DE2208856B2

DE2208856B2 - Getriebe mit hydrodynamischem Drehmomentwandler

Info

Publication number: DE2208856B2
Application number: DE2208856A
Authority: DE
Inventors: Karl Gustav Stockholm Aahlen
Original assignee: Srm Hydromekanik Stockholm AB
Current assignee: Srm Hydromekanik Stockholm AB
Priority date: 1971-06-25
Filing date: 1972-02-25
Publication date: 1974-06-20
Also published as: YU137472A; DE2208856A1; FI53617C; DE2208856C3; HU173601B; CS177075B2; AT319002B; JPS5547259B1; SE371275B; CA966756A; IT943831B; FI53617B; FR2142902A1; GB1377745A; FR2142902B1; US3893551A

Description

Die Erfindung betrifft ein Getriebe mit hydrodynamischem Drehmomentwandler mit vom Antriebsmotor getriebenem, rotierenden Wandlergehäuse, Pumpenrad, Turbine und Leitrad, wobei swischen Wandlergehäuse und Pumpenrad eine hydraulisch eindrückbare Reibungskupplung vorgesehen ist.
Das Unterbrechen des I eistungsflusses bzw. der Drehmomentübertragung in hydrodynamischen Getrieben kann auch durch vor oder hinter dem hydraulischen Drehmomentwandler angeordnete lösbare Kupplungen geschehen. Beide Ausführungen haben jedoch Nachteile.

Liegt die Kupplung vor dem Wandler, so ergeben sich, insbesondere bei dessen Ausführung mit rotierendem Gehäuse, dadurch Schwierigkeiten, daß eine

verhältnismäßig große träge Masse mit dem dem Wandler nachgeordneten Getriebezug verbunden ist, ieren Geschwindigkeit sich bei jedem Schalten des Antriebs ändert. Die indirekt verbundene Masse bedingt hierbei einen verhältnismäßig langsamen Synchronisationsvorgang, indem sie ein Sperrdrehmoment erzeugt, welches, solange es vorhanden ist, den Gangwechsel verhindert. Konstruktive Schwierigkeiten bereitet bei vordem Wandler angeordneter Kupplung die Leistungsabnahme für Hilfsantriebc. Schließlich sind weitere Nachteile darin zu sehen, daß eine vorteilhafte Verwendung des rotierenden Gehäuses des Wandlers als Dämpfungsglied und Teil der Schwungmasse des Motors ausfällt, daß im Gegenteil die träge Masse des Wandlergehäuses dazu beiträgt, daß bei ihrer Synchronisierung die Drehzahl des Motors stark abfällt.

Wird andererseits die Trennkupplung hinter dem hydrodynamischen Drehmomentwuidler angeordnet, so muß sie für ein Drehmoment ausgelegt werden, welches drei bis zehnmal größer ist als das Drehmoment der Antriebsmaschine. Dies erfordert eine starke Einrückkraft und eine große wirksame Kupplungsfläche. Außerdem beansprucht beim Einrücken der Kupplung das große Drehmoment den Antriebsstrang sehr stark. Dem Fahrzeug teilt sich jedes Mal eine »Drehmomentwelle« mit. Sind überdies häufige Schaltvorgänge zu erwarten, so muß auch hierauf durch besonders große Reibflächen und besondere Maßnahmen zu deren Kühlung Rücksicht genommen weVden.

Unabhängig davon, ob eine Trennkupplung vor oder hinter dem hydrodynamischen Drehmomentwandler angeordnet wird, läßt sich praktisch niemals ein ganz weiches Einrücken beim Gangwechsel erreichen.

Es ist auch schon bekannt, zwischen dem rotierenden Wandlergehäuse und dem Pumpenrad eine Lamellenkupplung vorzusehen (deutsche Auslegeschrift 1625 009, deutsche Offenlegungsschrift 1550973, deutsche Offenlegungsschrift 2006 955, USA.-Patentschrift 3 583 243, USA.-Patentschrift 2607 456). Das Einrücken der Kupplung erfolgt bei diesen bekannten Konstruktionen durch einen hydraulisch beaufschlagten Kolben. Zum Lösen der Kupplung wird der Kolbnn vom Druck entlastet, aber es kann auch zusätzlich eine Feder vorhanden sein, um die zusammenwirkenden Kupplungslamellen auseinanderzudrücken (deutsche Offenlegungsschrift 2 006955).

Die zuletzt erwähnten bekannten Konstruktionen sind verhältnismäßig kompliziert und teuer, weil nicht nur eine besondere Kupplung, sondern zusätzlich auch noch eine hydraulische Betätigungsvoi richtung für diese vorhanden sein muß. Es ist zwar auch schon bekannt (deutsche Offenlegungsschrift 1550 957), das Turbinenrad eines hydraulischen Drehmomentwandlers mit dem Wandlergehäuse über eine konische Ein-Scheiben-Reibungskupplung zu kuppeln, wobei das Turbinenrad selbst das axial bewegliche Kupplungsteil und den durch den Druck in der Arbeitskammer des Wandlers beaufschlagten Betätigungskolben bildet. Durch diese Ausführung ist jedoch keine Unterbrechung des Leistungsflusses möglich. Entweder wird ein Drehmoment von der Pumpe auf die Turbine über den Wandler mit Drehmomentübersetzung oder direkt vom rotierenden Gehäuse über das Turbinenrad auf die Sekundärwelle übertragen. Bei der bekannten Konstruktion und anderen ähnlichen Konstruktionen ist es deshalb grundsätzlich nicht möglich, die Turbine oder die Pumpe freizukuppeln oder überhaupt eine Unterbrechung der Drehmomentübertragung zu erhalten. Dazu muß ein Schaufelelement ganz

freigelöst werden können. Auch was die Kupplung und das Lösen des Schaufelelements vom rotierenden Gehäuse selbst betrifft, besteht bei der bekannten Vorrichtung der weitere Nachteil, daß die Ausrückbewegung gegen einen Axialdruck geschehen muß, so

ίο daß ein Druckabfall über die Reibungsflächen notwendig ist.

Die der Erfindung zugrunde liegende Aufgabe besteht darin, ein Getriebe der eingangs bezeichneten Art zu schaffen, bei dem die Kupplung zwischen dem

Pumpenrad und dem Wandlergehäuse bei allen Fahrbedingungen sehr schnell und mit hoher Schaltfrequenz stoßfrei schaltbar und mit Sicherheit vollständig mechanisch lösbar ist, so daß selbst bei feststehendem Leitrad im wesentlichen keine Drehmomentaufnahme vom Motor erfolgt und kein Verschleiß auftritt.

