DE3390540C2 - Hydrodynamisch-mechanisches Verbundgetriebe f}r Kraftfahrzeuge - Google Patents
Hydrodynamisch-mechanisches Verbundgetriebe f}r KraftfahrzeugeInfo
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Description
Die Erfindung bezieht sich auf ein hydrodynamisch-mechani
sches Verbundgetriebe für Kraftfahrzeuge der durch den
Oberbegriff des Patentanspruches angegebenen Gattung.
Bei einem aus der US-PS 40 14 223 bekannten und dabei für
ein Kraftfahrzeug mit Frontantrieb vorgesehenen Verbundge
triebe dieser Art ist die Getriebeausgangsstufe als ein
einfaches Planetenrädergetriebe, bestehend aus einem mit dem
Pumpenrad des Drehmomentwandlers verbundenen Hohlrad, einem
mit der ersten Eingangswelle verbundenen Sonnenrad und einem
mit der zweiten Eingangswelle verbundenen Träger für mit dem
Hohlrad und dem Sonnenrad in Eingriff stehende Planetenräder,
ausgebildet, um so unter dessen Mitwirkung sowohl im zweiten
Gang als auch dritten Gang eine Aufteilung des an die Aus
gangswelle übertragenen Drehmoments in einen hydrodynami
schen Leistungsanteil und in einen mechanischen Leistungsan
teil zu erhalten. Diese Aufteilung oder Verzweigung der
Leistungsübertragung ist dabei gleichzeitig derart ausgestal
tet, daß im dritten Gang ein gegenüber dem zweiten Gang
höherer mechanischer Leistungsanteil erhalten wird.
Aus der US-PS 40 49 094 sowie weiteren US-Folgepatenten der
selben Inhaberin sind sogenannte Zentrifugalkupplungen
bekannt, die in Verbindung mit einem integrierten Torsions
dämpfer zur Verbindung der Antriebswelle mit dem Pumpenrad
eines Drehmomentwandlers vorgesehen sein können und derart
ausgebildet sind, daß damit das Pumpenrad beim Überschreiten
einer vorbestimmten Drehzahl und somit auch einer vorbestimm
ten Zentrifugalkraft durch die damit beeinflußten Zentrifu
galkörper der Kupplung direkt mit dem Turbinenrad des Dreh
momentwandlers verbunden wird. Die insoweit kritische Dreh
zahl ist dabei mit etwa 1000 U/min angegeben.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein hydrodyna
misch-mechanisches Verbundgetriebe der angegebenen Gattung
derart auszubilden, daß in bestimmten Betriebszuständen
eines damit ausgerüsteten Kraftfahrzeuges eine verbesserte
Leistungsübertragung mit vergrößertem Abtriebsdrehmoment
erhalten wird.
Mit dem zur Lösung dieser Aufgabe gemäß dem Patentanspruch
erfindungsgemäß ausgebildeten Verbundgetriebe ist die Zentri
fugalkraftkupplung bei der Leistungsübertragung im zweiten
Gang und im dritten Gang beteiligt und ergibt die Überhol
kupplung im dritten Gang einen rückkoppelnden bzw. regenera
tiven Leistungsfluß vom Schaltgetriebe zurück in Richtung
des Drehmomentwandlers. Dieser umgekehrte Leistungsfluß ist
dabei abhängig von dem an dem Wandler erscheinenden Leistungs
schlupf, dessen Größe von der Zentrifugalkraftkupplung
beeinflußt wird.
Ein Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Verbund
getriebes ist in der Zeichnung schematisch dargestellt
und wird nachfolgend näher beschrieben. Es zeigt
Fig. 1 einen Getriebeplan des Verbund
getriebes mit der Darstellung der
Leistungsaufteilung im 1. Gang,
Fig. 2 den Schaltplan des Verbundgetriebes
gemäß Fig. 1,
Fig. 3 den Getriebeplan nach Fig. 1 mit
der Darstellung der Leistungsauf
teilung im Schiebebetrieb des ge
bremsten 1. Ganges und
Fig. 4 bis 6 den Getriebeplan nach Fig. 1 mit
der Darstellung der Leistungsaufteilung
im 2. Gang, im 3. Gang und im
Rückwärtsgang.
