DE4115623A1 - Hydrostatisch-mechanisches leistungsverzweigungsgetriebe - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft ein hydrostatisch-mechanisches Lei­ stungsverzweigungsgetriebe mit stufenlos veränderlichem Übersetzungsverhältnis für Kraftfahrzeuge, insbesondere für landwirtschaftliche oder Nutzfahrzeuge. Das Getriebe besteht aus einem stufenlos zwischen zwei Extremstellungen verstellbaren hydrostatischen Getriebe mit einer volumen­ verstellbaren sowie einer volumenkonstanten Verdrängerma­ schine und einem Summierungsgetriebe, bei dem es sich um wenigstens zwei Planetengetriebe handeln kann. Durch meh­ rere Schaltkupplungen sind Zahnräder-Schaltstufen ein­ stellbar, indem die Ausgangswellen des Summierungsgetrie­ bes über Zahnräder mit unterschiedlichen Übersetzungsver­ hältnissen mit einer Getriebeausgangswelle verbunden wer­ den.

Fahrzeuggetriebe dienen dazu, die Drehmoment-Drehzahlkenn­ linie des Antriebsmotors der gewünschten Fahrgeschwindig­ keit anzupassen. Dabei verändert das Getriebe sowohl das Drehmoment als auch die Drehzahl. Stufenlose Getriebe ha­ ben gegenüber mechanischen Schaltgetrieben den Vorteil, daß in jedem Fahrzustand mit optimaler Motordrehzahl ge­ fahren werden kann. Bei ihnen tritt keine Zugkraftunter­ brechung beim Schalten auf, was zum Fahrkomfort beiträgt. Derartige Getriebe können vorteilhaft bei landwirtschaft­ lichen oder Nutzfahrzeugen, wie beispielsweise bei Acker­ schleppern, eingesetzt werden, bei denen neben dem Fahr­ antrieb wenigstens ein weiterer durch den Antriebsmotor angetriebener Abnehmer, beispielsweise eine Zapfwelle, vorgesehen ist, dessen Drehzahl unabhängig von der Fahrge­ schwindigkeit einstellbar sein soll.

Als stufenlose Getriebe eignen sich insbesondere Lei­ stungsverzweigungsgetriebe der eingangs genannten Art wie sie beispielsweise durch die EP-A1-03 02 188 und die DE-A-35 12 523 und dem dort genannten Stand der Technik be­ kannt geworden sind. Bei diesen Getrieben verzweigt sich die von der Antriebsmaschine abgegebene Leistung zum einen direkt zu einer ersten Eingangswelle eines Summierungsge­ triebes und zum anderen zu einem Hydraulikgetriebe. Das Hydraulikgetriebe enthält eine Konstanteinheit mit kon­ stantem Fördervolumen und eine Verstelleinheit mit ver­ stellbarem Fördervolumen. Durch Verstellen der Verstell­ einheit läßt sich die Ausgangsdrehzahl des Hydraulikge­ triebes innerhalb eines Bereiches, der von negativen Dreh­ zahlen bis zu positiven Drehzahlen reichen kann, einstel­ len. Die Ausgangswelle des Hydraulikgetriebes steht mit einer zweiten Eingangswelle des Summierungsgetriebes, die als An- oder Abtriebswelle wirkt, in Verbindung. Durch das Summierungsgetriebe werden die Drehzahlen und Drehmomente von der Antriebsmaschine und dem Hydraulikgetriebe zusam­ mengeführt.

Das bekannte Summierungsgetriebe enthält ein Doppelplane­ tengetriebe, dessen beiden Sonnenräder auf der genannten zweiten Eingangswelle, die an den hydraulischen Zweig an­ geschlossen ist, angeordnet sind. Die Eingangswelle des mechanischen Zweiges steht sowohl mit einem der Planeten­ träger und einem der Hohlräder in Verbindung. Das Summie­ rungsgetriebe weist zwei Ausgangswellen auf, die jeweils mit zwei durch Schaltkupplungen einrückbaren mechanischen Schaltstufen verbunden sind. Die beiden Ausgangswellen verhalten sich unterschiedlich bei Verstellen der Ver­ stelleinheit. Während beim Höherstellen der Verstellein­ heit die Drehzahl der ersten Ausgangswelle zunimmt, nimmt die Drehzahl der zweiten Ausgangswelle beim Runterstellen der Verstelleinheit zu. So erreicht man die für die Last­ übergabe notwendigen Synchronbedingungen an den jeweiligen Gangbereichsgrenzen, und es ist beim Hin- und Herschwenken der Verstelleinheit und einem Umschalten der Schaltstufen eine weitgehende kontinuierliche Drehzahlerhöhung bzw. -verminderung an der Ausgangswelle des Leistungsverzwei­ gungsgetriebes über den gesamten Fahrbereich möglich.

