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"Hydrokinetische Kraftübertragungsvorrichtung mit einer mechanischen
Reibungskupplung und Schwingungsdämpfer» Für diese Anmeldung wird die Priorität
der Anmeldung Se.No.
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709 384 vom 29. Februar 1968 in den Vereinigten Staatenvon Nordamerika
in Anspruch genommen.
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Kurzbeschreibung Die Erfindung bezieht sich auf eine hydrokinetische
Kraftübertragung für Kraftfahrzeuge. Die Kraftübertragung enthält einen hydrokinetischen
Drehmomentwandler, der durch eine beliebig anziehbare, mechanische Feststellkupplung
gekennzeichnet ist, um die hydrokinetische Turbine und den Pumpenteil während des
Fahrtbetriebes miteinander zu verbinden, wodurch eine feste, direkte mechanische
Verbindung zwischen der Kurbelwelle der Maschine und der Eingangswelle eines Mehrganggetriebes
in dem Antrieb geschaffen wird.
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Radiale Dämpf-Federn vermeiden unerwünschte Torsionsschwingungen in
dem Antrieb beim Betrieb im Fahrgang,
in dem die direkte Feststellkupplung
angezogen ist. Die Federn verbinden eine Drehmoment übertragende Abtriebswelle der
Feststellkupplung mit der hydrokinetischen Turbine des Wandlers. Die natürliche
Frequenz der Federn, die veränderlich ist, und abhängt von der Grösse des übertragenen
Drehmomentes, ist wesentlich geringer, als die normale Frequenz der erzwungenen
Schwingungen, denen der Antrieb während des Betriebes unterworfen ist.
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Hauptbes chre ibung Bei einem automatischen Mehrganggetriebe für
Kraft fahr zuge ist es bekannt, einen dreiteiligen Drehmomentwandler anzuwenden,
wobei der Pumpenteil direkt mit der Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine verbunden
ist und der Turbinenteil direkt mit der Eingangswelle einer Triebwerkskupplung für
den Vorwärtsbetrieb. Die Abtriebswelle der Vorwärtskupplung ist mit der Eingangswelle
eines mergängigen Planetengetriebes verbunden. Die Gangwechsel des Ge-Triebes werden
durch Reibungskupplungen und Bremsen bewirkt, die ihrerseits durch mittels Druckflüssigkeit
betätigte Servovorrichtungen angezogen und gelöst werden. Bei einem Antrieb dieser
Art wirkt der hydrokinetische Teil der Kraftübertragung als Torsions-Schwingungsdämpfer,
weil keine direkte mechanische Verbindung zwischen der Kurbelwelle und dem Getriebe
besteht.
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Zuweilen ist es indessen zweckmässig, eine Feststellkupplung zu verwenden,
um die Wirkung des hydrokinetischen Drehmomentwandlers zu ergänzen, so dass während
des Fahrbetriebes eine feste mechanische
Verbindung zwischen der
Eingangswelle der Vorwärts-Antriebs-Kupplung und der Kurbelwelle der Maschine hergestellt
werden kann. Dadurch wird der mechanische Gesamtwirkungsgrad des Antriebes als Funktion
des hydrokinetischen Aggregates unterbrochen.
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Indessen werden die Eigenschaften der Drehmomentvervielfachung des
hydrokinetischen Aggregates während der Beschleunigungsperiode erreicht5 während
der die Kupplung gelöst ist.
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Das Vorhandensein einer direkten mechanischen Verbindung zwischen
der Kurbelwelle der Maschine und der Eingangswelle des Getriebes erfordert einen
Torsionsdämpfer, durch den die Torsions-Schwingungen im mechanischen Antrieb für
ein Kraftfahrzeug verhindert oder modifiziert werden. Es ist bekannt, zu diesem
Zweck eine eindrückbare Dämpfplatte zu verwenden, die einen Teil der Triebwerksplattenverbindung
zwischen der Kurbelwelle und dem Pumpenteil des Wandlers bildet. Ausserdem ist es
bekannt, eine reibende, lineare Dämpfung anzuwenden. Dies erfolgt durch Anordnung
einer Reibverbindung zwischen der Antriebsplatte und dem Triebwerksmantel an einer
Stelle, an welcher der Triebwerksmantel mechanisch mit der Triebwerksplatte verbunden
ist. Das Vorhandensein der Feder und der reibenden Dämpfung vermeidet unter gewissen
Bedingungen die schwierigsten Frequenzprobleme an den Antriebsschwingungen. Diese
Systeme kennzeichnen sich aber durch verhältnismässig hohe natürliche Frequenzen,
die nur wenig geringer sind, als die Frequenz der erzwungenen Schwingungen in den
Antrieben.