Das in mechanischer und schaltungstechnischer Hinsicht dem
bei den Ford-Modellen ESCORT und LYNX verwirklichten Getrie
be nach der US-PS 40 14 223 grundsätzlich entsprechende Ver
bundgetriebe umfaßt nach dem Getriebeplan der Fig. 1 einen
Drehmomentwandler 18 mit einem durch die Kurbelwelle einer
Brennkraftmaschine antreibbaren Pumpenrad 38, einem Turbi
nenrad 40 und einem durch eine Überholbremse 50 abbremsbaren
Leitrad 44. Mit dem Drehmomentwandler 18 ist längs einer
Hauptachse des Verbundgetriebes ein Planetenräder-Schalt
getriebe 20 achsgleich angeordnet, das mit einem ersten Son
nenrad 52 bzw. S 3, einem zweiten Sonnenrad 54 bzw. S 2, auf
einen Planetenradträger 64 bzw. C 2 gelagerten ersten Pla
netenrädern 66 und zweiten Planetenrädern 70 sowie einem
Hohlrad 68 bzw. R 2 gebildet ist, durch welche mittels einer
für das Sonnenrad S 2 vorgesehenen Reibungsbremse 62 bzw. B 1,
einer für das Sonnenrad S 3 vorgesehenen Reibungskupplung 106
bzw. Cl 1, einer für das Hohlrad R 2 vorgesehenen Reibungs
kupplung 80 bzw. Cl 2 sowie einer dafür ebenfalls vorgesehe
nen Reibungsbremse 74 bzw. Cl₃ entsprechend dem in Fig. 2
dargestellten Schaltplan unter Einschluß auch eines gebrem
sten Schiebetriebes im 1. Gang drei Vorwärtsgänge und ein
Rückwärtsgang selbsttätig geschaltet werden können. Das
Schaltgetriebe 20 ist über zwei Eingangswellen 96 und 102
mit dem Drehmomentwandler 18 und über eine
Ausgangswelle 112 mit einer dazwischen angeordneten
Getriebeausgangsstufe verbunden, deren Eingangsrad 114 mit
einem zum Antrieb eines Differentialgetriebes vorgesehenen
Ausgangsrad 120 über ein Mitläuferrad 116 verbunden ist.
Mit der Eingangswelle 96 des Schaltgetriebes 20 ist die
mit deren zweiten Eingangswelle 102 mittels beispielsweise
eine Vielkeilverzahnung verbundenen Nabe des Turbinenrades
40 des Drehmomentwandlers 18 über eine Überholkupplung 152
bzw. OWC 1 verbunden, die bezüglich einer zur Verbindung
des Pumpenrades 38 mit dem Turbinenrad 40 beim Überschrei
ten einer vorbestimmten Antriebsdrehzahl von beispielsweise
1000 U/min vorgesehenen Zentrifugalkraftkupplung 164 bzw. CC 1
abtriebsseitig angeordnet ist. Diese Zentrifugalkraftkupplung
CC 1 kann eine Ausbildung gemäß der US-PS 40 37 691 sowie
weiteren US-Folgepatenten derselben Inhaberin aufweisen
und ist zweckmäßig abtriebsseitig noch mit einem Torsions
dämpfer der Ausbildung gemäß den US-PS 42 32 534 und
43 04 107 ausgerüstet. Das Hohlrad R 2 des Schaltgetriebes
20 bildet dessen der Eingangswelle 96 zugeordnetes Eingangs
glied, während das Sonnenrad S 3 das der Eingangswelle 102
zugeordnete Eingangsglied bildet, das dabei mit dieser Ein
gangswelle 102 über eine zu der Reibungskupplung CC 1 paral
lel angeordnete zweite Überholkupplung 176 bzw. OWC 2 verbun
den ist.
