DE2505583B2 - Hydrodynamisch-mechanisches verbundgetriebe, insbesondere fuer kraftfahrzeuge - Google Patents

Description

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Die Erfindung betrifft ein hydrodynamisch-mechanisches Verbundgetriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge, mit einem zweistufigen hydrodynamischen Drehmomentwandler, dessen Pumpenradumlaufgehäuse am !linieren Ende ortsfest zentriert ist und dessen im wesentlichen radial durchströmtes Leitrad in einem ersten Betriebsbereich über ein Umlaufgetriebe mit der an ihrem Abtriebsende gegenüber dem ortsfesten Getriebegehäuse zentrierten Turbinenwelle kuppelbar ist und in einem zweiten Betriebsbereich mittels einer servobetätigten Bremse am Getriebegehäuse festlegbar ist.

Getriebe der vorgenannten Art werden in Schienenfahrzeugen, Omnibussen, Lastkraftwagen und Erdbewegungsfahrzeugen verwendet und bilden f>"ir gewöhnlich vollautomatische Einheiten, die außerdem eine Direktkupplung zur Überbrückung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers enthalten.

Bei bekannten Ausführungen derartiger Getriebe ist das Pumpenradumlaufgehäuse mit seinem hinteren Ende im undrehbaren Getriebegehäuse und mit seinem vorderen Ende im Zentrum des Schwungrades oder des Kurbelwellenendes einer Antriebsmaschine, an der das Getriebe angebracht ist. gelagert, und das undrehbare Getriebegehäuse ist am Schwungradgehäuse dieser Maschine verschraubt. Die Turbinenwelle und die Leitradwelle sind mit ihren hinteren Enden ebenfalls im umdrehbaren Getriebegehäuse unmittelbar oder mittelbar gelagert. D'e Wellen sind hauptsächlich axial belastet, wodurch sich bei Lagerung in einem Kugellager ein festes Drehzentrum einstellt.

Die drei Elemente des hydrodynamischen Drehmomentwandlers, nämlich die Pumpenradumlaufgehiiu.se mit den darin angeordneten Pumpenschauleln. das Turbinenrad und das Leitrad müssen innerhalb von Toleranzgrenzen für die Dichtspalte, wie sie /ur Erlangung eines guten Wirkungsgrads notwendig sind. konzentrisch zueinander drehen. Fluchtungsfehler /wischen dem umdrehbaren Getriebegehäuse und der Kurbelwelle der Antriebsmaschine ebenso wie ein radiales Schlagen des Kurbelwellcnendes, besonders bei bestimmten Antriebsbedingungen, sind jedoch schwer innerhalb so enger Grenzen /u halten, wie sie für die Lagerung bei den bisher bekannten Getriebekonstruktionen eingehalten werden müssen. In der Praxis war es deshalb bisher beim Anbringen des Getriebes an dem Schwungradgehäuse der Antriebsmaschine notwendig, das Vorhandensein eines radialen Schlags zu überprüfen und gegebenenfalls entsprechende Korrekturen vorzunehmen oder alternativ durch Zulassung entsprechend größerer Exzentrizitäten zwischen den Wellen einen Kompromiß einzugehen, was jedoch im Hinblick auf den Wirkungsgrad unerwünscht ist.

Aufgabe der Erfindung ist es, eine Lagerung für die drehenden Teile des Drehmomentwandler in einem Verbundgetriebe der eingangs genannten Art zu schaffen, die gegenüber den vorbekannten Lagerungen einen wesentlich größeren Schlag und wesentlich größere Fluchtungsfehler an der Eingangsseitc ohne Verschleiß an den Dichtkanten im Schaufelblattsysteni und ohne Verspannung und damit Überbcanspruchung der Lagerflächen als Folge solcher Fluchtungsfehler und/oder solcher radialer Schläge zuzulassen, während gleichzeitig enge Dichtspalte und ein geringes Lagerspiel mit Rücksicht auf den Wirkungsgrad beibehalten werden.

Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe dadurch gelöst, daß die Leitradwelle durch ein außerhalb des Wandlerbereichs liegendes einziges Fcstlager am Getriebegehäuse axial und radial festgelegt ist und die übrigen rotierenden Wandlerteile in axialer Richtung unmittelbar oder mittelbar an der Leitradwelle über Axialdrucklager abgestützt sind, während die Turbinenwelle und die Leitradwelle im Bereich des Drehmomentwandlers mittelbar oder unmittelbar im Pumpenradumlaufgehäuse über von den Axialdrucklagern unabhängige Radiallager zentriert sind.

Es ist zwar bekannt, die rotierenden Teile eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers gegeneinander axial abzustützen (DT-OS 21 31 953). Dieser vorbekannte Wandler ist jedoch ein eineinhalbstufiger

Wandler mit Freilauf für das Leitrad, bei dem ein nachgeschaltetes Umlaufgetriebe demgemäß fehlt und folglich auch keine Leitradwelle vorhanden ist.

Mit der erfindungsgemäßen Lagerung sind Radialspiele in den Radiallagern zur Aufnahme von Fluchtungsfehlsr möglich, während gleichzeitig die Axialkräfte dazu beitragen, die Achsen auszurichten. Außerdem wird das axiale Festlager für die gesamte Gruppe kaum durch hydraulische Axialkräfte belastet und hat deshalb die Möglichkeit, die Drehachse der Welle einzustellen. Andererseits ist ein radiales Schlager, zwischen der Turbine- und der Leitradwelle durch das Zentrier-Radiallager. das die Aufrechterhaltung der Dichtspalte zwischen den Sc'naufelkränzen von Leitrad und Turbine sichert, und das zweite Zentrier-Radiallager. daß die Aufrechterhaltung des Dichtspalts zwischen Pumpenrad und Turbinenrad trotz des langen Abstandes zur rückwärtigen zweiten Lagerung der Turbinenwelle sichert, begrenzt. Auf diesem Wege ist trotz des Umlaufgetriebes, der Leitradwelle und der servobetätigten Bremse ein großer Radialschlag am vorderen Ende des Gehäuses zulässig, wobei die gewünschten engen Dichtspalte eingehalten werden.

Chi weiterer Vorteil besteht in dem — in geringem Umfang nötigen — Ausgleich der Axialkräfte. da die Axiallager auf Grund der Nachgiebigkeit der axial gelagerten Teile, nämlich besonders der Rückwand des Wandlerumlaufgehäuses und der Turbinenwelle. eine gleichförmige Belastung in Umfangsrichtung liefern.

Von besonderer Bedeutung ist die Festlegung der l.eitradwelle an dem einzigen Festlager, an dem im wesentlichen alle in den rotierenden Wandlerteilen auftretenden Axialkräfte aufgenommen werden. Der Radialschlag der Getriebeeingangswelle an der vorderen Seite des Pumpcnumlaufgehäuses wird durch ein nahe der Ankupplung an die Antriebsmaschine gelegenes Radiallager auf die Turbinenwelle übertragen, die um ihre Zentrierung am Ende des Verbundgetriebes schwenken kann. Durch diese Schwenkbewegung werden die Schaufelräder des Turbinenrades mit verschwenkt. Der Radialschlag der Turbinenwelle und des Turbinenrades innerhalb des Wandlerbereichcs wird weiter über ein reines Radiallager dem Leitrad und der L.eitradw eile mitgeteilt, die ihrerseits um das einzige Fcstlagcr sch venken kann. Hierdurch werden die Abstandsuiiterschiede zwischen den Kanten des Pumpenrades und des Leitrades, d. h. die Dichtspalte beim Auftreten eines Radialschlagcs am Getriebeeingang und zwar unabhängig davon, ob das Umlaufgetriebe /wischen der Leitradwelle und der iurbirxnwelle diese Wellen mit unterschiedlicher Drehzahl drehen laßt oder die L.eitradwelle festgebremst ist, nur geringfügig geändert, so daß bei der Fertigung geringere Toleranzen für diese Dichtspalte möglich sind. Da die Räder des Drehmomentwandler axial gegeneinander abgestützt sind, werden die im Getriebe auftretenden Axialdrücke niedrig gehalten und im wesentlichen die hydraulischen Kräfte gegenseitig aufgehoben.

