DE19821644A1

DE19821644A1 - Hydrodynamische Kupplungseinrichtung mit einem Getriebe

Info

Publication number: DE19821644A1
Application number: DE19821644A
Authority: DE
Inventors: Joerg Sudau
Original assignee: Mannesmann Sachs AG
Current assignee: ZF Friedrichshafen AG
Priority date: 1998-05-14
Filing date: 1998-05-14
Publication date: 1999-11-18
Also published as: US6155946A

Abstract

Eine hydrodynamische Kupplungseinrichtung ist mit einem Kupplungsgehäuse ausgebildet, das mit wenigstens einem Antrieb in Wirkverbindung steht und zur Bildung eines hydrodynamischen Kreises zumindest über ein Pumpen- sowie ein Turbinenrad verfügt. Die Drehzahl des Pumpenrades ist in Zuordnung zur Drehzahl des Gehäuses eingestellt. Der Antrieb ist über ein eine Drehzahländerung bewirkendes Getriebe mit dem Pumpenrad verbunden.

Description

Die Erfindung betrifft eine hydrodynamische Kupplungseinrichtung gemäß dem Ober begriff des Anspruchs 1.

In der DE 44 23 640 A1 ist, vorzugsweise in Fig. 1, eine hydrodynamische Kupplungs einrichtung in Form eines Drehmomentwandlers beschrieben, der ein Kupplungsgehäu se aufweist, das mit einem Antrieb, wie beispielsweise der Kurbelwelle einer Brenn kraftmaschine, in Wirkverbindung bringbar ist, und zur Bildung eines hydrodynamischen Kreises über ein Pumpen- sowie ein Turbinenrad und, axial zwischen denselben, über ein Leitrad verfügt, das auf einem Leitradfreilauf angeordnet ist.

Die eingangs bereits erwähnte Wirkverbindung zwischen dem Antrieb und einem Kupplungsgehäuse ist beispielhaft der DE 32 22 119 C1, Fig. 1, entnehmbar. Hierbei wird, bei einer Kurbelwelle als Antrieb, an derselben über eine Platte das Kupplungsge häuse angeschraubt. Die Konsequenz hieraus ist, daß aufgrund der drehfesten Verbin dung die Drehzahl des Kupplungsgehäuses der Drehzahl der Kurbelwelle entspricht. Wenn das Kupplungsgehäuse ebenso wie in der DE 44 23 640 A1 einstückig mit der Pumpenschale des Pumpenrades ausgebildet ist, nimmt folglich auch das Pumpenrad die Drehzahl der Kurbelwelle an.

Das Aufnahmemoment einer derartigen Kupplungseinrichtung muß an die Momenten kennlinie des Antriebs angepaßt werden. Hierbei ist die Kupplungseinrichtung so auszu legen, daß ihre Kennliniencharakteristik so weich ist, daß sie auch beim Kaltstart von diesbezüglich besonders kritischen Dieselmotoren kein Abwürgen des Antriebs verur sacht. Die Kehrseite einer derartigen Abstimmung der Kupplungseinrichtung liegt in einem vergleichsweise schlechten Wirkungsgrad, da wegen der Unveränderbarkeit der Kennliniencharakteristik der Kupplungseinrichtung diese auch daß bei betriebswarmem Antrieb beibehalten werden muß.

Zur Lösung dieses Problems sind unterschiedliche Konstruktionen vorgeschlagen wor den, wie z. B. ein in der DE 195 29 739 A1 über eine Kupplung zuschaltbares zweites Turbinenrad, wodurch eine zweite Kennliniencharakteristik realisierbar ist. Eine derartige Konstruktion ist allerdings sehr aufwendig und teuer.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine hydrodynamische Kupplungseinrichtung so auszubilden, daß einerseits deren Aufnahmemoment auf einfache Weise an die Mo mentenkennlinie eines Antriebs angepaßt werden kann und andererseits ein relativ ho hes Drehmoment übertragbar ist.

Die Erfindung wird gemäß dem Kennzeichenteil des Anspruchs 1 gelöst.

