DE2832610A1 - Hydromechanische getriebe - Google Patents

Description

Sundstrand Corporation, Rockford_s Illinois V.St.A.

Hydromechanische Getriebe

Die Erfindung bezieht sich auf hydromechanische Getriebe mit mechanischem und hydrostatischem Antrieb, die mit Elementen von mehreren Umlaufgetrieben für mehrere Betriebsarten verbindbar sind, wobei zum Erzielen der mehreren Betriebsarten Kupplungen und Bremsen mit dem Getriebe in verschiedener Weise zusammenwirken.

Hydromechanische Getriebe haben die Eigenschaft, daß sie bei Verwendung in Kraftfahrzeugen, z. B, Lastkraftwagen, für größere Wirtschaftlichkeit und Leistungsfähigkeit sorgen. Bisher haben jedoch hydromechanische Getriebe einige Nachteile im Vergleich mit üblichen Zahnradgetrieben, die üblicherweise beim Fahren mit konstanter Geschwindigkeit als festgelegtes durchgehendes Getriebe wirken und einen hohen Wirkungsgrad sowie eine lange Standzeit haben, da nur wenige Teile einem Verschleiß und Ermüdungserscheinungen ausgesetzt sind. Bei hydromechanischen Getrieben werden hohe Kräfte durch mehrere miteinander in Eingriff stehende Einheiten und durch die Hydroeinheiten übertragen, wodurch sich

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ein verminderter Wirkungsgrad sowie ein Verlust in bezug auf Standzeit und Betriebs zuverlässigkeit ergeben«, Ferner treten aufgrund von Zusatzpumpen sowie Kupplungs- und Zahnrad-Rotationsverlusten parasitäte Energieverluste auf, und es ist ferner nicht möglich, unter normalen Reisebedingungen mit einem "Schongang"-Drehzahlverhältnis zu arbeiten, wodurch die Motordrehzahl auf ihren maximalen Wirtschaftlichkeitsbereich verringert v/erden könnte, während gleichzeitig normale Kraftübertragungskomponenten erhalten bleiben. Außerdem haben herkömmliche hydromechanische Getriebe keine idealen Schaltcharakteristiken aufgrund von Problemen, die mit dem Füllungsgrad der Hydroeinheit zusammenhängen.

Bei der Verwendung hydromechanischer Getriebe in anderen als Fernlastwagen, z«, B. in Transportbetonmischern, Omnibussen, Kippern oder Müllfahrzeugen, gibt es einen weiten Bereich von betrieblichen Anforderungen,und in solchen Anwendungsfällen weist ein hydromechanisches Getriebe im Vergleich zu herkömmlichen Schaltgetrieben einige Nachteile auf. Normalerweise gibt es festgelegte Werte für Antriebsdrehzahl, Abtriebsdrehzahl und maximales Ausgangsdrehmoment, während bei manuellen Wechselschaltgetrieben ein weiter Antriebsdrehzahlbereich annehmbar ist und eine Änderung der relativen Drehzahl- und Drehmomentverhältnisse sowohl in den hohen als auch den niedrigen Gängen möglich ist. Ferner ergibt sich bei der Verwendung hydromechanischer Getriebe in der letztgenannten Fahrzeugart ein Betrieb des hydromechanischen Getriebes mit hohem Druck bei niedriger Grund= geschwindigkeit und dementsprechend ein verminderter Wirkungsgrad der Hydroeinheiten, was wiederum einen Energieverlust, erhöhten Kühlbedarf, und die Erzeugung von mehr Geräusch zur Folge hat. Auch wird durch eine ungexröhnlich hohe Anzahl von Anfahrvorgängen des Fahrzeugs mit hohem

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Druck die Standzeit der Hydroeinheiten verkürzt_o

Mehrere Patentschriften«, die sich aif hydromechanische Ge= triebe beziehen, zeigen unter anderems ein Zweigang-Getriebe mit zwei ümlaufgetriebeeinheiten, einer Kupplung und einer Bremse5 Dreiganggetriebe, deren Teile in Reihenanordnung aufgebaut sind; ein Dreiganggetriebe mit mehreren Kupplungs- und Bremseinheiten| und ein Dreiganggetriebe mit wenigstens zwei Umlaufgetriebeeinheiten mit drei Betriebsarten und mehreren Kupplungs- und Bremseinheiten_o Dieser Stand der Technik gibt jedoch nicht die Gegenstände und Merkmale der Erfindung an_o

In einer US~Patentanmeldung im Warnen von George A₀ Schauer mit dem Titel "A plural mode hydromechanical transmission with synchronous shift" ist ein eine Vierelementen—Kombi= nation bildendes Umlatifgetriebesystem für ein hydrome= chanisches Getriebe mit drei Betriebsarten angegeben₉ wobei synchronisiertes Schalten zwischen den Betriebsarten und wahlweiser Antrieb eines Zentralrads vorgesehen sind_o

Aufgab® der Erfindung ist die Schaffung eines hydrome= chanischen Getriebes mit optimaler Wirtschaftlichkeit im Betrieb bei Anwendung einer Antriebsmaschine mit begrenz= tem Drehzahlbereich₅ z_o B« einer Brennkraftmaschine, sowie Steuerung der Antriebsmaschine auf dem Punkt niedrigsten Kraftstoffverbrauchs aufgrund des Leistungsbedarfs und der Betriebscharakteristiken der Maschine₉ wobei das hydrome= chanische Getriebe eine erhöhte Leistungsfähigkeit hat_s da die maximale Motordrehzahl und infolgedessen die maximale Leistung bei jeder Fahrgeschwindigkeit erzielbar sindo

Durch di© Verringerung der Maschinendrehzahl-Anforderungen ist eine bessere Anpassung an einen Turbolader des Motors

C=a j ^ =5

mit besserem Motorwirkungsgrad möglich, und ferner erge= ben sich geringere parasitäre Verluste durch Ölbewegung und Reibung sowie Hilfseinrichtungen des Motors wie Öl= und Wasserpumpenο Eine niedrigere maximale Motordrehzahl gev/ährleistet auch, daß unter allen Betriebsbedingungen kein Betrieb mit hohem Kraftstoffverbrauch auftritt_o

Das stufenlos verstellbare Getriebe ersetzt getrennte Über= Setzungsverhältnisse durch ein Übersetzungsverhältnis-Kontinuum₉ so daß für den entsprechenden Drehzahl·= und Leistungsbedarf stets das richtige Verhältnis gegeben ist_o Dies ist insbesondere auf Straßen mit unterschiedlichen Steigungen von Bedeutung, da die Motordrehzahl bei groß= ter Wirtschaftlichkeit normalerweise niedriger als bei maximaler Leistung ist_o Wenn maximale Wirtschaftlichkeit und Leistungsfähigkeit erzielt v/erden sollen₉ müssen häufige Änderungen der Motordrehzahl_? nicht jedoch der Fahrzeuggeschwindigkeit, möglich sein«,

Zur Lösung der genannten Aufgabe sieht die Erfindung zwei Umlaufgetriebeeinheiten vor, die als synchronisierte Schalt= Vorrichtung mit drei Betriebsarten ausgebildet sind, wobei das Schalten zwischen Betriebsarten, das entv/eder hydro= statisch oder hydromechanisch erfolgt, vor und nach dem Schalten ein kontinuierliches Übersetzungsverhältnis ge=· stattet und vor und nach dem Schalten in den Hydroein= heiten der hydrostatischen Getriebeeinheit gleicher Be= triebsdruck herrscht; ferner sind zwischen den beiden Hy= droeinheiten vor und nach dem Schalten gleiche Geschwindig= keitsunterschiede vorhandene Die gleichen GeschicLndigkeits= unterschiede vor und nach dem Schalten ermöglichen ein Schalten ohne Verschiebung einer die Verstellung steuern= den Taumelscheibe einer der Hydroeinheiten, was normaler=

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weise einen momentanen Kraftflußverlust durch das Getriebe zur Folge hätte, durch den sich das Gefühl eines rauhen Schaltens und Schlingerns des Fahrzeugs einstellt.

Da das Getriebe drei Betriebsarten hat und eine gleiche Winkelverschiebung der Taumelscheiben erfolgt, kann die Größe der Hydroeinheiten des hydrostatischen Getriebezweigs in bezug auf die übertragene Leistung klein bleiben. Kleinere Hydroeinheiten benötigen auch kleinere Hilfslade- und Kühlpumpen und haben geringere Verluste der Hydroeinheiten zur Folge.

Ferner wird bei dem hydromechanischen Getriebe die Anzahl der Kraft übertragenden mechanischen Teile, die durch die Hydroeinheiten übertragene Energiemenge und der Betrag des parasitären Leistungsverlusts, der sich normalerweise durch Rotation von Kupplung und Zahnrädern ergibt, wenn diese nicht aktiv sind, kleingehalten.

Die Erfindung sieht ferner ein hydromechanisches Eeihengetriebe mit drei Betriebsarten vor, wobei die An- und Abtriebswellen koaxial angeordnet sind und ferner ein hydrostatischer Getriebezweig sowie Kupplungen und Bremsen ebenfalls koaxial mit der An- und Abtriebswelle angeordnet sind; dabei sind die Wellen mit Umlaufgetriebeeinheiten verbunden, wobei eine Außenwelle die Antriebswelle umgibt und mit einer Hydroeinheit des hydrostatischen Getriebezweigs verbunden ist. Eine erste Betriebsart wird durch Betätigen der Bremse in Verbindung mit einem Element der Umlaufgetriebeanordnung bewirkt, und eine zweite und dritte Betriebsart werden durch Verbindung der Antriebswelle mit zwei verschiedenen Elementen der Umlaufgetriebeanordnung durch Einrücken der einen oder anderen eines Paars von Kupplungen erhalten; die Umlaufgetriebeanordnung ist mit solchen Übersetzungsver-

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hältnissen aufgebaut, daß die durch Einrücken der Kupplun= gen zu verbindenden Elemente gleiche Drehzahl haben, wenn eine Kupplung eingerückt ist.,

Ferner ist nach der Erfindung vorgesehen, daß bei dem hj~ dromechanischen Getriebe die Umlaufgetriebeanordnung funktionell eine Vierelementen-Kombination darstellt, die durch zwei Umlaufgetriebeeinheiten gebildet ist, wobei die Kupplungen und die Bremse in einer Gruppe und die Umlaufgetriebeeinheiten ebenfalls in einer Gruppe angeordnet sind, so daß sich eine räumlich gedrängte Bauweise mit der kleinstmöglichen Anzahl Teile für drei Betriebsarten ergibt, wobei in der ersten und der dritten Betriebsart nur eine der Umlaufgetriebeeinheiten benutzt wird_e

Bei der Betriebsart für die Reisegeschwindigkeit eines das Getriebe benutzenden Fahrzeugs nähert sich der Wirkungsgrad des hydromechanischen Getriebes demjenigen eines üblichen Zahnradgetriebes, was sich aus der geringen Anzahl Teile ergibt, die nur einen kleinen Bruchteil der Motorleistung übertragen, so daß sich eine lange Standzeit und große Betriebszuverlässigkeit ergeben und gleichzeitig stets eine sofortige Änderung des Übersetzungsverhältnisses möglich ist, falls dies durch den Straßenzustand erforderlich ist oder vom Fahrer gewünscht wird_e