Zur Schaltung des 1. Ganges wird entsprechend dem Schalt
plan in Fig. 2 die Reibungsbremse B 1 betätigt, so daß
das Sonnenrad S 2 des Schaltgetriebes 20 zur Bildung
eines Reaktionsgliedes abgebremst wird. Entsprechend der
Darstellung in Fig. 1 wird damit das an den Drehmoment
wandler 18 von der Kurbelwelle der Brennkraftmaschine
angelieferte Drehmoment durch dessen Turbinenrad 40
über die Eingangswelle 102 und die Überholkupplung OWC 2
an das Sonnenrad S 3 zugeführt und über die Ausgangswelle
112 an das Antriebsrad 114 der Getriebeausgangsstufe abge
führt. Sobald die Antriebsdrehzahl den vorbestimmten Wert
von beispielsweise 1000 U/min übersteigt, wird durch die
dann eingerückte Zentrifugalkraftkupplung CC 1 das Pumpenrad 38
mit dem Turbinenrad 40 verbunden und das angelieferte
Drehmoment somit über die der Zentrifugalkraftkupplung nachge
schaltete Überholkupplung OWC 1 zur Umgehung des Drehmo
mentwandlers 18 an die zweite Eingangswelle 96 weiterge
leitet, um für die erst im 2. Gang betätigte Reibungskupp
lung Cl 2 zur Verfügung zu stehen. Wenn in einem Schiebe
betrieb des 1. Ganges auch an das Abtriebsrad 120 der
Getriebeausgangsstufe ein Drehmoment angeliefert wird,
dann erfährt dadurch die Überholkupplung OWC 2 eine Aus
schaltung aus der in Fig. 1 dargestellten Leistungsauf
teilung, indem hierbei unter Vermittlung des Planeten
radträgers C 2 diese Überholkupplung bezüglich der Ein
gangswelle 102 zu einem Freilaufen gebracht wird. Durch
die zu dieser Überholkupplung OWC 2 verwirklichte Paral
lelanordnung der Reibkupplung Cl 1 wird dabei gleichzei
tig die Möglichkeit der Bereitstellung eines gebremsten
Schiebebetriebes im 1. Gang geschaffen, bei welchem
für das Verbundgetriebe die in Fig. 3 dargestellte Lei
stungsaufteilung erhalten wird. Bei diesem gebremsten
Schiebebetrieb wird unter Umgehung der Überholkupp
lung OWC 2 das über das Abtriebsrad 120 der Getriebeausgangs
stufe angelieferte Drehmoment über die betätigte Reib
kupplung Cl 1 von dem Sonnenrad S 3 direkt an die Eingangs
welle 102 weitergeführt, so daß mit dem das Pumpenrad 38
überholenden Turbinenrad 40 des Drehmomentwandlers 18 ein
hydrodynamisches Abbremsen gesteuert werden kann. Sofern
bei diesem gebremsten Schiebebetrieb eine Drehzahl höher
als etwa 1000 U/min vorliegen sollte, wird dann
die Zentrifugalkraftkupplung CC 1 für eine Verbindung des Tur
binenrades 40 mit dem Pumpenrad 38 eingerückt, so daß das
Drehmoment durch die Überholkupplung
OWC 1 übertragen wird.
Wenn ausweislich des Schaltplanes der Fig. 2 im 2. Gang
zusätzlich zu der Reibungsbremse B 1 auch noch die Rei
bungskupplung Cl 2 betätigt ist, dann ergibt sich dabei die
in Fig. 4 dargestellte Leistungsaufteilung. Im 2. Gang
wird das angelieferte Drehmoment über die Überholkupplung
OWC 1 und die Reibkupplung Cl 2 zu dem Hohlrad R 2 weiter
geführt, um unter Vermittlung des Planetenradträgers C 2
mit dem Sonnenrad S 2 als beibehaltenem Reaktionsglied
über die Ausgangswelle 112 an das Antriebsrad 114 der
Getriebeausgangsstufe abgeführt zu werden. Bei einer An
triebsdrehzahl höher als 1000 U/min wird andererseits
auch im 2. Gang die Zentrifugalkupplung CC 1 eingerückt,
so daß dann unter Vermittlung der Überholkupplung OWC 1
ein Teil des angelieferten Drehmoments auch an die Ein
gangswelle 96 abgeführt wird. Im Schiebebetrieb des 2.
Ganges wird andererseits das über das Abtriebsrad 120
angelieferte Drehmoment unter Vermitt
lung des Planetenradträgers C 2 und die betätigte Reibkupp
lung Cl 2 an die Zentrifugalkraftkupplung CC 1 übertragen, um da
bei unter Umgehung des Drehmomentwandlers 18 eine Brem
sung durch die Brennkraftmaschine zu ergeben.
