 und 102 in der Zwischenwand
56 bzw. dem Ringzylinder 94 in die zwischen dem Ringkolben 92 und
dem Ringzylinder 94 gebildete Arbeitskammer 104.
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Die äußere Laufringhälfte 68 ist mit Hilfe eines Stiftes
106 in einem hohlzylindrischen Verbindungsteil 108 festgelegt, in
welchem die äußere Laufringhälfte 70 rnit Hilfe einer Keilverzahnung axial
verschieblich geführt ist. Eine zwischen dem Verbindungsteil 108 und der
äußeren Laufringhälfte 70 eingespannte Druckfeder 110 drückt die beiden
Laufringhälften 68 und 70 gegeneinander und in eine erste Berührung
mit den Reibrollen 74. Die freie Stimfläche der Laufringhälfte 68 liegt gegen
einen an einer Radialwand 114 des Gehäuses 10 befestigten Bremsbelag 112
an. Die Laufringhälfte 70 kann in der Keilverzahnung des Verbindungsteils
108 vor-und zurückgleiten und wird in Betriebsstellung mit der hierfür erforderlichen
Kraft durch einen druckmittelbetätigten Ringkolben 116 gegen die Reibrollen
74 gepreßt.
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Der Ringkolben 116 bildet einen Teil einer Doppelbremse
118. Das Gehäuse 10 ist zu diesem Zweck mit einer ringförmigen Zwischenwand
120 versehen, die im Querschnitt T-Form aufweist. Die axial entgegengesetzten Seiten
der Zwischenwand 120 sind mit Ausnehmungen versehen und bilden Zylinder, in denen
der Ringkolben 116 und ein weiterer Ringkolben 122 dichtend verschieblich
sind. Die Ringkolben 116 und 122 sind mit Hilfe eines Stiftes 123
undrehbar
gegenüber dem Gehäuse 10 festgelegt. Die
vordere Stirnseite
des Ringkolbens 116 ist mit einem Bremsbelag 124 zur Anlage gegen die äußere
Laufringhälfte 70 belegt, die zusammen mit dem Bremsbelag 112 bei Verschiebung
des Ringkolbens 116 als Bremse für die äußeren Laufringhälften
68 und 70
dient.
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Der Ringkolben 122 bildet das Betätigungsglied für eine Rückwärtsgang-Bremse
126. Zu dieser Rückwärtsgang-Bremse gehört eine Reibscheibe 128, die
an einer axialen Verlängerung 129 des Reibrollenträgers 88 angeordnet
ist und mit einer Reibfläche 130 am Ringkolben 122 und eine Reibfläche
132 an einem Widerlager 134 im Inneren des Gehäuses 10
zusammen wirkt.
Durch eine Bewegung des Ringkolbens 122 unter Druckmitteldruck nach rechts wird
die Rückwärtsgang-Bremse eingelegt und verhindert eine Drehung des Reibrollenträgers
88 und des Umlaufräderträgers 46. Die Rückwärtsgang-Bremse wird bei Wegfall
des Druckmitteldruckes durch nicht dargestellte Federn wieder gelöst. Die zwischen
den Ringkolben 116 und 122 und der Zwischenwand gebildeten Arbeitskammern
136 und 138 können über nicht dargestellte Kanäle von der Steuereinrichtung
her mit Druckmittel versorgt werden.