Ferner wird ein hydromechanisches Getriebe geschaffen, das in Fahrzeugen verwendbar ist, die ein höheres Abtriebsdrehmoment erfordern und einen erweiterten Betriebsbereich bei hohem Abtriebsdrehmoment und hohen Leistungspegeln sowie eine starke Häufigkeit von Anfahrzyklen haben; dabei wirken drei Umlaufgetriebeeinheiten mit Kupplungs- und Bremsvorrichtungen zum Erhalt von drei Betriebsbereichen funktionell als Fünfelementen-Additionsvorrichtung zusammen, und es ist

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eine erweiterte dritte Betriebsart vorgesehen, wobei der hydrostatische Getriebezisreig innerhalb eines größeren Ge= schwindigkeitsbereichs arbeitete Dadurch ergibt sich ein vergrößerter Drehmomentenverhältnis~Gesamtbereieh zur Er= zielung eines höheren maximalen Drehmoments beim Anfahren, so daß ein verbessertes Durchzugsvermögen des Fahrzeugs erhalten wird_o

Bei diesem Ausführungsbeispiel ergibt sich ein verbesserter Wirkungsgrad durch die erweiterte dritte Betriebsart, wobei das Fahren mit unerwünscht hohem Druck und geringem Wirkungsgrad zu einer Fahrzeuggeschwindigkeit verschoben wird₉ die so niedrig ist₉ daß es in bezug auf Energieverlust= oder Wärmeabfuhrüberlegungen unwesentlich isto Ferner ergibt sich durch den größeren Drehmomentenverhältnis~Bereich eine größere Vielseitigkeit des Getriebes, z_a B₀ in einem Stadt= omnibus mit einer großen Anzahl von Anfahrvorgängen, da das Getriebe mit verringertem Anfahrdruck arbeitet₈ so daß die Getriebestandzeit verlängert wirdo Selbst wenn die Drücke nicht vermindert würden, würde die Start=Lebensdauer dennoch verlängert x-jerden_s da aufgrund der kürzeren Zeit, die das Fahrzeug zum Beschleunigen aus der Hochdruck=Drehzahlzone heraus benötigt, die Gesamtzeit bei hohem Druck verringert wirdo

Ein weiterer Vorteil dieses Ausführungsbeispiels ist der Be= trieb mit verminderten Geräuschpegeln aufgrund der erweiter= ten dritten Betriebsart, da die Nenndrehzahl sämtlicher Ge= triebeteile bei der gleichen Nenndrehzahl des Motors verringert werden kann, aber trotzdem ein normaler Drehmomentenverhältnis= Bereich erhalten wird,so daß das Getriebegeräusch vermindert

Weiter wird nach der Erfindung ein hydromechanisches Getriebe vorgesehen,, bei dem das Rädergetriebe bei verschiedenen Nenn= drehzahlen des Motors verwendbar ist, während gleichzeitig die

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feOsJtü IU

Neimgeschwindigkeiten der Hydroeinheiten des hydrostatischen Getriebezweigs aufrechterhalten v/erden, und zwar durch Aus= wechseln eines einzigen Antriebszahnrads des Getriebes; da= bei ist eine einstellbare Halterung vorgesehen, so daß in Abhängigkeit von der Größe des auswechselbaren Zahnrads eine jev/eils verschiedene Rotationsmittenlinie erhalten wirdo

Durch die Erfindung wird also ein hydromechanisches Getriebe mit drei Betriebsarten angegeben, mit zwei einen hydrosta= tischen Getriebezx-jeig bildenden Hydroeinheiten, xrobei eine erste, hydrostatische Mxedrigdrehzahl=Betriebsart und eine zweite und dritte hydromechanische Zwischen= bzw_o Hoch= drehzahl=Betriebsart vorgesehen sindo Bei einer Ausführungs·= form bilden zwei Umlaufgetriebeeinheiten ein Vierelementen= Differentialgetriebe und sind einer Antriebswelle, dem hy= drostatischen Getriebezv/eig sowie Bremsen= und Kupplungseinheiten zugeordnete Der hydrostatische Getriebezweig treibt eine Abtriebstfelle über eine Verbindung mit einer der Umlaufgetriebeeinheiten, wobei die Bremse betätigt istο Eine erste Kupplung in einer Kraftübertragung von der Antriebsxtfelle zu einer Umlaufgetriebeeinheit bewirkt die zweite Betriebsart, x-zobei die Bremse gelöst ist, und eine zweite Kupplung in einer parallelen Kraftübertragung zu einem anderen Element der Umlaufgetriebeeinheiten bewirkt die dritte Betriebsart, xrobei die Bremse und die erste Kupplung gelöst bzx-j_o ausgerückt sindo Bei einer anderen Aus= führungsform werden drei Umlaufgetriebeeinheiten zum Erhalt der gleichen drei Betriebsarten verx-jendet, wobei eine er= weiterte dritte Betriebsart vorgesehen ist und die Bremse mit einem Element in x-zenigstens zwei der Umlaufgetriebe= einheiten und eine der Kraftübertragungen ebenfalls mit einem Element in mehr als einer Umlaufgetriebeeinheit verbunden ist_o

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Anhand dar Zeichnung wird die Erfindung beispielsweise näher erläutert. Es zeigen;

Fig. 1 eine schematische Darstellung des ersten Ausführungsbeispiels der Erfindung;

Pig. 2 eine Darstellung des hydromechanischen Getriebes nach Pig. 1;

Fig. 2A ein Kupplungsdiagramm;

Fig. 3 eine schematische Darstellung einer Reihenausführung des Getriebes nach Fig. 1;

Fig. 4- eine Grafik der Leistungscharakteristiken des Antriebsmotors;

Fig. 5 ein Umlaufgetriebe-Drehzahldiagramm für die hydromechanischen Getriebe nach den Fig. 1 und 3;

Fig. 6 eine Grafik des Betriebsdrucks des hydromechanischen Getriebes über der Fahrzeuggeschwindigkeit , und zwar für die Ausführungsbeispiele nach den Fig. 1 und 3 sowie weitere Ausführungsbeispiele;

Fig. 7 eine Grafik des hydromechanischen Getriebewirkungsgrads über der Fahrzeuggeschwindigkeit ;

Fig. 8 eine schematische Darstellung eines dritten Ausführungsbeispiels mit einer erweiterten dritten Betriebsart;

Fig. 9 eine Teilendansicht eines Teils des Getriebegehäuses mit zugeordnetem Aufbau für das Ausführungsbeispiel nach Fig. 8, wobei Teile weggebrochen sind;

Fig. 10 einen Vertikalschnitt 10-10 nach Fig. 9;

Fig. 11 eine der Fig. 9 ähnliche Ansicht,. wobei die Anordnung mit einem Antriebszahnrad mit anderem Durchmesser versehen ist;

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2 ο ο ο c 1 π

Figo 12 einen Vertikalschnitt 12-12 nach Figo 11; Figo 13 ein Umlaufgetriebe-Drehzahldiagramm für

die Ausführungsbeispiele nach den Figo 8

und 14·! und
Fig. 14 eine schematische Darstellung eines weiteren

Ausführungsbeispiels des hydromechanischen

Getriebes nach Figo 8 mit einer erweiterten

dritten Betriebsart«,

Das erste Ausführungsbeispiel des hydromechanischen Getriebes 10 nach den Fig. 1 und 2 wird auch als "Fernstraßen-Getriebe" bezeichnet; es hat eine mit einer Antriebsmaschine 12 verbindbare Antriebswelle 11. Eine Abtriebswelle 15 ist mit den Antriebsrädern eines vom Getriebe zu treibenden Fahrzeugs, z. B. eines Lastkraftwagens, verbunden.

Das hydromechanische Getriebe umfaßt eine mechanische Kraftübertragung mit einer von der Antriebswelle 11 getriebenen Kupplungshülse 16, die ein Zahnrad 17 trägt, das mit einem Zahnrad 18 zum Treiben eines versetzt angeordneten Hydraulikblocks in Form eines hydrostatischen Getriebes 20 kämmt«, Das Hydrogetriebe umfaßt zwei Hydroeinheiten, und zwar eine Konstanteinheit 21 mit einer ein Zahnrad 23 tragenden Welle 22 sowie eine Verstelleinheit 25, die mit einer das Zahnrad tragenden Welle 26 verbunden ist.

Die Hydroeinheiten des Hydrogetriebes sind bevorzugt Axialkolbeneinheiten, die durch Hydraulikleitungen 27 und 28 verbunden sind und in bekannter Weise ihnen zugeordnete Hilfskreise aufweisen, so daß ein vollständiges Hydrogetriebe gebildet ist. Die Hydroeinheit 21 ist als Konstanteinheit F bezeichnet und weist eine Taumelscheibe 30 mit unveränderlicher Winkelfläche zum Steuern des Hubs einer Einganordnung hin- und hergehender Kolben 31 auf, die in

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einem umlaufenden Zylinderblock angeordnet sind, der treibend mit der Welle 22 verbunden ist· Die Hydroeinheit 25 ist eine Verstelleinheit V und hat eine ihr zugeordnete Taumelscheibe 35» die aus der gezeigten Reutralstellung (vgl. Pfeil 36) in beide Richtungen bewegbar ist zum Steuern der Fluidverdrängung aus der Verstelleinheit sowie der Verdrängungsrichtung. Die Taumelscheibe steuert den Hub einer Ringanordnung von Kolben 379 die in einem Zylinderblock hin- und hergehen, der mit der Welle 26 verbunden ist»

Das hydromechanische Getriebe umfaßt zwei Umlaufgetriebe= einheiten P-1 und P-2₉ die hintereinander angeordnet sind und funktionell eine Vierelement-Kombination bilden. Jede Umlaufgetriebeeinheit hat ein Zentralrad, ein Hohlrad und einen Planetenträger mit Planetenrädern« Das Umlaufgetriebe P-1 umfaßt ein Zentralrad 4O₉ das mit Planetenrädern 4-1 auf einem Träger 4-2 kämint, und ein Hohlrad 4-3 mit Innenverzahnung, die mit den Planetenrädern 4-1 kämmt _o

Das Umlaufgetriebe P-2 umfaßt ein Zentralrad 4-5 mit Außenverzahnung , die mit Planetenrädern 46 kämmt, die an einem Planetenträger 4-7 angeordnet sind, und ein Hohlrad 4-8 mit Innenverzahnung, die mit Planetenrädern 46 kämmt»

Der Planetenträger 4-7 des Umlaufgetriebes P-1 ist mit der Abtriebswelle 15 verbunden« Das Zentralrad 40 ist xiirksam mit der Welle 22 der Hydrogetriebeeinheit über eine Verzahnung verbunden, die das Zahnrad 23 und ein damit kämmen·= des Zahnrad 50 umfaßt, das mit dem Zentralrad 4-0 über ein rohrförmiges Verbindungsglied 51 verbunden ist_o Der Planetenträger 4-2 des Umlaufgetriebes P=1 ist durch ein rohrförmiges Glied 52 mit dem Hohlrad 4-8 des Umlaufgetriebes P=2 verbundene Ein© zusätzliche Verbindung ztfischen den Umlaufgetriebeeinheiten umfaßt eine Verbindung zwischen dem