Durch Verbindung des Antriebs über ein eine Drehzahländerung bewirken des Getriebe mit dem Pumpenrad kann die Drehzahl des letztgenannten gegenüber der Kurbelwelle geändert werden, wobei in Abhängigkeit von der Ausbildung des Getriebes sowohl eine Übersetzung des Pumpenrades ins Schnelle als auch eine Untersetzung ins Langsame möglich ist. Im erstgenannten Fall sind, da bei vorgegebenem Pumpenraddurchmesser das Pumpenmoment mit der Winkelgeschwindigkeit ansteigt, und zwar quadratisch, der Betrag des Pumpenmomentes erheblich steigerbar. Hat das bislang verfügbare Pum penmoment dagegen ausgereicht, so ist durch die besagte Übersetzung ins Schnelle der Pumpenraddurchmesser reduzierbar, so daß die gleiche Leistungsfähigkeit der Kupp lungseinrichtung mit im Durchmesser wesentlich kleinerem Kupplungsgehäuse erzielbar ist. Außerdem erfolgen wegen der höheren Drehzahl der Kupplungseinrichtung die Kupplungsreaktionen schneller.

Selbstverständlich wächst bei höherer Winkelgeschwindigkeit die Druckbelastung im hydrodynamischen Kreis, so daß, sofern das Getriebe wirkungsmäßig zwischen Antrieb und Wandlergehäuse eingesetzt ist, das letztgenannte einer höheren Druckbelastung ausgesetzt ist. Falls eine druckstabilere Ausbildung des Kupplungsgehäuses vermieden werden soll, ist es ebenso möglich, zwischen dem letztgenannten und dem Pumpenrad das Getriebe anzuordnen, so daß nur das Pumpenrad stabiler ausgebildet werden muß.

Bei Übersetzung ins Langsame sinkt das Pumpenmoment wegen der abnehmenden Winkelgeschwindigkeit, was gerade bei Dieselmotoren, die in der Warmlaufphase ein geringes Antriebsmoment abgeben, von wesentlicher Bedeutung ist. Bei Ausbildung des Getriebes mit einer Schaltvorrichtung kann bei betriebswarmem Antrieb das Getriebe derart geschaltet werden, daß dadurch der Kupplungseinrichtung eine zweite Kennlini encharakteristik zugeordnet ist.

Eine vorteilhafte Ausführungsform für ein derartiges Getriebe liegt in einem Planetenge triebe, bei dem ohne weiteres die Möglichkeit besteht, dem Antrieb, der auf eines der Getriebeelemente einwirkt, einen Zusatzantrieb, der mit einem anderen der Getriebee lemente in Wirkverbindung steht, beizuordnen, so daß sich aus der Drehzahldifferenz der beiden angetriebenen Getriebeelemente eine andere Drehzahl an einem weiteren Getriebeelement einstellt. Dieses weitere Getriebeelement ist vorzugsweise das ab triebsseitige Getriebeelement, das mit dem Kupplungsgehäuse oder mit dem Pumpen rad in Verbindung steht. Bei Ausbildung des Zusatzantriebs als Elektro- oder Hydraulik motor wird dieser zur Durchführung eines Regelvorganges an dem als Zwischengetrie beelement wirksamen Element des Planetengetriebes auf Drehzahl gebracht oder, so fern er bereits in Betrieb ist, eine Drehzahländerung vorgenommen. Die erwähnte Dreh zahldifferenz an zwei Getriebeelementen ist ebenso dadurch herstellbar, daß anstelle des Zusatzantriebs eine Bremse Verwendung findet. Diese kann beispielsweise als me chanische Scheibenbremse oder als Hydraulikdämpfer ausgebildet sein, wobei durch sie die Drehzahl des Zwischengetriebeelementes reduziert wird, um dadurch regelnd Ein fluß auf die Drehzahl des abtriebsseitigen Getriebeelementes zu nehmen. Während die beispielhaft genannten Ausführungen der Bremse Energie vernichten, besteht bei Ver wendung eines Generators als Bremse die Möglichkeit, die Bremsenergie in elektrische Energie umzuwandeln und einer Batterie zuzuführen.

Eine weitere Möglichkeit liegt darin, über den Zusatzantrieb oder die Bremse derart stark regelnd über das Zwischengetriebeelement in das Planetengetriebe einzugreifen, daß das abtriebsseitige Getriebeelement im wesentlichen zum Stillstand kommt. Dies wird insbesondere bei Stillstandsphasen des Fahrzeugs und laufendem Antrieb von Vor teil sein, da hierdurch ein ungewollter Antrieb des Pumpenrades, der infolge des uner wünschten Getriebeschleppmomentes letztendlich zu Verlustleistung führt, unterbun den wird. Das sogenannte "Ankriechen" des Fahrzeugs wird durch diese Maßnahme unterbunden.

Im Fall der Ausbildung des Zusatzantriebs im wesentlichen durch einen Elektro- oder Hydraulikmotor kann dieser so betrieben werden, daß er bei Beschleunigungsphasen des Antriebs denselben unterstützend zugeschaltet wird und dadurch das Leistungsver halten des Kraftfahrzeugs verbessert.

