DE2502309A1

DE2502309A1 - Regelbares zweiwege-getriebe

Info

Publication number: DE2502309A1
Application number: DE19752502309
Authority: DE
Inventors: Barry Lewis Frost
Original assignee: Clark Equipment Co
Current assignee: Doosan Bobcat North America Inc
Priority date: 1974-01-21
Filing date: 1975-01-21
Publication date: 1975-07-24
Also published as: GB1490411A; BR7500296A; US3918325A; DE2502309C2; AU7689274A; JPS50102764A; JPS5842388B2; BE824387A; SE406966B; IT1028484B; CA1002785A; SU618062A3; FR2258572B1; SE7500599L; FR2258572A1

Description

Patentanwälte DIpL-lng. E. Eder 9 ς Γ) 9 Yn Q Dipl.-Ing. K. Schieschke Δ Ό U C O U 3

8München40, Elisabe:hstraße34

CLARK EQUIPMENT COMPANY Buchanan, Mich.
U.S.A.

Regelbares Zweiwege-Getriebe

Die Erfindung bezieht sich auf ein regelbares Zweiwege-Getriebe, mit zwei stufenlos regelbaren Drehzahlbereichen und einem weiten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung, einem Antrieb zur Zuführung der Eingangsleistung, einem Endabtrieb, zwei Vorgelegen zur wechselweisen Kupplung des Antriebs mit dem Abtrieb, wobei die Vorgelege zwei Gangbereiche unterschiedlicher Übersetzung einschließen und einen der zwei Übertragungswege in jedem Gangbereich bilden, wobei jedes Vorgelege ein Planetengetriebe einschließt und ein Satz Planetenräder eines ersten Planetengetriebes des einen Vorgeleges und ein Satz Planetenräder eines zweiten Planetengetriebes des zweiten Vorgeleges ineinandergreifen und beide Planetenradsätze einen gemeinsamen Planetenradträger haben, wobei der Antrieb treibend mit den Planetenradsätzen des ersten und zweiten Planetengetriebes über ein erstes bzw. ein zweites äußeres Zentralrad verbindbar ist und der gemeinsame Planetenradträger als Abtriebsorgan der zwei Vorgelege mit dem Abtrieb treibend verbunden ist, ein inneres Zentralrad mit dem Planetenradsatz des ersten Planetengetriebes kämmt und eine Reaktionswelle mit dem inneren Zentralrad verbunden ist.

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Ein Planetengetriebe der vorgenannten Art ist bereits bekannt (US-PS Re 27 307, Fig. 10 und 11.) Dieses bekannte Planetengetriebe wird kombiniert mit einem hydraulischen Pumpe-Motorkreis verwendet, wobei wahlweise betätigbare Kupplungs- und Bremsvorrichtungen vorgesehen sind, zur Steuerung der Verbindung des abtreibenden Planetengetriebes, wobei die beiden hydraulischen Organe des hydraulischen Getriebeabschnittes ständig treibend mit einem Teil der Antriebsvorrichtung bzw. einem Teil des abtreibenden Planetengetriebes verbunden ist.

Weiterhin sind stufenlos regelbare Getriebe rein hydrostatischer Art bekannt, welche jedoch auf Anwendungsbereiche beschränkt sind, bei denen große Kraftverluste zugunsten verbesserter Regelung des Übersetzungsverhältnisses tragbar sind. Hydromechanische Getriebe ermöglichen die Regelungsvorteile eines hydrostatischen Getriebes; aber aufgrund der Tatsache, daß die Kraft der Antriebsmaschine über die hydraulischen Einheiten nur teilweise übertragen wird, überwinden hydromechanische Getriebe die durch übermäßige Kraftverluste gesetzte Leistungsbegrenzung. Es ist lediglich vom hydraulischen zu übertragenden prozentualen Kraftanteil abhängig, bis zu welchem Grad die hydromechanisehen Getriebe diese Aufgabe erfüllen können.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein wirtschaftlich herstellbares, stufenlos regelbares Getriebe zu schaffen, insbesondere ein regelbares Zweiwege-Getriebe mit zwei stufenlos regelbaren Drehzahlbereichen und einem weiten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß eine Vorrichtung vorgesehen ist, zur Verbindung der Reaktionswelle mit dem Antrieb über eine Drehzahlregelvorrichtung, welche der andere der zwei Übertragungswege in jedem Gangbereich ist und eine zur Geschwindigkeit des Antriebs proportionaler Geschwindigkeit der einen und eine regelbare Geschwindigkeit der jeweils anderen von Abtriebswelle bzw. Reaktionswelle mitteilt,

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wobei die über die Drehzahlregelvorrichtung übertragbare maximale Leistung im wesentlichen die Gleichung

Max.HP = HP χ VSD E

1/4 (Y (4x Max. HP_mn_ - 1) -1)

TCOR

erfüllt, daß das Ende des Gangbereiches des einen Vorgeleges den Anfang des Gangbereiches des anderen Vorgeleges überlagert und daß Vorrichtungen vorgesehen sind zur wechselweisen Verbindung und Trennung der Vorgelege, mit bzw. von der Antriebsvorrichtung an den überlagerten Enden der Gangbereiche, wobei im einen Gangbereich bei einer Abtriebsgeschwindigkeit Null Rückgewinnung erfolgt.

Die Erfindung sieht hierbei eine minimale hydraulische Kraftübertragung vor und vermeidet dabei gleichzeitig übermäßigen Konstruktionsaufwand, sowie übermäßige Drehzahlen oder Lasten in den Getrieben. Ein wesentlicher Vorteil der Erfindung liegt in der Herabsetzung des Leistungseckwertes der hydraulischen Einheiten auf einen im wesentlichen kleinstmöglichen Betrag. Als Leistungseckwert wird die maximale Leistung bezeichnet, die eine hydraulische Einheit übertragen könnte, wenn sie sowohl bei maximalem Drehmoment als auch maximaler Geschwindigkeit laufen würde. Diese Bedindungen bestimmen die Größe der hydraulischen Einheiten und durch Herabsetzung der Leistungseckwerte lassen sich auch Größe und Gewicht der hydraulischen Einheiten entsprechend herabsetzen.

Das Getriebe nach der Erfindung besitzt eine stufenlose Drehzahlregelung von Ausgangsleistung Null bis maximaler Ausgangsleistung, ermöglicht dabei aber auch einen breiten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung, d.h. daß das Verhältnis des maximalen Drehmoments, welches es bei voller Leistung entwickelt, zum minimalen Drehmoment bei voller Leistung sehr groß ist, z. B. von ca. 2 zu 1 ausgehend bis zu 40 zu 1 und darüber.

Das Getriebe nach der Erfindung ist vorzugweise als hydromechanisches Zweigang-Getriebe ausgebildet, d.h. mit einem mechanischen übertragungsweg und einem hydraulischen übertragungsweg

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in jedem seiner zwei Drehzahlbereiche. Der mechanische Übertragungsweg nach der Erfindung verwendet zwei kombinierte Sätze Planetenräder, welche auf einem gemeinsamen Planetenradträger angeordnet sind und miteinander kämmen. Außerdem kämmt jeder Satz Planetenräder mit einem getrennten Antriebsorgan, insbesondere mit zwei verschiedenen äußeren Zentralrädern, wobei der eine Satz Planetenräder mit einem inneren Zentralrad oder Reaktionsglied kämmt. Der gemeinsame Planetenradträger ist das Abtriebsorgan für beide Planetenradsätze und ist treibend mit einer Abtriebswelle verbunden.

Die bekannte Konstruktion nach der vorgenannten US-PS Re 27 scheint zwar auf den ersten Blick der Konstruktion nach der Erfindung ähnlich zu sein; bei der bekannten Getriebekonstruktion wirken aber in der ersten Arbeitsphase bzw. im ersten Drehzahlbereich die hydraulische Pumpe und Motoranordnung als einfacher Kreis, wobei der Motor die Abtriebsvorrichtung über das Untersetzungsverhältnis des abtreibenden Planetengetriebes treibt. Im ersten Drehzahlbereich bzw. Langsamlauf arbeitet also das bekannte Getriebe nicht hydromechanisch, d.h. es weist keinen Zweiwegekraftverlauf auf, sondern nur einen einzigen hydraulischen oder hydrostatischen übertragungsweg. Im Gegensatz hierzu verwendet das Getriebe nach der Erfindung einen Zweiwege-Kraftverlauf in beiden Drehzahlbereichen.