PD =

Planetenträger 4-7 des Umlaufgetriebes P-2 und dem Hohlrad 4-3 des Umlaufgetriebes P°1_O

Mehrere wahlweise betätigbare Elemente in Form von Bremsen und Kupplungen sind zum Wählen der jei-reiligen Betriebsarten vorgesehene Sie umfassen eine Bremse 60 mit einer Kupplung, deren festgelegte Scheiben 61 mit Scheiben 61a zusammenge·= fügt sind, die mit dem rohrförmigen Glied 52 verbunden sindo Das rohrförmige Glied 52 trägt ferner Kupplungsschei= ben 62 einer Kupplung 63, wobei die Kupplungshülse 16 die damit zusammengefügten Kupplungsscheiben 64- trägto Eine zweite Kupplung 65 trägt Kupplungsscheiben 66, die mit Kupplungsscheiben 67 zusammengefügt sind, die auf einer Welle 68 angeordnet sind_s die mit dem Zentralrad 4-5 des Umlaufgetriebes P-2 verbunden ist_o

Das hydromechanische Getriebe ermöglicht eine stufenlos verstellbare Kraftübertragung mit drei Betriebsarten5 in der hydrostatischen Riedrigdrehzahl-Betriebsart (Betriebsart I) ist die Bremse 60 betätigt_? und die wahlweise einrückba= ren Kupplungen 63 und 65 sind ausgerückte Eine hydrome chani·= sehe Zwischendrehzahl-Betriebsart (Betriebsart II) ergibt sich durch Lösen der wahlweise betätigten Bremse 60 und Einrücken der Kupplung 65, während die Kupplung 63 ausgerückt bleibte Eine Hochdrehzahl«=Betriebsart (Betriebsart III) ergibt sich bei eingerückter Kupplung 63, gelöster Bremse 60 und ausgerückter Kupplung 65_o

Das Umlaufgetriebe°Drehzahldiagramia nach Figo 5 trägt zum Verständnis der Arbeitsweise des Getriebes bei, ifobei die Ordinate die Drehzahl der Umlaufgetriebeelemente und die Abszisse das Umlaufgetriebe-Übersetzungsverhältnis angibt_o Für jedes Planetensystem gilt, daß, wenn die Drehzahl von zi-iei beliebigen Elementen bekannt ist, die Drehzahl der

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übrigen Elemente dadurch bestimmbar ist, daß eine Gerade durch die bekannten Drehzahlwerte geführt wird und die unbekannten Drehzahlen abgelesen werden. Das Planetendiagramm stellt das Getriebe nach den -^ig. 1 und 3 im Zusammenhang mit einer beispielsweisen Antriebsmaschine mit einer Dreh·= zahl von 1800 TJ dar· Das Fahrzeug itfird aus dem Ruhezustand angefahren durch Einrücken der Kupplung für die Bremse 60 und Betätigen der Verstelleinheit 25» so daß eine negative Rotation der Hydroeinheit 21 erzeugt wird. Bei diesem Vorgang ist der Planetenträger 4-2 festgelegt, das Hohlrad 43 bildet den Abtrieb, und das Umlaufgetriebe P-1 wirkt als Drehzahlmindereinheit mit entgegengesetzter Rotation, wodurch eine das Fahrzeug vorwärtsbewegende positive Abtriebsdrehzahl erzeugt wird. Da die Taumelscheibe 35 der Verstelleinheit 25 über ihren Totpunkt bewegbar ist, kann in der ersten Betriebsart durch Beaufschlagen der Taumelscheibe in Gegenrichtung eine umgekehrte Fahrtrichtung erreicht werden.

Wenn die Taumelscheibe 35 eine Lage für die volle Beaufschlagung mit dem Kolbenhub erreicht, hat sie im Idealfall einen Winkel gleich dem Winkel der Taumelscheibe 30 der Konstanteinheit 21. Zu diesem Zeitpunkt wirkt die Verstelleinheit 25 als Pumpe und die Konstanteinheit 21 als Motor, so daß der Leckstrom der Hydraulikflüssigkeit zur Folge hat, daß die Konstanteinheit 21 langsamer als die Verstelleinheit 25 läuft. Die Drehzahl der verschiedenen Elemente unmittelbar vor dem Schalten von der Betriebsart I in die Betriebsart II ist durch die Kurve A in Fig. 4 angedeutet. Die Geschwindigkeit der Konstanteinheit 21 ist durch die Drehzahl des Zentralrads 40 wiedergegeben, das treibend damit verbunden ist, und die Geschwindigkeit der Verstelleinheit entspricht derjenigen der Antriebsmaschine. Es ist ersichtlich, daß das Zentralrad 40 mit einer Drehzahl von ca.

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270 U weniger als 1800 U umläuft, was ca. 15 % weniger als die Geschwindigkeit der Verstelleinheit 25 beträgt,

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die von der Antriebsmaschine 12 getrieben wird.» Die mit dem Zentralrad 45 des Umlaufgetriebes P~2 verbundene Kupplung 65 läuft ebenfalls mit einer Geschwindigkeit um, die

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ca. 270 U v/eniger als 1800 U~ ist, also 15 f° langsamere Der Betrag, um den die Kupplung 65 langsamer umläuft, ist durch das Übersetzungsverhältnis des Zentralrads 40 zum Planetenrad 42 des Umlaufgetriebes P-1 und des Planetenrads 42 des Umlaufgetriebes P-1 zum Zentralrad 45 des Umlaufgetriebes P-2 bestimmtο

Da die Kupplung 65 eingerückt und die Bremse 60 gelöst ist, besteht ein ungleicher Drehzahlzustand, der eine Drehzahlverstellung von zwei der Umlaufgetriebe-Elemente bewirkt. Da das Hohlrad 43 in den Abtrieb eingeschaltet und das Zentralrad 45 mit der Maschine verbunden ist, haben sie eine wesentlich höhere Trägheit als sowohl der Planetenträger 42 oder das Zentralrad 40 des Umlaufgetriebes P-1, das mit der Konstanteinheit verbunden ist, und somit erhöht sich die Geschwindigkeit der Konstanteinheit 21 in negativer Richtung weiter, nachdem die Kupplung 65 eingerückt ist, und zwar auf einen Wert, der ca. I5 % höher als die Verstell einheit 25 ist, nämlich 2070 U . Dadurch schwenkt die Kurve A um den durch das Hohlrad 43 definierten Drehpunkt in eine durch eine gestrichelte Kurve B wiedergegebene Lage. Diese Drehzahländerung ist durch das untere Ende der Kurve B in Fig. 5 angedeutet. Die Drehzahlzunähme ist durch das Verhältnis des Zentralrads 45 des Umlaufgetriebes P-2 zum Hohlrad 43 des Umlaufgetriebes P-1 und des Hohlrads 43 zum Zentralrad 40 des Umlaufgetriebes P-1 bestimmte Nach diesem Schalten aus der Betriebsart I in die Betriebsart II arbeitet die Konstanteinheit 21 als Pumpe und die Yerstelleinheit 25 als Motor, was dadurch bestimmbar ist, daß man beachtet, daß sich die Rotationsrichtung nicht ändert, aber die Drehkraftrichtung sich geändert hat_o Der Hydraulik-Leckverlust wird nunmehr dadurch ausgeglichen, daß die

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Konstanteinheit 21 mit höherer Geschwindigkeit als die Ver-Stelleinheit 25 arbeitet, so daß sich der Winkel der Taumel=· scheibe 35 nicht zu ändern brauchte

Ferner (vgl. Fig. 6) ist der Betriebsdruck in der hydrostatischen Getriebeeinheit des Fernstraßen-Getriebes nach den Fig, 1-3 durch die Vollinie H angegeben5 unter der Annahme voller Leistung besteht z. B. beim Anfahren ein Druck von 421,8 kp/cm _? und dieser Druck fällt mit zunehmender Fahrzeuggeschwindigkeit ab5 wobei das Schalten zwischen den Betriebsarten I und II5 das vorstehend erläutert wurde₉ ungefähr an einem Punkt H-1 auf der Geraden H erfolgt5 es ist zu beachten9 daß der Druck vordem Schalten im wesentlichen gleich dem Druck nach dem Schalten ist_o Somit ist die Stellung der Taumelscheibe 35 der Verstelleinheit 25₉ die deren Verstellung bestimmt und vor dem Schalten gleich dem Winkel der Taumelscheibe 30 xfar₉ nach dem Schalten nahezu gleiche

Die Drücke in der Verstelleinheit vor und nach dem Schalten iferden durch die Übersetzungsverhältnisse in den Umlaufge= triebeeinheiten bestimmt 5 das gleiche gilt für die Geschwin= digkeitsunterschiede zwischen den Hydroeinheiten vor und nach dem Sehalten.

Die Abtriebsdrehzahl des hydromechanischen Getriebes ist durch die Vertikallinie für das Hohlrad 43 im Diagramm von Fig. 5 angegeben, wobei die Abtriebsdrehzahl des Hohl-

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rads von 0 auf ca. 500 U in der Betriebsart I ansteigt

und in der Betriebsart II von 500 auf ca, 1800 U steigt₉ itfenn sich die Taumelscheibe 35 in Richtung auf eine positive Verstellung der Einheit 21 beifegt (vglo die Vollinie C)₀ In der zweiten Betriebsart II wird das Umlaufgetriebe P-2 in Tandembetrieb mit dem Umlaufgetriebe P-1 zum Erzielen der erforderlichen Kraftflüsse benutzt_o Es ist funktionell

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einer Vierelementen-Kombination äquivalente Nach Durchlaufen der Betriebsart II erfolgt das zweite Schalten mit gleichen Drehzahlinkreraenten (d. tu Drehzahlunterschieden zwischen den Hydroeinheiten 21 und 25) vor und nach dem Schalten, wie durch das Schv/enken der Kurve C in die Position der Strichlinienkurve D in Jig. 5 zu beiden Seiten der Strichpunkt-

—1 linie für die Drehzahl von 1800 U angedeutet ist« Dabei stellt die Kurve C am rechten Ende die Drehzahl vor dem Schalten und die Kurve D am rechten Ende die Drehzahl nach dem Schalten dar_e Dieses Schalten mit gleichen Drehzahlinkrementen erfolgt in gleicher Weise x*/ie das Schalten zwischen den Betriebsarten I und H₉ das vorher erläutert xfurde_e Obwohl der Betriebsdruck in der Hydrogetriebeeinheit nach dem zweiten Schalten gering abfällt₉ was durch den Abschnitt H-2 der Kurve H in Figo 6 angedeutet ist, ist dies nicht ausreichend, um den Leckstrom wesentlich zu beeinflussen«, da dieser bei niedrigeren Betriebsdrücken einem Konstant·= x-jert angenähert ist_o Die maximale Abtriebsdrehzahl ist durch die Kurve E von £ig_o 5 angedeutet, wobei das Hohlrad 4-3 des Umlaufgetriebes P-1 sich der Drehzahl von 3000 U nähert und die Taumelscheibe 35 sich in eine größte Winkelstellung für eine negative Verstellung der Konstanteinheit 21 bexiregto