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Die vorliegende Erfindung sucht die Nachteile der Triebwerksdämpfer
dieser
Art zu vermeiden, indem in dem Dämpfer selbst eine natürliche Frequenz erzeugt wird,
die niedriger ist, als die natürliche Frequenz bei üblichen Systemen. Vorzugsweise
beträgt die natürliche Frequenz der verbesserten Feder-Dämpfung ein Drittel oder
ein Viertel der Frequenzen, die bei Leerlauf der Maschine im Antrieb festgesoellt
werden können. Die natürliche Frequenz bezieht sich weiterhin funktionell auf das
übertragene Drehmoment. Da dieses nicht konstant ist, so wird es schwerlich für
einen Zustand der Resonanz einer erzwungenen Schwingung auftreten.
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Im Verfolg dieser Aufgabe wurde ein hydrokinetisches Aggregat mit
einem Pumpenteil-Mantel versehen, der beschaufelte, toroidale Flüssigkeits-Strömungskanäle
in dem Pumpenteil enthält und die Turbinenteile des Wandlers umschliesst. Der Mantel
umschliesst ausserdem eine nachgiebige Kupplung mit einer Reibungsfläche, die unter
verhältnismässig grossem Radius in dem Pumpenteil-Mantel sitzt. Dieser Kupplungsteil
wirkt mit einer dazu gehörigen Reibungsfläche an der Wand des Pumpenteil-Mantels
zusammen. Radiale Federn mit verhältnismässig niedriger Federkonstante verbinden
nachgiebig die äussere Kante des Kupplungsteiles mit dem äusseren Turbinenmantel
auf Drehung. Wird die Feststellkupplung angezogen, so ist eine nachgiebige Verbindung
zwischen der Kurbelwelle und der Antriebswelle für die Vorwärtskupplung hergestellt,
welche das hydrokinetische Aggregat umgeht.
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Die Dämpfungseigenschaft niedriger Frequenz ist in dem Antrieb wirksam
und zwar sowohl bei der Drehmomentübertragung aus der Maschine
auf
die angetriebenen Teile des Antriebes, als auch während des Freilaufes des Fahrzeuges,
wenn die Maschine als Bremse benutzt wird. Die Feder-Dämpfung kennzeichnet sich
auch durch Wirtschaftlichkeit im Unterbringungsraum, da sämtliche Teile physikalisch
innerhalb des Turbinenteil-Mantels untergebracht werden können. Es ist daher möglich,
die Erfindung bei bekannten KraftübErtragungen anzuwenden, ohne übrmässige Abänderungen
an der Grundbauart der Kraftübertragung durchführen zu müssen.
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Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung wird nachstehend anhand der
Zeichnungen näher erläutert, auf denen zeigen: Fig. 1 einen Drehmomentwandler gemäss
der Erfindung teilweise in Ansicht und teilweise im Schnitt..
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Fig. 2 eine schematische Darstellung eines dazugehörigen Planetengetriebes.
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In der Fig. 1 zeigt 10 das Ende der Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine.
12 bezeichnet einen hydrokinetischen Drehmomentwandler.
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Der Wandler 12 enthält einen Pumpenteil 14 mit radialen Schaufeln
16. Der äussere Mantel des Pumpenteiles besitzt einen Mantelteil 18. Der Mantel
ist an der Nabe an der Hohlwelle 20 befestigt, die in einer Lageröffnung 22 der
Getriebetrennwand 24 sitzt. Die Wand ist mit einem Flansch 26 an dem Getriebegehäuse
28 befestigt.
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Der Pumpenteil - Mantel 18 besitzt einen nach innen weisenden
Wandteil
30, der an seiner Nabe in einer öffnung 32 im Ende der Kurbelwelle 10 geführt ist.