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Jeder der beiden Ringkolben 92 und 116 kann als Belastungskolben
zum Verspannen der Laufringhälften gegen die Reibrollen 74 und zur Schaffung einer
Antriebsverbindung über das Reibrollengetriebe benutzt werden. Welcher der Ringkolben
auch immer zur Erzeugung der Anpresskräfte benutzt wird, der andere Ringkolben dient
grundsätzlich zur Verstellung des übersetzungsverhältnisses durch Axialverschiebung
der mit ihm zusammenarbeitenden Laufringhälfte. Wenn beispielsweise der Ringkolben
116
als Belastungskolben ausgewählt ist und der Ringkolben 92 den das
übersetzungsverhältnis bestimmenden Kolben bildet, werden die beiden Ringkolben
trotzdem gleichzeitig betätigt, indem der Ringkolben 92 die Laufringhälfte
62 zur Laufringhälfte 64 hin verschiebt und somit eine radiale Einwärtsbewegung
der Reibrollen 74 hervorruft. Die gegen den Ringkolben 116 drückende Druckflüssigkeit
bringt dreierlei Wirkungen zustande: Zunächst ist der Druckmitteldruck so groß,
daß die äußeren Laufringhälften 68 und 70 durch die Auswärtsbewegung
der Reibrollen 74 radial nach außen auseinandergedrückt werden; weiterhin preßt
der Druckflüssigkeitsdruck den äußeren Laufring zwischen dem Ringkolben
116
und der Radialwand 114 ein und hält somit den äußeren Laufring gegen Drehung;
drittens schließlich verspannt der Druckmitteldruck das gesamte Reibrollengetriebe
mit ausreichender Kraft, um die gewünschte Antriebsverbindung herzustellen.
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In der abgebildeten Stellung befindet sich das Reibrollengetriebe
66 in einem Zustand der größten übersetzung ins Langsame, wobei sich die
inneren Laufringhälften in ihrer dichtest benachbarten Stellung befinden.
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Die inneren Laufringhälften 62 und 64 berühren die Reibrollen
74 in Stellen 140, während die äußeren Laufringhälften 68 und 70 in
Stellen 142 berührt werden. Da sich das Reibrollengetriebe ständig auf Grund der
Festlegung des äußeren Laufrings in einem übersetzungszustand ins Langsame befindet,
bewirkt auch eine maximale Trennung der inneren Laufringhälften 62 und 64
eine Drehzahlherabsetzung für den Reibrollenträger 88, der über die Verlängerung
129 mit dem Umlaufräderträger verbunden ist. Jedoch nähert sich dieses übersetzungsverhältnis
ins Langsame stark dem Wert 1: 1. In diesem Fall würden die Reibrollen 74
mit den inneren und äußeren Laufringhälften an Stellen 144 bzw. 146 in Berührung
stehen.
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Die Steuereinrichtung ändert ständig und stetig das übersetzungsverhältnis
ins Langsame des Reibrollengetriebes 66 in Abhängigkeit von Änderungen anderer
bestimmter Größen, wie z. B. der Fahrzeuggeschwindigkeit und des Drehmomentbedarfs
von der Brennkraftmaschine. Das heißt, das unter Druck auf die Ringkolben
92 und 116 einwirkende Druckmittel bewegt die Laufringhälften
62 und 70 fortgesetzt, so daß die Antriebsverbindung über das Reibrollengetriebe
in einer unbegrenzten Anzahl von Stufen von einer maximalen Übersetzung ins Langsame
zu einer minimalen Übersetzung ins Langsame verändert wird.
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Die Leerlaufstellung wird durch Entlüftung der hinter den Ringkolben
116, 92 und 122 befindlichen Arbeitskammern erreicht. Da der äußere Laufring
in diesem Zustand frei drehen kann, ist kein Reaktionsglied für den Reibungsantrieb
vorhanden, und der Reibrollenträger 88 kann frei rotieren, ohne eine Antriebskraft
auf den Umlaufräderträger 46, das Ringrad 38 und die Ausgangswelle 40 zu
übertragen. Die ungehinderte Drehung des Umlaufräderträgers 46 beim Antrieb durch
das Sonnenrad 32 bewirkt ebenso keinen Antrieb des Ringrades 38.