Das Hochschalten und Herunterschalten sowohl der Leistung als auch der Motorbremsung kann in der erläuterten Weise erzielt i^erden, und zitfar mit gleichen Taumelscheibenwinkeln der Konstant= und der Yerstelleinheit sowie mit gleichen Drehzahlinkrement-TJnterschieden der Konstanteinheit 21 vor und nach dem Schalten_o Bisherig© Versuche, positive und ne~ gative Drehzahlinkreiaente der Konstanteinheit einzustellen um ungleichen Betriebsdruck vor und nach Schaltvorgängen auszugleichens erzielen keine gleiche Winkelverschiebung unter Leistungsumsteuerungsbedingungen_o

Gleiche Taumelscheiben-Winkelversteilungen für die Hydroeinheiten sind in dem Getriebe schneller als ein Schalten der Kupplung mit gleicher Geschwindigkeit erzielbar, weil zum Erzielen der erforderlichen Geschwindigkeitsänderung der Konstanteinheit 21 die volle Maschinenleistung nutzbar ist im Gegensatz zum Ändern der Lage der Taumelscheibe der Verstelleinheit 25, die normalerweise nur von einer Pumpe mit geringer Leistung betätigt wird. Schnellere Schaltvorgänge haben einen gleichmäßigeren Leistungsfluß zur !folge. Ferner wird Maschinenleistung absorbiert, um die Konstanteinheit 21 zu beschleunigen, und daher besteht keine so starke Tendenz zum Überdrehen während der Schaltvorgänge. Weitere Vorteile sind eine geringere Große der Hydroeinheiten, da eine übermäßige Weglänge für die Taumelscheibe 35 der Verstelleinheit 25 zum Ausgleich von Leckstrom nicht vorgesehen werden muß; diese wäre erforderlich, wenn ein Schalten mit gleicher Drehzahl erfolgen würde. Ferner wird das Vorsehen von Drehzahlfühlern, die zum Schalten erforderlich sind, unnötig.

Ein typischer Reise-Getriebezustand ist durch die Strichlinie F von Fig. 5 dargestellt, wobei die Abtriebsdrehzahl

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ca. 2150 TJ für das Hohlrad 4-3 ist, was ungefähr die normale Antriebswellen-Drehzahl für Lastkraftwagen ist. Die Motordrehzahl, die durch die Drehzahl des Rads 48 des Um-

1 laufgetriebes P-2 dargestellt ist, beträgt ca. 1600 U , was die wirksamste Motordrehzahl ist. Die Geschwindigkeit der Konstanteinheit 21 des Hydrogetriebes, die durch das Zentralrad 4-0 dargestellt ist, ist Null, was der Punkt höchster Wirksamkeit des der Hydrogetriebeeinheit ist. Die Beziehung dieser Drehzahlen zueinander ist durch das Übersetzungsverhältnis der ümlaufgetriebeeinheiten bestimmt. Bei der Geschwindigkeit Null für die Konstanteinheit 21 ist die einzige durch die Hydraulikaribrdnung über-

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tragene Leistung die zum Ausgleich von Leckstrom und zur Überv/indung von Reibungsverlusten aufgrund des niedrigen Betriebsdrucks erforderliche Leistung_o Mechanische Ver= luste sind in diesem Zustand ebenfalls geringe Keines der dem Hydrogetriebe zugeordneten in Eingriff stehenden Zahnräder einschließlich der Zahnräder 17 und 18 sowie 23 und 50 überträgt irgendeine merkliche Leistungj auch das Umlaufgetriebe P-2 überträgt keine Leistung„ Ferner weisen der Planetenträger 42 und das Hohlrad 43 des Umlaufgetriebes P-1 nur gering unterschiedliche Drehzahlen auf, und daher überträgt das Räderwerk des Umlaufgetriebes P-1 weniger als 25 % der Motorleistung bei der Reisegeschwindigkeit₉ so daß eine Annäherung an ein durchgehendes Getriebe erreicht wird.

Außerdem ist die differentielle Kupplungsdrehzahl ebenfalls aus Fig. 5 ersichtlich. Bei der Reisegeschwindigkeit mit ca. 1600 U Motordrehzahl hat jede der ausgerückten Kupplungen einschließlich die der Bremse 60 züge-= ordnete Kupplung und die Kupplung 65 nur ca. 1600 U Differential, und es besteht keine Gegenrotation, so daß Verluste durch schnelles Umlaufen kleingehalten werden.

Da das Getriebe ein Dreiganggetriebe ist und die Taumelscheiben mit gleichem Winkel umgeschaltet werden, kann die Größe der Hydroeinheiten im Vergleich zu der übertragenen Leistung klein bleiben; kleinere Hydraulikeinheiten erfordern kleinere Hilfslade- und Kühlpumpen, so daß kleinere Verluste der Hydroeinheiten auftreten.

Der Wirkungsgrad des Getriebes bei voller Leistung und bei Teilleistung ist in Fig. 7 veranschaulicht« Das "Fernstraßen" -Getriebe mit voller Leistung ist durch die Kurve J und mit Teilleistung durch die Strichlinienkurve K dar-

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gestellt. Bei Reisegeschwindigkeiten nähert sich dieser Wirkungsgrad demjenigen, der mit einem üblichen Zahnradgetriebe erzielbar ist, was sich aufgrund der geringen Anzahl Bauteile ergibt, die nur einen kleinen Bruchteil der Maschinenleistung übertragen. Dadurch ergeben sich eine lange Standzeit und große Zuverlässigkeiten; gleichzeitig ist es dennoch möglich, das Übersetzungsverhältnis sofort zu ändern, falls dies durch den Straßenzustand erforderlich ist oder vom Fahrer gewünscht wird.

Die Arbeitsweise des hydromechanischen Getriebes beim Steuern der Kraftstoffzufuhr zum Motor in der Weise, daß der Betrieb mit dem kleinstmöglichen Kraftstoffverbrauch erfolgt, ist in Fig. 4- dargestellt· Die Kurve 90 ist die normale Durchzugskurve eines Motors, und die mit dem Getriebe erzielbare Arbeitskurve ist mit 91 bezeichnet. Eine Anzahl Kurven 92 zeigen verschiedene Kraftstoffverbrauchswerte bei verschiedenen Leistungs- und Drehzahlpegeln des Motors, wobei die innerste Kurve den niedrigsten Kraftstoffverbrauch angibt. Die normale Durchzugskurve 90 weist einen Strichlinienabschnitt 93 und die Arbeitskurve 91 einen ^ollinienabschnitt 94· auf.

Wie aus der vorstehenden Erläuterung ersichtlich ist₉ sind die Übersetzungsverhältnisse für die beiden Umlaufgetriebe so gewählt, daß sie drei Grundbedingungen erfüllen, die nachstehend etwa in der Reihenfolge ihrer Wichtigkeit aufgeführt sind s

1) Ausführen von Umsehaltvorgangen zwischen den Getriebebetriebsarten, die vor und nach dem Schalten ein kontinuierliches Übersetzungsverhältnis gestattenj

2) Erzielen von gleichen Betriebsdrücken vor und nach dem Sehalten? und

3) Erzielen von gleichen Drehzahlunterschieden zxcLsehen der Konstant= und der Verstelleinheit des Hydrogetriebes vor und nach, dem Schalten sowie gleiche Taumelscheiben= winkel vor und nach dem Schalten,,

Das erläuterte Getriebe weist Übersetzungsverhältnisse auf, die sämtliche vorstehenden Forderungen erfüllen_o Bei der Erläuterung der Übersetzungsverhältnisse sind in dem Dia= gramm von Figo 5 bestimmte Verhältnisse angegeben, wobei das Übersetzungsverhältnis zwischen dem Zentralrad 40 und dem Planetenträger 42 des Umlaufgetriebes P=1 mit J und dasjenige zwischen dem Zentralrad 45 und dem Planetenträger 47 des Umlaufgetriebes P=2 mit X bezeichnet ist_o Die übrigen Verhältnisse sind mit "1" bezeichnet_o Zum Erhalt eines kontinuierlichen Übersetzungsverhältnisses vor und nach dem Schalten müssen bei einem Virelementen-Getriebe die Übersetzungsverhältnisse der folgenden Beziehung entsprechen;

Zum Erhalt von Sehaltvorgangen bei gleichen Betriebsdrücken muß vor und nach dem Schalten die Hydrulikleistung gleich sein_o In Ableitung von den Kraftflüssen kann die Hydraulik= leistung HPhyd als eine Funktion der Eingangsleistung HPin wie folgt ausgedrückt werden?

für die hydrostatische Betriebsart?

HPhyd = HPin?

für die hydromechanischenBetriebsartens

a) Betriebsart=Beginns HPhyd » HPin Sgi (Etr)

b) Betriebsart-Endes HPhyd - HPin |gl (Etr)

i- ώ - maximale Abtriebsdrehzahl der Betriebsart ~ minimale Abtriebsdrehzahl der Betriebsart ⁹

Etr = Getriebe-Wirkungsgrad«,
Für das erläuterte Getriebe gilt in der Betriebsart II:

mit Ev gleich dem üfüllungsgrad des Hydraulikblocks. Nach dem Schalten von der Betriebsart I in die Betriebsart II ist Ev gleich 0,85 und Etr gleich 0,72. Da HPhyd nach dem Schalten gleich der Eingangsleistung HPin sein sollte, ist T gleich 3»3j um einen gleichen Betriebsdruck vor und nach dem Schalten zu erzielen, und diese Bedingung ist erfüllt.

7or dem Schalten aus der Betriebsart II in die Betriebsart III ist Etr 0,93; daher ist HPhyd gleich 0,32 HPin vor dem Schalten; dann gilt R = 1,7 zum ErzieUsi eines gleichen Betriebsdrucks vor und nach dem Schalten. E in der Betriebsart III hängt jedoch wegen der Geometrie und der Mechanik auch von dem für die beiden ersten Betriebsarten gewählten Verhältnis ab:

R (Betriebsart III) =

Nach dem Schalten in die Betriebsart III ist Ev = 0,93. Daher ist R in der Betriebsart III ca. "1,7; dies ist der erforderliche Wert für gleichen'Betriebsdruck.

Aus Gründen der Geometrie ist für eine genau gleiche Winkelverschiebung aus Betriebsart I in Betriebsart II

^x =

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Bei Y = 5₉3 sollte X = Λ,9 sein» Tatsächlich ist es 2,3o Diese Differenz resultiert jedoch in einemweniger als 4 % betragenden Fehler der Taumelscheibenstellung, der gut tolerierbar ist«,

Pur eine genau gleiche Winkelverschiebung aus der Betriebs·= art II in die Betriebsart III gilt;

Da X = 2,3₉ sollte Y = 2,5 sein; wie bereits erwähnt, ist Y jedoch 3_s3i und dies resultiert in einem sehr kleinen Taumelscheibenstellungsfehler von ca«, Λ % bei diesem Schaltvorgang.

