DE2749137C2

DE2749137C2 -

Info

Publication number: DE2749137C2
Application number: DE2749137A
Authority: DE
Inventors: Albert Arthur Clovenfords Galashields Schottland Gb Miller
Original assignee: Volvo AB
Current assignee: Volvo AB
Priority date: 1976-11-05
Filing date: 1977-11-03
Publication date: 1988-07-14
Also published as: IT1087045B; SE7712510L; FR2370199B1; NL183364B; DE2749137A1; FR2370199A1; SE439965B; NL7712179A; CA1087422A; JPS5367059A; SU955876A3; NL183364C; US4228697A

Description

Die Erfindung betrifft ein Wechselgetriebe, insbesondere ein Fahrzeug-Wechselgetriebe, der im Oberbegriff des Anspruchs 1 definierten Gattung.

Bei einem aus der DE-AS 10 64 820 bekannten Wechselgetriebe dieser Gattung ist das dritte Planetengetriebe derart den beiden ersten Planetengetrieben zugeordnet, daß sich das bekannte Wilson-Getriebe ergibt. Hierdurch werden Gesamtübersetzungsverhältnisse erhalten, die in der Nähe des Wertes "1" relativ große Abstände voneinander aufweisen.

Wechselgetriebe dieser Art werden häufig in schweren Fahrzeugen eingesetzt, z. B. in Lastkraftwagen und in für lange Strecken vorgesehenen Autobussen, weil sie große Drehmomente übertragen und insbesondere automatisch gesteuert werden können, was Ermüdungserscheinungen bei den Fahrern verringert. Die nicht immer erwünschten Folgen von weit beabstandeten Gesamtübersetzungsverhältnissen werden dabei teilweise z. B. durch Einschaltung eines Drehmomentwandlers, der eine Drehmomentverstärkung ermöglicht, in den Antrieb des Wechselgetriebes kompensiert, da die Verluste im Drehmomentwandler, wenn dieser als Drehmomentverstärker wirkt, für kurze Zeitspannen, z. B. beim Beschleunigen des Fahrzeugs aus dem Stand heraus, erträglich sind. Wenn das Fahrzeug die Reisegeschwindigkeit erreicht hat, wird das Wechselgetriebe normalerweise im direkten Gang betrieben, wobei sich das Planetengetriebe en bloc dreht, in welchem Fall der Drehmomentwandler als aus zwei Elementen bestehende Fluidkupplung wirksam ist und sich im Kupplungszustand ohne Drehmomentverstärkung befindet oder mittels einer Bremskupplung festgelegt ist.

Probleme ergeben sich, wenn das Fahrzeug eine Steigung bewältigen muß, die ausreicht, um das Fahrzeug unter die Reisegeschwindigkeit zu verlangsamen und den Drehmomentwandler in seine das Drehmoment verstärkende Betriebsart zu versetzen, falls dessen Bremskupplung ausgerückt ist.

Der Wirkungsgrad des Wechselgetriebes wird dann kleiner. Dies hat eine entsprechende Abnahme der verfügbaren Leistung zur Folge und macht eine Umschaltung in das nächst kleinere Gesamtübersetzungsverhältnis erforderlich, um den Drehmomentwandler in seinem Kupplungszustand arbeiten zu lassen. Ist der Abstand zwischen dem direkten Gesamtübersetzungsverhältnis und dem nächst kleineren Gesamtüberstzungsverhältnis jedoch relativ groß, dann muß das Fahrzeug zunächst erheblich verlangsamt werden, um ein Überdrehen des Motors zu vermeiden, was unerwünscht ist und auch nicht durch Anwendung anderer bekannter Wechselgetriebe (DE-Automobiltechnische Zeitschrift Bd. 70 (1968), S. 104 bis 108) befriedigend vermieden werden kann. Es wäre allenfalls die Anwendung von zwei in Serie geschalteten, voneinander unabhängigen Getriebestufen denkbar, um diese Schwierigkeiten zu vermeiden, doch würden sich bei deren Betrieb Synchronisationsprobleme ergeben, die ebenfalls unerwünscht sind.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Wechselgetriebe der eingangs bezeichneten Gattung zu schaffen, bei dem die unteren Gesamtübersetzungsverhältnisse relativ große Abstände, die näher beim Wert "1" liegenden Gesamtübersetzungsverhältnisse dagegen relativ kleine Abstände aufweisen und bei dem gleichzeitig die Anwendung von zwei in Serie liegenden, voneinander unabhängigen Getriebestufen vermieden werden kann.

