DE2505583C3 - Hydrodynamisch-mechanisches Verbundgetriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft ein 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 ist.

Getriebe der vorgenannten Art werden in Schienenfahrzeugen, Omnibussen. Lastkraftwagen und Erdbewegungsfahrzeugen verwendet und bilden für gewöhnlich vollautomatische Einheiten, die außerdem eine Direktkupplung zur Überbrückung des hydrodynamischen Drshmomentwandlers 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

κ umdrehbaren Getriebegehäuse unmittelbar oder mittelbar gelagert Die Wellen sind hauptsächlich axial belastet, wodurch sich bei Lagerung in einem Kugellager ein festes Drehzentrum einstellt.

Die drei Elemente des hydrodynamischen Drehmomentwandlers, nämlich die Pumpenradumlaufgehäuse mit den darin «ngeordneten Pumpenschaufeln, das Turbinenrad und das Leitrad müssen innerhalb von Toleranzgrenzen für die Dichtspalte, wie sie zur Erlangung eines guten Wirkungsgrads notwendig sind,

konzentrisch zueinander drehen. Fluchtungsfehler zwischen dem umdrehbaren Getriebegehäuse und der Kurbelwelle der Antriebsmaschine ebenso wie ein radiales Schlagen des Kurbelwellenendes, besonders bei bestimmten Antriebsbedingungen, sind jedoch schwer innerhalb so enger Grenzen zu halten, wie sie für die Lagerung bei den bisher bekannten Getriebekonstruktionen eingehalten werden müssen. In der Praxis war es deshalb bisher beim Anbringen dos 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, one Lagerung für die drehenden Teile des Drehmomentwandlers in einem Verbundgetriebe der eingangs genannten Art zu schaffen, die gegenüber den vorbekannten Lagerungen einen wesentlich größeren Schlag und wesentlich größere Fluchtungsfehler an der Eingangsseite ohne Verschleiß an den Dichtkanten im Schaufelblattsystem und ohne Verspannung und damit Überbeanspruchung 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 liegerfiles einziges Festlager am Getriebegehäuse axial und radial festgelegt ist und die übrigen rotierenden Wandlerteile in axialer Richtung unmittelbar oder mittelbar an der Leitradwelle über Axialdruck lager 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 31953). 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 Fluch- tungsfehler 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 Schlagen zwischen der Turbine- und der Leitradwelle durch das Zentrier-Radiallager, das die Aufrechterhaltung der Dichtspalte zwischen den Schaufelkränzen 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.

Ein 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 lie^f?rn.

Von besonderer Bedeutung ist die Festlegung der Leitradwelle an dem einzigen Festlager, an dem im wesentlichen alle in den rotierenden Wandlerteüen auftretenden Axialkräfte aufgenommen werden. Der Radialschlag der Getriebeeingangswelle an der vorderen Seite des Pumpenumlaufgehäuses 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 Wandlerbereiches wird weiter über ein reines Radiallager dem Leitrad und der Leitradwelle mitgeteilt, die ihrerseits um das einzige Festlager schwenken kann. Hierdurch werden die Abstandsunterschiede zwischen den Kanten des Pumpenrades und des Leitrades, d. h. die Dichtspalte beim Auftreten eines Radialschlages am Getriebeeingang und zwar unabhängig davon, ob das Umlaufgetriebe zwischen der Leitradwelle und der Turh^;nenwelle diese Wellen mit unterschiedlicher Drehzahl drehen läßt oder die Leitradwelle festgebremst ist, nur geringfügig geändert, so daß bei der Fertigung geringere Toleranzen für diese Dichtspalte möglich sind. Da die Räder des Drehmomentwandlers 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.

Die Erfindung wird nachstehend anhand eines in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiels näher erläutert. Es zeigt

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

Fie.2 in einem Längsschnitt analog zu Fig. 1 die einzelnen Lagerstellen mit den zugehörigen Wellen zur Veranschaulichung des Einflusses von Fluchtungsfehlern.