Der Horizontalabstand der vier Vertikallinien in dem Diagramm nach Fig. 5 gibt die erwünschten Übersetzungsverhältnisse an, und das Zahnradgetriebe nach Fig. 1 ist ein Ausführungsbeispiel zum Erhalt der erwünschten Übersetzungsverhältnisse. Ein alternatives Ausführungsbeispiel könnte die gleichen Ergebnisse liefern, wobei in Fig_o 5 der Planetenträger 42 des Umlaufgetriebes P-1 in Ausrichtung mit dem Planetenträger 47 des Umlaufgetriebes P-2 und das Hohlrad 43 des Umlaufgetriebes P-1 in Ausrichtung mit dem Zentralrad 45 des Umlaufgetriebes P~2 bewegt wird_e

Die Arbeitsweise des Getriebes ist aus dem Diagramm von Fig. 5 ersichtlich, wobei beim Anfahren die Drehzahl des Zentralrads 40 in negativer Richtung von RuIl ansteigt und das Abtriebshohlrad 43 eine zunehmende Drehzahl aufweist (vgl. die Vollinie A); die Drehzahl der Elemente unmittelbar nach dem Schaltvorgang Λ ist durch die Striehlinie B dargestellt, und der Schaltvorgang 2 ist durch den Wechsel von der Linie B zu der Vollinie C angedeutet, wo die Drehzahl des Ab-

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_ 31 -

triebshohlrads 43 ansteigt« Bei dem Schaltvorgang 2 aus der Betriebsart II in die Betriebsart III ändert sich die Drehzahl der Elemente von der Linie C zu der Strichlinie D auf der entgegengesetzten Seite des 1800 U -Pegels des Motors, und die Betriebsart III findet von der Strichlinie D zu der Vollinie E statt, wie durch den entsprechenden Pfeil III angegeben ist, wobei die Drehzahl des Hohlrads 43 sichvsiter erhöht.

Der Betriebsdruck in der Hydrogetriebeeinhext bei Teil·=» leistungsbetrieb ist in Fig. 6 als unterste Linie L angegeben, wobei das Schalten aus der Betriebsart I in die Be= triebsart II ungefähr am Punkt L-1 und das Schalten aus der Betriebsart II in die Betriebsart III ungefähr am Punkt L-2 erfolgte Aus diesen Erläuterungen ist ersichtlich, daß die Umlaufgetriebeeinheiten P-T und P-2 funktionell eine Vierelementen-Kombination mit den Übersetzungsverhältnissen entsprechend Fig. 5 bilden, wobei das Verhältnis zwischen dem Zentralrad und dem Planetenträger des Umlaufgetriebes P-1 X und dasjenige zwischen dem Zentralrad und dem Planeten= träger des Umlaufgetriebes P-2 X ist_a Die zwei zusätzlichen Elemente sind durch Verbinden des Planetenträgers und des Hohlrads des Umlaufgetriebes P-1 und des Planetenträgers und des Hohlrads des Umlaufgetriebes P-2 gebildet, itfobei die Übersetzungsverhältnisse zwischen diesen beiden Paaren jeweils 1 sind.

Figo 3 zeigt ein alternatives Ausführungsbeispiel des hydromechanischen Getriebes mit den Charakteristiken des Getriebes nach Figo 1» Dies ist eine Eeihenanordnung der Bauteile im Vergleich zum Ausführungsbeispiel nach Figo 1₉ bei dem das Hydrogetriebe einen versetzten Hydraulikblock bildete In Figo 3 sind der Figo 1 entsprechende Teile mit gleichen₉ einfach gestrichenen Bezugszeichen versehene

Der Abtrieb von der Konstanteinheit 21' erfolgt über eine rohrförmige Welle 100, die das Zentralrad 40^s des Umlaufgetriebes P-1' trägt. Die Antriebswelle 11' ist direkt mit der Verstelleinheit 25' "verbunden, und eine Verlängerung 101 der Antriebswelle erstreckt sich überdie Verstelleinheit hinaus und durch die rohrförmige Welle 100 zum Anschluß an ein Kupplungsglied 102, das mit der Kupplungshülse 16 nach Fig» 1 vergleichbar ist und die Kupplungsscheiben 54-· und 66' der Kupplungen 63° bzw_o 65° trägt.

Es ist zu beachten, daß ein Hauptunterschied des Ausführungsbeispiels nach Fig_e 3 in der koaxialen Beziehung der rohrförmigen Welle 100 und der Verlängerung 101 der Antriebs= welle sowie in der Lageumkehr der Umlaufgetriebeeinheiten bestehtο Die Arbeitsweisen der Bremse 61' und der Kupplungen 63° und 65" in den drei Betriebsarten soxfie die ver~ schiedenen erzielten funktionellen Ergebnisse sind die gleichen wie bei dem Getriebe nach Figo 1o

Das hydromechanische Getriebe nach Figo 8 weist mehrere Unter= schiede zu den Getrieben nach den Figo 1 und 3 auf» Die Figo 1 und 3 beziehen sich auf hydromechanische Getriebe, die hauptsächlich für Lastkraftwagen geeignet sind und auch als "Fernstraßen"»Getriebe bezeichnet wurden_o Das Ausführungs·= beispiel nach Figo 8 sowie auch dasjenige nach Figo 14 beziehen sich auf ein Vielseitigkeitsgetriebe mit drei Um= laufgetriebeeinheiten, die die drei vorher erläuterten Betriebsarten ergeben₉ und mit einer erweiterten dritten Betriebsart, wobei der Hydraulikblock einen größeren Ge= schwindigkeitsbereich bietet_o Das Vielseitigkeitsgetriebe kann leicht an verschiedene besondere Erfordernisse in der allgemeinen Fahrzeugnutzung angepaßt werden_? insbesondere an Fahrzeuge, die einen weiten Bereich von Abtriebsdrehzahl= Verhältnissen und Leistungsbereichen erfordern und an die

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häufig außergewöhnliche Leistungsanforderungen gestellt werden, z· B. höheres Ausgangsdrehmoment, größere Frequenz von Anfahrzyklen, längerer Betrieb mit hohem Ausgangsdrehmoment und hohen Leistungspegeln oder geforderte niedrigere Geräuschpegel. Beispiele für solche Fahrzeuge sind Transportbetonmischer, Omnibusse, Kipper oder Müllfahrzeuge. Ferner arbeitet bei dem Getriebe die Hydrogetriebeeinheit mit niedrigerem Druck bei niedrigen Grundgeschwindigkeiten, z. B. beim Beschleunigen oder Fahren einer Steigung unter Last, so daß der Wirkungsgrad mit resultierendem verringertem Energieverlust, vermindertem Kühlbedarf und geringere Geräuscherzeugung verbessert wird. Der Betrieb bei niedrigerem Druck verlängert ferner die Getriebestandzeit, wenn das Fahrzeug, z. B. ein Omnibus, eine ungewöhnlich große Anzahl Anfahrvorgänge ausführt.

.Das Getriebe umfaßt eine hydrostatische Getriebeeinheit 200 mit gleichem Aufbau wie die Hydrogetriebeeinheit 20 nach Fig. 1, mit einer Konstanteinheit 201 und einer Verstelleinheit 202, wobei die Kolbenhübe durch eine Konstanttaumelscheibe 203 bzw. eine Verstelltaumelscheibe 204 steuerbar sind.

Die Antriebswelle 210 trägt ein Stirnrad 211, dessen Zähne mit Zähnen auf einer drehbaren Kupplungshülse 212 kämmen, die eine Außenverzahnung 215 aufweist, die mit einem Zahnrad 216 kämmt, das von einer Antriebswelle 217 für die Verstelleinheit 202 getragen wird.

Drei Primär-Umlaufgetriebeeinheiten umfassen Umlaufgetriebe P-4, P-5 und P-6. Eine zusätzliche Umlaufgetriebeeinheit P-7 bewirkt eine Drehzahlminderung zu einer Abtriebswelle 220 für das Getriebe. Das Umlaufgetriebe P-4- umfaßt ein Hohlrad 221, das mit auf einem Planetenträger 223 ange-

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ordneten Planetenrädern 222 kämmt, die ihrerseits mit einem auf einem rohrförmigen Glied 225 angeordneten Zentralrad kämmen; das rohrförmige Glied 225 weist ein Zahnrad 226 auf, das mit einem auf einer Abtriebswelle 228 der Konstanteinheit 201 getragenen Zahnrad 227 kämmt„ Das Hohlrad 221 des Umlaufgetriebes P-4 ist auf einer Hülse 230 angeordnet, die über eine Welle 231 mit einem Planetenträger 232 des Umlaufgetriebes P-5 verbunden ist_o Der Planetenträger 232 des Umlaufgetriebes P-5 weist Planetenräder 233 auf, die mit einem Hohlrad 234 und auch mit einem Zentralrad 235 kämmen_o

Das Umlaufgetriebe P-6 weist ein Hohlrad 240 auf, das mit Planetenrädern 241 auf einem Planetenträger 242 kämmt, die wiederum mit einem Zentralrad 243 kämmen.

Eine Bremse 250 hat eine wahlweise betätigbare Kupplung mit Kupplungsscheiben 251, die mit einer Hülse 252 verbunden sind, die ihrerseits mit dem Planetenträger 223 des Umlaufgetriebes P-4_? dem Hohlrad 234 des Umlaufgetriebes P-5 und. dem Planetenträger 242 des Umlaufgetriebes P-6 verbunden ist.

Eine Kupplung 260 umfaßt Kupplungsscheiben 261, die von der Kupplungshülse 212 getragen werden, zum wahlweisen Eingriff mit auf einer Welle 263 angeordneten Kupplungsscheiben 262; auf der Welle 263 ist das Zentralrad 235 des Umlaufgetriebes P-5 sowie das Zentralrad 243 des Umlaufgetriebes P-6 angeordnet. Eine Kupplung 270 weist Kupplungsscheiben 271 auf, die auf der Kupplungshülse 212 angeordnet sind und wahlweise mit Kupplungsscheiben 272 in Eingriff bringbar sind; die Kupplungsscheiben 272 sind auf einem rohrförmigen Glied 273 angeordnet, das die Welle 263 umgibt, auf der das Hohlrad 240 des Umlaufgetriebes P-6 angeordnet ist.

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Der Abtrieb der Umlaufgetriebeanordnung erfolgt von der Hülse 230 zu einem Hohlrad 280 des Umlaufgetriebes P-7j das mit Planetenrädern 281 kämmt, die auf einem mit der Abtriebswelle 220 verbundenen Planetenträger 282 angeordnet sind. Die Planetenräder 281 kämmen mit einem in unveränderlicher Lage gehaltenen Zentralrad 283.