Vorstehende Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß das Pumpenrad im Wandlergehäuse zwischen einer ersten, das Pumpenrad mit dem Wandlergehäuse verbindenden Stellung und einer zweiten,

vom Wandlergehäuse gelösten und relativ zu diesem, der Turbine und dem Leitrad frei drehbaren Stellung axial verschieblich ist, indem das Pumpenrad als ein zweiseitig mit Druck beaufschlagbarer Servokoiben ausbildet und durch Umkehr der resultierenden Druckrichtung zwischen den Stellungen umsteuerbar ist.

Durch die Erfindung wird erreicht, daß die sonst so störenden Rotationsparaboloide und rotierenden Dichtungen der hydraulischen Betätigungsvorrich-

tung für die Kupplung gar nicht erst zum Problem werden. Die Kupplung kann deshalb ohne Schwierigkeiten auf großem Durchmesser angeordnet und bei Druckumkehr sehr schnell geschaltet werden, wobei sie mit Sicherheit vollständig trennt. Da die Reibungs-

kupplung vollständig in der Hydraulikflüssigkeit des Wandlers arbeitet und im gelösten Zustand von der gesamten Kühlflüssigkeitsmenge des Wandlers durchströmt wird, ergibt sich eine sehr wirksame Kühlung, die eine hohe Schaltfrequenz auch bei großer Geschwindigkeit und unter hoher Belastung erlaubt. In jedem Fall kann die zu kuppelnde Masse, die praktisch nur aus dem Pumpenrad besteht, sehr klein gehalten werden, so daß der Verschleiß der Kupplung entsprechend gering ist. Die Möglichkeit, beim Anfahren unter starker Belastung zunächst aus- und bei hoher Motordrehzahl wieder einzukuppeln, virkt sich je nach Wandlertyp verschieden aus. Bei IV₂- und 2'/,stufigen Wandlern, d. h. solchen, bei denen im Strömungskreislauf vor der Pumpe ein Leitrad angeordnet ist, ist das Eingangsdrehmoment praktisch unabhängig vorn Drehzahlverhältnis. Es kann also be bestimmten Anwendungsfällen die Anfahrdrehzah des Motors gleich der Maximaldrehzahl sein. Bei 2 und 3stufigen Wandlern mit einer im Strömungs kreislauf vor der Pumpe angeordneten Turbinenstuf< ist hingegen die Drehmomentaufnahme vom Dreh zahlverhältnis abhängig, und zwar ergibt sich da größte Eingangsdrehmoment jeweils bei niedrige! Abtriebsdrehzahlen, was auch vergleichsweise nied rige Motordrehzahlen beim Anfahren zur Folge hai In diesem letzteren Fall kann es unter bestimmte Umständen besonders nützlich sein, beim Anfahre aus- und wieder einzukuppeln, wobei dann die inzwi

sehen beschleunigte Masse des Motors eine Drehmoment- bzw. Zugkraftspitze erzeugt.

Beim Einrücken der erfindungsgemäß vorgesehenen Kupplung bei hohen Drehzahldifferenzen und mit einer großen Frequenz, was nur mit der neuen Konstruktion möglich ist, dient die Flüssigkeit im hydrodynamischen Drehmomentwandler als Kissen und zur Begrenzung des Drehmoments zwischen dem Motor und der Antriebswelle. Gleichzeitig kann je nach Anwendungsfall und ausgewähltem Typ von Drehmomentwandler eine begrenzte Drehmomentvergrößerung bei Stillstand und bei niedrigen Drehzahlverhältnissen erhalten werden.

Das lösbare Pumpenrad gemäß der Erfindung bringt es weiterhin mit sich, daß auch bei einem Drehmomentwandler mit festem Leitrad praktisch keine wesentliche Drehmomentaufnahme vom Motor erfolgt, wenn das Pumpenrad gelöst ist, und zwar unabhängig von der Geschwindigkeit, mit welcher die Turbine angetrieben wird, ob sie gelöst ist oder stillsteht.

Im Falle eines hydrodynamischen Drehmomentv.diiüicis mit einer Kupplungseinrichtung, durch weiche der Wandler zu einer starr gekuppelten, insgesamt umlaufenden Einheit verbunden werden kann, besteht die Möglichkeit, daß das lösbare Pumpenrad als ein einen direkten Gang herstellender Servomotorkolben benutzt wird, wobei der direkte Gang sehr weich eingelegt werden kann, weil dazu kein Flüssigkeitsstrom gestoppt wird und das gesamte Gehäuse bei der Herstellung der Verbindung als Dämpfungszylinder wirkt.

Die erfindungsgemäße Ausführung kann auch als Freilauf benutzt werder. da das Einkuppeln der Pumpe unter allen Fahl bedingungen stattfinden kann, ohne daß Drehmomentstöße zu befürchten wären. Es findet jeweils nur eine weiche Synchronisierung der Primär- und Sekundärseite des hydrodynamischen Drehmomentwandlers statt.

Noch ein weiterer Vorteil der Erfindung besteht schließlich darin, daß sie sich sehr gut für Getriebe in Verbindung mit einem unter Last nur verhältnismäßig langsam beschleunigenden Motor. z.B. einem Dieselmotor mit Turbolader, eignet. Bei gelöster Pumpe gestattet der Drehmomentwandler dem Motor, ohne Belastung bis zur Höchstgeschwindigkeit zu beschleunigen, so daß sich z. B. für den Motor die kürzestmögliche Beschleunigungszeit ergibt. Danach kann ohne wesentlichen Drehmomentstoß eingekuppelt werden, da die Flüssigkeit im Wandler dämpfend wirkt. Je nach ausgewähltem Wandler kann hierbei eine Vergrößerung des Drehmoments auf der Sekundärseite erhalten werden, durch die das Anfahr-Drehmomentverhältnis um 50% und mehr erhöht wird.

