DE2716960C2 - Hydrostatisch-mechanisches Getriebe mit Leistungsverzweigung - Google Patents

Hydrostatisch-mechanisches Getriebe mit Leistungsverzweigung

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Description

a) daß die Verbindung zwischen der Antriebswelle (3) des Getriebes und der ersten Welle des Summierungsgetriebes (5,105,205) ständig besteht,
b) daß die zweite Welle des Summierungsgetriebes (5; 105; 205) nur ein einziges Eingangssonnenrad (12,222) trägt,
c) daß ein weiteres Sonnenrad (9, 109a, 223) de: Summierungsgetriebes (5, 105, 205) mit dem Sonnenrad des nachgeordneten Planetengetriebes (6) verbunden ist, über das im ersten Fahrbereich die Leistung läuft,
d) daß die Planetenräder (7; 107a. 1076: 207, 220, 221) des Summierungsgetriebes (5; 105; 205) auf einem gemeinsamen Planetenträger (4; 104; 208) angeordnet sind und
e) daß der Fahrbereich (I) des Hydrostaten in an sich bekannter Weise unsymmetrisch in einen Rückwärts- und einen Vorwärtsfahrbereich aufgeteilt ist.
2. Hydrostatisch-mechanisches Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Wellen (120, 121) der Planetenräder (107a, 107ty an dem Planetenträger (104) auf verschiedenen Radien angeordnet sind.
3. Hydrostatisch-mechanisches Getriebe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß zwei Hohlräder (108a und iOSb) vorgesehen sind, die fest miteinander verbunden sind.
Die Erfindung bezieht sich auf ein hydrostatisch-mechanisches Getriebe mit Leistungsverzweigung nach dem Oberbegriff des Anspruches 1.
Ein solches Getriebe ist beispielsweise bekannt aus der S.A.E.-Druckschrift 7 20 724, Sep. 1972, Seiten 1 bis 12. In diesem Getriebe arbeitet der Fahrbereich I ebenso wie der Rückwärtsfahrbereich rein hydrostatisch, was einen niedrigeren Wirkungsgrad zur Folge hat. Beim Anfahren wird weiterhin das Antriebsmoment durch die mechanischen Verlustwerte vermindert. Da der Hydromotor beim Anfahren von null an in Bewegung gesetzt werden muß, treten Losbrechmomente des Hydromotors aufgrund der hohen inneren Anfahrwiderstände auf. Unzumutbare Schaltstöße führen zu starken Geräuschen.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein solches bekanntes hydrostatisch-mechanisches Getriebe
s derart zu verbessern, daß die obengenannten Nachteile vermieden werden.
Diese Aufgabe wird durch die im kennzeichnenden Teil des Anspruches 1 angegebenen Merkmale gelöst Weitere vorteilhafte und zweckmäßige Ausgestaltungen sind in den Unteransprüchen angegeben.
Durch die ständig bestehende Verbindung zwischen der Antriebswelle des Getriebes und dem Summierungsgetriebe arbeitet auch der Fahrbereich I mit Leistungsverzweigung. Dadurch ergibt sich eine höhere Getriebeeckleistung (= Produkt aus maximalem Abtriebsdrehmoment und maximaler Abtriebsdrehzahl). Durch die ständig vorhandene Leistungsteilung ist eine beliebige Aufteilung des Fahrbereiches I in einen Rückwärts- und einen ersten Vorwärtsfahrbereich möglich.
Die Aufteilung kann dabei beispielsweise so sein, daß für den Rückwärtsfahrbereich nur 20% des Fahrbereichs 1 durch entsprechende Auswahl der Zähnezahlverhältnisse festgelegt werden.
Dann bleiben für den ersten Vorwärtsfahrbereich 80% des Fahrbereichs I.
Durch die ständig wirkende Leistungsteilung ergibt sich auch ein günstigerer Wirkungsgrad in Fahrbereich I gegenüber dem rein hydrostatischen Betrieb bekannter Getriebe.
Wegen der ständig bestehenden Verbindung zwischen Antriebswelle und Summierungsgetriebe arbeitet das Verzweigungssystem im Hauptbetriebsbereich mit minimaler hydraulischer Leistung, da die Hydrostatleistung in diesem Bereich den Wert Null durchläuft. Dies ist besonders wichtig im Hinblick auf größtmöglichen Wirkungsgrad und günstigere Lebensdauerwerte.