Merkmale zur vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen. f>o

Die Erfindung wird nachstehend anhand eines in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiels naher erläutert. Ks zeigt

F i g. 1 einen Längsschnitt durch ein hydrodynamischmechanisches Verbundgetriebe mit der erfindungsgc- mäßen Lagerung der einzelnen Komponenten des hydrodynamischen Drehmomentwandlers.

F i c. 2 in einem Längsschnitt analog zu F i g. 1 die einzelnen Lagerstellen mit den zugehörigen Wellen zur Veranschaulichung des Einflusses von Fluchtungsfehlern.

Das in Fig. 1 gezeigte hydrodynamisch-mechanische Verbundgetriebe kann als eine Vereinigung von drei Hauptteilen, nämlich einem hydrodynamischen Drehmomentwandler TC mit rotierendem Wandlergehäuse, einem zentralen mechanischen Getriebe CA und einem rückwärtigen mechanischem Getriebe RA angesehen werden, die im Betrieb zusammenwirken.

Die zum zentralen mechanischen Getriebe C-X gehörenden Komponenten sind von einem zentralen Block 4 getragen, der innerhalb des iindrehbaren Gehäuses 2 befestigt ist und durch den sich die Leitradwelle 6 mit einem Kugellager 8 darin erstreckt, weiche außerdem mittels cues Gleitlagers 10 innerhalb des Turbinenrades des Drehmoment« andlers gelagert ist.

In dem zentralen Block 4 sind ferner eine Leitradbremse 12 und eine weitere Bremse 14 für ilen Planetenradträger 16 eines Planeienradgetriebes angeordnet, dessen Sonnenrad auf der Leitradwelle f> befestigt ist und dessen Ringrad mi; der Turbinenradwelle 18 lest verbunden ist.

Die Turbinenwelle 18 ist in dem rotierenden Wandlergehäuse 22 mittels eines Gleitlagers 2h gelagert. Das Wandlergehäuse 22 ist an seinem rückwärtigen Ende in dem zentralen Block 4 mittels eines Wälzlagers 28 und an seinem vorderen Ende mittels eines Wälzlagers 30 innerhalb des Schw ungrades 32 einer Antriebsmaschine gelagert. Die Turbinenrad welle 18 ist an ihrem rückwärtigen Ende mittels eines Gleitlagers 34 in einer Antriebswelle 36 gelagert, die ihrerseits in dem rückwärtigen Getriebedeckel 38 mittels eines Kugellagers 40 und eines Gleitlagers 42 ihre Lagerung erfährt.

Zwischen der Turbinenrauwelle 18 und tier Abtricbsw eile 36 befindet sieh ein als Planetenradgeii icbe ausgebildetes Reversiergetriebe 44. das eine Direktverbindung zwischen der Turbinenwelle 18 und der Abtriebsvvellc 36 herstellt, wenn eine Kupplung 46 eingerückt ist. und die Drehrichtung der Abtriebswelle 36 gegenüber der Turbinenradwelle 18 umkehrt, wenn eine Bremse 48 bei ausgerückter Kupplung 46 eingerückt ist.

Innerhalb des Wandlergehäuses 22 sind ein Leu schaufelkranz 50 auf der Leitradwelle 6 und ein zwei Schaufelkränze aufweisendes Turbinenglied 52 aiii der Turbinenwelle 18 befestigt. Das Wandlergehäuse 22 enthält ferner ein Pumpenglied 54. das mit dem Wandlergehäuse 22 wahlweise über eine Kupplung 56 kuppelbar oder freilegbar ist. Außerdem ist noch eine Direktkupplung 58 zur unmittelbaren Verbindung der Turbinenwelle 18 mit dem Wandlergehäusc 22 vorhanden.