Die Arbeitsweise des Getriebes nach Fig. 8 ist aus dem Umlaufgetriebe-Drehzahldiagramm nach Fig. I3 ersichtlich, und aus Gründen der Übersichtlichkeit sind die Drehzahlen der Elemente unter der Annahme gezeigt, daß in der Hydrogetriebeeinheit kein volumetrischer Verlust auftritt, sowie mit einer angenommenen Motordrehzahl von 1800 U

Beim Anfahren in der Betriebsart I wird die der Bremse 250 zugeordnete Kupplung eingerückt, wodurch der Planetenträger 223 des Umlaufgetriebes P-4- festgestellt wird, und ein Beaufschlagen der Taumelscheibe 204 der Verstelleinheit 202 mit dem Kolbenhub zum Erzeugen einer negatxven Rotation der Konstanteinheit 201 erzeugt eine positive Rotation des Hohlrads 221, die das Abtriebsglied ist, so daß die Abtriebswelle 220 durch das Umlaufgetriebe P-7 getrieben wird.» Diese Arbeitsweise ist durch die Kurve A-A in Fig« 13 dargestellt und mit dem Pfeil "I" bezeichnet. Am Ende der Betriebsart I ist ersichtlich, daß die Drehzahl des Zentralrads 235 <i©s Umlaufgetriebes P-5 der Motordrehzahl entspricht, und die Kupplung 260 wird eingerückt und die Bremse 250 gelöst, so daß ohne eine Änderung der Abtriebsoder der Motordrehzahl in die Betriebsart II geschaltet wird«, Eine Entlastung der Taumelscheibe 204 der Verstelleinheit 202 bewirkt nunmehr eine Verminderung der negativen Geschwindigkeit der Konstanteinheit 201, die eine erhöhte Abtriebsdrehzahl erzeugt₉ da die Umlaufgetriebe P-5 und P=6 in Tandemanordnung wirken«, Dieser Betriebsbereich ist zwi-

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sehen der Kurve A-A in Figo 13 und der Kurve B-B angedeutet, wobei der Bereich durch den Pfeil "II" bezeichnet ist. Dadurch wird die Drehzahl des Abtriebshohlrads 221 des Umlaufgetriebes P-4- weiter erhöht«, Die Kurve B-B gibt an, daß sämtliche Elemente der Umlaufgetriebe mit gleicher Drehzahl umlaufen, die der Antriebsdrehzahl des Motors entspricht j wenn die Konstanteinheit 201 die volle !Tenngeschwindigkeit erreicht_β An diesem Punkt wird die Kupplung 270 eingerückt und die Kupplung 260 ausgerückt₉ ohne daß die Motor- oder die Abtriebsdrehzahl geändert wer= den. Entlasten der Taumelscheibe 204- der Verstelleinheit durch Null und in die entgegengesetzte Richtung bringt die Abtriebsdrehzahl auf ihren Höchstwert, der durch die Kurve C=C dargestellt ist und einen Betrieb in der Betriebsart III darstellt, die durch den Pfeil "III" von Kurve B=B zu Kurve C=C angedeutet ist_o In der Betriebsart III laufen samt= liehe drei Umlaufgetriebeeinheiten in Tandemanordnungo

Mit dem Vielseitigkeitsgetriebe nach Figo 8 sind Schaltvor= gänge zwischen den Betriebsarten möglich, die vor und nach dem Schalten ein kontinuierliches Übersetzungsverhältnis ermöglichen,. Zusätzlich ergeben sich beim Schalten aus der Be= triebsart I in die Betriebsart II gleiche Betriebsdrücke und gleiche Drehzahlunterschiede vor und nach dem Schalten,, Beim Schalten zv/ischen Betriebsart II und Betriebsart III besteht vor und nach dem Schalten eine Druckdifferenz, und das Einheits=Drehzahlinkrement der Konstanteinheit 201 ist nicht gleiche Dies erfordert eine geringe Bewegung der Tau= melscheibe bei den Motor treibenden Schaltvorgängen, jedoch nicht bei den Motor bremsenden Schaltvorgängen₀

Der Schaltvorgang zwischen Betriebsart II und Betriebsart III ist nicht so gleichmäßig wie derjenige zwischen Betriebsart I und Betriebsart II während der Energiebeaufschlagung des

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Motors, ist gedoch gleichmäßiger als Schaltvorgänge, die mit gleichen Einheitsdrehzahlen der Konstanteinheit 201 vor und nach dem Schalten erfolgen, da die erforderliche Taumelscheibenbewegung für das Schalten zwischen Betriebsart I und Betriebsart II nur etwa 1/3 derjenigen für den zweiten Schaltvorgang zwischen Betriebsart II und Betriebsart III beträgt.

Aus Pig. 13 ist ersichtlich, daß durch kleine Änderungen im Übersetzungsverhältnis des Umlaufgetriebes P-6 relativ größere Änderungen der höchsten Abtriebsdrehzahl erzielbar sind. Dies wird erreicht, ohne daß irgendwelche anderen Bauteile geändert werden und ohne daß auf ein synchronisiertes Schalten zwischen Betriebsarten verzichtet wird. Dadurch ergibt sich ein gewisser Vielseitigkeitsgrad. Ferner ist zu beachten, daß die höchste Abtriebsdrehzahl in der Betriebsart III (Kurve C-O) höher als die normalerweise bei Antriebswellen von Schwerlastwagen benutzte Drehzahl ist. Aus diesem Grund ist eine Abtriebsuntersetzung in Form des Umlaufgetriebes P-7 vorgesehen, und das Übersetzungsverhältnis dieses Umlaufgetriebes kann in Anpassung an verschiedene maximale Abtriebsdrehzahlerfordernisse geändert werden.

Eine alternative Ausführungsform (nicht gezeigt) könnte ein Verteilergetriebe sein, um den Kraftfluß unter dem Getriebe zu einer Vorschalt-Antriebsachse zu vereinfachen.

Der Gesamt-Drehmomentenverhältnis-Bereich des Getriebes nach Fig. 8 ist im Vergleich zu den Getrieben nach den Fig. 1 und 3 erheblich erweitert, und zwar aufgrund der erweiterten dritten Betriebsart, wobei der Hydraulikblock in einem größeren Geschwindigkeitsbereich wirksam ist. Die Kurve 0-0 in Fig. 13 zeigt die höchste Getriebe-Abtriebsdrehzahl

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für das Getriebe nach Fig« 8, und die Strichlinienkurve D-D zeigt die höchste Abtriebsdrehzahl für die Getriebe nach den Fig. 1 und 3- Die Erhöhung des Drehmomentenver=· hältnisses ergibt sich aus der Beobachtung, daß, wenn die höchste Abtriebsdrehzahl entsprechend der Kurve C-C durch eine einfache Untersetzung auf die höchste Drehzahl entsprechend der Kurve D-D vermindert würde, das höchste Drehmoment beim Anfahren sich um dieses Verhältnis vergrößert haben würde«, Zusätzlich kann diese Erhöhung des Drehmomentenverhältnisses dadurch geändert werden, daß das Übersetzungsverhältnis der Umlaufgetriebeeinheit P-6 geändert wird. Das Umlaufgetriebe P-7 liefert die oben erwähnte Untersetzung zur Verringerung der höchsten Abtriebsdrehzahl, so daß das maximale Drehmoment beim Anfahren er= höht wird«

Durch die Erhöhung des Drehmomentenverhältnisses ergeben sich mehrere Vorteile. Einige Fahrzeugtypen, z_o B. Geländefahrzeuge, benötigen ein größeres Durchzugsvermögen zum Fahren großer Steigungen oder zum Fahren in schlechtem Gelände unter schwerer Last, wobei die Erhöhung des Drehmomentenverhältnisses das erhöhte Durchzugsvermögen des Fahrzeugs liefert. Das Fahrzeug muß trotzdem in der Lage sein, beim Fahren zu und von Baustellen mit Fernstraßen-Geschwindigkeiten zu fahren. Wegen der erweiterten dritten Betriebsart des Getriebes nach Fig. 8 wird der Betrieb mit unerwünscht hohem Druck und geringem Wirkungsgrad der Hydrogetriebeeinheit zu einer Fahrzeuggeschwindigkeit verschoben, die niedrig genug ist, um diese Erscheinungen in bezug auf Energieverlust oder Wärmeabfuhr vernachlässigbar zu machen. Diese Verschiebung ist in Fig. 6 deutlich gemacht, wobei eine Strichlinienkurve V die Beziehung zwischen Betriebsdruck und Fahrzeuggeschwindigkeit bei dem Vielseitigkeitsgetriebe zeigt, und es ist zu beachten, daß

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der maximale Betriebsdruck bei niedrigerer Fahrzeuggeschwindigkeit für das Vielseitigkeitsgetriebe im Gegensatz zu dem Fernstraßen-Getriebe abfällt. Das Schalten von Betriebsart I in Betriebsart II ist bei V-1 und dasjenige von Betriebsart II in Betriebsart III bei V-2 angegeben.

Geringe Wärmeabfuhr und Energieverlust sind bei Fahrzeugen von Bedeutung, die längere Zeit mit geringer Grundgeschwindigkeit und hohen Leistungspegeln fahren müssen. Diese Bedingung kann bei hydromechanischen Getrieben mit üblichen Drehmomentenverhältnisbereichen in Verbindung mit Zusatzgetrieben nicht gewährleistet sein, da das niedrige Übersetzungsverhältnis des Zusatzgetriebes eventuell nicht konsequent genutzt wird. Außerdem erhöht ein Zusatzgetriebe die Kosten und die Komplexität des Systems und nutzt das hydromechanische Getriebe nicht in konsequenter Weise optimal, da das Zusatzgetriebe eine nichtautomatische Änderung des Übersetzungsverhältnisses erfordert und eventuell nicht die optimalen Betriebscharakteristiken liefert.

Der vergrößerte Bereich des Drehmomentenverhältnisses erhöht ferner die Vielseitigkeit des Getriebes. In manchen Fällen, z. B. bei einem Stadtomnibus, kann eine sehr große Anzahl von Anfahrvorgängen erforderlich sein, wodurch bei Normaldrücken die Standzeit des Getriebes verkürzt v/erden könnte. Das Getriebe ist mit vermindertem Anfahrdruck zu betreiben, wobei jedoch der normale Bereich des Drehmomentenverhältnisses aufrechterhalten wird. Selbst wenn die Betriebsdrücke nicht verringert werden, erhöht sich die Standzeit5 weil die Gesamtzeit bei hohen Drücken aufgrund der kürzeren erforderlichen Zeit zum Beschleunigen aus der Hochdruck-Geschwindigkeitszone vermindert wird.

Bei manchen Fahrzeugen ist auch ein verminderter Geräusch= pegel erforderlich, z_o B₀ wiederum bei Stadtomnibussen₀

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Es ist bekannt, daß Geräusche durch Vermindern der Geschwindigkeit verringerbar sind, und dies gilt insbesondere für Hydraulikeinheiten,, Aufgrund der erweiterten dritten Betriebsart und des zu erläuternden Antriebs ist es möglich, die Geschwindigkeit sämtlicher Teile des Getriebes bei gleicher Nenndrehzahl des Motors zu verringern und dennoch einen normalen Drehmomentenverhältnisbereich zu erhalten, so daß das Getriebegeräusch vermindert wird«

Diese Vielseitigkeit wird auf Kosten einer geringfügigen Verringerung des Wirkungsgrads bei hohen Abtriebsdrehzahlen und einigem Verlust an Betriebszuverlässigkeit aufgrund der größeren Anzahl von kraftübertragenden Teilen erzielt_o Dies ist bei Fahrzeugen, die normalerweise das Vielseitig— keitsgetriebe nach Figo 8 benutzen, von untergeordneter Bedeutung, da die durchschnittlichen Fahrzeuggeschwindigkei= ten normalerweise im Bereich von 24~=4-0 km/h liegen_o

Das Antriebs~Räderxferk für das Getriebe nach Figo 8₉ mit dem eine Verringerung der Nenngeschx-iindigkeit sämtlicher Getriebeteile bei gleicher Motornenndrehzahl möglich ist, ist insbesondere in den Figo 9~12 gezeigt und umfaßt einen Aufbau, der sich auf die Austauschbarkeit des Antriebs= Stirnrads 211 bezieht« Ein Getriebegehäuse 300 weist eine Abdeckung 301 auf, die mittels Befestigungselementen 302 am Gehäuse 300 gesichert ist_o Die Gehäuseabdeckung 301 weist einen exzentrischen Führungsabschnitt 312 auf, in dem die Antriebswelle 210 drehbar gelagert ist_o Die Mittenlinie der Hohlräder der Umlaufgetriebeeinheiten ist durch eine Strichpunktlinie 305 angedeutet, und es ist zu beachten, daß in den Figo 9 und 10 die Achse der Antriebswelle 210 in bezug auf die Hohlradmittenlinie versetzt ist_o Die Gehäuseabdeckung 301 wird auf das Gehäuse 300 durch Anlage von Abdeckungsflanschen 310 an dem Gehäuseinneren geführt.