Das in F i g. 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 CA gehörenden Komponenten sind von einem zentralen Block 4 getragen, der innerhalb des undrehbaren Gehäuses 2 befestigt ist und durch den sich die Leitradwelle 6 mit einem Kugellager 8 darin erstreckt, welche außerdem mittels eines Gleitlagers 10 innerhalb des Turbinenrades des Drehmomentwandlers gelagert ist

In dem zentralen Block 4 sind ferner eine Leitradbremse 12 und eine weitere Bremse 14 iiir den Planetenradträger 16 eines Planetenradgeiriebes angeordnet, dessen Sonnenrad auf der Leitradwelle 6 befestigt ist und dessen Ringrad mit der Turbinenradwelle 18 fest verbunden ist.

Die Turbinenwelle 18 ist in dem rotierenden Wandlergehäuse 22 mittels eines Gleitlagers 26 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 Schwungrades 32 einer Antriebsmaschine gelagert. Die Turbinenradwelle 18 ist an ihrem rückwärtigen Ende mittels eines Gleitlagers 34 in einer Antriebswelle 36 gelagert, die ihrerseits in dem rückwärtigen Getriebedeckcl 38 mittels eines Kugellagers 40 und eines Gleitlagers 42 ihre Lagerung erfährt.

Zwischen der Turbinenradwelle 18 und der Abtriebswelle 36 befindet sich ein als Planetenradgetriebe ausgebildetes Reversiergetriebe 44, das eine Direktverbindung zwischen der Turbinenwelle 18 und der Abtriebswelle 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 Leitschaufelkranz 50 auf der Leitradwelle 6 und ein zwei Schaufelkränze aufweisendes Turbinenglied 52 auf der Turbinenwelle 18 befestigt. Das Wandlergehäuie 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 Wandlergehäuse 22 vorhanden.

Aus Fig. 2 in Veroindung 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 Wandlergehäuse 22 seine axiale Lagerung im Verhältnis zur Leitradwelle 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 Leitradwelle 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 Leitradwelle 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 hinleren 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 Drchmomentwandlers dadurch vermindert, daß das Planetengetriebe 16 bis zi> einem gewissen Grade verlangt, daß die Turbinenwelle 18 in axialer Höhe des Planetengetricbes und die Leitradwelle 6 dieselbe Drehachse besitzen. Diesem Erfordernis wird in gewissem Ausmaß durch die Einfügung der Bremse 14 begegnet, welche die Exzentrizität zwischen dem Außenring des Planctcngetriebes 16 und der Turbinenwelle 18 aufzunehmen vermag. Dieses Planetengetriebe bestimmt jedoch im eingerückten Zustand nichtsdestoweniger die Lage der Drehachse der Leitradwelle 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 sie ebenso die zulässige Exzentrizität am vorderen Ende des rotierenden Wandlergehäuses 22 begrenzt.

Fig. 2 läßt erkennen, daß. wenn für einen Drehmomentwandler der gattungsgemäßen Art ein radiales Schlagen des vorderen Endes des Wandlergehäuses 22 von 1,0 mm gefordert wird und das ebene Nadellager 202 zwischen dem drehbaren Wandlergehäuse 22 und der Turbinenwclle 18 einer Lagerlose von 0.2 mm besitzt und das Nadellager 204 zwischen der Turbinenwelle 18 und der Leitradwelle 6 einer Lagerlose 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 unbeeinflußt bleibt. Somit wird, auch wenn das Planetenradgetriebe 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 1 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 isft und in einem zweiten Betriebsbereich mittels einer servobetätigten Bremse am Getriebegehäuse festiegbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß die Leitradwelle (6) durch ein außerhalb des Waudlerbereichs 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 Turbinenwelle (18) und die Leitiradwelle (6) im Bereich des Drehmomentwandler}; mittelbar oder unmittelbar im Pumpenradumlaufgehäuse (22) über von den Axialdrucklagern (200,202, 204) unabhängige Radiallager (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 Pumpeniaufgehäuses (22) etwas geringer ist als der radiale Dichtspalt (212) zwischen dem mit 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 Radiallager (10) zwischen 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 Pumpenrohrumlaufgehäuse (22) ein Lagerspiel zwischen 20 und 30% des zulässigen Radialschlags am vorderen Ende des Pumpenumlaufgehäuses (22) aufweist und das Spiel im Radiallager (10) zwischen dem Turbinenrad (!52) und dem Leitrad (!50) mindestens 10 bis 20% des zulässigen Radialschlag;s beträgt.