Es besteht die Möglichkeit, den Zusatzantrieb oder die Bremse durch eine Zusatzbremse zu ergänzen, durch die das Kupplungsgehäuse mit dem Zwischengetriebeelement ver bunden werden kann. In Abhängigkeit vom Schaltzustand dieser Zusatzbremse sind, insbesondere wenn das Kupplungsgehäuse als Planetenträger für das Planetenrad, das Sonnenrad als Zwischengetriebeelement und das Hohlrad als abtriebsseitiges Getriebee lement wirksam ist, folgende Schaltzustände möglich, die beispielhaft anhand einer Ausführung mit Bremse am Zwischengetriebeelement beschrieben sind:

Solange sowohl die Bremse als auch die Zusatzbremse offen sind, wird bei laufendem Antrieb nur ein vernachlässigbar geringes Getriebeschleppmoment übertragen, das heißt, die Pumpendrehzahl kann bei Fahrzeugstillstand soweit reduziert werden, daß zwischen Pumpen- und Turbinenrad kaum noch Strömungsverluste bestehen.

Bleibt die Bremse für das Zwischengetriebe offen, die Zusatzbremse wird dagegen ge schlossen, dann läuft das Kupplungsgehäuse mit der gleichen Drehzahl wie der Antrieb um. Dies entspricht beispielsweise einer ersten Gangstufe, bei welcher das Turbinenrad und damit die Getriebeeingangswelle mit einer ersten Drehzahl angetrieben werden. Wird dagegen die Bremse des Zwischengetriebeelementes geschlossen und die Zusatz bremse geöffnet, dann läuft das Wandlergehäuse mit einer durch das Getriebe geänder ten Drehzahl gegenüber dem Antrieb. Dies entspricht der Zuschaltung einer zweiten Schaltstufe und damit einer zweiten Drehzahl an der Getriebeeingangswelle. Dadurch ist ein mit der Kupplungseinrichtung verbundenes Getriebe so betreibbar, daß sich eine Verdoppelung der verfügbaren Gänge ergibt. Wenn sowohl die Bremse als auch die Zusatzbremse geschlossen sind, dann kann ein Bremsmoment am Antrieb wirksam wer den.

In einer vereinfachten Ausführungsform kann die Zusatzbremse durch einen Freilauf ersetzt werden, wodurch der ansonsten für die Zusatzbremse erforderliche Schaltungs aufwand entfallen kann. Der Freilauf ist beispielsweise so ausgelegt, daß er blockiert, sobald die Drehzahl des Zwischengetriebeelementes größer als die des Kupplungsge häuses wird, was dann der Fall ist, wenn die Bremse für das Zwischengetriebeelement offen ist. Durch den Freilauf wird eine Relativbewegung der Getriebeelemente zueinan der unterbunden, so daß der einem Einlegen einer ersten Schaltstufe vergleichbare Ef fekt erzielt wird. Nach Schließen der Bremse des Zwischengetriebeelementes wirkt dies dagegen wie die Aktivierung einer zweiten Schaltstufe.

Die Erfindung ist anhand eines Ausführungsbeispieles näher erläutert. Es zeigt im ein zelnen:

Fig. 1 eine hydrodynamische Kupplungseinrichtung mit einem über ein Planetengetrie be an einem Antrieb befestigten Kupplungsgehäuse mit einem Pumpen- und ei nem Turbinenrad;

Fig. 2 eine schematische Darstellung einer Kupplungseinrichtung gemäß Fig. 1, aber mit Anordnung des Planetengetriebes zwischen dem Kupplungsgehäuse und dem Pumpenrad und einer Bremse für ein Sonnenrad des Planetengetriebes;

Fig. 3 wie Fig. 2, aber mit einer Zusatzbremse zwischen dem Kupplungsgehäuse und dem Sonnenrad;

Fig. 4 wie Fig. 2, aber mit einem Freilauf zwischen dem Kupplungsgehäuse und dem Sonnenrad;

Fig. 5 wie Fig. 4, aber zusätzlich mit einer Kupplung zwischen einem Hohlrad des Plane tengetriebes und dem Turbinenrad;

Fig. 6 eine Darstellung einer Kupplungseinrichtung mit einem Freilauf zwischen dem Kupplungsgehäuse und einem Hohlrad sowie einer Bremse für das letztgenann te;

Fig. 7 wie Fig. 5, aber mit einem Torsionsschwingungsdämpfer zwischen der Kupplung und dem Turbinenrad;

Fig. 8 wie Fig. 7, aber mit dem Torsionsschwingungsdämpfer zwischen dem Turbinen rad und einer Abtriebswelle.