Bei Prüfung von bestimmten Funktionskennzeichen des bekannten Getriebes bzw. deren Kurvenbilder (US-PS Re 27 307, Fig.12 bis 14), ergibt sich, daß das abtreibende Übersetzungsverhältnis im Schnellauf zwischen 0,44 (Synchronschaltpunkt) und 1,2 wirkt, während der Langsamlauf von Rücklauf 0,44 auf Vorlauf 0,44 (Schaltpunkt) arbeitet. Würde man statt der Bremse zur Steuerung des äußeren Zentralrades für den Langsamlauf (Fig. 10) eine Kupplung verwenden, dann wurden drei Bedingungen auftreten, welche eine abgewandelte Ausführungsform untauglich machen.

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Diese Bedingungen sind:

1. Da das äußere Zentralrad für den Langsamlauf etwas größer sein muß als das äußere Zentralrad für den Schnellauf, würde das erreichbare niedrige Übersetzungsverhältnis im Vorlauf ca. 0,1 betragen und der Abtrieb wäre nicht nur nicht rückgewinnbar, bei einer Abtriebsgeschwindigkeit gleich Null, sondern der Abtrieb wäre zugleich nicht umkehrbar.

2. Die Synchronschaltstelle 0,44 des bekannten Getriebes läßt sich nicht erreichen, wenn der Langsamlauf bei einer Abtriebsgeschwindigkeit Null rückgewinnbar sein muß.

3. Die Hydraulik wäre äußerst unausgeglichen angesichts der in dem einen Drehzahlbereich erforderlichen größeren hydraulischen Einheiten, wobei diese Unausgeglichenheit zu einem Verlust der Regelbarkeit bei Überlastung der kleineren hydraulischen Einheiten führen würde.

Es dürfte also verständlich sein, daß eine derart abgewandelte Konstruktion nicht ausgeglichen und im wesentlichen untauglich ist, daß jegliche Regelung des Übersetzungsverhältnisses verlorengeht, wenn im Schnellauf unter hohem Druck stehendes öl in die Wanne des Getriebes überläuft, d.h. die Leistung ist aufgrund des begrenzten maximalen Drucks der Hydraulik wesentlich eingeschränkt.

Wesentlicher Vorteil der Erfindung ist daher, daß sie bessere Möglichkeiten bietet, die Konstruktion optimal abzustimmen, auszugleichen und zu erweitern unter Verwendung einer Kupplung für den Langsamlauf und durch Rückgewinnung bei Abtriebsgeschwindigkeit Null.

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Im. Gegensatz zu bekannten Anordnungen bringt das Getriebe nach der Erfindung folgende wesentliche Verbesserungen:

1. Es arbeitet als Zweiwege-System, sowohl im Schnellauf .als auch im Langsamlauf,

2. es wirkt bei Leistungsabgabe Null rückgewinnend, d. h.

im Langsamlauf hat das Getriebe ein Abtriebsvermögen Null bei gleichzeitiger Drehung von Antrieb und Reaktionsglied.

3. Die Drehzahlregelvorrichtung wird in beiden Gangbereichen bis zu ihrem konstrunktionsmäßig maximalen Leistungsvermögen ausgenutzt; selbst bei Abtrieb Null arbeitet die Drehzahlregelvorrichtung mit nahezu maximaler Geschwindigkeit.

4. Das maximale Leistungsvermögen ist in jedem Gang im wesentlichen gleich.

5. Die beiden Gangbereiche sind miteinander verbunden, wobei der Schnellauf eine Portsetzung des Langsamlaufes ist.

6. Die Geschwindigkeiten des Reaktionsgliedes erreichen sowohl am Umfang als auch am Ende jedes Gangbereiches den maximalen Wert.

7. Die geometrischen Größen der Planetengetriebe lassen sich so wählen, daß die maximal auf das Reaktionsglied wirkende Drehkraft bei niedrigster Drehzahl in beiden Gangarten die gleiche ist.

8. Durch Erfüllung der Formel gemäß kennzeichnenden Teil des Hauptanspruches verwendet das Getriebe eine kleinstmögliche Drehzahlregelvorrichtung, welche die innerhalb eines Zweigang, Zweiwege-Getriebes rückgewonnene maximale Leistung über tragen kann.

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9. Durch Erfüllung weiterer Formeln ermöglicht das Getriebe den breitestmöglichen Bereich einer konstanten Gesamtausgangsleistung für jedes bekannte Zweiwege-Getriebe.

Vom Stand der Technik unterscheidet sich das Getriebe nach der Erfindung in vielen Punkten. Zunächst sieht das Getriebe nach der Erfindung einen Zweiwege-Kraftverlauf in jedem der zwei Drehzahl bzw. Gangbereiche vor im Gegensatz zu nur einem übertragungsweg im hydrostatischen Langsamlauf bei dem bekannten Getriebe.

Zweitens erfolgt bei dem Getriebe nach der Erfindung bei einer Abtriebsgeschwindigkeit Null Rückgewinnung, d.h. im Langsamlauf besitzt das Getriebe nach der Erfindung Abtriebsvermögen Nulljbei Drehung der Antriebs- und Re akt ions organe. Die Abtriebsgeschwindigkeit ist also immer Null, wenn die Drehzahlregelvorrichtung das innere Zentralrad bei dessen maximaler Geschwindigkeit in entgegengesetzte Drehung versetzt.

Dieses Merkmal läßt sich mit bekannten Konstruktionen nicht erreichen, gestattet aber andererseits die Anwendung einer wesentlich kleineren Drehzahlregelvorrichtung bei dem Getriebe nach der Erfindung im Verhältnis zu gegenwärtig bekannten Getrieben mit äquivalenten Ausgangsleistungs-Kennzeichen.

Drittens läßt sich die Drehzahlregelvorrichtung nach der Erfindung bis auf ihr maximales Leistungsvermögen in beiden Drehzahlbereichen ausnutzen; selbst bei einem Abtrieb Null des Getriebe es arbeitet die Drehzahlregelvorrichtung mit nahezu maximaler Drehzahl. > -

Viertens ist, ebenfalls im Gegensatz zum bekannten Getriebe, das maximale Drehmoment des Getriebes nach der Erfindung in jedem Drehzahlbereich gleich. Dies heißt, daß die geometrischen Abmessungen der Planetenorgane jeden Planetengetriebes optimal

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abgestimmt sind, so daß für einen gewünschten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung die Höhe des auf die Drehzahlrege Ivor richtung wirkenden maximalen Drucks und maximalen Drehmoments in jedem der beiden Drehzahlbereiche im wesentlichen gleich ist.

Auch dieses Merkmal wird durch den Stand der Technik nicht gelehrt. Außerdem sind die geometrischen Abmessungen der Planetenorgane in jedem der Planetengetriebe derart optimal aufeinander abgestimmt, daß für den gewünschten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung die veränderliche Geschwindigkeit der Drehzahlregelvorrichtung bei einer Abtriebsgeschwindigkeit Null, an den überlagernden Enden der Drehzahlbereiche und bei maximaler Abtriebsdrehzahl des Getriebes im wesentlichen gleich ist.

Das Ende des Drehzahlbereiches des einen Vorgeleges überlagert den Anfang des Drehzahlbereiches des anderen Vorgeleges und die Vorgelege werden an den überlagernden Enden der Drehzahlbereiche wechselweise mit der Antriebsvorrichtung verbunden bzw. von dieser getrennt. Somit wird wechselweise Kraft von jedem der Vorgelege zum Antrieb der Abtriebsvorrichtung über die beiden Drehzahlbereiche übertragen, wobei im einen Drehzahlbereich bei einer Abtriebsgeschwindigkeit Null Rückgewinnung stattfindet.

Die Drehzahlregelvorrichtung ist im wesentlichen in Form zweier getrennter hydraulischer Einheiten vorgesehen, wobei die eine als Motor-Pumpe und die andere als Pumpe-Motor und umgekehrt wirkt.

Die geometrischen Abmessungen der Planetenorgane in jedem Planetengetriebe werden optimal derart abgestimmt, daß für den gewünschten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung die Höhe des auf die Drehzahlregelvorrichtung aufgebrachten maximalen Druckes und maximalen Drehmoments in jedem der beiden Drehzahlbereiche im wesentlichen gleich ist.

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Die geometrischen Abmessungen der Planetenorgane jeden Planetengetriebes werden außerdem derart optimal abgestimmt, daß für den gewünschten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung die regelbare Geschwindigkeit der Drehzahlvorrichtung bei einer Abtriebsgeschwindigkeit Null an den überlagernden Enden der Drehzahlbereiche und bei maximaler Abtriebsgeschwindigkeit des Getriebes im wesentlichen gleich ist.

Die Bereiche der konstanten Gesamtausgangsleistung des Getriebes erstrecken sich vorzugsweise von ca. 2:1 bis zu 40:1 und darüber. Außerdem liegen die Übersetzungsverhältnisse von innerem und äußeren Zentralrad in jedem der Planetengetriebe nach Fig. .1 und 3 vorzugsweise in der Größenordnung von ca. 0,27 bis ca. 0,60.