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so daß eine Mitte 311 der Gehäuseabdeckung $01 stets über der Hohlradmittenlinie 305 liegt. Wenn der Motor eine Drehzahl von 2100 U hat, dann wird das Antriebs-Stirnrad 211 (vgl. die Fig. 9 "und 10) derart benutzt, daß die Gehäuseabdeckung so positioniert ist, daß zwischen dem Stirnrad 211 und dem Zahnrad 212 Eingriff besteht.

—1 Bei einem Motor mit höherer Drehzahl von z. B. 2600 U hat das Antriebs-Stirnrad eine andere Größe, wie in bezug auf das Antriebs-Stirnrad 320 in Fig. 12 gezeigt ist, das anstelle des Stirnrads 211 in Fig. 10 verwendet wird. Aufgrund des anderen Durchmessers des Antriebs-Stirnrads 320 wird die Gehäuseabdeckung 301 gedreht, so daß der außermittige Führungsabschnitt 312 für die Antriebswelle 210 relativ zu der Hohlradmittenlinie 305 so verschoben wird, daß der andere Durchmesser des Antriebs-Stirnrads aufnehmbar ist. Dadurch wird dann die Mittenlinie der Antriebswelle 210 zwischen den beiden Stellungen nach den Fig. 9 und 11 auf eine andere Seite der Hohlradmittenlinie 305 verlagert. Mit diesem Aufbau sind relativ große Änderungen des Drehzahlverhältnisses bei einer relativ kleinen Änderung zwischen den Antriebs- und Abtriebs-Mittenlinien und nur dem Austausch des einen Antriebs-Stirnrads möglich. Ein weiterer Vorteil dieses Aufbaus ist, daß das Antriebsverhältnis unter Beachtung der Lage der Gehäuseabdeckung 301 bestimmt werden kann, wodurch Montage- oder Beschriftungsfehler leichter feststellbar sind. Es ist ersichtlich, daß die Gehäuseabdeckung 301 in verschiedene Stellungen zwischen den Stellungen nach den Fig. 9 und 11 drehbar ist, um auch Stirnräder mit anderen Durchmessern aufzunehmen.

Der Wirkungsgrad des Getriebes nach Fig. 8 ist in der Grafik nach Fig. 7 durch die Strichlinienkurve V-? angegeben.

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Figo 14- zeigt einen anderen Aufbau eines hydromechanischen Getriebes mit drei Umlaufgetriebeeinheiten und erweiterter dritter Betriebsart, wobei gleiche Teile wie in Figo 8 gleiche, einfach gestrichene Bezugszeichen haben«.

Dabei arbeiten nur die Umlaufgetriebeeinheiten P-4' und P-6¹ in Tandembetrieb in der Betriebsart III„ Das Drehzahldiagramm für dieses Getriebe entspricht demjenigen nach Fig. 13» wobei jedoch das Umlaufgetriebe P-6' mit anderen Kraftübertragungsteilen als das Umlaufgetriebe P-6 verbunden ist. Insbesondere ist das Zentralrad 243' des Umlaufgetriebes P-6' mit der Kupplung 270" anstelle der Kupplung 260' verbunden, wobei die Verbindung über ein rohrförmiges Glied 300 erfolgt _o Das Hohlrad 240' wird nicht von einer Kupplung getrieben, sondern ist mit dem Planetenträger 232' des Umlaufgetriebes P-5' durch ein Zwischenglied 301 verbunden, und somit ist das Hohlrad 240' nicht nur mit dem Planetenträger des Umlaufgetriebes P-5¹, sondern auch mit dem Hohlrad des Umlaufgetriebes P-4' verbunden. Der Planetenträger 242' des Umlaufgetriebes P-6' ist mit dem von der Bremse 25O' kommenden rohrförmigen Glied 252· verbunden, wobei der Planetenträger der Wirkung der Bremse zusammen mit dem Hohlrad 234' des Umlaufgetriebes P-S¹ und dem Planetenträger 223' des Umlaufgetriebes P-4¹ unterliegt.

Bei den Aasführungsbeispielen nach den Figo 8 und Ί4 sind die hydromechanisehen Getriebe grundsätzlich gleicher Art, nämlich Getriebe mit drei Betriebsarten mit synchronisierter Schaltung iind einem aus drei Einheiten bestehenden Umlaufgetriebesystem in Tandemanordnung zum Erzielen eines Fünfelementen-Additionsgetriebes, wobei eine erweiterte dritte Betriebsart vorgesehen ist und die Hydrogetriebeeinheit über einen größeren Geschwindigkeitsbereich betrieben wird.

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L e e rs e i\e

Claims (1)

1. Ansprüche

   1.)Hydromechanisches Getriebe mit mehreren Betriebsarten, gekennzeichnet durch eine Abtriebswelle (15)» eine Umlaufgetriebeanordnung (P-1, P-2), von der ein Element die Abtriebswelle (15) treibt, eine mit einer Energieversorgung (12) verbindbare Antriebswelle (11), eine mit der Energieversorgung (12) verbindbare hydrostatische Getriebeeinheit (20) mit zwei Hydroeinheiten (21, 25)» deren jede eine die Verstellung regelnde Taumelscheibe (30, 35) aufweist, wobei die Winkellage der einen Taumelscheibe (35) verstellbar ist, Mittel zum Treiben der Umlaufgetriebeanordnung (P-1, P-2) ausgehend von der Hydrogetriebeeinheit (20) in einer Betriebsart (I), und Mittel zum Verbinden der Hydrogetriebeeinheit (20) und der Antriebswelle (11) mit der Umlaufgetriebeanordnung (P-1, P-2) in einer anderen Betriebsart (II), wobei die Elemente der Umlaufgetriebeanordnung (P-1, P-2) in bezug aufeinander so aufgebaut sind, daß vor und nach dem Schalten zwischen den Betriebsarten erhalten wirdi

   a) ein im wesentlichen kontinuierliches Übersetzungsverhältnis ;

   b) ein im wesentlichen gleicher Betriebsdruck in den Hydroeinheiten (21, 25) der Hydrogetriebeeinheit (20); und

   c) ein im wesentlichen gleicher Geschwindigkeitsunterschied zwischen den Hydroeinheiten (21, 25).

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   ORIGINAL INSPECTED

   2ο Hydromechanisches Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,

   daß in einer dritten Betriebsart (III) sowohl die Antriebswelle (11) als auch die Hydrogetriebeeinheit (20) mit der Umlaufgetriebeanordnung (P-1, P-2) verbunden sind, und daß zwei Kraftübertragungen mit jeweils einer wahlweise einrückbaren Kupplung (65, 63) zwischen der Antriebswelle (11) und zwei verschiedenen Elementen der Umlaufgetriebeanordnung (P-1, P-2) die zweite Betriebsart (II) bzw» die dritte Be= triebsart (III) bewirken_o

   3_β Hydromechanisches Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,

   daß die Umlaufgetriebeanordnung zwei Umlaufgetriebeeinheiten (P-1, P-2) umfaßt, die funktionell eine Vierelementen-Kombination bilden und das im wesentlichen kontinuierliche Übersetzungsverhältnis vor und nach dem Schalten vorsehen, wo«= bei die Übersetzungsverhältnisse der beiden Umlaufgetriebeeinheiten entsprechend der Gleichung X=Y-I in Beziehung stehen, das Übersetzungsverhältnis zwischen zwei Elementen der einen Einheit (P-2) X und das Übersetzungsverhältnis zwischen zwei Elementen der anderen Einheit (P-1) T ist und jede Umlaufgetriebeeinheit (P-1, P-2) zwei Elemente mit einem Übersetzungsverhältnis 1 aufweist«,

   4. Hydromechanisches Getriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet,

   daß Schaltvorgänge mit gleichem Betriebsdruck aufgrund eines V/ertes für das Übersetzungsverhältnis Y erzielbar sind, bei dem vor und nach dem Schalten die Hydraulikleistung gleich ist.

   5. Hydromechanisches Getriebe nach Anspruch 3_S dadurch gekennzeichnet,

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   832610

   daß das Übersetzungsverhältnis X ca_e 2,3 und das Über= Setzungsverhältnis Y ca_o 3?5 ist«

   60 Hydromechanisches Getriebe mit drei Betriebsarten, und zwar einer ersten, hydrostatischen Niedrigdrehzahl-Betriebsart ₉ einer zweiten, hydromechanischen Zwisehendrehzahl-Betriebsart und einer dritten, hydromechanischen Hochdrehzahl= Betriebsart,

   gekennzeichnet durch wenigstens zwei Umlaufgetriebeeinheiten (P-4-, P-5) mit de einem Zentralrad (224-₅ 235) ₉ einem Hohlrad (221, 23²O und einem Planetenträger (223_? 232) in solcher Anordnung, daß funktionell wenigstens eine Tierelementen-Kombination gebildet ist, eine Antriebstfelle (210), eine mit wenigstens einem Element der Uialaufgetriebeanordnung treibend verbundene Abtriebswelle (22O)₉ eine von der Antriebswelle (210) getriebene hydrostatische Getriebeeinheit (200) mit einer mit wenigstens einem anderen Element der Umlaufgetriebean= Ordnung treibend verbundenen Hydroeinheit, eine wahlweise betätigbare Bremse (250), die mit den Umlaufgetriebeeinheiten (P=4-, P~5) verbunden und zum Erhalt der ersten Betriebsart (I) betätigbar ist, und zwei Kupplungen (26O₉ 270) in parallelen Bahnen einer Kraftübertragung von der Antriebswelle (210) zu weiteren Elementen der Umlaufgetriebeanordnung (Ρ=Λ, P-5), wobei die Kupplungen (26O₅ 27Ο) abwechselnd für die zweite und die dritte Betriebsart (II bzw_o III) einrückbar

   7ο Hydromechanisches Getriebe nach Anspruch 6₃ dadurch gekennzeichnet,

   daß drei Umlaufgetriebeeinheiten (P=4₉ P-5? P=6) vorgesehen sind, und daß die eine parallele Bahn der Kraftübertragung mit Elementen von zwei Umlaufgetriebeeinheiten (P~4-₉ P-5) verbunden und das eine andere Element der dritten Umlaufge= triebaeinheit (P-6) zugeordnet ist_o