In Fig. 1 ist eine Kupplungseinrichtung, gebildet durch einen hydrodynamischen Drehmomentwandler, dargestellt, die an einen Antrieb 1 in Form der Kurbelwelle 3 ei ner Brennkraftmaschine angeschlossen ist. Die Kupplungseinrichtung ist ebenso wie die Kurbelwelle 3 jeweils um eine Drehachse 2 drehbar. Der Drehmomentwandler ist über ein Getriebe 4 mit der Kurbelwelle 3 verbunden, und zwar im speziellen Ausführungsfall über ein Planetengetriebe 5, das, wie nachfolgend noch erläutert, über Planetenrä der 11, ein radial außerhalb derselben angeordnetes Hohlrad 17 und ein radial inner halb der Planetenräder 11 vorgesehenes Sonnenrad 29 verfügt. Die Planetenräder 11 haben Verzahnungen 13, von denen jede mit einer Verzahnung 15 des Hohlrades 17 einen Zahneingriff 16 und mit einer Verzahnung 31 des Sonnenrades 29 einen Zah neingriff 33 bildet. Die Planetenräder 11 sind über jeweils einen Lagerzapfen 7 in einem Flansch 6 der Kurbelwelle 3 drehbar angeordnet, so daß die Kurbelwelle 3 als Planeten träger 9 wirksam ist. Das Hohlrad 17 stützt sich über eine im Querschnitt L-förmige Hal terung 21 und eine Lagerung 25 am Flansch 6 der Kurbelwelle 3 radial ab und hält über eine weitere, im Querschnitt L-förmige Halterung 23 und eine Lagerung 27 das Sonnen rad 29 in seiner radialen Position. Das letztgenannte ist wiederum über eine Schweiß naht 37 mit einem Primärflansch 41 des Kupplungsgehäuses 39 des Drehmomentwand lers fest verbunden.

Den Bewegungsfluß in diesem Planetengetriebe 5 betrachtend, wird die Bewegung von der Kurbelwelle 3 über den Lagerzapfen 7 auf die Planetenräder 11 geleitet, die somit als antriebsseitige Getriebeelemente 12 wirksam sind. Das Hohlrad 17 steht mit einem Zusatzantrieb 19, wie beispielsweise einem Elektro- oder einem Hydraulikmotor, in Wirkverbindung, so daß das Hohlrad 17 ebenfalls antreibbar ist. Somit dient das Hohl rad 17 als Zwischengetriebeelement 18. Entsprechend der Relativdrehzahl zwischen den Planetenrädern 11 und dem Hohlrad 17 bestimmt sich die Drehzahl des Sonnenrades 29, das aufgrund seiner Festverbindung mit dem Kupplungsgehäuse 39 über die Schweißnaht 37 als abtriebsseitiges Getriebeelement 30 wirksam ist.

Die Relativdrehzahl zwischen den Planetenrädern 11 und dem Hohlrad 17 ist auch über eine am Hohlrad angreifende Bremse 20 steuerbar. Das Bezugszeichen zu dieser Bremse ist in Fig. 1 mit gestrichelten Linien eingetragen, um die Funktion als Alternativlösung zum Zusatzantrieb 19 zu dokumentieren. Diese Bremse kann beispielsweise als Schei benbremse oder als Hydraulikdämpfer ausgebildet sein und baut einen Widerstand auf, durch welchen das Hohlrad 17 in seiner Drehzahl gebremst wird.

Bevor ausführlich auf die Funktionsweise dieses Planetengetriebes 5 eingegangen wird, sei noch kurz auf die Ausbildung der Kupplungseinrichtung hingewiesen. Der Primär flansch 41 weist im Umfangsbereich einen Axialansatz 42 auf, der über eine Schweiß naht 44 mit einer Pumpenschale 43 fest verbunden ist, die eine Beschaufelung 45 zur Bildung des Pumpenrades 47 aufweist. Dem letztgenannten ist ein Turbinenrad 50 mit einer Beschaufelung 52 zugeordnet, das über eine Vernietung 53 mit einer Turbinenna be 54 verbunden ist, die in an sich aus der eingangs genannten DE 44 23 640 A1 be kannter und daher nicht gezeigter Weise über eine Verzahnung mit einer Abtriebswelle in drehfester Verbindung steht, wobei diese Abtriebswelle üblicherweise durch die Ge triebeeingangswelle gebildet wird.