Die nachstehende Beschreibung enthält eine Formel (II),zur Berechnung des Bereiches konstanter Gesamtausgangsleistung, für bekannte Werte der Eingangsleistung und der Leistung der Drehzahlregelvorrichtung.

Außerdem gibt sie eine Liste von Werten und Faktoren wieder, welche zur Entwicklung eines optimal abgestimmten und funktionsfähigen Getriebes bekannt sein und/oder abgeleitet werden müssen.

Die Erfindung wird nachfolgend anhand des in den Zeichnungen dargestellten Ausführungsbeispiels näher erläutert.

In der Zeichnung zeigen:

Fig. 1 einen teilweise schematischen Schnitt durch ein Zweiwege-Getriebe mit weitem Regelbereich nach der Erfindung;

Fig. 2 ein Kurvenbild zur Veranschaulichung bestimmter Betriebseigenschaften des Getriebes nach Fig.1;

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Fig. 3 eine schematische Darstellung des Zusammenwirkens zwischen den beiden Planetengetriebeanordnungen und der Drehzahlregelvorrichtung nach Fig.1

Fig. 4 ein räumliches Kurvenbild zur Bestimmung einer ausgeglichenen Konstruktion für das Getriebe nach der Erfindung.

Fig. 1 zeigt ein regelbares Zweiwege-Getriebe 10 mit zwei stufenlos regelbaren Drehzahlbereichen und einem weiten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung. Das Zweiwege-Getriebe 10 weist eine Antriebswelle 12 auf, welche von einem (nicht näher dargestellten) Kraftantrieb, z.B. einem Verbrennungsmotor, einem Elektromotor oder einer anderen Kraftquelle, auf ein auf der Antriebswelle 12 sitzendes Zahnrad 14 Kraft überträgt. Die Welle 12 treibt auch eine oder mehrere bekannte Hilfspumpen 16 an, welche zur Druckflüssigkeitsversorgung für die Betätigung der verschiedenen hydraulischen Kupplungen, Steuerungen und Schmierfunktionen des Getriebes 10 dienen. Das Zahnrad 14 kämmt mit einem auf einer Zwischen- oder Kupplungswelle 20 befestigten Zahnrad 18. Nahe dem Rad 18 ist auf der Nebenwelle 20 drehbar ein weiteres Zahnrad 22 angeordnet, und im Abstand zu diesem ist ein Zahnrad 24 ebenfalls drehbar auf der Nebenwelle 20 vorgesehen. Das Rad 22 ist mittels einer ersten Kupplung 26 das Zahnrad 24 über eine zweite Kupplung 28 mit der Welle 20 jeweils zur gemeinsamen Drehung verbindbar. Die Kupplungen 26 und 28 sind in Tandemanordnung vorgesehen, wobei es sich um hydraulisch betätigte Mehrscheiben-Kupplungen, Zahnkupplungen oder Reibungskupplungen bekannter Bauart handeln kann. Das Zahnrad 18 kämmt mit einem Zahnrad 30, welches zur besseren Veranschaulichung aus seiner wahren Stellung versetzt dargestellt ist.

Das Zahnrad 30 ist auf einer Lagerwelle 32 befestigt, welche treibend mit dem ersten versetzt aus seiner eigentlichen Lage dargestellten Abschnitt 34 der Drehzahlregelvorrichtung 33 verbunden ist., welche über einen zweiten Abschnitt 38 treibend

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mit einer Haupt- oder Reaktionswelle 40 gekuppelt ist. Die Drehzahlregelvorrichtung 33 teilt im wesentlichen eine der Geschwindigkeit des Kraftantriebes proportionale Geschwindigkeit der einen und eine regelbare Geschwindigkeit der jeweils anderen der beiden Wellen 32 und 40, je nach Erfordernis, mit, um die nachstehend ausgeführte Arbeitsweise des Getriebes 10 zu ermöglichen.

E-in Zweiwege-Getriebe kann, wie schon der Name sagt, als ein Getriebe mit zwei getrennten Kraftübertragungswegen bezeichnet werden, wobei die bevorzugte Ausführungsform des Getriebes 10 hydro-mechanisch ausgebildet ist, d.h. mit einem mechanischen Kraftübertragungsweg und einem hydraulischen Kraftübertragungsweg in jedem seiner beiden Drehzahlbereiche.

Beispielshalber kann der erste Abschnitt 34 der Drehzahlregelvorrichtung 33 eine Motor-Pumpe-Konstruktion sein, vorzugsweise eine hydraulische Einheit mit veränderlichem Hub. Der zweite Abschnitt 38 der Drehzahlregelvorrichtung 33 kann eine-Pumpe-Motor-Konstruktion sein, vorzugsweise eine hydraulische Einheit mit konstantem Hub. Sind die Abschnitte 34 und 38 als hydraulische Einheiten ausgebildet, so sind diese hydraulisch über die Leitungen 35 und 37 eines Verteilersystems 36 miteinander verbunden. Statt einer hydraulischen Einrichtung kann die Drehzahlregelvorrichtung 33 z.B. auch durch Zugkraft betätigbare Regelvorrichtung ausgebildet sein. Zum besseren Verständnis ist das Zweiwege-Getriebe 10 als hydro-mechanische Vorrichtung beschrieben; es kann aber selbstverständlich anders ausgebildet sein.

Auf der Hauptwelle 40 ist an dem dem zweiten Abschnitt 38 der Drehzahtegelvorrichtung 33 abgewandten Ende ein inneres Zentralrad oder Reaktionsrad 44 befestigt, welches auch einstükkig mit der Welle ausgebildet sein kann. Dieses innere Zentralrad 44, welches ein Bestandteil eines ersten bzw. Langsamlauf-Planetengetriebes 42 ist,izu dem Planetenräder 46, ein Plane-

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tenradträger 50 und ein äußeres Zentralrad 52 gehören,) kämmt mit einer Anzahl erster Planetenräder 46 (wovon nur eines dargestellt ist), welche auf Bolzen 48 eines Planetenradträgers 50 sitzen. Diese ersten Planetenräder 46 kämmen wiederum mit einem ersten äußeren Zentralrad 52, dessen Außenfläche mit einem Zahnkranzabschnitt 54 ausgebildet ist, der ständig mit dem auf der Welle 20 angeordneten Zahnrad 24 kämmt. Die Räder 46 des eiäien Planetengetriebes kämmen außerdem mit einer Anzahl zweiter Planetenräder 56 (wovon nur eines dargestellt ist) , welche drehbar auf den Bolzen 58 des Planetenradträgers 50 angeordnet sind. Die zweiten Planetenräder 56 kämmen mit einem zweiten äußeren Zentralrad 60. Das innere Zentralrad 44, die Planetenräder 46 und 56, der Planetenradträger 50 und das äußere Zentralrad 60 bilden gemeinsam ein zweites Planetengetriebe für den oberen Drehzahl- bzw. Schnelligkeitsbereich. Mit dem zweiten äußeren Zentralrad 60 verbunden oder einstückig ausgebildet ist ein äußerer Zahnkranz 62, welcher ständig mit dem Zahnrad 22 auf der Welle 20 kämmt. Der Planetenradträger 50 ist mit der Abtriebswelle 64 verbunden oder einstückig mit dieser ■ ausgebildet, wobei die Abtriebswelle 64 zur Welle 40 koaxial angeordnet ist. Fig. 3 zeigt in schematischer Darstellung das Zusammenwirken zwischen den beiden Planetengetrieben und der Drehzahlregelvorrichtung 33. Die kombinierten Planetengetriebe 42 und'66 bilden den einen und die Drehzahlregelvorrichtung 33 den anderen der beiden Übertragungswege.

Wie ersichtlich, ist die Antriebswelle 12 mit dem ersten Abschnitt 34 der Drehzahlregelvorrichtung 33 mittels eines Vorgeleges 14, 80 und 30 gekoppelt.

Der zweite Abschnitt 38 der Drehzahlregelvorrichtung 33, welcher treibend mit dem ersten Abschnitt 34 verbunden ist, ist wiederum mit dem inneren Zentralrad 44 auf der Welle 40 verbunden. Wie erwähnt, sind der erste und zweite Abschnitt 34 und 48 vorzugsweise hydraulische Einheiten, welche hydraulisch über ein Verteilersystem 36 miteinander verbunden sind, wobei der Abschnitt 34 als Pumpe wirkt, während der Abschnitt 38 als Motor wirkt und umgekehrt, der Abschnitt 3 8 als Pumpe wirkt,

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wenn der Abschnitt 34 als iBüor wirkt. Die Abschnitte 34 und 38 regulieren das auf die Welle 40 von den Planetengetrieben 42 und 66 über das als Reaktionsglied wirkende innere Zentralrad 44 übertragene Drehmoment.