In der Stellung »Leerlauf« ist die erste Hydrostateinheit auf eine negative Verstellgröße eingeregelt. Dies ist dadurch möglich, daß der Fahrbereich I nicht symmetrisch in einen Rückwärts- und einen Vorwärtsfahrbereich aufgeteilt sein muß. Dadurch wird ein ruckfreies Anfahren mit einer Erhöhung der Anfahrzugkräfte und eine Verbesserung der Anfahrquaiität erreicht Das Losbrechmoment ist beseitigt.
Durch die ständig bestehende Verbindung zwischen Antriebswelle und Summierungsgetriebe ist außerdem eine begrenzte Korrektur der Getriebecharakteristik bzw. der günstigsten Betriebswerte zur Anpassung an die Kennlinien dos Motors möglich. Ebenso wird dadurch eine begrenzte gegenseitige Anpassung der Wirkungsgradwerte am Schaltpunkt vor und nach der Schaltung ermöglicht zur Beseitigung der bekannten Schaltstöße.
Die genannten Vorteile sind zwar teilweise auch mit
der hydromechanischen Übertragungseinrichtung nach der DE-OS 17 75 755 erreichbar. Dort werden diese Vorteile jedoch nur mit einem erheblich größeren Aufwand erreicht, der sich vor allem in dem Bedarf von zwei hydrostatischen Verstelleinheiten (anstelle von nur einer beim Erfindungsgegenstand) mit den dafür erforderlichen zusätzlichen Verstell- und Steuereinrichtungen sowie in einer größeren Zahl von benötigten Kupplungen und einem komplizierteren Aufbau des mechanischen Getriebetciles ausdrückt.
Im folgenden wird die Erfindung anhand dreier Ausführungsbeispiele näher erläutert. Es zeigt
Fig. 1 ein hydrostatisch-mechanisches Getriebe mit Leistungsverzweigung,
Fig. la den Leistungsfluß für das Getriebe nach Fig. 1 für den Fahrbereich i,
F i g. 1 b den Leistungsfluß für den Fahrbereich 11,
F i g. 2 und 3 weitere Ausführungsbeispiele des Getriebes nach F i g. 1 mit geänderter Rad- und Übersetzungsanordnung, aber gleichem, den F i g. 5 und 6 entsprechenden Kennlinienverlauf,
F i g. 4 den Drehzahlplan für das erfindungsgemäße Getriebe,
F i g. 5 die Leistungs- und Drehmomentkennwerte für das erfindungi/gemäße Getriebe,
F i g. 6 das Leistungsdiagramm für das erfindungsgemäße Getriebe in bezug auf die typische Motordrehzahl.
In Fi g. 1 ist das Gehäuse eines hydrostatisch-mechanischen Getriebes mit 14, die Getriebeeingangswelle mit 3, die Getriebeausgangswelle mit 11, die Hydrostateinheit mit 1 und 2 und zwei mit der Hydrostateinheit verbundene, hintereinander geschaltete Planetengetriebe mit 5 und 6 bezeichnet Die Hydrostateinheit besteht aus der Verstellpumpe 1 und dem Konstantmotor 2. Die Getriebeantriebswelle besitzt einen durchgehenden Wellenstrang 3a, der den Planetenträger 4 des ersten Planetengetriebes 5 antreibt sowie einen mittels einer Zahnradstufe 16 abzweigenden Wellenstrang 36, der die Verstellpumpe 1 antreibt. Das Sonnenrad 12 des zweistufigen Planetengetriebes 5 ist über eine Zahnradstufe 17 mit der Abtriebswelle 13 des Konstantmotors 2 verbunden. Das zweite Planetengetriebe 6 ist einstufig und greift mit seinem als Doppelrad ausgebildeten Sonnenrad 9 in den Planetenradträger 4 und mit seinem Planetenradträger 10 über eine Kupplung 18 in das Hohlrad S des ersten Planetensatzes 5 ein. Das Hohlrad 15 kann über eine Bremse 15a festgehalten werden. Der Abtrieb aus dem zweiten Planetengetriebe zu einem nicht gezeichneten Achsantrieb erfolgt über die mit dem Planetenträger 10 verbundene Getriebeabtriebswelle 11. Der Antrieb des Gesamtgetriebes erfolgt über einen nicht gezeichneten Antriebsmotor, der mit der Getriebeantriebswelle 3 verbunden ist.