Die Erfindung wird nachstehend an Hand von in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispielen näher erläutert. Es zeigt

Fig. 1 einen Längsschnitt durch einen bekannten hydrodynamischen Drehmomentwandler,

Fig. 2 einen Drehmomentwandler mit Merkmalen der Erfindung mit feststehendem Leitrad und reibungsschlüssig mit dem umlaufenden Gehäuse kuppelbaren Pumpenrad,

Fig. 3 eine gegenüber Fig. 2 abgewandelte Ausführung eines Drehmomentwandlers,

Fig. 4 ein weiteres Ausführungsbeispiel der Erfindung mit Mitteln zur Einschaltung eines Direktantriebs und einem Freilauf für das Leitrad,

Fig. 5 einen Drehmomentwandler von der Art nach Fig. 4 in Kombination miit einem Umkehrgetriebe,

Fig. 6 das Getriebe nach Fig. 5 in Kombination mit einem nachgeordneten zweistufigen synchronisierten Getriebe,

Fig. 7 einen Drehmomentwandler ähnlich dem nach Fig. 2 und 3 mit einer anderen Reibungskupplung und einer als Quotientenregler arbeitenden Ventilanordnung, welche die Drehmomentaufnahme und

ίο -übertragung oberhalb eines Drehzahlverhältnisses von 1 : 1 unterbricht,

Fig. 8 in vereinfachter Darstellung die Betätigungsvorrichtung zum Ein- und Ausrücken der Reibungskupplung zwischen dem Gehäuse und der Pumpe eines Drehmomentwandlers nach Fig. 2, 3 und 7.

F i g. 9 eine schematische Darstellung einer Steuer- und Betätigungsvorrichtung für die Betätigung der Reibungskupplung zwischen dem Gehäuse und der Pumpe des Drehmomentwandlers sowie zur Ein- und Ausschaltung des direkten Ganges bei den Wandlerausführungen nach Fig. 4, 5 und 6,

Fig. 10 ein Diagramm zur Veranschaulichung des Antriebs- und Abtriebsdrehmoments beim Ein- und Auskuppeln des Pumpenrades bei unterschiedlichen Turbinendrehzahlen.

Bei den in Fig. 1 bis 7 dargestellten hydrodynamischen Drehmomentwandlern tragen entsprechende Teile dieselben Bezugszeichen, während besondere Teile in den einzelnen Zeichnungsfiguren entsprechend deren Numerierung in Hunderter-Serien gegliedert sind.

Nach dem angegebenen Bezugszeichenschema ist mit 2 das rotierende Gehäuse des jeweiligen Drehmomentwandlers bezeichnet worden. Darin befinden sich eine Pumpe 4. eine Turbine 6 mit einem ersten Turbinenschaufelkranz 8 und einem zweiten Turbinenschaufelkranz 10, sowie ein Leitrad 14 mit Leitschaufeln 12. Die Pumpe 4 ist mit einem Seitenring 16 versehen. Die Turbinenschaufelkränze sind an einer Nabe 18 befestigt. Die Verbindung der beiden Turbinenschaufelkränze 8 und 10 erfolgt durch einen Seitenring 20, welcher zusammen mit dem Seitenring 16 der Pumpe 4 den inneren Kern der Wandlerkammer bildet. Der erste Turbinenschaufelkranz 8 trägt außerdem einen äußeren Seitenring 22.

Die Turbine 6 ist auf einer Welle 24 montiert, die hinten in einem Kugellager 26 und am vordersten Ende in einem Lager 28 im rotierenden Gehäuse 2 gelagert ist, welches seinerseits mittels einer Lagerfläche 30 an der Antriebsmaschine und am hinteren Ende durch ein Lager 32 abgestützt ist. Das Gehäuse 2 ist hinten mit einem Absatz 34 ausgeführt, welcher sowohl eine Dichtfläche 36 als auch einen Zahnkranz 38 bildet. Das Lager 32 für das Gehäuse 2 und die Nabe 14 des Leitrades sind auf einem stationären Vorsprung 40 montiert. Zwischen dem letzteren und dem rotierenden Gehäuse 2 sind Kolbenringdichrungen 42 angeordnet. Eine ähnliche Dichtung 44 ist zwischen dem stationären Vorsprung 40 und der Abtriebswelle 24 vorgesehen. Kanäle 46,48 sowie SO. 52, 54, 56 bilden die Ein- und Auslässe der mit 49 bezeichneten Arbeitskammer des Drehmomentwandlers. Der Antrieb des rotierenden Gehäuses 2 erfolgt vom Schwungrad des Antriebsmotors aus über eine Keilverbindung oder Verzahnung 60.

Bei dem Drehmomentwandler nach Fig. 2 ist die Pumpe ein besonderes Teil 202. Außerdem ist in ei-

nem Kanal 205 ein nur in einer Richtung öffnendes Differenzdruckventil 204 angeordnet. Ein am Pumpenrad angebrachter konischer Kupplungsring 206 wirkt mit einem am rotierenden Gehäuse 2 angebrachten konischen Kupplungsring 208 zusammen. Wenn bei dem Wandler nach Fi g. 2 Druckflüssigkeit durch die Kanäle 50, 52, 54, 56 eingeleitet wird, wird die Pumpe 202 zur Turbine hin gedrückt, so daß auch die konischen Kupplungsringe 206 und 208 auseinandergedrückt werden und die hydraulische Flüssigkeit durch die Arbeitskammer fließen und durch die Kanäle 48, 46 abgeleitet werden kann, ohne daß das Ventil 204 öffnet. Wenn andererseits die Hydraulikflüssigkeit über die Kanäle 46, 48 eingeleitet wird, drückt sie die Pumpe 202 mit Bezug auf Fig. 2 nach links, so daß sich die konischen Kupplungsringe 206 und 208 dichtend gegeneinander legen und der Flüssigkeitsdruck das Ventil 204 öffnen muß, um abzufließen, wodurch sichergestellt ist, daß der Basisdruck für das Schaufelsystem in der Arbeitskammer 210 höher ist als in dem Raum 212 zwischen dem Pumpenrad 202 und dem rotierenden Gehäuse 2. Die Ableitung der Flüssigkeit erfolgt in diesem Fall über die Kanäle 56, 54, 52 und 50.

Wie oben beschrieben, kann das Pumpenrad 202 von der Seite des Antriebsmotors gelöst und gegen die Turbine gedruckt werden.

In Fig. 3 ist ein Ausführungsbeispiel dargestellt, welches von dem gemäß Fig. 2 insofern abweicht, als die konischen Kupplungsringe 206 und 208 ersetzt sind durch mehrere hintereinander angeordnete Reibscheiben 306 und 308, die durch eine Keilverbindung mit dem rotierenden Gehäuse bzw. dem hier mit 302 bezeichneten Pumpenrad verbunden sind. Die Reibscheiben sind mit Nuten versehen, welche einen bestimmten kühlenden Flüssigkeitsstrom von der Arbeitskammer 310 zum Raum 312 zwischen dem Pumpenrad 302 und dem rotierenden Gehäuse 2 hindurchlassen, welcher also nicht durch das Differenzdruckventil 304 geht. Auf diese Weise läßt sich eine jeweils unterschiedliche Verbindung der Pumpe 302 mit dem Gehäuse 2, beispielsweise durch Verändern der Stärke der Flüssigkeitszirkulation im Verhältnis zur Steifigkeit der Vorspannfedern im Differenzdruckventil 304 erhalten.