Um einen großen Fahrbereich zu überdecken, sollte das Ge­ samtstellverhältnis möglichst groß gewählt werden. Das Stellverhältnis ist bei gegebener Getriebeeingangsdrehzahl das Verhältnis von maximaler zu minimaler Ausgangsdreh­ zahl, die durch Verstellen der Verstelleinheit einstellbar sind. Die kleinste Enddrehzahl des Leistungsverzweigungs­ getriebes multipliziert mit dem Gesamtstellverhältnis er­ gibt die maximale Abtriebsdrehzahl. Dies entspricht dem insgesamt stufenlos unter Last verstellbaren Bereich. Das Gesamtstellverhältnis ist gleich dem Produkt aus den ein­ zelnen Stellverhältnissen der Gangbereiche.

Mit steigendem Einzelstellverhältnis steigt jedoch der ma­ ximal erforderliche hydraulische Leistungsanteil wesent­ lich an. Das Verhältnis von maximaler hydraulischer An­ triebsleistung zur Getriebegesamtleistung ist gleich dem Einzelstellverhältnis minus eins geteilt durch zwei. Da die hydrostatische Leistungsübertragung einen erheblich schlechteren Wirkungsgrad als eine Übertragung nur mittels Zahnrädern aufweist, sollte das Einzelstellverhältnis mög­ lichst klein gewählt werden.

Wegen der Verwendung des Summierungsgetriebes beansprucht das Leistungsverzweigungsgetriebe der eingangs genannten Art gewöhnlich einen größeren radialen Bauraum als ein me­ chanisches Schaltgetriebe mit gleicher Leistung. Aus die­ sem Grund läßt sich bei einem gegebenen Fahrzeug ein me­ chanisches Schaltgetriebe nicht ohne weiteres gegen ein Leistungsverzweigungsgetriebe austauschen, was bei der an­ gestrebten Vielfalt der Fahrzeugtypen wünschenswert wäre.

Die mit der Erfindung zu lösende Aufgabe wird darin gese­ hen, ein hydrostatisch-mechanisches Leistungsverzweigungs­ getriebe der eingangs genannten Art anzugeben, das mög­ lichst kompakt ist und bei dem insbesondere ein möglichst geringer Abstand zwischen Getriebeeingangswelle und Ge­ triebeausgangswelle eingehalten werden kann.

Die Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß für wenigstens zwei Schaltstufen unterschiedliche Einzelstell­ verhältnisse gegeben sind. Dies bedeutet in der Regel, daß für jedes der beiden Planetengetriebe unterschiedliche Einzelstellverhältnisse gegeben sind.

Durch die erfindungsgemäße Lösung kann radialer Bauraum eingespart werden, so daß Forderungen nach einem geringen Abstand zwischen Getriebeeingangswelle und Getriebeaus­ gangswelle eingehalten werden können.

Unterschiedliche Einzelstellverhältnisse können zwar zu einer Verschlechterung des Gesamtwirkungsgrades führen, das Fallenlassen der Forderung nach gleichen Einzelstell­ verhältnissen gibt dem Konstrukteur jedoch mehr Spielraum für die Ausgestaltung des Summierungsgetriebes. Es hat sich gezeigt, daß bei den bekannten Leistungsverzwei­ gungsgetrieben mit gleich großen Einzelstellverhältnissen das Summierungsgetriebe aus zwei unterschiedlichen Plane­ tengetrieben bestehen muß, die insbesondere unterschied­ liche Außendurchmesser aufweisen. Dabei weist eines der Hohlräder einen größeren Durchmesser auf als das andere. Das Hohlrad mit dem größeren Außendurchmesser bestimmt den radialen Bauraum des Planetengetriebes. Bei der erfin­ dungsgemäßen Lösung können hingegen die Außendurchmesser der Hohlräder aneinander angeglichen werden.

Vorzugsweise werden beide Planetengetriebestufen identisch ausgebildet. Dies ermöglicht die Verwendung von Zahnrädern mit identischer Verzahnungsgeometrie, wodurch die Anzahl unterschiedlicher Bauteile verringert werden und radialer Bauraum eingespart werden kann, da beide Hohlräder einen gleichen Außendurchmesser haben können. Hierbei können beide Hohlraddurchmesser so bemessen sein, wie das klei­ nere Hohlrad gemäß eines bekannten Leistungsverzweigungs­ getriebes.

Je kleiner das Stellverhältnis ist, desto niedriger sind die hydrostatischen Verluste und desto größer ist der Ge­ samtwirkungsgrad des Getriebes. Um ein möglichst wirt­ schaftliches Getriebe zu erhalten, wird dieses vorzugs­ weise derart ausgelegt, daß für Schaltstufen des Hauptar­ beitsbereichs ein kleineres Stellverhältnis gegeben ist als in einer anderen Schaltstufe, d. h. im Hauptarbeits­ bereich, beispielsweise für die Feldarbeit eines Acker­ schleppers, wird mit einer Schaltstufe gefahren, deren Stellverhältnis kleiner ist als in einer anderen Schalt­ stufe. Damit weist das Getriebe im Hauptarbeitsbereich einen vergleichsweise großen Wirkungsgrad auf.