In Fig. la ist der Leistungsfluß beim Fahren im mechanischen Übersetzungsbereich 1 durch stärkeres Hervorheben der dort beteiligten Radsätze sichtbar gemacht worden.
Die Bremse 15a ist im Fahrbereich I geschlossen. Die Getriebeantriebswelle 3 ist, wie bereits ausgeführt, über den Wellenstrang 3a mit dem Planetenträger 4 des ersten Planetengetriebes 5 verbunden. Die Abtriebswelle 13 des Konstantmotors 2 wirkt über die Zahnradstufe 17 auf die Planetenräder 7 der Planetenstufe 5 ein. Die über den Planetenträger 4 und über die Zahnradstufe 17 zugeführten Leistungen werden dem Sonnenrad 9 zugeführt und über das zweite Planetengetriebe 6 auf die Getriebeausgangswelle 11 übertragen.
Der mechanische Übersetzungsbereich II ist auf gleiche Weise in F i g. Ib gekennzeichnet worden. Hier wurden die dem Planetenträger 4 und der Zahnradstufe 17 zugeführten Leistungen über das Hohlrad 8 und die Kupplung 18 auf den Planetenträger 10 und damit auf die Getriebeausgangswelle 11 übertragen.
In F i g. 2 und 3 ist je ein weiteres Ausführungsbeispiel des in F i g. 1 beschriebenen Getriebes dargestellt worden. Dabei sind für die in F i g. 1 dargestellten Getriebeteile die gleichen Bezugsziffern verwendet worden, während kinematisch gleichwertige Getriebeteile mit um IOC bzw. 200 erhöhten Bezugsziffern gekennzeichnet wurden.
Bei der in F i g. 2 darges'cllten Ausführungsform wird
ebenfalls wie in F i g. 1 ein doppelter Planetenträger 104 verwandt, dessen Wellen jedoch auf verschiedenen Radien angeordnet sind. Die Welle 120 ist auf einem kleineren Radius angeordnet als die Welle 121. Das auf der Welle 12Ü drehbar angeordnete Planetenrad 107a kämmt mit dem inneren Zentralrad 12 und dem äußeren 108a, das auf der Welle 121 drehbar angeordnete Planetenrad 1076 mit dem inneren Zentralrad 109a und dem äußeren 1080.
ίο Im ersten Fahrbereich 1 ist die Bremse 15a geschlossen. Von der Getriebeeingangswelle 3 wird der Träger 104, der die beiden Planeten 107a und 1076 trägt, direkt und über das hydrostatische Getriebe 1,2 wird das innere Zentralrad 12 des ersten Planetensatzes 105 indirekt angetrieben. Die beiden äußeren Planetenräder 108a und ißßb sind miteinander verbunden, so daß über das Doppelrad 109. das Planetenrad des Planetengetriebes 6 und den Planetenradträger 10 die Abtriebsleistung der Ausgangswelle 11 zugeführt werden kann. Im zweiten Fahrbereich II ist die Kupplung 18 geschlossen. Die beiden äußeren Zentralräder 108a und 1080 sind jetzt unmittelbar mit dem Planetenträger 10 und dort mit der Ausgangswelle U verbunden; die Drehzahl der Ausgangswelle 11 ist also die gleiche wie die der beiden äußeren Zentralräder 108a und 1086.
Die F i g. 3 zeigt einen anderen Aufbau des ersten Planetengetriebes 205. Das innere Zentralrad 222 wird über die Welle 212 und die Zahnradstufe 17 von dem hydrostatischen Getriebe 1, 2 angetrieben. Das äußere Zentralrad 204 wird über die Zahnradstufe 16 von der Getriebeeingangswelle 3 angetrieben. Das äußere Zentralrad 204 kämmt mit dem äußeren Planetenrad 207, das mit zwei inneren Planetenrädern 220 und 221 kämmt Alle drei Planetenräder sind auf einen gemeinsamen Träger 208, jedoch auf verschiedene Achsen angeordnet. Das Planetenrad 207 auf der Achse 208a, das Planetenrad 220 auf der Achse 2086 und das Planetenrad 221 auf der Achse 208c. Das innere Planetenrad 220 kämmt mit dem inneren Zentralrad 222 und das innere Planetenrad 221 mit dem inneren Zentralrad 223, wie sich auch an den F i g. 3a und 3b ergibt.