Zur Lösung dieser Aufgabe dienen die kennzeichnenden Merkmale des Patentanspruchs 1.

Zur Schaffung von zwei weiteren Schnellgängen kann eine dritte Kupplung zum wahlweisen Übertragen des Antriebs vom Antriebsteil auf den Planetenradträger des zweiten Planetengetriebes vorgesehen sein.

Zusätzliche Gesamtübersetzungsverhältnisse lassen sich durch Einführung eines vierten und fünften Planetengetriebes gemäß Ansprüchen 3 und 4 schaffen.

Die Erfindung wird nachfolgend an drei Ausführungsbeispielen näher erläutert, die in Fig. 1 bis 3 der Zeichnung schematisch dargestellt sind.

Das Wechselgetriebe nach Fig. 1 enthält eine Antriebswelle 10 (Eingang), die mit dem Antriebsteil einer Kupplung C 1 verbunden ist, deren Abtriebsteil an einer Welle 11 befestigt ist. Das Wechselgetriebe enthält außerdem drei Planetengetriebe 1, 2 und 3, die je ein inneres Zentralrad (Sonnenrad) S, ein mit Innenverzahnung versehenes äußeres Zentralrad R (Hohlrad) und einen Satz von Planetenrädern P aufweisen, die mit den beiden Zentralrädern R und S kämmen und um ihre Achsen drehbar in einem Planetenradträger L gelagert sind, der seinerseits um die gemeinsame Achse des Wechselgetriebes drehbar gelagert ist.

Die Welle 11 ist mit dem inneren Zentralrad S 1 verbunden. Der Planetenradträger L 1 ist mit einem Abtriebsteil 20 (Ausgang) des Wechselgetriebes und mit dem äußeren Zentralrad R 2 des zweiten Planetengetriebes verbunden. Der Planetenradträger L 2 des zweiten Planetengetriebes ist mit den äußeren Zentralrädern R 1 und R 3 des ersten und dritten Planetengetriebes verbunden und kann mittels einer die Welle 11 umgebenden Hülse 12 wahlweise mit dem Abtriebsteil einer Kupplung C 3 verbunden sein. Eine weitere Hülse 13 verbindet das innere Zentralrad S 2 des zweiten Planetengetriebes und den Planetenradträger L 3 des dritten Planetengetriebes mit dem Abtriebsteil einer Kupplung C 2, deren Antriebsteil durch eine zylindrische Wand 14 mit den Antriebsteilen der Kupplungen C 1 und C 3 und daher auch mit dem Antriebsteil 10 verbunden ist. Wahlweise einschaltbare Bremseinrichtungen (oder Kupplungen) B 1, B 2 A und B 3 können unabhängig eingeschaltet werden, um das äußere Zentralrad R 1 bzw. das innere Zentralrad S 2 bzw. das innere Zentralrad S 3 ortsfest zu halten. Eine alternative Lage für die zweite Bremseinrichtung, nämlich auf der gegenüberliegenden Seite der dritten Bremseinrichtung, ist in Fig. 1 durch das Bezugszeichen B 2 B angedeutet.

Wenn die Zahl der Zähne bei den verschiedenen Elementen der Planetengetriebe wie folgt ist,

dann ergeben sich durch Einrücken der verschiedenen Kupplungen und Bremseinrichtungen die aus der nachfolgenden Tabelle 1 ersichtlichen Gesamtübersetzungsverhältnisse:

Tabelle 1

Das in Fig. 2 dargestellte Ausführungsbeispiel unterscheidet sich von dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 dadurch, daß zwischen das erste Planetengetriebe 1 und eine Abtriebswelle 20′ (Ausgang) ein viertes Planetengetriebe 4 geschaltet ist, dessen Elemente bei diesem Ausführungsbeispiel dieselbe Anzahl von Zähnen wie die entsprechenden Elemente des ersten Planetengetriebes 1 aufweisen. Der Planetenradträger L 4 des vierten Planetengetriebes ist mit der Abtriebswelle 20′ verbunden. Das innere Zentralrad S 4 ist mitdrehbar am inneren Zentralrad S 1 befestigt, und das äußere Zentralrad R 4 ist mitdrehbar am Planetenradträger L 1 befestigt.