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   32610

   8« Hydromechanisch.es Getriebe nach Anspruch 7?

   dadurch gekennzeichnet,

   daß die Bremse (250) mit jeweils einem Element (223? 234,

   242) jeder der drei Umlaufgetriebeeinheiten (Ρ-Λ, P-5, P°6) verbunden ist, und daß die andere der parallelen Bahnen der Kraftübertragung mit einem Element einer anderen als der dritten Umlaufgetriebeeinheit (P-6) verbunden ist_o

   9o Hydromechanisches Getriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet,

   daß drei Umlaufgetriebeeinheiten (P~4_? P~5_? P=6) vorgesehen sind, daß die parallelen Bahnen der Kraftübertragung jextfeils mit einem Element in zwei verschiedenen Umlaufgetriebeein= hexten (P-4-, P-5) verbunden sind, und daß das eine andere Element zu der dritten Umlaufgetriebeeinheit (P=6) gehört«

   1Oo Hydromechanisches Getriebe nach Anspruch 9? dadurch ^kennzeichnet,

   daß die Bremse (250) mit je einem Element jeder der drei Um= laufgetriebeeinheiten (P-4-«, P~5s P-6) verbunden ist₉ wobei die letztgenannten Elemente nicht die mit den Kraftübertragungen und der Hydrogetriebeeinheit (200) verbundenen Elemente sindo

   11 ο Getriebe mit drei Betriebsarten, gekennzeichnet durch zi-jei Antriebsxfeilen, umfassend eine Innenwelle (101) und einar Außenwelle (100), eine hydrostatische Getriebeeinheit (21', 25") mit einer ersten, mit einer Antriebsmaschine verbindbaren Einheit (25") und einer zweiten, mit der Außen= welle (100) verbundenen Einheit (21'), so daß die Außenwelle (100) in zur Innenifelle (101) relativen entgegengesetzter Richtung mit einem verstellbaren Antrieb beaufschlagbar ist_s wobei jede Einheit (25% 21°) der Hydrogetriebeeinheit eine

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   Taumelscheibe (55'» 30) aufweist und die Winkelstellung der einen Taumelscheibe (35') verstellbar und umschaltbar ist, eine mit den Antriebswellen (101, 100) in axialer Richtung fluchtende Abtriebswelle (15*)» eine Vierelementen-Umlaufgetriebeanordnung (P-1¹, P-2¹), die mit der Innen- und der Außenwelle (101, 100) sowie der Abtriebswelle (15¹) verbunden ist und die Abtriebswelle (15') in drei Betriebsarten treibt, wobei die Elemente der Umlaufgetriebeeinheiten (P-1¹, P-2¹) mit solchen Übersetzungsverhältnissen aufgebaut sind, daß vor und nach dem Schalten zwischen Betriebsarten die Winkelstellungen der Taumelscheiben (35'» 30') gleich sind, eine erste Kupplung(65'), die die Innenwelle (101) mit einem Element der Umlaufgetriebeanordnung (P-1', P-2·) verbindet, eine zweite Kupplung (63')» die die Innenwelle (101) mit einem zweiten Element der Umlaufgetriebeanordnung (P-1', P-2¹) verbindet, und eine Bremse (60¹) zum wahlweisen Bremsen wenigstens eines Elements der Umlaufgetriebeanordnung (P-1¹, P-2¹).

   12. Hydromechanisches Getriebe mit veränderlicher Übersetzung und wenigstens zwei Betriebsarten, deren eine hydrostatisch und deren andere hydromechanisch ist, gekennzeichnet durch eine Umlaufgetriebeanordnung (P-4·, P-5, P-6) mit mehreren Elementen, zwei Hydraulikeinheiten (201, 202), deren jede eine die Verstellung regelnde Taumelscheibe (203, 204) aufweist und die zusammen eine hydrostatische Getriebeeinheit bilden, wobei die eine Hydroeinheit (201) eine Konstanteinheit und wirksam mit einem Element der Umlaufgetriebeanordnung (P-4-, P-5t P-6) verbunden und somit in den Abtrieb eingeschaltet ist und die andere Hydroeinheit (202) eine in verschiedene Winkellagen bewegbare Taumelscheibe (204) für eine veränderliche Verstellung aufweist, wobei die Verstelleinheit (202) am Ende einer ersten Betriebsart (I) als Pumpe wirkt, die Konstanteinheit (201) als Motor arbeitet und aufgrund

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   Ό —

   des Leckstroms mit geringerer Geschwindigkeit umläuft und Funktion und Wirkungsweise der Hydroeinheiten (202, 201) zu Beginn einer zweiten Betriebsart (II) umgekehrt werden, und Mittel zum Schalten zwischen den Betriebsarten, itfobei die Übersetzungsverhältnisse zwischen den Elementen der Umlaufgetriebeanordnung (P-4, P-5_S P-6) so gewählt sind, daß vor und nach dem Schalten zwischen Betriebsarten gleiche Drehzahlunterschiede zwischen der Verstell- und der Konstanteinheit (202, 201) vorhanden sind, so daß, da ein zweites Element der Umlaufgetriebeanordnung (P-*)-, P-5? P-6) in den Abtrieb eingeschaltet und ein drittes Element mit einer Antriebsmaschine verbindbar ist, die Taumelscheibe (204) der Verstelleinheit (202) zum Zeitpunkt des Schaltens zwischen Betriebsarten die gleiche Winkelstellung wie die Taumelscheibe (203) der Konstant einheit (201) hat«,

   13. Hydromechanisches Getriebe,
   gekennzeichnet durch eine Antriebswelle (210) und eine Abtriebswelle (220), eine Umlaufgetriebeanordnung (P-4, P-5, P-6), mit einem wirksam mit der Abtriebswelle (220) verbundenen Element, zwei eine hydrostatische Getriebeeinheit (200) bildende Hydroeinheiten (201, 202), deren eine mit einem weiteren Element der Umlaufgetriebeanordnung (P-4, P-5, P-6) verbunden ist, Getriebemittel, die die Antriebswelle (210) mit der anderen Hydroeinheit verbinden und ein lösbar auf der Antriebswelle (210) befestigtes Zahnrad (211; 320) aufweisen, und Glieder (300, 301) zum Befestigen der Antriebswelle (210) in verstellbarer Lage relativ zu der Achse (305) der Abtriebswelle (220) zwecks Aufnahme unterschiedlicher ausgewählter Durchmesser des Zahnrads (211; 320) auf der Antriebswelle (210), so daß das Getriebe an verschiedene Nenndrehzahlen des Motors anpaßbar ist.

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   14. Hydromechanisches Getriebe nach Anspruch 13, gekennzeichnet durch

   ein Getriebegehäuse (300) und eine Gehäuseabdeckung (301), die die Antriebswelle (210) außermittig trägt und drehbar am Getriebegehäuse (300) befestigbar ist.

   15. Hydromechanisches Vierelementen-Getriebe mit drei Betriebsarten,

   gekennzeichnet, durch zwei Umlaufgetriebeeinheiten (P-1, P-2) mit je einem Zentralrad (40, 45), einem Hohlrad (43, 48) und einem Planetenträger (42, 47) mit wenigstens einem Planetenrad (41, 46), eine mit einer Energieversorgung (12) verbindbare Antriebswelle (11), eine mit einem ersten Element (47) der ersten Umlaufgetriebeeinheit (P-1) verbundene Abtriebswelle (15)» eine von der Antriebswelle (11) getriebene hydrostatische Getriebeeinheit (20) mit zwei Hydroeinheiten (21, 25) mit abgewinkelten verstellungsregelnden Taumelscheiben (30, 35)» wobei wenigstens die eine Taumelscheibe (35) zur veränderlichen Verstellung bewegbar ist und eine Hydroeinheit (21) mit einem zweiten Element (40) der ersten Umlaufgetriebeeinheit (P-1) verbunden ist, eine mit einem dritten Element (41) der ersten Umlaufgetriebeeinheit (P-I) verbundene, wahlweise betätigbare Bremse (60), die bei Betätigung in einer ersten Betriebsart (I) einen hydrostatischen Antrieb der Abtriebswelle (15) bewirkt, eine erste Kraftübertragung von der Antriebswelle (11) zu einem ersten Element (45) der zweiten Umlaufgetriebeeinheit (P-2) mit einer ersten wahlweise einrückbaren Kupplung (65), die für eine zweite Betriebsart (II) bei gelöster Bremse (60) einrückbar ist, eine zweite Kraftübertragung von der Antriebswelle (11) zu einem zweiten Element (48) der zweiten Umlaufgetriebe-einheit (P-2) mit einer zweiten i^ahlweise einrückbaren Kupplung (63)_s die für eine dritte Betriebsart (III) bei gelöster Bremse (60)

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   und ausgerückter erster Kupplung (65) einrückbar ist, wo=» bei das erste und das dritte Element ^4-7? 4-1) der ersten Umlaufgetriebeeinheit (P=1) zusammen mit dem zweiten (4-8) und einem weiteren Element der zweiten Umlaufgetriebeein= heit (P-2) drehbar verbunden sind_o

   16ο Getriebe mit drei Betriebsarten, gekennzeichnet durch zwei Antriebswellen j umfassend eine Innenx-jelle (101) und eine diese umgebende Außenwelle (100), eine hydrostatische Getriebeeinheit mit einer mit einer Antriebsmaschine ver= bindbaren ersten Hydroeinheit (25^!) und einer mit der Außen= vjelle (100) zum veränderlichen Treiben derselben verbunden= en zweiten Hydroeinheit (21°), wobei die Innenwelle ( 101) mit der Antriebsmaschine verbindbar (11°) ist, eine in ascialer Richtung mit den Antriebswellen (101₉ 100) fluchtende Abtriebswelle (15°), Umlaufgetriebeeinheiten (P-1% P=2⁸) mit mehreren Elementen ₉ die mit der Innen«= und der Außen= welle (101, 100) und der Abtriebswelle (15^s) verbunden sind und die Abtriebswelle (15°) no/b drei Betriebsarten (I₉ H₀ III) treiben9 eine erste Kupplung (65°)? die die Innenwelle (101) für die zweite Betriebsart (II) mit einem Element (45') der Umlaufgetriebeanordnung (P«=1', P=2') verbindet, eine zweite Kupplung (63")9 die für die dritte Betriebsart (III) die Innenwelle (101) mit einem zweiten Element der Umlaufgetriebeanordnung (P=1°, P=2°) verbindet, und eine Bremse (60°) zum wahlweisen Bremsen wenigstens eines EIe= ments der Umlaufgetriebeanordnung (P=1', P=2^δ) für die ©rst® Betriebsart (i), wobei die Kupplungen (65°, 65⁸) und die Bremse (60') mit der Innenwelle (101), der Außenwelle (100) und der Abtriebswelle (15°) koasäal sind und die Umlaufge° triebeeinheiten (P=1'₉ P=2°) solche Übsrsetzungsverhält= nisse haben₉ daß die für die zweite und die dritte Betriebs= art (II, III) zu kuppelenden !Feile bei jeweils eingerückter Kupplung gleiche Drehzahl haben_o

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