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Bei Vorwärtsantrieb wird Druckmittel unter entsprechendem Druck hinter
die Ringkolben 92 und 116 geleitet, um das Reibrollengetriebe
66 in die in den F ig. 1 und 2 dargestellte Anfangsstellung für eine
maximale Übersetzung ins Langsame zu bringen und die Verspannungskräfte auf die
Laufringe auszuüben, und zwar nicht nur, um die Laufringhälften und die Reibrollen
gegeneinander zu verspannen, sondern um eine Drehung der äußeren Laufringhälften
68 und 70 durch Anlage zwischen den Bremsbelägen 112 und 124 zu verhindern.
Das Reibrollengetriebe 66 befindet sich auf diese Weise in einem Zustand
der maximalen Übersetzung ins Langsame. Die Rückwärtsgang-Bremse 126 ist
dabei gelöst.
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Eine Vorwärtsdrehung des Kupplungsgehäuses 14 im Uhrzeigersinn in
Richtung des Pfeiles 151 hat eine entsprechende Drehung sowohl des Pumpenrades
18
als auch der beiden inneren Laufringhälften 62 und 64 zur Folge.
Das Turbinenrad 20 und das Sonnenrad 32 werden hierbei in der gleichen Drehrichtung
angetrieben. Wegen der Festbremsung der äußeren Laufringhälften 68 und
70 ruft eine Drehung der inneren Laufringhälften 62 und 64 im Uhrzeigersinn
ein Abwälzen der Reibrollen 74 innerhalb der äußeren Laufringhälften 68 und
70 und somit einen Antrieb der Reibrollenträger 88 und des Umlaufräderträgers
46 im Uhrzeigersinn hervor.
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Unter diesen Verhältnissen überträgt die Strömungskupplung 12 lediglich
das Drehmoment der Eingangswelle auf das Sonnenrad 32 ohne jede Drehmomentvervielfachung.
Das Reibrollengetriebe 66
befindet sich hingegen in einem übersetzungszustand
ins Langsame und vervielfacht deshalb das auf den Umlaufräderträger 46 abgegebene
Drehmoment. Die überlagerung der vom Sonnenrad 32 und vom Reibrollenträger
88 übertragenen Drehmomente am Umlaufräderträger 46 bewirkt eine Vorwärtsdrehung
des Ringrades 38 und der Ausgangswelle 40 im Uhrzeigersinn.
Gleichzeitig
veranlaßt das vom Reibrollengetriebe 66 auf den Umlaufräderträäer 46 ausgeübte
Drehmomeiit das Sonnenrad 32 zu einer schnelleren Drehung, als sie- durch
das Eingangsdrehmoment von dem Pumpenrad 18 allein bewirkt würde. Das Turbinenrad
20 wird deshalb zum treibenden Glied der Strömungskupplung 12 und treibt die Pumpenschaufeln
92 und - das Kupplungsgehäuse 14 schneller an, als-diese `reile dufch
die'Eingängswelle angetrieben würden. Dies hat zur Folge, daß die Drehzahl der iiiiiere--n
Läufringhälfteh 62 und 6 4 ansteigt und der UmIaufräderträger 46 und
mit diesem die Ausgangswelle 40 schneller angetrieben werden. Es leuchtet somit
ein, daß auf Grund der übertragenen verschiedenen Drehmomentwerte des Reibrollengetriebes
66
und auf Grund der besonderen Antriebsverbindungen ein Rückkopplungsantrieb
geschaffen wird.
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. Wenn die Drehzahlen der Eingangs- und Ausgangswelle ansteigen,
ändert die Steuereinrichtung selbsttätig das übersetzungsverhältnis des Reibrollengetriebes
66 in unbegrenzt feiner Abstufung bis zum Zustand geringster Übersetzung
ins Langsame oder einem Zustand, der einem Übersetzungsverhältnis 1: 1
nahekommt.
Dies hat -ein fortgesetztes Ansteigen der Drehzahl der Ausgangswelle 40 zur Folge,
bis diese nahezu die Drehzahl der Eingangswelle erreicht. In diesem Zustand
-dreht das Sonnenrad 32 mit einer Drehzahl, die nahe bei der Drehzahl
des Reibrollenträgaers 88 liegt.