Außerdem kann das äußere Zentralrad R 4 mit einer vierten Bremseinrichtung stillgesetzt werden. Die verfügbaren Gesamtübersetzungsverhältnisse sind in der nachfolgenden Tabelle 2 angegeben.

Tabelle 2

Durch Einrücken der Kupplung C 2 und der Bremseinrichtung B 3 kann ein Schnellgangverhältnis von 0,545 : 1 erhalten werden.

Die in Fig. 2 dargestellten, wahlweisen Kupplungen C 3 und C 4, die den Planetenradträgern L 2 und L 1 einen Antrieb vermitteln können, ermöglichen bei Voraussetzung der oben angegebenen Zähnezahlen die folgenden zusätzlichen Gesamtübersetzungsverhältnisse:

Beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 3 ist ein fünftes Planetengetriebe 5 vorgesehen, dessen äußeres Zentralrad R 5 an einem Abtriebsteil 20′′ befestigt ist, dessen inneres Zentralrad S 5 mitdrehbar am äußeren Zentralrad R 4 befestigt ist und dessen Planetenradträger L 5 eine Bremseinrichtung B 5 zugeordnet ist. Wenn das äußere Zentralrad R 5 84 Zähne, die Planetenräder P 5 jeweils 18 Zähne und das innere Zentralrad S 5 48 Zähne besitzt und die Elemente der anderen Planetengetriebe dieselbe Zähnezahl wie bei dem anhand von Fig. 2 beschriebenen Ausführungsbeispiel aufweisen, dann können durch Einrücken der Kupplung C 1 und der Bremseinrichtung B 5 ein zusätzliches niedriges Gesamtübersetzungsverhältnis von 9,25 : 1 und durch Einrücken der Kupplung C 2 und der Bremseinrichtung B 5 ein zusätzliches niedriges Rückwärtsverhältnis von -13,36 erhalten werden. Zwei weitere Rückwärtsverhältnisse von -5,42 : 1 und -1,75 : 1 lassen sich durch Einrücken der Kupplungen C 3 oder C 4 und der Bremseinrichtung B 5 erhalten, sofern die Kupplungen C 3 und/oder C 4 vorgesehen sind.

Zwischen die Hülse 13 und die Wand 14 kann weiterhin ein Freilauf FW geschaltet sein, sofern eine der beiden Kupplungen C 3 oder C 4 oder beide Kupplungen C 3 und C 4 vorgesehen sind. Seine Funktion besteht darin, einen weichen Übergang vom direkten (en bloc) Antrieb zu irgendeinem der verfügbaren Schnellgangverhältnisse oder umgekehrt zu erleichtern, wenn entweder die Kupplung C 3 oder die Kupplung C 4 eingerückt ist.

Wenn der Freilauf FW verhindert, daß das innere Zentralrad des Planetengetriebes 2 schneller als das Antriebsteil in demselben Drehsinn dreht, dann kann der direkte Antrieb dadurch übertragen werden, daß eine der Schnellgang-Kupplungen C 3 oder C 4 allein eingerückt wird, solange das Drehmoment positiv ist. Somit können alle anderen Kupplungen, die eingerückt sein könnten, um einen blockierten direkten Antrieb vorzusehen (bei positivem oder negativem Drehmoment) ausgerückt werden, bevor die Bremseinrichtung eingerückt wird, die zusammen mit der Kupplung C 3 oder C 4 das Schnellgangverhältnis herstellt. Dies ermöglicht einen Übergang ohne durch das Wechselgetriebe verursachte Verluste an Antriebsdrehmoment. Dasselbe gilt für den Übergang vom Schnellgangverhältnis zum direkten Antrieb, sofern dieselbe Folge von Betätigungen der Bremseinrichtungen und Kupplungen umgekehrt wird.