Wie ersichtlich, wird das erste äußere Zentralrad 52 von der Antriebswelle 12 über das Vorgelege 14, 18, 24 (bei eingerückter Kupplung 28) und 54 getrieben. Das zweite äußere Zentralrad 60 wird von der Antriebswelle 12 über das Vorgelege 14, 18, 22 (bei eingerückter Kupplung 26) und 62 angetrieben.

Das Getriebe 10 arbeitet wie nachstehend beschrieben: Null-Leistung, d.h. Stillstand von Abtriebswelle 64 und Planetenradträger 50 wird erreicht, wenn die Kupplung 28 (Langsambereich) eingerückt wird, so daß das Antriebsrad 14 das erste äußere Zentralrad 62 (über das Vorgelege 18, 24 und 54) mit vorbestimmter Drehzahl in Drehung versetzt, wobei die Drehzahl natürlich auf den Übersetzungsverhältnissen der beteiligten Räder beruht. Gleichzeitig wird das innere Zentralrad 44 (Fig.2 Punkt A) in eine der Drehrichtung des ersten äußeren Zentralrades 52 entgegengesetzten Richtung gedreht, so daß die Geschwindigkeit am Teilkreis des inneren Zentralrades 44 im wesentlichen gleich der Geschwindigkeit am Teilkreis des ersten äußeren Zentralrades 52 ist, so daß der Planetenradträger 50 still steht. Dabei rotieren die ersten Planetenräder 46 auf den Planetenradbolzen 48 um ihren Mittelpunkt und da sich der Planetenradträger 50 nicht bewegt, erfolgt kein Abtrieb. Da gleichzeitig das innere Zentralrad 44 iri der zum äußeren Zentralrad 52 entgegengesetzten Richtung getrieben wird, wirkt der Abschnitt 38 als Pumpe, während der Abschnitt 34 als Motor wirkt und es erfolgt eine Rückgewinnung. Mit "Rückgewinnung" ist gemeint, daß die Drehzahlregelvorrichtung 33 dem Planetengetriebe 42 Kraft wieder zurückführt, und die innerhalb des Planetengetriebes 42 erzeugte Leistung zu diesem Zeitpunkt der Leistung der Antriebsmaschine plus der von der Drehzahlregelvorrichtung 33 erzeugten Leistung entspricht.

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Bei Weiterdrehung des ersten äußeren Zentralrades 52 bei eingerückter Langsamlauf-Kupplung 28 und damit allmählicher Abnahme der Geschwindigkeit am Teilkreis des inneren Zentralrades 44 wirkt das innere Zentralrad 44 als Reaktionsglied und der Planetenradträger 50 beginnt zu drehen, wobei seine Geschwindigkeit mit der Abnahme der Drehgeschwindigkeit des inneren Zentralrades 44 zunimmt. Selbstverständlich beruht die Geschwindigkeit des Planetenradträger s 50 auf den geometrischen Abmessungen der einzelnen Teile des Planetengetriebes 42; Sobald das innere Zentralfad 44 zum Stillstand kommt (Fig. 2, Punkt B), wirkt es nur mehr als reines Reaktionsglied und da sich zu diesem Zeitpunkt die Hubwirkung des Abschnittes 34 auf nahezu Null verringert hat und die rückgewonnene Leistung nicht mehr gegeben ist, arbeitet das Getriebe 10 als normales mechanisches System.

Sobald das innere Zentralrad 44 (über Abschnitte 34 und 38) in derselben Richtung wie das erste äußere Zentralrad 52 getrieben wird, nimmt die Geschwindigkeit des Planetenträgers 50 und der Antriebswelle 64 entsprechend der wachsenden Drehzahl des inneren Zentralrades 44 zu. Die maximale Abtriebsgeschwindigkeit bei Betrieb im Langsamlauf wird erreicht, sobald das innere Zentralrad 44 sich mit maximaler oder fast maximaler Geschwindigkeit in derselben Richtung dreht wie das äußere Zentralrad 52 (sh. Fig. 2, Punkt C), wobei das äußere Zentralrad 52, das innere Zentralrad 44 und der Planetenradträger 50 alle in gemeinsamer Drehrichtung rotieren. Zu diesem Zeitpunkt arbeitet das Getriebe 10 als Verzweigungsgetriebe, d.h. die übertragene Leistung wird zwischen dem mechanischen System und dem regelbaren Systen, d.h. dem Planetengetriebe 42 und der Drehzahlregelvorrichtung 33 verzweigt, wobei der Abschnitt 34 als Pumpe und der Abschnitt 3 8 als Motor wirkt.

Da, wie ersichtlich, bei Betrieb die ersten Ritzel bzw. Planetenräder 46 mit den zweiten Ritzeln bzw. Planetenrädern

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56 kämmen, dreht das zweite äußere Zentralrad 60 frei, und versetzt auch die Räder 62 und 22 in Drehung. Bei Höchstgeschwindigkeit im Langsamlauf rotieren die Kupplung 28 (Langsamlauf ) und die Trommel der Kupplung 26 (Schnellauf) mit derselben Geschwindigkeit wie das Rad 22. Daher läßt sich die Schnellauf-Kupplung 26 eindrücken, um das Rad 22 zur gemeinsamen Drehung mit der Welle 20 zu verbinden, um eine kontinuierliche veränderliche Abtriebsgeschwindigkeit beim Übergang zwischen zwei Gangbereichen zu erreichen, müssen selbstverständlich die Geschwindigkeiten der in Eingriff zu bringenden Glieder vor ihrem Eingriff sehr eng synchronisiert sein.

Nach erfolgtem Einrücken der Schnellaufkupplung 26 wird die Langsam-Kupplung 28 ausgerückt und die Antriebswelle 12 treibt nun das zweite äußere Zentralrad 60 (und damit das Planetengetriebe 66) über das Vorgelege 14, 18, 22 und 62. Im Schnelllaufbetrieb ist die Abtriebsgeschwindigkeit am geringsten, wenn sich das innere Zentralrad 44 mit Höchstgeschwindigkeit (sh. Punkt C in Fig. 2) in derselben Richtung wie das zweite äußere Zentralrad 60 dreht. Dabei nimmt das Getriebe 10 wieder seine Wirkungsweise als Rückgewinnungssystem auf, wobei das innere Zentralrad 44 wieder Kraft auf die Welle 20 über die Abschnitte 38 und 34 zurücküberträgt, wobei ersterer als Pumpe und letzterer als Motor wirkt.

Die Drehgeschwindigkeit der Abtriebswelle 64 läßt sich fortschreitend erhöhen durch fortschreitende Herabsetzung der Geschwindigkeit des inneren Zentralrades 44 bis zum Stillstand (Fig. 2, Punkt D). Sobald das innere Zentralrad 44 stillsteht, wirkt es wieder als reines Reaktionsglied, da sich die Hubwirkung des Abschnittes 34 bis nahe Null verringert und das Getriebe 10 wieder als rein mechanisches System arbeitet.

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Daraufhin erzeugt der fortschreitend erhöhte Antrieb des inneren Zentralrades 44 in einer zur Drehung des zweiten äußeren Zentralrades 60 entgegengesetzten Richtung eine fortschreitend anwachsende Antriebsgeschwindigkeit der Antriebswelle 64, wobei die höchste Abtriebsgeschwindigkext erreicht wird, sobald das innere Zentralrad 44 mit Höchstgeschwindigkeit (sh. Punkt E in Fig. 2) entgegengesetzt zur Drehungsrichtung des zweiten äußeren Zentralrades 60 dreht. Da das innere Zentralrad 44 in entgegengesetzter Richtung zum äußren Zentralrad 60 getrieben wird, wirkt der Abschnitt 34 als Pumpe und der Abschnitt 38 als Motor, wobei das Getriebe 10 wieder als Verzweigungs-Getriebe wirkt.

Das Getriebe 10 kann als an den Antrieb gekoppeltes System verstanden werden, wobei das auf die Organe der Planetengetriebe 42 und 66 wirkende Drehmoment immer direkt proportional zu dem auf die Abtriebswelle 64 wirkenden Drehmoment ist. Die Größe des auf jedes Element wirkenden Drehmoments beruht auf seinem Verhältnis bzw. seinen geometrischen Abmessungen in Bezug auf die anderen in jedem Gangbereich belasteten Elemente. Da außerdem das Getriebe 10 zur übertragung konstanter Leistung bei niedriger Abtriebswellendrehzahl (sh. Punkt H-J in F,ig.2) gebaut ist, ist das Drehmoment entsprechend hoch und umgekehrt im jeweiligen Bereich.