Aus Fig. 2 in Verbindung mit F i g. 1 läßt sich weiterhin entnehmen, daß die Leitradwelle 6 innerhalb des undrehbaren Gehäuses 2 mittels eines Kugellagers 8 gelagert ist. während das drehbare Wandlergehäusc 22 seine axiale Lagerung im Verhältnis zur l.eitradwelle 6 durch ein ebenes Nadellager 200 in der einen Richtung und durch ein ebenes Nadellager 202 zwischen dem rotierenden Wandlergehäuse 22 und der Turbinenwelle 18 und durch ein weiteres ebenes Nadellager 204 zwischen der Turbinenwelle und der L.eitradwelle 6 in der anderen Richtung erfährt. In derselben Weise ist auch die Turbine über das Nadellager 204 in der einen Richtung und über das Nadellager 202, das rotierende

Wandlergehäuse 22 und das Nadellager 200 in der anderen Richtung gegenüber der Leilradwelle 16 axial gelagert. Mit anderen Worten, sowohl das rotierende Wandlergehäuse 22 als auch die Turbine als auch das Leitrad sind in axialer Richtung vollständig über die drei 5 Lager 200, 204, 202 axial gegeneinander abgestützt, und diese ganze Gruppe wird durch das Lager 8 gegenüber dem undrehbaren Gehäuse 2 axial gehalten. Weiterhin ist die Turbinenwelle 18 am vorderen Ende mit Hilfe des Gleitlagers 26, das keine Axiallast aufzunehmen vermag, und am hinteren Ende mit Hilfe des Gleitlagers 34 axial gelagert, das ebenso nur radiale Belastungen aufnimmt. Die Leitradwelle 6 ist an ihrem vorderen Ende mit Hilfe des Gleitlagers 10 im Turbinenrad gelagert, und das rotierende Wandlergehäuse 22 ist mit seinem hinteren Ende mittels des Gleitlagers 28 in einem axialen Ansatz des zentralen Blocks 4 aufgenommen.

Die beschriebene Lagerung erlaubt ein gewisses radiales Schlagen am vorderen Ende des rotierenden Wandlergehäuses 22. bevor die Dichtflächen 206, 210 und 212 einander radial berühren. Dieses erlaubte Schlagen wird jedoch im Betrieb des Drehmomentwandlers dadurch vermindert, daß das Planetengetriebe 16 bis zu einem gewissen Grade verlangt, daß die Turbinenwelle 18 in axialer Höhe des Planetengetriebes und die Leitradwelie 6 dieselbe Drehachse besitzen. Diesem Erfordernis wird in gewissem Ausmaß durch die Einfügung der Bremse 14 begegnet, welche die Exzentrizität zwischen dem Außenring des Planetengetriebes 16 und der Turbinenwelle 18 aufzunehmen vermag. Dieses Planetengetriebe bestimmt jedoch im eingerückten Zustand nichtsdestoweniger die Lage der Drehachse der Leitradweile 6 in hohem Ausmaß, oder die Drehachse der Leitradwelle 6 ist, wenn sie durch die Bremse 12 stillgesetzt ist. weitgehend abhängig von ihrer Lagerung zusammen mit der Bremse, wobei sii ebenso die zulässige Exzentrizität am vorderen Endi des rotierenden Wandlergehäuses 22 begrenzt.