Wenn beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 das 28 Zähne aufweisende innere Zentralrad gegen ein inneres Zentralrad mit 42 Zähnen und die 28 Zähne aufweisenden Planetenräder gegen Planetenräder mit 21 Zähnen ausgewechselt werden, dann stehen die folgenden veränderten Gesamtübertragungsverhältnisse zur Verfügung:

Es ergeben sich somit bei jedem der beschriebenen Ausführungsbeispiele indirekte Vorwärtsverhältnisse, die durch Stufen beabstandet sind, die kleiner werden, wenn sich die Gesamtübertragungsverhältnisse dem Wert "1" nähern. Außerdem lassen sich ohne Einfügung weiterer Getriebestufen Schnellgangverhältnisse erhalten.

Claims

1. Wechselgetriebe mit wenigstens drei Planetengetrieben, die je ein inneres Zentralrad, ein mit Innenverzahnung versehenes äußeres Zentralrad und wenigstens ein mit den beiden Zentralrädern kämmendes Planetenrad aufweisen, das um seine Achse drehbar in einem Planetenradträger gelagert ist, der drehbar um die gemeinsame Achse der Zentralräder gelagert ist, wobei der Abtrieb (20) vom Planetenradträger (L 1) des ersten Planetengetriebes (1) abgenommen ist, das äußere Zentralrad (R 1) des ersten Planetengetriebes (1) mitdrehbar am Planetenradträger (L 2) des zweiten Planetengetriebes (2) befestigt ist, ein Antriebsteil (10) über eine Kupplung (C 1) mit dem inneren Zentralrad (S 1) des ersten Planetengetriebes verbindbar ist und eine lösbare Bremse (B 1) zum Halten des äußeren Zentralrads (R 1) des ersten Planetengetriebes (1) sowie eine lösbare Bremse (B 2) zum Halten des inneren Zentralrades (S 2) des zweiten Planetengetriebes (2) und eine zweite Kupplung (C 2) vorgesehen sind, wobei das äußere Zentralrad (R 3) des dritten Planetengetriebes (3) mitdrehbar am Planetenradträger (L 2) des zweiten Planetengetriebes (2) befestigt ist, wobei der Planetenradträger (L 3) des dritten Planetengetriebes (3) mitdrehbar am inneren Zentralrad (S 2) des zweiten Planetengetriebes befestigt ist und wobei eine weitere lösbare Bremse (B 3) zum Halten des inneren Zentralrads (S 3) des dritten Planetengetriebes vorgesehen ist, dadurch gekennzeichnet, daß der Planetenradträger (L 1) des ersten Planetengetriebes (1) mitdrehbar am äußeren Zentralrad (R 2) des zweiten Planetengetriebes befestigt ist und daß die zweite Kupplung (C 2) wahlweise das innere Zentralrad (S 2) des zweiten Planetengetriebes (2) und den Planetenradträger (L 3) des dritten Planetengetriebes (3) mit dem Antriebsteil (10) verbindet.

2. Wechselgetriebe nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch eine dritte Kupplung (C 3) zum wahlweisen Übertragen des Antriebs vom Antriebsteil (10) auf den Planetenradträger (L 2) des zweiten Planetengetriebes zwecks wahlweiser Schaffung von zwei weiteren Schnellgängen.

3. Wechselgetriebe nach Anspruch 1 oder 2, gekennzeichnet durch ein viertes Planetengetriebe (4), das zwischen dem Planetenradträger (L 1) des ersten Planetengetriebes und einem Abtriebsteil (20′, 20′′) angeordnet ist, das mit dem Planetenträger (L 4) des vierten Planetengetriebes verbunden ist, wobei der Planetenradträger (L 1) des ersten Planetengetriebes (1) mitdrehbar am äußeren Zentralrad (R 4) des vierten Planetengetriebes (4) und das innere Zentralrad (S 4) des vierten Planetengetriebes (4) mitdrehbar am inneren Zentralrad (S 1) des ersten Planetengetriebes (1) befestigt ist und wobei eine lösbare Bremse (B 4) zum Halten des äußeren Zentralrades (R 4) des vierten Planetengetriebes vorgesehen ist.

4. Wechselgetriebe nach Anspruch 3, gekennzeichnet durch ein fünftes Planetengetriebe (5), dessen äußeres Zentralrad (R 5) mit einem Abtriebsteil (20′′) verbunden und dessen inneres Zentralrad (S 5) mitdrehbar am äußeren Zentralrad (R 4) des vierten Planetengetriebes (4) befestigt ist, und durch eine lösbare Bremse (B 5) zum Halten des Planetenradträgers (L 5) des fünften Planetengetriebes (5).