Wie ersichtlich, handelt es sich bei dem Zweiwege-Getriebe vorzugsweise um eine hydro-mechanisches Getriebe, welches die Leistungsfähigkeit und den einfachen Aufbau eines mechanischen Übertragungsweges vorzugsweise mit hydraulischer Stufenschaltung verbindet. Das Getriebe 10 verwendet einen verzweigten übertragungsweg und rückgewinnende Planetengetriebe und verbindet damit die optimalen Vorteile hydraulischer und mechanischer Elemente. Die Kombination dieser Systeme gewährleistet eine konstante Ausgangsleistung über einen weiten Endgeschwindigkeitsbereich, ohne daß eine äußere übertragung im Abtriebsbereich erforderlich ist.

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Das Getriebe 10 nimmt die Abtriebs-Drehbelastungen bei niedrigen Drehzahlen voll auf und bietet eine über die Vorrichtungen bekannter Art hinausgehende und von diesen nicht erreichbare Gesamtleistungsfähigkeit.

Das Arbeitsprinzip des stufenlosen regelbaren Getriebes 1O läßt sich wie folgt erklären: In einem einfachen Planetengetriebe (z.B. Planetengetriebe 42 mit dem inneren Zentralrad 44-,: mehreren Planetenrädern 46, dem Planetenradträger 50 und einem äußeren Zentralrad 52) ermöglicht die Drehung des äußeren Zentralrades in die eine Richtung und des inneren Zentralrades in die entgegengesetzte Richtung eine freie Drehung der Planetenräder um die abtriebsseitige Planetenradbolzen des Planetenträgers. In diesem Zusfend erhält man eine Abtriebsgeschwindigkeit Null.

Bei genauer Abstimmung der Geschwindigkeiten (d.h. wenn die Geschwindigkeit am Teilkreis des inneren Zentralrades im wesentlichen gleich der Geschwindigkeit am Teilkreis des äußeren Zentralrades ist,)bewegen sichjdie Mittelpunkte der rotierenden Planetenräder nicht seitlich und drehen somit den Planetenradträger'^vnicht und die Planetenradbolzen. Wird das innere Zentralrad 44 zum Stillstand gebracht, während das äußere Zentralrad 52 noch rotiert, so werden die Planetenradbolzen 48 und der Planetenradträger 50 zwangsläufig in derselben Richtung wie das äußere Zentralrad 52 in Drehung versetzt. Drehen inneres und äußeres Zentralrad mit gleicher Geschwindigkeit, dann drehen alle Elemente miteinander. Diese Phase nennt man Kraft-Verzweigung, da ein Teil des Drehmomentes auf den abtriebsseitigen Planetenradträgerbolzen über das äußere Zentralrad und das restliche Drehmoment über das innere Zentralrad übertragen wird. Die jeweils gelieferteiKraftanteile sind proportional zu den auf die jeweiligen Räder wirkenden Drehmomenten. Bei unterschiedlicher Geschwindigkeit von innerem und äußerem Zentralrad ist die übertragene Kraft eine Funktion von Geschwindigkeit und Drehmoment. Bewegt sich z.B. das innere Zentralrad

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44 nicht und wird gegen Drehung festgehalten, so kann in diesem Zustand das Planetengetriebe als einfaches mechanisches Untersetzungsgetriebe (äußeres Zentralrad auf Planetenrad träger ) angesehen werden; es erfolgt dann die gesamte Kraftübertragung über das äußere Zentralrad. Jegliche Bewegung des inneren Zentralrades (welche die Abtriebsgeschwindigkeit ausgehend von diesem Basisverhältnis, ändert) bewirkt tibergang der Kraft von, oder auf das jeweilige, vom inneren Zentralrad getriebene oder dieses treibende Organ. Diese letzteren Angaben über "den Verlauf der Kraft auf ein Organ" und "das ein Organ treibende innere Zentralrad¹¹ beruhen auf dem Prinzip der Rückgewinnung. Im gegebenen Beispiel, bei dem die Geschwindigkeit am Teilkreis des inneren Zentralrades im wesentlichen gleich der Geschwindigkeit am Teilkreis des äußeren Zentralrades ist (so daß sich die Planetenräder frei um die abtriebsseitigen Planetenradbolzen des Planet enradt rager s drehen können, erfolgt eine Rückgewinnung des Übertragungsweges bei voller Belastung des Abtriebes, da die Geschwindigkeit des inneren Zentralrades entgegen der Drehung des Antriebsrades wirkt, die Drehmomentverhältnisse aber keine Richtungsveränderungen erfahren, sondern nur Größenveränderungen, d.h. das der Kraftfluß nicht nur die Planetengetriebe über den Planetenradträger verläßt, sondern auch vom inneren Zentralrad aus abgeht und sich anschließend zur Antriebskraft addiert und wieder in das äußere Zentralrad gelangt. Der Grenzwert von Kraftmoment und Geschwindigkeit (Kraftfluß) wird durch die Konstruktionsmerkmale der zwischen dem inneren Zentralrad und der Antriebswelle vorgesehenen Drehzahlregelvorrichtung bestimmt.

An dieser Stelle ist zu erwähnen, daß die geometrischen Abmessungen aller Planetengetriebeorgane (d.h. des inneren Zentralrades 44, der Planetenräder 46 und 56, des Planetenradträgers 50 und der äußeren Zentralräder 52 und 60) äußerst wichtig sind, da sie das maximale Drehmoment bestimmen, wel-

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ches innerhalb der Drehzahlregelvorrichtung 33 rückgenom- men werden kann.Außerdem muß die Größe aller Planetengetriebeorgane auch optimal aufeinander abgestimmt sein, so daß für den gewünschten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung die Höhe des in jedem der zwei Drehzahlbereiche (Langsamlauf, Schnellauf) erzeugten maximalen Drehmoments im wesentlichen gleich ist. (sh. Punkte F und G in Fig. 2, aus ■denen hervorgeht, daß das Getriebe sowohl bezüglich des auf die Drehzahlvorrichtung 33 wirkenden Last als auch des Drehmoments ausgeglichen ist. Außerdem zeigen die Punkte A, C und E in Fig. 2, daß die Höchstgeschwindigkeiten der Drehzahlregelvorrichtung 33 in beiden Getriebegängen identisch sind.

Das Getriebe 10 erfüllt die nachstehend angegebenen Formel oder Gleichung (I), wobei die Verwendung dieser Formel die Lösung für den Spitzenwert des kleinsten, innerhalb des Getriebes rückgewinnbaren Leistungsbereiches angibt, welcher wiederum dem der maximalen Leistung entspricht, die die Drehzahlregelvorrichtung übertragen können muß. Die Formel (I) gibt die Lösung für die kleinstmöglche Leistung der Drehzahlregelvorrichtung in einem regelbaren Zweiweg-Getriebe mit zwei stufenlos regelbaren Geschwindigkeitsbereichen und einem weiten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung (d.h. hydromechanisches Zweigang-Getriebe) wenn folgende Werte bekannt sind:

a) Antriebsleistung; und ·

b) Bereich der konstanten Gesamtausgangsleistung.

Max. HP_VSD = HP_E X

1/4 (V(4x Max. ΗΡ_φηητ3 +1) -1)

wobei HP_vsd = Leistung der Drehzahlregelvorrichtung HP_E = Eingangsleistung HP__C0R = Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung

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Zu betonen ist, daß die vorstehende Formel (I) sowohl die Größe des Kraftantriebes als auch der Drehzahlregelvorrichtung auf den maximalen Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung bezieht, der mit jeglichem Zweigang Zweiwege-Getriebe erhältlich ist, solange beide Drehzahlbereiche rückgewinnend arbeiten. Keine andere bekannte Formel ermöglicht einen derart weiten Bereich konstanter Ausgangsleistung.

Wird z.B.der Wert von HP„ mit 100 gewählt und die HP_m/__.R

Ji X l—U

Bereiche jeweils mit 2:1, 6:1, 12:1, 20:1 und 42:1, dann ergeben sich jeweils Max. HP Werte von 50; 100; 150; 200 und 300.

Im Gegensatz zur vorstehenden Formel (I) arbeitet das vorher erwähnte zum Stand der Technik gehörende bekannte Getriebe (mit einem hydrostatischen Langsamgang und einem hydromechanischen Schnellgang) nach folgender Formel:

Max. HP = HP χ 1/4 (ifSx Max. HP +1) -1) (Stand der

*- Technik I)

Setzt man bei diesem bekannten Getriebe den Wert von HP_ z.B. mit 100 und den HP_n,--., Bereich mit 6:1 an, dann ergibt sich ein Max. HP.._or.Wert von 150 im Vergleich zu 100 nach Formel (I)

V DjJ

unter Zugrundelegung derselben Werte. Im Gegensatz zum bekannten Stand der Technik ermöglicht also die Verwendung der Formel (I) die Verwendung einer wesentlich kleineren Drehzahlregelvorrichtung, da, wie aus dem Beispiel ersichtlich, weniger Leistung übertragen werden muß.