Axial zwischen dem Pumpenrad 47 und dem Turbinenrad 50 ist ein Leitrad 58 in an sich bekannter Weise über einen Leitradfreilauf 59 angeordnet, das zusammen mit dem Pumpenrad 47 und dem Turbinenrad 50 einen hydrodynamischen Kreis 60 bildet.

Die Funktionsweise der Kupplungseinrichtung ist wie folgt:
Eine an der Kurbelwelle 3 anliegende Drehbewegung um die Drehachse 2 wird über die Lagerzapfen 7 auf die Planetenräder 11 übertragen. Aufgrund des Zahneingriffs 16 mit dem Hohlrad 17 besteht eine Verbindung zu diesem, wobei sich das Hohlrad 17 am Zusatzantrieb 19 abstützt. Wie bereits kurz erläutert, kann durch Vorgabe einer Dreh zahl am Zusatzantrieb 19 eine Relativdrehzahl gegenüber den Planetenrädern 15 aufge baut werden, durch welche die Drehzahl des Sonnenrades 29 eingestellt wird. Wenn das Planetengetriebe, wie im vorliegenden Fall, so ausgebildet ist, daß es eine Überset zung ins Schnelle bewirkt, ist das Pumpenmoment im Kupplungsgehäuse 39 steigerbar. Die gleiche Möglichkeit besteht, wenn anstatt des Zusatzantriebs 19 eine Bremse 20 eingesetzt wird, wobei diese auch durch einen Generator gebildet sein könnte. Über die Bremsstärke kann die Drehzahl des Hohlrades 17 beeinflußt und dadurch das Leistungs verhalten der Kupplungseinrichtung vorgegeben werden. Für den Fall, daß die Brem se 20 durch einen Generator gebildet wird, kann sie sogar die Bremsenergie in elektri sche Energie umformen und der Batterie des Kraftfahrzeugs zur Speicherung zuleiten. Auf diese Weise ist der Wirkungsgrad besonders hoch.

Eine weitere, vorteilhafte Möglichkeit, die das Planetengetriebe 5 bietet, liegt darin, die Bremse 20 oder den Zusatzantrieb 19 vom Hohlrad 17 zu lösen, so daß keine Momen tenabstützung des Hohlrades 17 mehr vorliegt. In diesem Schaltzustand von Zusatzan trieb 19 oder Bremse 20 liegt am Sonnenrad 29 bei angetriebenen Planetenrädern 11 nahezu kein Drehmoment mehr an. Da somit über das Kupplungsgehäuse 39 kein An trieb des Pumpenrades 47 stattfindet, unterbleibt auch eine strömungsbedingte Mit nahme des Turbinenrades 50 und damit der mit diesem in Drehverbindung stehenden Abtriebswelle, so daß das Fahrzeug im Leerlauf stehen kann, ohne daß im hydrodynami schen Kreis 60 Verlustleistung erzeugt wird.

Nachdem in Fig. 1 eine konstruktive Ausführungsform des Planetengetriebes 5 sowie des Drehmomentwandlers gezeigt ist, und die weiteren Figuren lediglich andere Schal tungsvarianten des Erfindungsgegenstandes aufzeigen, sind zum besseren Verständnis der Unterschiede Prinzipdarstellungen der Schaltungsvarianten angegeben.

Fig. 2 zeigt eine Ausführungsform, bei welcher das Kupplungsgehäuse 39 an der Kur belwelle 1 befestigt ist und als Planetenträger 9 für die Planetenräder 11 dient. Diese stehen über den Zahneingriff 16 mit dem Hohlrad 17 in Verbindung, das mit dem Pum penrad 47 drehfest verbunden ist. Weiterhin sind die Planetenräder 11 über den Zahn eingriff 33 mit dem Sonnenrad 29 verbunden, das mit einem Zusatzantrieb 19 oder ei ner Bremse 20 in Wirkverbindung steht, die außerhalb des Kupplungsgehäuses 39 an geordnet sein kann, aber nicht dort angeordnet sein muß. Bei der vorliegenden Ausfüh rungsform ist das Planetengetriebe 5 also wirkungsmäßig zwischen dem Kupplungsge häuse 39 und dem Pumpenrad 47 angeordnet, was den Vorteil hat, daß das Kupp lungsgehäuse 39 nicht auf die bei höheren Drehzahlen auftretenden höheren Betriebs drücke ausgelegt sein muß. Lediglich das Pumpenrad 47 muß entsprechend stabil aus gebildet sein.