Bei der Ausführung nach Fig. 4 ist das die Pumpe 402 bildende Teil als Servomotorkolben mit drei bestimmten Stellungen ausgebildet. In der einen Stellung hat der Kolben denselben Öldruck auf beiden Seiten oder einen geringfügig höheren Druck in der Arbeitskammer 410 als im Raum 412 zwischen der Pumpe 402 und dem rotierenden Gehäuse 2. In dieser Stellung halten vorgespannte Federelemente 420 eine Reibscheibenvorrichtung 422 in einer vorbestimmten mittleren Lage. Dabei herrscht im wesentlichen derselbe Druck in den Kanälen 46,48 und den Kanälen 50 bis 56. In einer zweiten Stellung des Servomotorkolbens tritt Flüssigkeit durch die Kanäle 50 bis 56 ein, strömt durch ein Zwei-Wege-Differenzdruckventil 432 und tritt dann in die Arbeitskammer 410 ein. wodurch eine Druckdifferenz zwischen dem Raum 412 und der Arbeitskammer 410 erzeugt wird, auf Grund derer das Pumpenelement 402 ein konisches Kupplungselement 406 in Anlage an ein damit zusammenwirkendes konisches Kupplungselement 408 am rotierenden Gehäuse drückt. Dadurch wird das Pumpenelement 4102 mit dem rotierenden Gehäuse 2 antriebsmäßig verbunden. Die konische Kupplung kann selbst bei höchster Drehgeschwindigkeit des Gehäuses 2 für kurze Bewegungen eingerückt und gelöst werden, um Drehmoment auf die Turbinenwelle zu übertragen, die Kupplungsverbindung läßt jedoch keine Anpassung bzw. Modulation des Eingriffs zu. Dazu wäre die konische Kupplung durch eine Lamellenkupplung zu ersetzen, was leicht geschehen kann. In der dritten Stellung des Servomotorkolbens wird die hydraulische Flüssigkeit durch die Kanäle 46 und

ίο 48 eingeleitet. Sie strömt in umgekehrter Richtung, wie oben beschrieben, durch das Zwei-Wege-Ventil 432 und fließt durch die Kanäle 56 bis 50 ab, wobei zwischen der Arbeitskammer 410 und dem Raum 412 eine Druckdifferenz aufrechterhalten wird, infolge

t5 welcher das Pumpenelement 402 eine drehfest im rotierenden Gehäuse 2 montierte Scheibe 440 gegen eine Reibscheibe 442 drückt, die mittels einer Keilverbindung 444,446 auf der Turbinenwelle 424 befestigt ist. Gleichzeitig wird die Reibscheibe gegen eine mit dem rotierenden Gehäuse 2 verbundenen Reibscheibe 448 gepreßt, so daß eine drehfeste Verbindung zwischen dem rotierenden Gehäuse 2 und der Turbinenwelle 424 zustande kommt. Der Drehmomentwandler ist in dieser Stellung also blockiert. Er rotiert als eine in sich starre Einheit. Dazu ist es allerdings auch erforderlich, daß das Leitrad mit einem Freilauf ausgestattet ist, damit die Leitradschaufeln 12 frei in derselben Richtung umlaufen können wie das rotierende Gehäuse 2, jedoch nicht in der entgegengesetzten Richtung. Der Freilauf am Leitrad besteht aus einer mit dem stationären Vorsprung 40 verbundenen Nabe 450. einem Freilaufring 452, axialen Führungsringen 454 und Rollen 456. Die Rollen wirken in bekannter Weise mit sich gegenüberliegenden Flächen an den Teilen 450 und 452 zusammen, die sich in derjenigen Umfangsrichtung einander nähern, gegen welche die Blockierung gewünscht ist.

Bei dem Getriebe nach Fig. 5 ist dem Drehmomentwandler nach Fig. 4 ein Umkehrgetriebe bekannter Art nachgeschaltet, welches nur über zwei Gänge, nämlich einen Vorwärts- und einen Rückwärtsgang verfügt. Das Umkehrgetriebe umfaßt eine Büchse 502. wobei im Vorwärtsgane Keilverbindungen 504.506,508 und 510 im Eingriff sind. Eine Feder 512 bewirkt, daß der Vorwärtsgang aufrechterhalten wird.

Am vorliegenden Ausführungsbeispiel ist die Möglichkeit der Kombination des Drehmomentwandlers mit einem Umkehrgetriebe ersichtlich, das mit nur den beiden Schaltstellungen für den Vorwärts- und Rückwärtsgang, also ohne Neutralstellung ausgestattet ist. Aus Fig. 10 (Kurven α und b) ist ersichtlich, daß nur ein sehr niedriges Drehmoment auf die Turbine übertragen wird, wenn die Pumpe zu dieser hingedrückt ist. Ein für das Stillsetzen der Turbine ausreichendes Drehmoment kann durch eine Reibscheibe im Umkehrgetriebe erhalten werden. Dies ist jedoch nicht notwendig. Der Rückwärtsgang wird dadurch eingelegt, daß ein Servomotor auf eine Schaltgabel

wirkt, welche durch Druck gegen eine Fläche 514 die Keile bzw. Verzahnungen 516 und 518 in Eingrifl bringt.

Ein Problem bereitet bei Drehmomenrwandlerr der beschriebenen Art die praktische Forderung, dal

es auch möglich sein muß, einen mit einem derartiget Getriebe ausgerüsteten Bus oder Lastkraftwagen ab zuschleppen. Dies bedingt normalerweise eine voll ständige Unterbrechung der Antriebsverbindung zwi

sehen dem Motor und den Rädern. Dieser Bedingung ist jedoch bei Drehmomentwandlern mit rotierendem Gehäuse und einem mit Klauenkupplungen arbeitenden Umkehrgetriebe nur sehr schwer zu genügen, [m vorliegenden Fall ergeben sich aber dadurch günstiige Verhältnisse, daß bei gelöster Pumpe das gesamte Schaufelsystem des Drehmomentwandlers mit der Abtriebswelle umläuft und dann das zum Umlauf aller Schaufeln im Wandlergehäuse erforderliche Drehmoment nur sehr klein ist. Selbst wenn also ein Bus oder Lastkraftwagen längere Zeit mit hoher Geschwindigkeit geschleppt wird, reicht die Kühlung des Gehäuses durch die darin befindliche Flüssigkeit aus.