Wenn ausweislich des Schaltplanes der Fig. 3 durch ein Lö
sen der Reibbremse B 1 und eine fortgesetzte Betätigung der
Reibkupplung Cl 2 sowie eine gleichzeitige Betätigung der Reibkupplung Cl 1 der 3. Gang geschaltet wird, dann wird da
mit die in Fig. 5 dargestellte Leistungsaufteilung erhal
ten. Das von der Kurbelwelle der Brennkraftmaschine ange
lieferte Drehmoment wird bei Antriebsdrehzahlen kleiner als
1000 U/min über die Überholkupplung OWC 1 und die betätig
te Reibkupplung Cl 2 an das Hohlrad R 2 weitergeführt, um
unter Vermittlung des Planetenradträgers C 2 über die Aus
gangswelle 112 an das Antriebsrad 114 der Getriebeausgangsstufe
abgeführt zu werden. Ein Teil des Drehmoments wird
andererseits über das Sonnenrad S 3 sowie die im
3. Gang ebenfalls betätigte Reibkupplung Cl 1 an die Ein
gangswelle 102 weitergeführt, um damit für das an den
Drehmomentwandler 18 angelieferte Drehmoment eine Rück
koppelung zu bewirken, welche das durch die Ausgangswelle
112 an das Antriebsrad 114 abge
führte Drehmoment verstärkt. Bei einer Antriebsdrehzahl
höher als 1000 U/min wird andererseits auch im 3. Gang
wieder die Zentrifugalkupplung CC 1 eingerückt, womit
der Drehmomentwandler 18 umgangen wird. Im
Schiebebetrieb des 3. Ganges wird andererseits das über
das Abtriebsrad 120 der Getriebeausgangsstufe angelieferte
Drehmoment über das Hohlrad R 2 und die betätigte Reib
kupplung Cl 2 sowie die dann freilaufende Überholkupplung
OWC 1 zurück an die Brennkraftmaschine abgeführt, während
gleichzeitig über die betätigte Reibkupplung Cl 1 eine
rückkoppelnde Drehmomentanlieferung an das Sonnenrad S 3
kommt, so daß die durch die Zentrifugalkraftkupplung
CC 1 an das Hohlrad R 2 vermittelte Drehmomentanlieferung
verstärkt wird.
Zur Schaltung des Rückwärtsganges werden ausweislich des
Schaltplanes der Fig. 2 nur die Reibkupplung Cl 1 und die
Reibbremse Cl 3 betätigt, um damit anders als im 1. Gang
und im 2. Gang das Hohlrad R 2 als Reaktionsglied des Um
schaltgetriebes 20 zu erhalten. Entsprechend der in Fig. 6
dargestellten Leistungsaufteilung wird damit das von der
Kurbelwelle der Brennkraftmaschine angelieferte Drehmoment
über die Reibkupplung Cl 1 und das Sonnenrad S 3 weitergelei
tet, so daß sich für die Abführung des Drehmomentes an das
Antriebsrad 114 eine Umkehrung der
Drehrichtung für die Ausgangswelle 112 ergibt. Im Rückwärts
gang wird außerdem ein Teil des angelieferten Drehmoments
an die Eingangswelle 96 abgeführt.
Claims (1)
- Hydrodynamisch-mechanisches Verbundgetriebe für Kraftfahr zeuge, mit einem Drehmomentwandler und einem gleichachsig angeordneten, selbsttätig schaltenden Dreigang-Planeten räder-Schaltgetriebe mit einer ersten und einer zweiten Eingangswelle und einer Ausgangswelle, die vorzugsweise mit einer optimal zwischen dem Drehmomentwandler und dem Schalt getriebe angeordneten Getriebeausgangsstufe verbunden ist, wobei der Drehmomentwandler ein mit der Antriebswelle des Verbundgetriebes verbundenes Pumpenrad und ein mit der ersten Eingangswelle des Schaltgetriebes verbundenes Tur binenrad aufweist und das Schaltgetriebe mit einem Hohlrad, einem ersten und einem zweiten Sonnenrad, einem Planetenrad träger, einem ersten Satz von Planetenrädern, die in Ein griff mit dem ersten Sonnenrad und dem Hohlrad stehen, sowie mit einem zweiten Satz von Planetenrädern, die in Eingriff mit dem zweiten Sonnenrad und dem ersten Satz von Planeten rädern stehen, gebildet ist und eine zum wahlweisen Verbin den der ersten Eingangswelle mit dem zweiten Sonnenrad vorgesehene erste Kupplungseinrichtung, bestehend aus einer das Drehmoment im Schiebebetrieb übertragenden Reibungskupp lung und einer parallel angeordneten Überholkupplung, die das Drehmoment von der Antriebswelle zu dem zweiten Sonnen rad im ersten Gang überträgt, eine zum wahlweisen Verbinden der zweiten Eingangswelle mit dem Hohlrad vorgesehene zweite Kupplungseinrichtung und erste und zweite Bremseinrichtungen für ein Festlegen des ersten Sonnenrades und des Hohlrades im zweiten Gang und im Rückwärtsgang aufweist, dadurch gekennzeichnet, daß die zweite Ein gangswelle (96) und die Antriebswelle über eine Zentrifugal kraftkupplung (164 CC 1) verbunden sind, zwischen deren Abtriebsseite und der ersten Eingangswelle (102) eine Über holkupplung (152 OWC 1) angeordnet ist.
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