Im ersten Fahrbereich I ist die Bremse 15a geschlossen und die Ausgangsleistung des ersten Planetensatzes 205 wird über die Welle 209 dem inneren Zentralrad des zweiten Planetensatzes 6 zugeführt Von diesem inneren Zentralrad wird über das Planetenrad der Träger 10 und die mit diesem verbundene Ausgangswelle 11 angetrieben. Im zweiten Fahrbereich Il ist die Kupplung 18 geschlossen und die Abtriebswelle 11 wird mit der Drehzahl des Planetenträgers 208 angetrieben.
In dem Drehzahldiagramm der F i g. 4 sind die verschiedenen Linien mit den Sezugszahlen der Zahnräder und Wellen des Getriebes nach der Fi g. 1, 2 und 3 bezeichnet, deren Drehzahlen sie wiedergeben. Der Planetenträger 4,104 bzw. Hohlrad 204, der mit der Antriebswelle 3 direkt oder über Zahnradstufen verbunden ist, läuft proportional zur Getriebeantriebsdrehzahl um. Dieser Drehzahl wird die stufenlos regelbare Drehzahl des Sonnenrades 12,212 überlagert. Die Summe beider Drehzahlen 4,104,204 und 12,212 verläßt das zweistufige erste Planetengetriebe 5,105,205 je nach Schaltung der Kupplungen I und Il wahlweise über das Hohlrad 8, 108 bzw. Steg 208 oder über das Sonnenrad 9,109, 209. In dem darauffolgenden zweiten, einstufigen Planeten-
b5 getriebe 6, 106, 206 wird dann die Summationsdrehzahl bei Eintrieb vom Sonnenrad 9, 109, 209 aus dem Verhältnis / > 1 und bei Eintrieb vom Hohlrad 8 aus mit / = 1 übersetzt. Die Radübersetzuneen in heirlpn Plant».
tengetrieben sind dabei so gewählt, daQ beim Übergang vom Fahrbereich I in den Fahrbereich Il die Kupplung II synchron zugeschaltet werden kann.
In Abhängigkeit von den in Fig.4 aufgezeichneten Drehzahlverhältnissen treten zwischen der hydrosta- 5 tisch und der mechanisch übertragenen Leistung bestimmte, in F i g. 5 und 6 dargestellte Beziehungen auf.
In F i g. 5 sind die bei Vollast (100% Leistung) in Abhängigkeit von der jeweiligen hydraulischen Getriebeübersetzung auftretenden Leistungsanteile und das Gc- 10 triebeabtriebs-Drehmoment aufgetragen.
F i g. 6 zeigt den typischen Motordrehzahlverlauf und die bei den jeweiligen Drehzahlen auftretenden hydraulischen Leistungsanteile. Aus geräuschmindernden und verbrauchsoptimalen Gründen ist deren Drehzahlver- 15 lauf anzustreben. Der dabei auftretende hydraulische Leistungsanteil bestimmt den Gesamtwirkungsgrad des Getriebes.
Hierzu 4 Blatt Zeichnungen 20
25
30
35
40
45
55
b0

Claims (1)

Patentansprüche:
1. Hydrostatisch-mechanisches Getriebe, bei dem der eingangsseitig aufgeteilte hydraulische Leistungszweig und der mechanische Leistungszweig in einem vierwelligen Umlaufrädergetriebe summiert werden, derart, daß die Antriebswelle des Getriebes ständig mit einer ersten, variablen Hydrostateinheit in Drehverbindung steht, und sich eine zweite Hydrostateinheit mit einer zweiten Welle, die mindestens ein Sonnenrad trägt, des Summierungsgetriebes in Eingriff befindet und der weitere Leistungsnuß abwechselnd je nach geschaltetem Bereich Ober eine dritte oder eine vierte Welle des Summierungsgetriebes und Ober ein nachgeordnetes, dreiwelliges Planetengetriebe zur Abtriebswelle des Getriebes .irfoägt und daß im mechanischen Leistungszweig eine Verbindung zwischen der Antriebswelle des Getriebes und einer ersten Welle des Summierungsgetriebesbesteht dadurch gekennzeichnet,
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