Weiterhin kann bei diesem Getriebe der Motor mit Höchstgeschwindigkeit laufen und Hilfs- oder Nebenaggregate, z. B. die Pumpe eines Löschfahrzeugs, über das rotierende Gehäuse des Drehmomentwandlers anzutreiben, während die Turbine mit den stillstehenden Fahrzeugrädern verbunden ist. Falls dabei eine leichte Bewegung des Fahrzeugs gewünscht ist. kann diese entweder durch kurzzeitige Kupplungsverbindung konischer Kupplungsteile am rotierenden Gehäuse und dem Pumpenteil des Wandlers oder durch entsprechend angepaßte (modulierte) Einrückbewegungen einer statt der konischen vorgesehenen Lamellenkupplung erreicht werden.

Das Getriebe nach F i g. 6 entspricht im vorderen Teil dem gemäß Fig. 5. Darüber hinaus ist dem hier mit 620 bezeichneten Umkehrgetriebe ein synchronisiertes Zweiganggetriebe 622 nachgeschaltet. Die Verwendung desselben Drehmomentwandlers wie bei Fig. 5 ist deshalb möglich, weil das zum Abbremsen oder Beschleunigen der Turbine und des mit dieser als Einheit rotierenden Umkehrgetriebes erforderliche Drehmoment nicht viel größer ist als es normal ist für eine Reibungskupplung, denn bei einer üblicherweise vom Fahrer ausgerückten Reibungskupplung wird beim Gangwechscl auch nicht immer vollständig ausgekuppelt. Es ist jedoch vorgesehen, daß die Synchronisiervorrichtungen überdimensioniert sind und mit Flächen versehen sind, die zur Masse und der in den beiden Teilaggregaten zu überwindenden Hemmung in Beziehung stehen.

Der in F i g. 7 dargestellte Drehmomentwandler ist grundsätzlich von derselben Art wie der nach Fig. 2 und 3. mit der Ausnahme, daß das Pumpenelement 702 in derselben Weise wie das Pumpenelement 402 gemäß Fig. 4 angeordnet ist. Im Unterschied zu F i g. 4 ist jedc-ch die Reibscheibenkupplung weggelassen worden. Die Druckflüssigkeit wird im vorliegenden Fall immer durch den Kanal 50 eingeleitet und fließt durch den Kanal 46 ab. Vom Kanal 56 aus strömt das Öl jedoch durch einen Ventilkörper 708, der infolge Reibung zwischen mit 704 und 706 bezeichneten Flächen in einer solchen Stellung gehalten ist, daß die Druckflüssigkeit durch Löcher 714 und 716 direkt in die Arbeitskammer eintritt und diese durch die Kanäle 48 und 46 verläßt, wenn die Turbine mit größerer Geschwindigkeit als das Wandlergehäuse rotiert. Sobald andererseits die Turbine langsamer umläuft als das Gehäuse, bewirkt die Reibung zwischen den Flächen 704 und 706, daß der Ventilkörper 708 in seine entgegengesetzte Stellung übergeht, in welcher die Druckflüssigkeit durch den Ventilkörper 708 Nuten 710 zugeleitet wird, die zu dem Raum zwischen dem Pampenteil und dem rotierenden Gehäuse führen. Hierdurch wird die Pumpe mit dem Gehäuse verbunden. Die Druckflüssigkeit strömt dann durch ein Zwei-Wege-Differenzdruckventil 712 in die Arbeitskammer und verläßt diese durch die Kanäle 48 und 46. Der Ventilkörper 708 ist mit einer Anschlagfläche versehen, die mit einer Nut eines Teils 718 der Turbine zusammenwirkt und während des Drehens des Ventilkörpers 708 die Endstellungen bestimmt. Der Ventilkörper 708 ist außerdem mit Löchern 720 ausgebildet, welche in seiner einen Stellung die Kanäle 56 mit den Nuten 710 und in seiner anderen Stellung

ίο die Kanäle 56 mit den Löchern 714 verbindet. Jeweils nur eine dieser beiden Leitungsverbindungen ist geöffnet. Dadurch wird sichergestellt, daß der Pumpenteil vom rotierenden Gehäuse gelöst und mehr oder weniger mit der Turbine verbunden ist, wenn diese dazu neigt, schneller zu laufen als das Gehäuse, wodurch die Drehmomentaufnahme des rotierenden Gehäuses verringert wird. Dies bedeutet, daß es möglich ist, den gesamten Wandlerbereich bis zum Drehzahlverhältnis 1 : 1 zu benutzen, so daß die Drehmomentaufnahme des Eingangsteils des Drehmomentwandlers praktisch auf Null reduziert ist, wenn z. B. die Drehzahl des Motors bis zur Lehrlaufdrehzahl oder irgendeiner anderen Drehzahl n, herabgesetzt ist, die im Verhältnis zur Turbinendrehzahl n₂ größer ist als 1.

F i g. 8 zeigt in vereinfachter Darstellung eine Betätigungsvorrichtung zum Kuppeln und Lösen der Pumpe eines Drehmomentwandlers von der Art nach Fig. 2, 3 und 7. Die Betätigungsvorrichtung umfaßt ein Steuerventil 802 in Form eines Fünf-Wege-Ventils, mit dessen Hilfe die Zu- und Ableitung von Druckflüssigkeit über die Kanäle 46, 48 und 50. 52, 54,56 gesteuert wird, sowie ein Fernsteuer-Schaltelement 804 zur Umschaltung des Steuerventils 802.

Diesem wird die hydraulische Druckflüssigkeit von einer Pumpe 806 zugeführt.

Das Steuerventil 802, das Schaltelement 804 und die Pumpe 806 sind herkömmlicher Ausführung und brauchen nicht näher erläutert zu werden. Das Fur.f Wege-Ventil hat ein zylinderförmiges Gehäuse und einen darin verschieblichen, kolbenförmigen Ventilkörper, welcher drei Kammern bildet, durch die wahlweise die beiden Leitungswege des Drehnomentwandlers an die Pumpe 806 oaer eine das mrückfließende Drucköl sammelnde Leitung 807 angeschlossen werden. Der kolbenförmige Ventilkörper des Steuerventils 802 ist dazu zwischen zwei Steuerstellungen axial verschieblich, in welchen jeweils eine Stirnfläche des Ventilkörpers an einer Endfläche des zylindrischen Ventilgehäuses anliegt.