Der radial äussere Bereich des Mantelteiles 18 ist mit der Triebwerksplatte 36 verschraubt.
Letztere ist bei 38 mit dem Flanschende der Kurbelwelle 10 verschraubt.
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Innerhalb des Pumpenteil-Mantels sitzt eine beschaufelte Turbine 40.
Sie besitzt einen äusseren Mantel 42 und einen inneren Mantel 44. Die beiden Mäntel
bilden mit den Turbinenschaufeln radiale Einströmkanäle.
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Zwischen dem Strömungsaustritt aus der Turbine und dem Strömungseintritt
in den Pumpenteil sitzt ein beschaufeltes Leitrad 46.
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Es besitzt eine Nabe 48, in der eine Uberholbrems-Spur 50 angeordnet
ist. Eine mit dieser zusammenwirkende innere Spur 52 ist auf eine feststehende Leitrad-Hohlwelle
54 aufgenutet. Diese sitzt an der Verschlussplatte 56 der Pumpe, die an der Wand
24 befestigt ist. Ein Hohlraum für die Flüssigkeitspumpe in der Wand 24 wird durch
die Platte 56 verschlossen. Die Verdränger-Pumpenteile 58 in dem Pumpenhohlraum
entwickeln den Kreislaufdruck für die Kraftübertragung. Die unter Druck gesetzte
Flüssigkeit gelangt an den Toruskreis des Wandlers und an die Servovorrichtungen
für das Mehrganggetriebe und zwar über einen Steuerventilkreis, der nicht dargestellt
ist.
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Die Spuren 50 und 52 des Leitrades sind von dem Nabenteil des Pumpenteil-Mantels
durch ein Abstandsteil 60 getrennt. Dieser Abstandsteil bildet einen radialen Kanal,
der in Verbindung mit dem Ringraum
zwischen der Hohlwelle 54 des
Leitrades und der Hohluffle 20 des Pumpenteiles steht.
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Die Turbinennabe 62 ist auf die mittlere Turbinenwelle 64 aufgenutet.
Die Nabe 62 ist von den Spuren 50 und 52 durch Abstandsteile 66 getrennt.
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Die Nabe 62 ist in der radial inneren Kante der Kupplungsscheibe 68
geführt. Die Scheibe 68 erstreckt sich radial nach aussen zwischen dem Mantel 42
der Turbine und der Mantelwand 30. Der äussere Rand der Scheibe 68 trägt Reibmaterial
70, welches der Reibfläche 72 an der Innenseite des Pumpenteil-Mantels oder der
Wand 30 gegenüberliegt.
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Eine Anzahl radialer Spannfedern, von denen lediglich eine dargestellt
und mit 74 bezeichnet ist, verbindet den äusseren Rand der Kupplungsscheibe 68 nachgiebig
mit dem äusseren Turbinenmantel 42. Zu diesem Zweck ist das eine Ende der Feder
74 in eine Öffnung des Mantels 42 eingehXngt, während das andere Ende mit einem
abgewinkelten Teil am Umfang der Scheibe 68 verbunden ist.
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Bei einer brauchbaren Ausführungsform der Erfindung sind 29 Federn
74 verwendet worden5 um eine nachgiebige Verbindung zwischen der Turbine 42 und
der Kupplungsscheibe 68 zu erreichen.
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Ein Antrieb, bei welchem diese Ausführungsform benutzt worden ist,
besitzt eine Brennkraftmaschine mit einem Hubraum von 6,5 Liter.
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Um die dargestellte Kupplung 70 und 72 zu lösen, wird die Wandlerflüssigkeit
in den Toruskreis radial auswärts durch den Ringraum zwischen der Scheibe 68 und
der Wand 30 zugeführt. Die ser Raum steht in Verbindung mit dem Zufuhrkanal 76 Ii
der Welle 64. Seinerseits steht dieser Kanal mit dem Ringraum zwischen der Welle
64 und der Welle 54-in Verbindung. Der Raum zwischen den ellen 20 und 54 dient als
Rückströmkanal, wenn das Fahrzeug im Drehmoment-Wandlerbereich gefahren wird.