Die Bewegung der Kurbelwelle 3 wird im Verhältnis 1 : 1 auf das Kupplungsgehäuse 39 übertragen, das bei Bewegungen um die Drehachse 2 die Planetenräder 11 antreibt. Diese sind demnach als antriebsseitige Getriebeelemente 12 wirksam. In Abhängigkeit von der Drehzahlvorgabe am Zusatzantrieb 19 oder von der Bremsstärke der Bremse 20 wird die Drehzahl des Sonnenrades 29 eingestellt, das somit als Zwischengetriebeele ment 18 wirksam ist und aufgrund seiner Drehzahldifferenz zu den Planetenrädern 11 die Drehzahl des Hohlrades 17 vorgibt, das als abtriebsseitiges Getriebeelement 30 wirk sam ist.

Der Zusatzantrieb 19 kann in einer weiteren Weise bedient werden, die insbesondere bei einem Hybridantrieb interessant ist: Bei abgeschaltetem Antrieb 1 und folglich still stehender Kurbelwelle 3 und Kupplungsgehäuse 39 wird, wenn der Zusatzantrieb 19 läuft, über die Planetenräder 11 das Hohlrad 17 und damit das Pumpenrad 47 angetrie ben. Über den hydrodynamischen Kreis 60 erfolgt eine Mitnahme des Turbinenrades 50 und damit der Abtriebswelle, so daß das Fahrzeug ausschließlich über den Zusatzantrieb 19 angetrieben wird. Bei Ausbildung des letztgenannten als Elektromotor ist folglich ein Elektroantrieb zusätzlich zur Brennkraftmaschine realisiert. Entsprechend interessant ist auch die zuvor bereits angesprochene Möglichkeit einer Rückspeisung elektrischer Energie in die Kraftfahrzeugbatterie bei Betrieb des Elektromotors als Generator sowie als Bremse. Ebenso ist denkbar, den Zusatzantrieb 19 derart zu betreiben, daß er die Kurbelwelle 3 in ihrem Antriebsbemühen unterstützt. Es ist lediglich die entsprechende Drehzahl am Zusatzantrieb 19 einzustellen. Wird die Bewegung der Kurbelwelle verhin dert, so ist ein Antrieb des Antriebsstranges mit dem E-Motor möglich.

Auch bei der Schaltungsvariante des Planetengetriebes 5 gemäß Fig. 2 sind sämtliche zur Fig. 1 bereits beschriebenen Anwendungsmöglichkeiten realisierbar.

Die Schaltungsvariante nach Fig. 3 unterscheidet sich von derjenigen entsprechend Fig. 2 durch die Verbindung des Kupplungsgehäuses 39 mit dem Sonnenrad 29 über eine Zusatzbremse 62. Das hat folgenden Sinn:

Sind der Zusatzantrieb 19 bzw. die Bremse 20 für das Sonnenrad 29 ebenso wie die Zusatzbremse 62 gelöst, dann wird bei sich drehender Kurbelwelle 3 das Pumpenrad 47 mit minimaler Drehzahl angetrieben, so daß zwischen diesem und dem Turbinenrad 50 lediglich ein kleines Getriebeschleppmoment anliegt. Bleibt der Zusatzantrieb 19 bzw. die Bremse 20 vom Sonnenrad 29 gelöst, während die Zusatzbremse 62 das Sonnen rad 29 mit dem Getriebegehäuse 39 verbindet, dann läuft das Pumpenrad 47 mit im wesentlichen der Kurbelwelle 3 entsprechender Drehzahl um. Dies entspricht einer er sten Schaltstufe. Ist der Zusatzantrieb 19 dagegen mit dem Sonnenrad 29 in Wirkver bindung bzw. die Bremse 20 geschlossen und die Zusatzbremse 62 offen, dann läuft das Pumpenrad 47 mit der durch das Planetengetriebe 5 erzielten Drehzahlübersetzung um. Dies entspricht einer zweiten Schaltstufe. Für den Fall, daß der Zusatzantrieb 19 bzw. die Bremse 20 ebenso wie die Zusatzbremse 62 in Wirkverbindung zum Sonnen rad 29 stehen, kann der Antrieb 1 und damit der gesamte Antriebsstrang abgebremst werden.