Das Fernsteuer-Schaltelement 804 arbeitet mit Druckluft und ist als Zwei-Wege-Ventil ausgebildet, dessen zwei Auslaßleitungen jeweils mit einem Ende des zylindrischen Gehäuses des Steuerventils 802 in Verbindung stehen. Die Druckluft wird dabei durch eine Verteilernut 804a je nach Wunsch zu einer dei beiden Seiten des Steuerventils 802 geleitet, während gleichzeitig die andere Seite über eine Verteilemul 804fc entlüftet wird. In der in Fig. 8 dargestellter Schaltstellung wird beispielsweise die linke Seite de; Steuerventils 802 mit Druckluft beaufschlagt, wodurch der kolbenförmige Ventilkörper gegen da! rechte Ende des zylindrischen Ventilgehäuses ge drückt wird. In dieser Steuerstellung wird Druckflüs sigkeit durch die Kanäle 46 und 48 in die Arbeitskam mer des Drehmomentwandlers geleitet, die die Pump« 2Θ2 über die konischen Kupplungsringe 206 und 201 in kraftschlüssigen Eingriff mit dem rotierenden Ge

häuse 2 bringt. Der Überschuß an Druckflüssigkeit fließt durch das Differenzdruckventil 204, die Kanäle 56,54,52,50, die Leitung 807 und einen Wärmetauscher 808 zu einem Sammelbehälter zurück. Diesem ist in herkömmlicher Weise ein einen bestimmten Basisdruck aufrechterhaltendes Überdruckventil 810 vorgeschaltet. Über eine gleichfalls mit einem Überdruckventil 812 versehene Zweigleitung ist auch die Pumpe 806 an den Sammelbehälter 808 angeschlossen. Das letztere verhindert, daß die Pumpe 806 beschädigt wird, wenn beide zum Drehmomentwandler führenden Leitungsverbindungen blockiert sind, weil sie z. B. gerade durch Vorsprünge am kolbenförmigen Ventilkörper des Steuerventils 802 verschlossen sind.

Wenn der Schaltgriff am Fernsteuer-Schaltelement 804 so gedreht wird, daß die rechte Seite des Steuerventils 802 mit Druckluft beaufschlagt wird, leitet dieses Druckflüssigkeit über die Kanäle 50, 52, 54, 56 in den Raum zwischen der Pumpe 202 und dem rotierenden Gehäuse 2, wodurch die konischen Kupplungsringe 206 und 208 auseinandergedrückt werden, so daß die Pumpe 202 vom Gehäuse gelöst wird. Die überschüssige Druckflüssigkeit fließt durch das zweiseitig wirkende Differenzdruckventil 204 und die Kanüle 48. 46 zur Leitung 807.

Das Getriebe und die zugehörige Steuervorrichtung nach F i g. 9 sind von ähnlicher Ausführung wie nach Fig. 8, die Steuervorrichtung zum Ein- und Auskuppeln der Pumpe 402 ist jedoch noch zusätzlich mit einem Fernsteuer-Schaltelement 914 zum Umschalten eines in Fig. 5 gezeigten Umkehrgetriebes versehen. Außerdem sind Steuerungsmittel 916 vorgesehen, um bei einem Getriebeaufbau gemäß F i g. 6 sicherzustellen, daß die Pumpe des Drehmomentwandlers gelöst ist, während der Gangwechsel erfolgt und nach dessen Beendigung wieder in Eingriff gebracht wird. Das Schaltelement 914 ist mit dem Schaltelement 904 (welches dem Schaltelement 804 nach Fig. 8 entspricht) verbunden und mit einer den Schaltgriff verriegelnden, druckluftbetätigten Verriegelungsvorrichtung 918 versehen, welche den Schaltgriff in der Stellung für Vorwärtsfahrt blockiert, wenn die Druckluftzufuhr zum Schaltelement 904 ausfällt. Wird andererseits das Schaltelement 904 mit Druckluft versorgt, so gelangt diese von dort auch zu dem Schaltelement 914, 918 für Vorwärts- und Rückwärtsfahrt und löst die Verriegelung 918 des Schaltgriffs.

Das Fernsteuer-Schaltelement 904 kann bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 9 drei Stellungen einnehmen. Dies ist erstens eine Stellung, in welcher im Direktantrieb gefahren werden soll, wozu Druckflüssigkeit der Arbeitskammer 910 des Wandlers zugeführt wird und dabei durch den Druck in der Arbeitskammer die Pumpe 402 (oder 502 oder 602) über die Reibungskupplung 442 in kraftschlüssigen Eingriff mit dem rotierenden Gehäuse 2 und der Turbine gebracht wird. Die zweite Stellung ist eine Neutralstellung, in welcher die Verriegelung 918 das Schaltelement 914 für die Umschaltung des Umkehrgetriebes in den Rückwärtsgang freigibt. Schließlich ist eine dritte Stellung möglich, in welcher mit hydrodynamischer Drehmomentwandlung gefahren wird. In diesem Fall wird die Druckflüssigkeit dem Raum zwischen der Pumpe 402 und dem rotierenden Gehäuse zugeführt, wodurch über die Reibungskupplung 406, 408 eine Antriebsverbindung zwischen der Pumpe und dem rotierendem Gehäuse hergestellt wird.

In der neutralen Stellung des Schaltelements 904 befindet sich der kolbenförmige Ventilkörper des Steuerventils 902 in einer mittleren Stellung, wie in Fi g. 9 angedeutet, in welcher Druckflüssigkeit beiden Kanalanschlüssen des Drehmomentwandlers zugeführt wird, mit der Wirkung, daß die Pumpe 402 weder über die Reibungskupplung 442 noch über die konische Kupplung 406, 408 mit dem rotierenden Gehäuse verbunden ist.

ίο Wie oben bereits erwähnt, sind die bei 916 angedeuteten Steuerungsmittel dazu bestimmt, sicherzustellen, daß das Pumpenglied 602 des Drehmomentwandlers während der Umschaltung der Gänge des Schaltgetriebes nach F i g. 6 gelöst ist und sofort danach wieder mit dem rotierenden Gehäuse verbunden wird. Zu diesem Zweck sind die Steuerungs- bzw. Sicherungsmittel 916 an dem einen Ende mit dem Schaltelement 904 derart verbunden, daß sie den Druckluftzufluß zu diesem steuern, während sie mit dem anderen Ende mit dem Schaltgetriebe verbunden sind und von dort aus ein Steuersignal erhalten, wenn gerade ein Gangwechsel stattfinden soll.