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Rückwärtslauf der Ausgangswelle 40 wird durch Entlüftung der Arbeitskammern
hinter den Ringkolben 92 und 116 und durch Einrücken der Rückwärtsgang-Bremse
126 zwecks Abbremsung des Umlaufräderträgers 46 erzielt. Das Reibrollengetriebe
66
befindet sich hierbei in Leerlaufstellung, und eine Rückwärtsantriebskraft
wird unmittelbar von der Strömungskupplung 12 über das Umlaufrädergetriebe 34 auf
die Ausgangswelle 40 übertragen. Bei festgehaltenem- Umlaufräderträger 46 ruft die
von der Strönitingskupplunk 12 bewirkte Drehung des Sonnenrades 32 im Uhrzeigersinn
eine entgegengesetzte Drehung des Ringrad6s 38 und der Ausgangswelle 40 hervor.
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F i g. 2 zeigt in schematischer Darstellung eine abgeänderte
Ausführungsform des vorbeschriebenen hydrodynamisch-mechanischen Getriebes. Diese
Figur unterscheidet sichvon F i g. 1 nur in bezug auf die Anordnung des Reibrollengetriebes
66 innerhalb des Gesamtgetriebes. Bei der Ausführungsforin nach F i
g. 2 werden die äußeren Laufringhälften 68' und 70' durch das
Pumpenrad 18 angetrieben., während die inneren Laufringhälften
62' und 64' durch eine Bremse 150 festgebremst werden, wodurch eine
Übersetzung ins Langsame in Vorwärtsfahrtrichtung erhalten wird. In allen übrigen
Punkten sind die Verbindungen der Getriebeglieder untereinander und deren Auswirkungen
dieselben, wie bei der Ausführungsform nach F i g. 1 dargestellt und beschrieben
ist, mit Ausnahme der Benutzung einer Bandbremse als Rückwärtsgang-Bremse
126' an Stelle der in F i g. 1 gezeigten Scheibenbremse. Eine weitere
Beschreibung der Ausführungsform nach F i g. 2 erübrigt sich- daher.
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Aus den vorstehenden Erläuterungen ist ersichtlich, daß das hydrodynamisch-mechanische
Getriebe nach der Erfindung selbsttätig schaltbar und stufenlos regelbar ist, mit
dem ein Antrieb mit unbegrenzt weichen Übergängen vom Stillstand bis herauf zu normalen
Fahrgeschwindigkeitsbedingungen erzielt wird. Eine unbegrenzte Anzahl von Drehzahlübersetzungsverlfältnissen
ins Langsame wird durch das stufenslos regelbare Reibrollengetriebe, die Strömungskupplung
und ein deren übertragene Drebmomente überlagerndes Umlaufrädergetriebe in einer
Weise geschaffen, die einen Rückkupplungsantrieb zur Folge hat. Auf diese Weise
wird die Wirtschaftlichkeit des Getriebes gegenüber Getrieben ohne Drehmomentrückkopp-Iung
gesteigert. Auch ist ersichtlich, -daß Wegen der ständigen -Wirkung des Reibrollengetriebes
als- Übersetzungsgelriebe ins Langsame, in dem der Reibrollenträger als drehmomentabgebendes
i3lied henutzt wird, minimale Abwälzd - rehzahlen vorliegen. Weiterhin ist
dem Vorstehenden zu entnehmen, daß die vereinfachte Verbindung der Getriebeglieder
' und die doppelte Wirkung von einigen derselben,- wie z.. B. der Bremsen
112 und 124 und der als Belastungskolben dienenden- Ringkolben 92 und
116 innerhalb der Doppelbremse-118, die Kosten des Getriebes herabsetzen.
Schließlich ermöglicht das hydrodynamischmechanische Getriebe: ein weiches Anfahren
in Vor-' wärts- und Rückwärtsrichtung mit Hilfe der StrömungSkupplung 12.