Fig. 2 läßt erkennen, daß, wenn für einen Drehmomentwandler der gattungsgemäßen An ein radiale¹ Schlagen des vorderen Endes des Wandlergehäuses 22 von 1,0 mm gefordert wird und das ebene Nadellagci 202 zwischen dem drehbaren Wandlergehäuse 22 und der Turbinenwelle 18 einer Lagcrlose von 0,2 mm besitzt und das Nadellager 204 zwischen der Tiirbinenwelle 18 und der Leitradwelle 6 einer l.agerlose von 0,1 mm besitzt, die die Dichtspalte an den Dichtflächen 206,208 und 210 nur um weniger als 0,1 % beeinflußt und der Dichtspalt in der Dichtung 212 nahezu unbecinflul.il bleibt. Somit wird, auch wenn das Plunetcnradgetriebe das hintere Ende der Leitradwelle 6 mit der Turbinenwelle 18 zentriert, diese weniger als 0,2 mm ausgelenkt, oder das Lager 8 läuft um 0.1 mm außerzentrisch. Beides, dieses Auslenken und das exzentrische Ausschlagen um beinahe 0,1 mm, wird ermöglicht, weil das Kugellager 8 ein ausreichend großes Spiel hat, und auf der anderen Seite benötigt die Turbinenwelle 18 eine ziemlich kleine Kraft, um 0,2 mm ausgelenkt zu werden. Weiterhin kann das Planetengetriebe 16 wegen der schwimmenden Anordnung seines äußeren Laufrings außerzentrisch auszuschlagen.

Die vorerwähnten Maße gelten für ein System, in welchem die Turbinenwelle 18 etwa 530 mm lang ist und die übrigen Maße dazu proportional sind. Für derartige Getriebe mag die Eingangsleistung bis zu 300 PS betragen, und das statische und dynamische Schlagen des Zentrums des Schwingungsgrades 32 in vielen Fällen bis zu einer Größe zwischen 0,8 und I mm betragen.

Hierzu 2 Blatt Zeichnungen

Claims (4)

Patentansprüche:

1. Hydrodynamisch-mechanisches Verbundgetriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge, mit einem zweistufigen hydrodynamischen Drehmomentwandler, dessen Pumpenradumlaufgehäuse am hinteren Ende ortsfest zentriert ist und dessen im wesentlichen radial durchströmtes Leitrad in einem ersten Betriebsbereich über ein Umlaufgetriebe mit der an ihrem Abtriebsende gegenüber dem ortsfesten Getriebegehäuse zentrierten Turbinenwelle kuppelbar ist und in einem zweiten Betriebsbereich mittels einer servobetätigten Bremse am Getriebegehäuse festlegbar ;st, dadurch gekennzeichnet, daß die Leitradwelle (6) durch ein außerhalb des Wandlerbereichs liegendes einziges Festlager (2) axial und radial festgelegt ist und die übrigen rotierenden Wandlerteile (Turbinenwelle 18, Pumpenradumlaufgehäuse 22, Turbinenrad 52, Pumpenrad 54) in axialer Richtung unmittelbar oder mittelbar an der Leitradwelle (6) über Axialdrucklager (200, 202, 204) abgestützt sind, während die Turbinenwclle (18) und die Leitradwelle (6) im Bereich des Drehmomentwandler mittelbar oder unmittelbar im Pumpenradumlaufgehäuse (22) über von den Axialdrucklagern (200, 202, 204) unabhängige Radiallagcr (10,26) zentriert sind.

2. Verbundgetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Lagerspiel in dem Radiallager (26) zwischen der Turbinenwelle (18) und dem vorderen Ende des Pumpenlaufgehäuses (22) etwas geringer ist als der radiale Dichtspalt (212) zwischen dem mil dem Wandlergehäuse verbundenen Pumpenrad (54) und dem Turbinenrad (52).

3. Verbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 oder 2. dadurch gekennzeichnet, daß das Lagerspiel in dem im wesentlichen im gleichen Axialbereich wie die Turbinenschaufeln und die Leitschaufeln liegenden Radiiilluger (10) /wischen dem Turbinenrad (52) und dem Leitrad (50) etwas geringer ist als die radialen Dichtspalte (206, 208, 210) zwischen diesen Rädern.

4. Verbundgetriebe nach Anspruch 2 und 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Radiallager (26) zwischen der Turbinenwelle (18) und dem Pumpcnrohrumlaufgehäuse (22) ein Lagerspiel zwischen 20 und 30% des zulässigen Radialschlags am vorderen Hnde des Pumpenumlaufgehäuses (22) aufweist und das Spiel im Radiallager (10) zwischen dem Turbinenrad (52) und dem Leitrad (50) mindestens 10 bis 20% des zulässigen Radialschlags beträgt.