Es ist offensichtlich, daß das Schaltelement 904 ohne das weitere Schaltelement 914 für die Umschaltung des Umkehrgetriebes und ohne die Sicherheitsvorrichtung 916 für das Getriebe nach Fi g. 4 verwendet werden kann. Für das Getriebe nach Fig. 5 kommt der Einsatz der Schaltelemente 904 und 914 in Frage, während die vollständige in Fig. 9 dargestellte Steuervorrichtung vorzugsweise für die Ausführung nach Fig. 6 bestimmt ist.

Fig. 10 zeigt ein Drehmoment-Diagramm, in welchem daß in kpm gemessene Drehmoment auf der senkrechten Achse abgetragen ist, während die Drehgeschwindigkeit n₂ der Abtriebswelle des Drehmomentwandlers, die mit der Turbine verbunden ist, gemessen in Umdrehungen pro Minute, auf der waagerechten Achse verzeichnet ist. Die Drehgeschwindigkeit der mit dem rotierenden Gehäuse 2 verbundenen Antriebswelle betrage konstant 170C Upm. In dem Diagramm sind zwei verschiedene Situationen erfaßt, zu denen jeweils zwei Kurven gehören. Bei der ersten Situation I ist die Pumpe des Drehmomentwandleis mit dem rotierenden Gehäuse verbunden, während bei der Situation II davon ausgegangen ist. daß die Pumpe vom rotierenden Gehäuse gelöst ist. Für beide Situationen sind jeweils das Eingangs- und das Ausgangsdrehmoment aufgezeichnet In der Situation I. welche auch für die bekannter Drehmomentwandler mit fest mit einem rotierendet Gehäuse verbundener Pumpe gilt, fällt das Ausgangs drehmoment fc>, sehr schnell von einem anfänglichei Wert von ungefähr 49 kpm bis zu einer Drehzahl voi 1700 Upm auf etwas mehr als Null, und das Eingangs

drehmoment a, an der Pumpe verringert sich ebenfall verhältnismäßig schnell. Der Schnittpunkt zwischei dem Eingangsdrehmoment α, und dem Ausgangs drehmoment £>, liegt bei ungefähr 1300 Upm, wo da gemeinsame Drehmoment ungefähr 7.5 kpm beträgi

Es ist bemerkenswert, daß sowohl das Eingangs drehmoment a₂ und das Ausgangsdrehmoment b₂ in Falle der Situation II, also bei vom Wandlergehäus gelöster Pumpe, außerordentlich niedrig sind. Ein gangs- und Ausgangsdrehmoment a₂ und b₂ falle

praktisch zusammen und betragen ungefähr 1 kprr Es ist weiterhin bemerkenswert, daß in diesem Fa das Ausgangsdrehmoment b₂ unterhalb von üngefäh von 625 Upm kleiner als Null ist. Dies bedeutet, da

X:

φ,

in dem eingetragenen Bereich A die Pumpe des Drehmomentwandlers Drehmoment abgibt, während in dem Bereich B der Turbine ein Drehmoment aufgegeben werden muß, um die Geschwindigkeit zu halten.

Aus der vorstehenden Beschreibung geht hervor, daß die Ausführung des Drehmomentwandlers nach Fig. 3 im Grunde dieselbe ist wie nach Fig. 2, lediglich modifiziert im Hinblick auf die reibungsschlüssige Verbindung zwischen der Pumpe und dem rotierenden Gehäuse, so daß diese Reibungskupplung weniger empfindlich ist und einen den jeweiligen Bedingungen entsprechend angepaßten Eingriff sowie häufige Einrückvorgänge auch bei mit Höchstgeschwindigkeit drehendem Motor zuläßt. Die Ausführung nach Fi g. 3 wird deshalb z. B. bei Erdbewegungsfahrzeugen, Schaufelladern u. dgl. bevorzugt. Drehmomentstöße können dabei in der Weise erzeugt werden, daß zunächst die Pumpe des Drehmomentwandlers gelöst wird, so daß der Motor selbst im Stillstand des Fahrzeugs auf hohe Drehgeschwindigkeit hochlaufen kann, woraufhin dann die Pumpe wieder eingekuppelt wird. Je nach dem, welches Eingangsdrehmomentenverhältnis benutzt wird, fallen diese Drehmomentstöße 50 bis 100% höher aus, als die normalerweise im Stillstand zu erzielende D>ehmomentvervielfachung. Diese Wirkung ist besonders nützlich, wenn z. B. mit einem Schaufellader in hartes Material gefahren wird. In dieselbe Richtung zielt übrigens die weitere mögliche Maßnahme, während des Loskuppelns des Pumpengliedes den Pumpendruck zj. erhöhen und mit Schaukelwirkung zu arbeiten. Es ist außerdem offensichtlich, daß für die genannte Art von Fahrzeugen Drehmomentwandler in einer Ausführung nach Fig. 2 oder 3 eine freiere Auswahl der Eingangsdrehmomentcharakteristik und der Abzweigung von Leistung für Hilfs- und Nebenantriebe gestattet.

Das Getriebe nach Fig. 4 ist für allgemeinere Zwecke und Anwendungsmöglichkeiten bestimmt. Es ist eine Abwandlung der Ausführung nach F i g. 3 und sowohl für Erdbewegungsfahrzeuge als auch für Lastkraftwagen geeignet. Zwar ist es mit dem Getriebe nach F i g. 4 nicht möglich, eine hydraulische Bremswirkung zu erhalten, wenn jedoch solch ein Drehmomentwandler mit einem synchronisierten Getriebe mit mehreren Gängen kombiniert wird, kann für alle Fahrbedingungen eine geeignete Bremsung des Motors gewählt werden. Die Motorbremsung ist selbstverständlich nicht so nützlich wie die hydraulische Bremsung, aber auch die in einem Drehjaoment-

wandler zu erzielende hydraulische Bremsung hat gewisse Nachteile, die z. B. mit der Ableitung der beim Bremsen entstehenden Wärme zusammenhängen. Eine gute hydraulische Bremsung kann aber mit Hufe einer hydrodynamischen Bremse ohne Benutzung von

ίο Getriebeöl aber unter Verwendung von Kühlwasser in Kombination mit dem Drehmomentwandler erhalten werden. Dadurch werden die mit der Wärmeableitung vom Drehmomentwandler zusammenhängenden Probleme gelöst. Es ergibt sich eine kontinuierlich

veränderliche hydraulische Bremsung, und die Möglichkeit, die hydraulische Bremsung im Drehmomentwandler zu vermeiden, bringt für diesen eine Vereinfachung mit sich. Das Getriebe nach Fig. 4 hat deshalb einen sehr weiten Einsatzbereich, da es leicht den verschiedenen Zwecken angepaßt werden kann. Auch Hilfs- und Nebenantriebe können leicht mit dem rotierenden Wandlergehäuse verbunden werden.