In Fig. 4 ist die Zusatzbremse 62 der Fig. 3 entfallen und statt dessen ein Freilauf 64 zwi schen dem Kupplungsgehäuse 39 und dem Sonnenrad 29 angeordnet. Die zuvor be schriebene Steuerung der Zusatzbremse, was deren Wirksamkeit bzw. Unwirksamkeit betrifft, entfällt damit. Der Freilauf 64 soll blockieren, wenn die Drehzahl des Sonnenra des 29 größer als die des Kupplungsgehäuses 39 wird. Dies ist dann der Fall, wenn der Zusatzantrieb 19 bzw. die Bremse 20 nicht mehr in Wirkverbindung mit dem Sonnen rad 29 steht. Der Ort des Freilaufs 64 ist hierbei untergeordnet. Von wesentlicher Be deutung ist lediglich, daß die Differenzbewegung der Getriebeelemente zueinander un terbunden wird, da sonst die erste von zwei möglichen Schaltstufen nicht realisierbar ist.

Wie in Fig. 5 prinzipiell dargestellt, kann selbstverständlich das erfindungsgemäße Plane tengetriebe 5 mit einer Überbrückungskupplung ausgebildet werden, wie sie beispiels weise aus der eingangs erwähnten DE 44 23 640 A1 entnehmbar ist. Im vorliegenden Fall ist die Überbrückungskupplung, nachfolgend kurz als Kupplung 66 bezeichnet, mit dem Hohlrad 17 in Wirkverbindung bringbar. Auf diese Weise wird durch das letztge nannte das Pumpenrad 47 synchron mit dem Turbinenrad 50 angetrieben, Strömungs verluste zwischen den beiden Rädern 47 und 50 werden demnach vermieden.

Während bei den bisher beschriebenen Schaltungsvarianten stets durch das Planetenge triebe 5 eine Übersetzung ins Schnelle am Pumpenrad 47 erzielt worden ist, ist das Pla netengetriebe 5 entsprechend Fig. 6 so wirksam, daß es eine Untersetzung ins Langsa me bewirkt. Hinsichtlich des konstruktiven Aufbaus ist das Sonnenrad 29 zusammen mit dem Wandlergehäuse 39 drehfest am Antrieb 1 aufgenommen. Das Sonnenrad 29 steht über den Zahneingriff 33 mit den Planetenrädern 11 in Eingriff, die am Turbinen rad 50 befestigt sind. Die Planetenräder 11 ihrerseits sind über den Zahneingriff 16 mit dem Hohlrad 17 in Wirkverbindung, das über den Freilauf 64 mit dem Kupplungsge häuse 39 verbunden ist. Weiterhin ist das Hohlrad 17 mit dem Zusatzantrieb 19 oder der Bremse 20 in Wirkverbindung bring bar. Das Sonnenrad 29 ist demnach als an triebsseitiges Getriebeelement 12, das Hohlrad 17 als Zwischengetriebeelement 18 und die Planetenräder 11 als abtriebsseitiges Getriebeelement 30 wirksam. Sobald die Dreh zahl des Hohlrades 17 über den Zusatzantrieb 19 oder die Bremse 20 vermindert ist, wird das Pumpenrad 47 mit gegenüber der Drehzahl des Antriebs 1 reduzierter Dreh zahl angetrieben. Nach Freigabe des Hohlrades 17 durch den Zusatzantrieb 19 bzw. die Bremse 20 wird dagegen die Bewegung des Antriebs 1 im Verhältnis 1 : 1 auf das Pum penrad 47 übertragen.

Fig. 7 zeigt, ausgehend von der Schaltungsvariante gemäß Fig. 5, eine Ausführung, bei der die Kupplung 66 über einen Torsionsschwingungsdämpfer 68 mit dem Turbinen rad 50 verbunden ist. Da Torsionsschwingungsdämpfer an hydrodynamischen Kupp lungseinrichtungen für sich bereits bekannt sind, wie beispielsweise aus der DE 41 21 586 A1, Fig. 1, wird nachfolgend nicht näher auf dessen konstruktive Ausbildung ein gegangen. Abweichend hiervon zeigt Fig. 8 den Torsionsschwingungsdämpfer 68 zwi schen dem Turbinenrad 50 und einer Abtriebswelle 70, gebildet beispielsweise durch die Eingangswelle eines mit der Kupplungseinrichtung verbundenen Automatikgetrie bes. Die letztgenannte Anordnung des Torsionsschwingungsdämpfers ist selbstver ständlich nicht auf die Ausführung der hydrodynamischen Kupplungseinrichtung mit der Kupplung 66 beschränkt, sondern ist ebenso bei anderen Ausführungen, realisierbar.