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In dem Ventilkreis kann eine Einrichtung vorgesehen setB um die Stromrichtung
der Flüssigkeit durch den Toruskreis umzukehren.
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Der Ringraum zwischen den Wellen 20 und 54 wirkt als)Zufuhrkanal für
die Flüssigkeit und der Kanal 76 wirkt als Rückströmkanal.
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Sobald die Richtungsumkehr der Strömung erreicht ist, tritt ein Druckabfall
an den Reibflächen 70 und 72 auf. Hierdurch wird eine Unausgeglichenheit des Druckes
an der Scheibe 68 hervorgerufen, durch die der Druck in dem Toruskreis eine die
Kupplung anziehende Kraft auf die Scheibe 68 ausübt, wodurch der Pumpenteil und
der Turbinenteil durch Reibung gegeneinander festgestellt werden.
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Die Reibverbindung enthält, wie bereits erläutert, die Federn 74.
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Die Turbinenwelle 64 ist, wie aus Fig. 2 erkennbar, mit dem Kupplungsteil
78 verbunden. Dieser Kupplungsteil besitzt einen aussen genuteten Teil, der Kupplungsscheiben
80 trägt sowie einen innen genuteten Teil, der Kupplungsscheiben 82 enthält.
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Die Scheiben 82 bilden einen Teil einer Vorwärtskupplung die
ausserdem
innen genutete Scheiben 86 an einem Kupplungsteil 88 enthält.
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Die Kupplungsscheiben 90 greifen zwischen die Scheiben 80 und bilden
eine Direkt und Rückwärtskupplung 92.
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Teil 92 besitzt die Form einer Trommel, die von einem Bremsband 94
für den Zwischengang umgeben ist. Die Bremse kann durch eine mittels Druckflüssigkeit
betätigte Servovorrichtung 96 angezogen und gelöst werden. Die Trommel 92 ist auf
einem hülsenartigen Ansatz der Abdeckplatte 56 gelagert. Die Trommel 92 bildet einen
Ringzylinder 96, der einen Ringkolben 98 enthält. Der Kolben 98 kann sich gegen
die Reibscheiben 90 und 80 anlegen, wnn Flüssigkeitsdruck hinter den Kolben 98 geleitet
wird, wodurch|eine Treibverbindung zwischen der Welle 64 und der Trommel 92 hergestellt
wird.
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Der Kupplungsteil 78 bildet-einen Ringzylinder 100, der den Ringkolben
10 aufnimmt. Der Kolben 102 kann Reibscheiben 82 und 86 anziehen, wenn hinter ihn
Druck gegeben wird, wodurch eine Treibverbindung zwischen dem Teil 78 und dem Teil
88 hergestellt wird.
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Der Teil 88 ist mit dem Hohlzahnrad t04 eines ersten einfachen Planetenzahnradgatzes
106 fest verbunden. Neben dem Zahnradsatz 106 sitzt ein zweiter einfacher Planetenzahnradsatz
10&. Beide Zahnradsätze haben ein gemeinsames Sonnenzahnrad 110.
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Der Zahnradsatz 106 besitzt ausser dem Hohlzahnrad 104 Planetenzahnräder
112 und einen Planetenträger 114, auf dem Zahnräder 112 gelagert sind.
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Der Zahnradsatz 108 besitzt ein Hohlzahnrad 116, Planetenräder 118
und einen Planetenträger 120, auf dem die Zahnräder 1-18-gelagert sind. Das Hohlzahnrad
116 ist direkt mit der Abtriebswelle 122 verbunden.
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Der Planetenträger 114 ist ebenfalls mit de~r Abtriebswel-le--1?2
verbunden, um einen von zwei Drehmomentwegen durch das Getriebe zu bilden.
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Der Planetenradträger 120 ist mit der Bremstrommel 124 verbunden,
die von einem Bremsband 126 umgeben ist. Bei niedrigem Drehzahlverhältnis und beim
Rückwärtsbetrieb ist das Band 126 durch eine mittels Druckflüssigkeit betätigte.
Servovorrichtung 128 angezogen.