Die F i g. 5 und 6 zeigen die Kombination eines bestimmten Drehmomentwandlers mit mechanischen Getrieben. Es versteht sich jedoch, daß auch der Drehmomentwandler nach Fig. 4 mit synchronisierten Getrieben verbunden werden kann.

Fig. 7 zeigt eine modifizierte Ausführung der Drehmomentwandler nach Fi g. 3 oder 4, wie sie z. B.

Tür kratzende bzw. schabende Erdbewegungsfahrzeuge und Schauffellader geeignet ist. Wenn eine auf der Sekundärseite angeordnete Kupplung gelöst ist, wirkt die Verbindung der Pumpe wie eine Art Freilauf mit dem Unterschied, daß der gesamte Wirksamkeitsbereich des Drehmomentwandlers bis zum Drehzahlverhältnis 1:1 ausgenutzt werden kann, wobei innerhalb dieses Whksamke^;?sbereiches der Wirkungsgrad des in Rede stehenden Schaufelsystems zwischen 60 und 70% liegt. Dies bedeutet eine bessere Ausnut zung des Drehmomentwandlers als bei Verwendung eines Leitrades mit Freilauf. Wenn dieses Getriebe noch mit einer vom Fahrer zu bedienenden Trennkupplung kombiniert wird, kann es vorzugsweise auch zusammen mit einem synchronisierten Getriebe beispielsweise in einem als Kipper bezeichneten Fahrzeug verwendet werden.

Hierzu 4 Blatt Zeichnungen

Claims

Patentansprüche:

1. Getriebe mit hydrodynamischem Drehmonentwandler mit vom Antriebsmotor getricbe-■em, rotierenden Wandlergehäuse, Pumpenrad, Turbine und Leitrad, wobei zwischen Wandlergehäuse und Pumpenrad eine hydraulisch etnriickbare Reibungskupplung vorgesehen ist, dadurch gekennzeichnet, daß das Pumpe ι irad (4) im Wandlergehäuse (2) zwischen einer ersten, das Pumpenrad mit dem Wandlergehäuse verbindenden Stellung und einer zweiten vom WancBergehäuse (2) gelösten und relativ zu diesem, der Turbine (18) und dem Leitrad (12,14) frei drehbaren Stellung axial verschieblicb ist, indem das Pumpenrad als ein zweiseitig mit Druck beaufschlagbarer Servokolben ausgebildet und durch Umkehr der resultierenden Druckrichtung zwischen den Stellungen umsteuerbar ist.

2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Umkehr der resultiererden Druckrichtung mit Hilfe eines Steuerventils (802, 902) vorgenommen wird, welches in einer lage Druckflüssigkeit zu der einen Seite des Servokolbens führt und die andere Seite des Servokolbens mit einem ölablauf verbindet und in einer zweiten Lage der anderen Seite des Servokolbens Druzköl tuführt und die erste Seite mit dem ölablauf verbindet.

3. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibungskupplung aus einei mit dem Wandlergehäuse (2) fest verbundenen Reibfläche und einer mit dieser zusammenwirkenden, mit dem Pumpenrad fest verbundenen Reibflache besteht.

4. Getriebe nach Anspiuch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibflächen konisch sind.

5. Getriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibflächen ein Teil der Dichtung am Servokolben (4) sind.

6. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibungskupplung eine Reibscheibenkupplung ist.

7. Getriebe nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibscheiben mit Nuten versehensind und das hindurchströmende öl die areinander gleitenden Reibscheiben kühlt.

8. Getriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Pumpenrad eine Leitungsverbindung (205) zwischen der Arbeitskammer (210) des Drehmomentwandlers und dem Raum (212) zwischen dem Pumpenrad und dem rotierenden Gehäuse (2) aufweist und in der Leitungsverbindung (205) ein bei einer bestimmten Druckdifferenz in Richtung von der Arbeitskammer zur gegenüberliegenden Seite des Pumpenrades öffnendes Ventil (204, 304) angeordnet ist.

9. Getriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Pumpenrad (4) axial jenseits der zweiten gelösten Stellung eine dritte Stellung einnehmen kann, in der es eine mit der Turbinenwelle (424) verbundene Reibscheibe (442) mit Reibflächen (448) des Wandlcrgehäuses in Eingriff bringt und die zweite, gelöste Stellung durch im wesentlichen gleich große Drücke auf beiden Seiten des Pumpenrades erreichbar ist.

10. Getriebe nach Anspruch 9, gekennzeichnet durch ein bei einer bestimmten Druckdifferenz alteraativ in der einen oder der anderen Richtung zu öffnendes Ventil (432) in der Leitungsverbindung (205) durch das Pumpenrad (402).

11. Getriebe nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, daß das Ventil (432) mit einer

ίο vorgespannten Tellerfeder ausgestattet ist.

12. Getriebe nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß das Pumpenrad (402) durch ein vorgespanntes Federglied (420) in der gelösten Stellung gehalten ist.

13. Getriebe nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß zur Verschiebung des Pumpenrades (402) die Druckflüssigkeitszufuhr alternativ oder gleichzeitig über zwei auf gegenüberliegenden Seiten des Pumpenrades mündende Kanäle (46,48; 50, 52, 54, 56) mittels eines Fünf-Wege-Drei-Stellungen-Steuerventils (802) steuerbar ist, welches durch Federn zur neutralen Stellung mit beidseitiger Druckflüssigkeitszufuhr hin vorbelastet ist.

14. Getriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Leitrad in bekannter Weise zwischen einem Leitschaufelkranz (12) und einer feststehenden Nabe (450) einen in einer Drehrichtung sperrenden Freilauf (452, 454, 456) aufweist.

15. Getriebe nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß das Leitrad zwischen der Nabe und dem Leitschaufelkranz scheibenförmig aui gebildet und der Freilauf in diesem Bereich angeordnet ist.

16. Getriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der hydrodynamische Drehmomentwandler in bekannter Weise mit einem nur bei gelöstem Pumpenrad (202,302,402) schaltbaren Umkehrgetriebe (504 bis 518; 620) verbunden ist.

17. Getriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der hydrodynamische Drehmomentwandler mit einem synchronisierten Schaltgetriebe (622) verbunden ist, und die Pumpenscheibe (202,302,402) durch einen zu Beginn eines Schaltvorganges erzeugten Steuerimpuls vom Gehäuse (2) lösbar ist.