Begrenzt wird der Bereich der konstanten Gesamtausgangsleistung im Langsamlauf durch das maximale Drehmoment oder den maximalen Druck, dem die Drehzahlregelvorrichtung standhalten kann, im Schnellauf hingegen durch die maximale Drehzahlleistung, mit der die Drehzahlregelvorrichtung getrieben werden kann.

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Um den gewünschten maximalen Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung erhalten zu können, muß man die maximale Dreh— kraft, die die Getriebeelemente am einen Ende des Drehzahlbereiches übertragen können und die maximale Drehzahl, die die Getriebeelemente am anderen Ende des Drehzahlbereiches erreichen können, ausnutzen. An der Übergangsstelle zwischen den zwei Drehzahlbereichen erhöht sich idealerweise der Druck der Drehzahlregelvorrichtung bis zu seiner obersten Grenze. Die zu lösende Aufgabe schließt also nicht nur die Wahl der Art des Planetengetriebes ein, welches den hydraulischen Drück der Drehzahlregelvorrichtung auf seinen höchsten Wert erhöht, sondern auch die Wahl oder optimale Abstimmung der richtigen geometrischen Bemessungen des zu diesem Zweck dienenden Planetengetriebes.

Die Lösung dieses Problems weist drei Unbekannte auf, nämlich:

1) die geometrischen Abmessungen der Langsamgang-Planetengetriebeorgane ;

2\ die geometrischen Abmessungen dar Schnellgang-Planetengetriebeorgane;

3) den gewünschten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung.

Um eine Drehzahlregelvorrichtung kleinster Größe verwenden zu können, zur Lösung dieser Aufgabe in einem Schaltgetriebe, muß der hydraulische Druck innerhalb der Drehzahlregelvorrichtung auf seinen höchsten Wert zurückkehren bei übergang vom Langsamgang auf den Schnellgang des Getriebes. Eine Aufgabe der Erfindung ist somit die optimale Abstimmung des jeweiligen Planetengetriebes in Fig. 1 und 3, d.h. sie so zweckmäßig wie möglich vorzusehen, um eine möglichst kleine Drehzahlregelvorrichtung für ein Getriebe mit einem bestimmten gewünschten oder erforderlichen Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung zu ermöglichen.

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Nicht naheliegend ist die Tatsache, daß sowohl die maximalen Geschwindigkeiten der Drehzahlregelvorrichtung als auch die maximale berechnete Ausgangsleistung in beiden Getriebegängen identisch sind und daß zu diesem Zweck Differentialsysteme d.h. Planetengetriebe, erforderlich sind, die sowohl konstruierbar sein müssen als auch den aufgebrachten Lasten standhalten müssen.

Der Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung (^Hpm_COR) des ZweigangZweiweggetriebes nach der Erfindung läßt sich unter Verwendung der nachstehenden Formel (II) errechnen, wenn die Werte HP₁.

und HP._7ctri bekannt sind:

VoD

HP,

TCOR

HP,

VSD

HP

HP,

VSD

+ 1

HP

(ID

Wählt man z.B. den Wert von HPE mit 100 und die HP Werte jeweils mit 50, 100, 150, 200, und 300, dann ergeben sich HP_mr,_„Bereiche von jeweils 2:1, 6:1,12:1, 20:1 und 42:1.

XL.UK

Im Gegensatz zur Formel (II) erfüllt das Getriebe nach dem bekannten Stand der Technik (mit einem hydrostatischen Langsamlauf und einem hydromechanisehen Schnellgang) folgende Formel:

HP₁

TCOR

HP.

VSD

HP

HP.

VSD

+ 1

HP

Wenn dieser bekannten Getriebeart z.B. der Wert von HP„ mit 100 und der HP_VS_ Wert mit 200 angesetzt wird, dann ergibt sich ein HP^-,--, Bereich von 10:1 im Gegensatz zu 20:1 nach Formel II unter Zugrundelegung derselben Werte. Im Vergleich mit dem bekannten Stand der Technik gestattet die Verwendung der Formel II, wie aus dem angegebenen Beispiel ersichtlich, die Konstruktion eines Getriebes mit einem wesentlich größeren Bereich einer konstanten Gesamtausgangsleistung.

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Obwohl viele Planetengetriebe und Differentialgetriebe (oder Kombinationen) theoretisch die Anforderungen nach · Formel II erfüllen können, ist bis heute kein System bekannt oder berechnet worden, welches über die angegebenen Beziehungen dieser Formel hinausgeht. Außerdem erweisen sich viele Systeme, die zunächst scheinbar den Anforderungen genügen, bei weiterer Prüfung als undurchführbar, da sie den zu übertragenden Lasten und Drehzahlen nicht standhalten können.

Um ein wirklich funktionsfähiges System entwickeln und erproben zu können, muß die nachstehende Liste bekannter und/oder abgeleiteter Werte und Faktoren für die verschiedenen Übersetzungsverhältnisse zwischen innerem und äußerem Zentralrad, berücksichtigt werden:

1) das dem Getriebe zugeführte Eingangs-Drehmoment

2) das maximale Drehζahlvermögen der Drehzahlregelvorrichtung

3) die geometrischen Abmessungen der Übersetzungsverhältnisse von innerem und äußerem Zentralrad in den einzelnen zu errechnenden Planetengetrieben;

4) die Tatsache, daß ein synchroner Übergang zwischen den beiden Gängen des Getriebes gegeben sein muß

5) die niedrigste Abtriebsgeschwindigkeit des Getriebes muß Null sein ;

6) die maximale Drehzahl im Langsamlauf (berechnet)

7) die maximale Drehzahl im Schnellgang (berechnet)

8) das maximale Abtriebsdrehmoment im Schnellgang (berechnet)

9) das maximale Abtriebsdrehmoment im Langsamgang (berechnet) mit demselben auf die Drehzahlregelvorrichtung wirkenden Drehmoment wie im Schnellgang)

1o)die gesamte Spanne zwischen minimalem und maximalem Gesamtabtriebsdrehmoment und die entsprechende Leistungsspannung (HP„_C0R im Schnellgang und im Langsamgang (berechnet)

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Sobald der unter 10 angegebene Wert bestimmt ist, läßt sich ein räumliches Kurvenbild wie in Fig. 4 dargestellt, entwickeln unter Verwendung der einzelnen Übersetzungsverhältnisse des inneren und äußeren Zentralrades, zur graphischen Darstellung der geometrischen Größen der jeweiligen 'Planetenoder Differentialgetriebe, die der jeweiligen Gesamtleistungshöhe genügen können.Dieses Berechnungsverfahren für eine ausgeglichene Konstruktion ist zwar nicht leicht zu veranschaulichen, läßt sich aber anhand des räumlichen Kurvenbildes erklären.

Fig. 4 zeigt die Beziehung der folgenden vier Faktoren:

a) Größenverhältnis von innerem und äußerem Zentralrad

- Langsamlauf -

b) Größenverhältnis von innerem und äußerem Zentralrad

- Schnellauf -

c) Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung (HP_n,-,-^

XCU.K

d) die speziell gekrümmte Fläche K zeigt, wo die maximalen Druckkräfte der Drehzahlregelvorrichtung sowohl im Langsamlauf-Bereich als auch im Schnellauf bereich für die einzelnen Verhältnisse von innerem und äußeren Zentralrad gleich sind (die Fläche K wird begrenzt von der Linie L, M, N und 0.)

Für jedes Verhältnis von innerem und äußerem Zentralrad im Langsambereich und im Schnellaufbereich gibt es einen Wert für die Spanne zwischen minimalem und maximalem Gesamtabtriebs-Drehmoment

Trägt man eine Reihe dieser errechneten Werte und Punkte wie in Fig. 4, auf, so ergibt sich die gekrümmte Fläche K.

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Insbesondere ergibt sich die Fläche K aus der Abwicklung einer Reihe gekrümmter Linien, wie z.B. O, wobei sich jede' Linie wiederum zuerst durch Errechnung und Auftragen einer Reihe von den einzelnen Spannen zwischen minimalem und maximalen Gesamtabtriebsdrehmoment im Langsambereich und im Schnelllaufbereich für jedes einzelne Verhältnis von innerem und äußerem Zentralrad entsprechenden Werten ergibt. Eine Anzahl dieser so abgewickelten Linien ergibt so dann die gekrümmte Fläche K.