Bezugszeichenliste

1

Antrieb

2

Drehachse

3

Kurbelwelle

4

Getriebe

5

Planetengetriebe

6

Flansch

7

Lagerzapfen

9

Planetenträger

11

Planetenrad

12

antriebss. Getriebeelement

13

,

15

Verzahnungen

16

Zahneingriff

17

Hohlrad

18

Zwischengetriebeelement

19

Zusatzantrieb

20

Bremse

21

,

23

Halterung

25

,

27

Lagerung

29

Sonnenrad

30

abtriebss. Getriebeelement

31

Verzahnung

33

Zahneingriff

35

Axiallagerung

37

Schweißnaht

39

Kupplungsgehäuse

41

Primärflansch

42

Axialansatz

43

Pumpenschale

44

Schweißnaht

45

Beschaufelung

47

Pumpenrad

50

Turbinenrad

52

Beschaufelung

53

Vernietung

54

Turbinennabe

56

Anlagering

58

Leitrad

59

Leitrad-Freilauf

60

hydrodyn. Kreis

62

Zusatzbremse

64

Freilauf

66

Kupplung

68

Torsionsschwingungsdämpfer

70

Abtriebswelle

Claims

1. Hydrodynamische Kupplungseinrichtung mit einem Kupplungsgehäuse, das mit wenigstens einem Antrieb in Wirkverbindung steht und zur Bildung eines hydro dynamischen Kreises zumindest über ein Pumpen- sowie ein Turbinenrad verfügt, wobei die Drehzahl des Pumpenrades in Zuordnung zur Drehzahl des Gehäuses eingestellt ist, dadurch gekennzeichnet, daß der Antrieb (1) über ein eine Drehzahländerung bewirkendes Getriebe (4) mit dem Pumpenrad (47) verbunden ist.

2. Hydrodynamische Kupplungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß ein antriebsseitiges Getriebeelement (12) mit dem Antrieb (1) in Wirkverbin dung steht, und ein abtriebsseitiges Getriebeelement (30) am Kupplungsgehäu se (39) befestigt ist.

3. Hydrodynamische Kupplungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das antriebsseitige Getriebeelement (12) am Kupplungsgehäuse (39) aufge nommen ist, und das abtriebsseitige Getriebeelement (30) mit dem Pumpen rad (47) verbunden ist.

4. Hydrodynamische Kupplungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das antriebsseitige Getriebeelement (12) am Antrieb (1) und das abtriebssei tige Getriebeelement (30) am Pumpenrad (47) aufgenommen ist.

5. Hydrodynamische Kupplungseinrichtung nach Anspruch 2, 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß sowohl das antriebsseitige Getriebeelement (12) als auch das abtriebsseitige Getriebeelement (30) jeweils Teil eines Planetengetriebes (5) sind.

6. Hydrodynamische Kupplungseinrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß dem antriebsseitigen Getriebeelement (12) und dem abtriebsseitigen Getrie beelement (30) zumindestens ein Zwischengetriebeelement (18) zugeordnet ist, das mit einem Zusatzantrieb (19) in Wirkverbindung steht.

7. Hydrodynamische Kupplungseinrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Zwischengetriebeelement (18) mit einer Bremse (20) in Wirkverbindung steht.

8. Hydrodynamische Kupplungseinrichtung nach Anspruch 6 mit einem Planeten träger zur Aufnahme der Planetenräder, dadurch gekennzeichnet, daß der Planetenträger (9) jeweils durch den Antrieb (1) oder, bei drehfester Verbindung desselben mit dem Kupplungsgehäuse (39), durch das letztgenann te gebildet wird.

9. Hydrodynamische Kupplungseinrichtung nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Zwischengetriebeelement (18) über eine Zusatzbremse (62) mit dem Kupplungsgehäuse (39) verbunden ist.

10. Hydrodynamische Kupplungseinrichtung nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Zwischengetriebeelement (18) über einen Freilauf (64) mit dem Kupp lungsgehäuse (39) verbunden ist.

11. Hydrodynamische Kupplungseinrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß das abtriebsseitige Getriebeelement (30) mittels einer Kupplung (66) mit dem Turbinenrad (50) verbunden ist.

12. Hydrodynamische Kupplungseinrichtung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß das abtriebsseitige Getriebeelement (30) durch das Hohlrad (17) des Plane tengetriebes (5) gebildet wird.

13. Hydrodynamische Kupplungseinrichtung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Kupplung (66) über einen Torsionsschwingungsdämpfer (68) mit dem Turbinenrad (50) verbunden ist.

14. Hydrodynamische Kupplungseinrichtung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß das Turbinenrad (50) über einen Torsionsschwingungsdämpfer (68) mit einer Abtriebswelle (70) verbunden ist.