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li;ine Überholbremse 130 ergänzt die Bremswirkung des Bremsbandes
126, um eine Drehmomentreaktion in der einen Richtung aus dem Getriebe auf das Getriebegehäuse
zu übertragen. Die Bremsreaktion in der entgegengesetzten Richtung erfolgt durch
das Bremsband 126. Durch das Getriebe und die Servovorrichtungen nach Fig. 2 lassen
sich drei Vorwärtsgänge und ein einziger Rückwärtsgang erzielen. Um einen Vorwärtsbetrieb
in einem der Vorwärtsgänge zu erhalten, wird die Vorwärtskupplung 84 angezogen.
Dadurch wird die Turbinenwelle 64 direkt mit dem Hohlzahnrad 104 verbunden.
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Im niedrigen Gang lässt das auf das Hohlzahnrad 1Ö4 gelieferte
Drehmoment
das vorwärts antreibende Drehmoment auf den Planetenträger 114 gelangen sowie auf
die Abtriebswelle 122. Die Drehmomentreaktion lässt das Sonnenrad 110 sich in Rückwärtsrichtung
drehen. Diese Rückwärtsbewegung wird in der Form eines vorwärts treibenden Drehmoment
es auf das Hohlzahnrad 116 und auf die Abtriebswelle 122 übertragen. Die Drehmomentreaktion
des Planetengetriebee erfolgt hierbei über den Planetenträger 120, der während der
Beschleunigungsperiode durch die Überholbremse 130 festgelegt ist. Diese Bremswirkung
kann, wie bereits erwähnt, durch die Bremswirkung des Bremsbandes 126 ergänzt werden,
um eine Bremswirkung in beiden Drehrichtungen zu erreichen.
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Ein Gangwechsel in den Zwischengang wird durch Festlegung des Sonnenzahnrades
110 erreicht. Dies erfolgt durch Abbremsung der Bremstrommel 92 mittels des Bremsbandes
94. Die Trommel 92 ist direkt mit dem Sonnenzahnrad 110 über eine Triebwerks glocke
132 verbunden, die die Vorwärtskupplung und den Zahnradsatz 106 umgibt. Das Sonnenrad
110 wirkt dadurch als Reaktionsteil und die Uberholbremse 130 läuft frei, wenn der
Planetenträger 114 die Abtriebswelle 122 antreibt.
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Um einen Gangwechsel aus dem Zwischengang in den Direktgang erfolgen
zu lassen, werden sowohl die Vorwärtskupplung 84 als auch die Direkt- und Rückwärtskupplung
90 und 80 angezogen. Dadurch werden die Teile des Getriebes festgestellt, sodass
ein 1:1 übersetzungsverhältnis zwischen den Wellen 64 und 122 besteht. Beide Bremsbänder
sind gelöst
Ist der Fahrtzustand erreicht, so kann die Feststellkupplung
angezogen werden, so das5 der Wandler umgangen wird. Dies erfolgt durch Drehrichtangsumkehr
des toroidalen Flüssigkeitsstromes In dem Toruskreis des Wandlers5 wie bereits erläutert.
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Die Kurbelwelle 10 ist dabei nachgiebig über die Radialfedern 74 mit
der Welle 64 verbunden. Die Rädialfedern dämpfen mit ihrer niedrigen natürlichen
Frequenz die erzwungenen Schwingungen, die normalerweise in dem Antrieb vorhanden
wären.
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Die Federkonstante der Federn 74, etwa an Zahl 29, ist ausreichend
niedrig, so dass die natürliche Frequenz etwa ein Drittel oder ein Viertel der vorherrschendén
Frequenz der erzwungenen Schwingungen des Systems ausmacht. Ein Zustand der Schwingungsresonanz
ist daher nicht vorhanden.
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Die Feststellkupplung kann einfach dadurch gelöst werden , dass der
Kanal 76 als Zufuhrkanal benutzt wird. Hierbei wirkt der Antrieb als hydrokinetisches
Drehmoment-System, bei den das gesamte Maschinendrehmoment hydrokinetisch und nicht
mechanisch ton der Kurbelwelle 10 der Maschine auf die Welle 64 übertragen wird
Die Dämpfwirkung hierbei tritt in dem Wandler selbst auf.