Zu beachten ist natürlich, daß Fig. 4 bzw. insbesondere die spezielle Gestalt und Krümmung der Fläche K in Fig. 4 nur der in den Fig. 1-3 dargestellten Planetengetriebekombination eigen ist, dh. einer kombinierten Planetengetriebeanordnung, wobei ein einfaches Planetengetriebe (einzelner Satz Planetenrädern) und ein doppeltes (doppelte und ineinandergreifende Planetenradsätze) Planetengetriebe ein inneres Zentralrad gemeinsam haben. Die gekämmte Fläche K für von den Ausführungsformen nach Fig. 1 und 3 abweichende Differential- oder Planetengetriebe lassen sich natürlich unter Verwendung der 10-Punkte-Liste von Werten und Faktoren, wie vorstehend erläutert, ableiten.

alle
Die Fläche K enthält ζwar/unendlichen Punkte, von denen aus ein (sowohl im Schnellauf als auch im Langsambereich) ausgeglichenes System wählbar ist; da aber die Übersetzungsverhältnisse zwischen innerem und äußerem Zentralrad von unterhalb 0.27 und oberhalb 0.60 Zentralräder und Planetenräder erfordern, die jeweils geometrisch gesehen im Randbereich liegen könnten (d.h. zu klein sein könnten) um das gewünschte Drehmoment wirksam übertragen zu können, kann ein bevorzugter, von diesen Werte begrenzter Flächenbereich beiimmt werden.

In Fig. 4 stellt die Fläche Q (begrenzt von den Linie R,S,T, U und einem Teil von N) als Ausschnitt der Fläche K, einen

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solchen bevorzugten oder optimal abgestimmten Flächenbereich für eine zulässige Durchführung dar und enthält alle unendlichen Punkte von denen ein ausgeglichenes System optimal im Einklang mit den vorher errechneten Kriterien gewählt werden kann.

Eine Analyse von Fig. 4 zeigt, daß das Getriebe nach der Erfindung in der Lage ist, innerhalb der bevorzugten Fläche Q Bereiche konstanter Gesamtausgangsleistung von ca. 2:1 bis 40:1 und darüber zu bewältigen.

Wird z.B. eine ausgeglichene Konstruktion mit einem Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung (^ΗΡ _Τ/-._Ορ) ^von ^^0:^ gewünscht, so lassen sich die Übersetzungsverhältnisse von innerem und äußerem Zentralrad sowohl im Schnellauf als auch im Langsamlauf in Fig. 4 entnehmen durchProjizierung jeden beliebigen Punktes der Linie X-Y, welche den innerhalb cfes Flächenbereichs Q liegenden Teil der HP__c__R-iO-Linie ist, auf die Fläche, die von den den Übersetzungsverhältnissen von innerem und äußerem Zentralrad im Schnellauf und im Langsamlauf entsprechenden Linie begrenzt wird (Linien L bzw. P). Projiziert man z.B. den Punkt X auf die Ebene LP, so ergeben sich Größenverhältnisse von innerem zum äußeren Zentralrad von 0.27 für den Langsamlauf und ca. 0.35 für den Schnellgang.

Obwohl die Fläche K in Fig. 4 speziell der Planetengetriebe-Kombination in Fig. 1 und 3 eigen ist, lassen sich doch die Formeln I und II auf alle für ein regelbares Zweiwege-Getriebe mit zwei stufenlos regelbaren Drehzahlbereichen geeignete Planetengetriebe-Kombinationen in Einklang mit den vorstehend angegebenen Kriterien anwenden.

Für den Fachmann ist ersichtlich, daß zahlreiche Variationsmöglichkeiten zu dem beschriebenen, bevorzugten Ausführungsbeispiel möglich sind, z.B. können Vorwärts- und Rückwärts-Kupplungen ohne weiteres am Antrieb und Abtrieb vorgesehen werden um Vorwärts- und Rückwärtsbetrieb zu ermöglichen.

Patentanwälte Dipl.-Ing. E. Edef

cnQQ^n/m/fl Dipi.-i_ng. κ. Schieschks

bUaödU/UMÖ 8München40,EUs^₁I;---" --

Claims

Patentansprüche

M. Regelbares Zweiwege-Getriebe, mit zwei stufenlos regelbaren Drehzahlbereichen und einem weiten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung, einem Antrieb zur Zuführung der Eingangsleistung, einem Endabtrieb," zwei Vorgelegen zur wechselweisen Kupplung des Antriebs mit dem Abtrieb, wobei die Vorgelege zwei Gangbereiche unterschiedlicher Übersetzung einschließen und einen der zwei Übertragungswege in jedem Gangbereich bilden, wobei jedes Vorgelege ein Planetengetriebe einschließt und ein Satz Planetenräder eines ersten Planetengetriebes des einen Vorgeleges und ein Satz Planetenräder eines zweiten Planetengetriebes des zweiten Vorgeleges ineinandergreifen und beide Planetenradsätze einen gemeinsamen Planetenradträger haben, wobei der Antrieb treibend mit den Planetenradsätzen des ersten und zweiten Planetengetriebes über ein erstes bzw. ein zweites äußeres Zentralrad verbindbar ist und der gemeinsame Planetenradträger, als Abtriebsorgan der zwei Vorgelege mit dem Abtrieb treibend verbunden ist, ein inneres Zentralrad mit dem Planetenradsatz des ersten Planetengetriebes kämmt und eine Reaktionswelle treibend mit dem inneren Zentralrad verbunden ist, dadurch gekennzeichnet, daß eine Vorrichtung vorgesehen ist zur Verbindung der Reaktionswelle (40 (über 3O, 18, 14) mit dem Antrieb über eine Drehzahlregelvorrichtung (VDS 33), welche der andere der zwei Übertragungswege in jedem Gangbereich ist und eine zur Geschwindigkeit des Antriebs proportionale Geschwindigkeit der einen und eine regelbare Geschwindigkeit der jeweils anderen von Antriebswelle (12) bzw. Reaktionswelle (40) mitteilt, wobei die über die Drehzahlregelvorrichtung übertragbare maximale Leistung (Max. HPVSD) im wesentlichen die Gleichung

Max. HP_TT„_ = HP„ χ

VSD "*■ E

1/4 (Y"(4x Max. HP - 1) -1)

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erfüllt; daß das Ende des Gangbereiches des einen Vorgeleges den Anfang des Gangbereiches des anderen Vorgeleges überlagert und daß Vorrichtungen (28; 26) vorgesehen sind zur wechselweisen Verbindung und Trennung der Vorgelege mit bzw. von der Antriebsvorrichtung an den überlagerten Enden der Gangbereiche, wobei im einen Gangbereich bei einer Abtriebsgeschwindigkeit Null Rückgewinnung erfolgt.
2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die geometrische Größe der Planetenorgane jeden Planetengetriebes (42, 66) optimal derart abgestimmt ist, daß für den gewünschten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung die Höhe des auf die Drehzahlregelvorrichtung (33) in jedem der zwei Gangbereiche aufgebrachten maximalen Druckes und maximalen Drehmoments im wesentlichen gleich ist.
3. Getriebe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Übersetzungsverhältnisse von innerem und äußerem Zentralrad jeden Planetengetriebes (42 und 66) vorzugsweise in der Größenordnung von ca. 0.27 bis 0.60 liegen.
4. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die geometrische Größe der Planetenorgane jeden Planetengetriebes (42 und 66) optimal derart abgestimmt ist, so daß für den gewünschten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung die veränderliche Geschwindigkeit der Drehzahlregelvorrichtung (33) bei einer Abtriebsgeschwindigkeit Null, an den lagernden Enden der Gangbereiche und bei maximaler Abtriebsgeschwindigkeit des Getriebes im wesentlichen gleich ist.
5. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß sich die Bereiche konstanter Gesamtausgangsleistung zwischen ca. 2:1 bis zu 40:1 und darüber erstrecken.

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6. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung ' (HP_TC0R) die Gleichung

^HPTCOR

HP.

VSD

HP

HP.

VSD

HP

erfüllt.
7. Regelbares hydromechanisches Zweiganggetriebe mit weitem Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung, mit einer Antriebswelle mit einer Vorrichtung zur Zuführung der Eingangsleistung, einer Abtriebswelle und einer Drehzahlregelvorrichtung zur Leistungsübertragung, dadurch gekennzeichnet, daß ein Paar getrennter hydraulischer Einheiten (34, 38) und eine Vorrichtung (35, 37) zu deren hydraulischer Verbindung vorgesehen ist, daß die eine hydraulische Einheit (34, oder 38) treibend mit der Antriebswel Ie (über 30, 18, 14) verbunden ist, daß mehrere Organe einschließende abtriebsseitige Planetengetriebe (42,und 66) vorgesehen sind, daß ein erstes Organ der abtriebsseitigen Planetengetriebe treibend mit der anderen der hydraulischen Einheiten (34 oder 38) verbunden ist, wobei die eine hydraulische Einheit (34 oder 38) der Antriebswelle (12) oder dem ersten Organ der abtriebsseitigen Planetengetriebe eine veränderliche Geschwindigkeit mitteilt, daß die Abtriebswelle (64) treibend mit einem zweiten Organ der abtriebsseitigen Planetengetriebe verbunden ist, daß eine Nebenwelle (20) vorgesehen ist und mit einer Vorrichtung (14 und 18) zur greifenden Verbindung der Nebenwelle mit der Antriebswelle und mit wahlweise einrückbaren und ausrückbaren Vorrichtungen (26 und 28) zur wechselweise treibenden Verbindung (über 24 und 54 oder 22 und 62) der Nebenwelle mit einem dritten oder vierten Organ der abtriebsseitigen Planetengetriebe, wobei das dritte und vierte Organ treibend mit dem zwei-

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SO

ten Organ (über 46 und 46, 56) der abtriebsseitigen Planetengetriebe zur Erzeugung der zwei Getriebe-Gangbereiche verbindbar sind, wobei der Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung (HPTCOR) im wesentlichen die Formel

^HPTCOR

HP.

VSD

HP

HP.

VSD

HP

erfüllt.
8. Getriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die eine hydraulische Einheit (34 oder 3 8) einen veränderlichen Hub und die andere einen festgesetzten Hub besitzt.
9. Getriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß über die Antriebswelle (12) eine Hilfspumpenanordnung

(16) antreibbar ist.
10. Getriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Organ der abtriebsseitigen Planetengetriebe (42 und 66) ein inneres Zentralrad (44) ist.
11.Getriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß das zweite Organ der abtriebsseitigen Planetengetriebe (42 und 66) ein Planetenradträger (50) ist.
12.Getriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die dritten und vierten Organe der abtriebsseitigen Planetengetriebe (42 und 66) ein erstes (52) und ein zweites (6o) äußeres Zentralrad sind.
13.Getriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die von der Drehzahlregelvorrichtung (33) übertrag-

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bare maximale Leistung im wesentlichen die Gleichung

Max. HP_Tir>r, = ΗΡ_π χ

VSD ^M E

1/4 (Y (4 χ Max. m> _tt + 1) - 1)

TCOR

erfüllt.
14. Getriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die geometrischen Größen der Organe der abtriebsseitigen Planetengetriebe (42 und 66) derart gewählt sind, daß für den gewünschten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung die Höhe des auf die Drehzahlregelvorrichtung (33) aufgebrachten maximalen Druckes und maximalen Drehmomentes in beiden Gangbereichen im wesentlichen gleich ist.
15. Getriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die geometrischen Größen der Organe der abtriebsseitigen Planetengetriebe (42 und 66) derart gewählt sind, daß für den gewünschten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung die veränderliche Geschwindigkeit der Drehzahlregelvorrichtung (33) bei Abtriebsgeschwindigkeit Null und bei maximaler Abtriebsgeschwindigkeit im wesentlichen gleich ist.
16. Getriebe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Geschwindigkeiten des inneren Zentralrades (44) sowohl am Anfang als auch am Ende jeden Gangbereiches den Höchstwert erreichen.
17. Getriebe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die geometrischen Größen der Organe der abtriebsseitigen Planetengetriebe (42 und 66) derart gewählt sind, daß das auf das innere Zentralrad (44) aufgebrachte maximale Drehmoment bei der niedrigsten Abtriebsgeschwindigkeit in beiden Gangbereichen gleich ist.

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18. Getriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß sich die Bereiche konstanter Gesamtausgangsleistung vorzugsweise von ca. 2:1 bis zu 40:1 erstrecken.
19. Stufenlos regelbares Zweigang-Zweiwege-Getriebe mit einem weiten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung gekennzeichnet durch eine Vorrichtung (40) zur Verbindung (über 30, 18, 14) eines Reaktionsrades (44) mit

der Antriebsvorrichtung über eine Drehzahlregelvorrichtung (VSD 33), wobei die Drehzahlregelvorrichtung der andere der zwei Übertragungswege in jedem Gangbereich ist und zur Regulierung der auf die Planetenräder aufgebrachten Leistung einen ersten (3 4) und zweiten (38) Abschnitt aufweist, wovon der eine als Motor wirkt, während der andere als Pumpe arbeitet und umgekehrt, wobei die über diese Drehzahlregelvorrichtung übertragbare maximale Leistung im wesentlichen gleich

HP_E j 1/4 (Y74x Max. HP_TC0R + f) - 1)

ist.
20. Getriebe nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, daß Pumpe (34 oder 38) und Motor (38 oder 34) hydraulische Kolbenkonstruktionen sind.
21. Getriebe nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, daß bei Übergang vom einen (24) auf das andere (22) Antriebs rad jeweils die hydraulische Einheit (34 oder 38), welche vor dem Gangwechsel als Motor wirkt, unmittelbar-

danach als Pumpe dient und umgekehrt.
22. Getriebe nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, daß der Bereich der konstanten Gesamtausgangsleistung sich vorzugsweise von ca. 2:1 bis zu 40:1 erstreckt.

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— "Γ —
23. Getriebe nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet,

daß in dem einen der zwei Gangbereiche bei Abtriebsgeschwindigkeit Null Rückgewinnung stattfindet.
24. Getriebe nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, daß das Ende des einen Gangbereiches den Anfang des anderen Gangbereiches überlagert, wobei die geometrischen Größen der kombinierten Vorgelege mit Planetengetriebe (42 und 66) derart gewählt sind, daß für den gewünschten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung die veränderliche Geschwindigkeit der Drehzahlregelvorrichtung (33) bei Abtriebsgeschwindigkeit Null an den überlagerten Enden der Gangbereiche bei maximaler Abtriebsgeschwindigkeit des Getriebes im wesentlichen gleich ist.
25. Regelbares Zweigang-Getriebe mit weitem Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung, mit einer Antriebsvorrichtung zur Übertragung der Eingangsleistung, einem Abtrieb und kombinierten Vorgelegen mit Planetengetrieben und einer Kupplung, dadurch gekennzeichnet, daß eine zweite Kupplung (28 oder 26) vorgesehen ist, zur wahlweisen Verbindung und Trennung des anderen äußeren Zentralrades (52 oder 60)mit bzw. von der Antriebsvorrichtung zur Erzeugung des anderen Gangbereiches, daß das Getriebe einen mechanischen und einen hydraulischen Übertragungsweg in jedem seiner zwei Gangbereiche aufweist, daß mindestens ein Abschnitt des Vorgeleges (42 und 66 ) ein mechanischer Übertragungsweg in jedem Gangbereich ist, daß die Drehzahlregelvorrichtung (33) der hydraulische Übertragungsweg jedem Gangbereich ist und daß in einem der beiden Gangbereiche bei Abtriebsgeschwindigkeit Null Rückgewinnung erfolgt.

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26. Getriebe nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß die geometrischen Größen der Vorgelege (42 und 66) derart optimal abgestimmt sind, daß für den gewünschten Bereich Konstanter Gesamtausgangsleistung (HP_mr,_._) die Höhe des

ILUK

auf die Drehzahlregelvorrichtung aufgebrachten maximalen Druckes und maximalen Drehmoments in beiden Getriebegängen im wesentlichen gleich ist.
27. Getriebe nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß die geometrischen Größen der Vorgelege (42 und 66) optimal derart abgestimmt sind, daß für den gewünschten Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung (ΗΡ_-,_ΛΌ) die veränder-

XCUK

liehe Geschwindigkeit der Drehzahlregelvorrichtung (33) bei Abtriebsgeschwindigkeit Null und bei maximaler Abtriebsgeschwindigkeit des Getriebes im wesentlichen gleich ist.
28. Getriebe nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß die von der Drehzahlregelvorrichtung (33) übertragbare maximale Leistung (Max. HP_vgD) im wesentlichen die Gleichung

Max. HP_VSD = HP_E χ 1/4 (7(4 χ Max. HP_TCQR +1) -1) erfüllt.
29. Getriebe nach Anspruch 28, dadurch gekennzeichnet, daß der Bereich konstanter Gesamtausgangsleistung die Gleichung

TCOR

erfüllt.

HP.

VSD

HP

VSD

+ 1

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30. Getriebe nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß die Übersetzungsverhältnisse der inneren und äußeren Zentralräder der kombinierten Vorgelege (42 und 66) vorzugsweise in einer Größenordnung von ca. 0.27 bis 0.60 liegen.

Patentanwälte

Dlpl.-lnerfE. Eder

DlpI.-Ing.JfhSchieschke

8 München 4ftÄ&abe;hstraße34

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