Eine kostengünstige und raumsparende Ausgestaltung der Er­ findung sieht vor, daß die Sonnenräder der beiden Plane­ tengetriebestufen als durchgehende Verzahnung auf einer Welle ausgeführt sind.

Es ist zweckmäßig, bei Planetengetrieben eine Welle radial beweglich zu lagern, damit alle Verzahnungen des Getriebes gleichmäßig belastet werden und keine statische Überbe­ stimmung auftritt. Vorzugsweise werden die Sonnenräder ra­ dial nachgiebig gelagert und stützen sich an allen der we­ nigstens zwei Planetenrädern ab.

Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen der Erfindung gehen aus den Unteransprüchen hervor.

Anhand der Zeichnung, die ein Ausführungsbeispiel der Er­ findung zeigt, sollen die Erfindung sowie weitere Vorteile und vorteilhafte Weiterbildungen und Ausgestaltungen der Erfindung näher beschrieben und erläutert werden. Es zeigt

Fig. 1 die schematische Darstellung eines erfindungs­ gemäßen Getriebes und

Fig. 2 eine vereinfachte Darstellung der Abhängigkeit der Getriebeausgangsdrehzahl von dem Schwenkwin­ kel der Verstelleinheit und den Gangstufen.

Das in Fig. 1 dargestellte hydrostatisch-mechanische Lei­ stungsverzweigungsgetriebe ist insbesondere für Acker­ schlepper bestimmt. Bei ihm gibt eine Verbrennungsmaschine 10 ihr Drehmoment an eine Getriebeeingangswelle 12 ab. Diese treibt ein Zahnrad 14 an, welches mit dem Eingangs­ zahnrad 16 einer hydraulischen im Volumen verstellbaren Verdrängermaschine (Verstelleinheit) 18 kämmt. Die Ver­ stelleinheit 18 ist hydraulisch über Hydraulikleitungen 20, 22 mit einer hydraulischen, ein konstantes Volumen verdrängenden Verdrängermaschine (Konstanteinheit) 24 ver­ bunden. Die Verstelleinheit 18 läßt sich zwischen einem maximalen negativen Ausschlag und einem maximalen positi­ ven Ausschlag verstellen. Bei einem negativen Ausschlag entspricht die Verstelleinheit 18 einem hydrostatischen Motor und die Konstanteinheit 24 einer Pumpe. Bei einem positiven Ausschlag arbeitet die Verstelleinheit 18 als Pumpe und die Konstanteinheit 24 als Motor.

Die Getriebeeingangswelle 12 treibt neben dem Zahnrad 14 den Planetenträger 26 eines ersten Planetengetriebes 28 und das Hohlrad 30 eines zweiten Planetengetriebes 32 an. Die Leistung der Verbrennungsmaschine 10 wird somit ver­ zweigt und einerseits dem hydrostatischen Teil und ande­ rerseits dem mechanischen Doppelplanetengetriebe zuge­ führt.

Die Konstanteinheit 24 enthält ein Zahnrad 34, das mit einem auf der Sonnenradwelle 36 des Doppelplanetengetrie­ bes befestigten Zahnrad 38 kämmt. Die Sonnenradwelle 36 ist geteilt ausgeführt und trägt in ihrem mittleren Be­ reich eine Steckverzahnung 61, durch die der Wellenteil 36′ mit dem Hauptwellenteil 36 drehfest verbunden ist. Im folgenden wird in der Regel für die gesamte zweigeteilte Sonnenradwelle 36, 36′ das Bezugszeichen 36 verwendet.

Die Sonnenradwelle 36 trägt die beiden Sonnenräder 40, 42 des ersten und zweiten Planetengetriebes 28, 32. Die bei­ den Sonnenräder 40, 42 sind als einheitlich durchgehende Verzahnung auf der Sonnenradwelle 36 ausgebildet. Sie wei­ sen daher auch eine gleiche Zähnezahl auf. Diese Ausge­ staltung erlaubt es, die Sonnenraddurchmesser und die axiale Ausdehnung der Sonnenräder 40, 42 klein zu halten.

Ein Abschnitt der Getriebeeingangswelle 12 verläuft inner­ halb einer ersten Hohlwelle 44, die mit dem Hohlrad 46 des ersten Planetengetriebes 28 verbunden ist. Ferner trägt die erste Hohlwelle 44 drehfest zwei Zahnräder 48, 50. Ein Abschnitt der Sonnenradwelle 36 verläuft innerhalb einer zweiten Hohlwelle 52, die mit dem Planetenträger 54 des zweiten Planetengetriebes 32 verbunden ist. Auch die zwei­ te Hohlwelle 52 trägt drehfest zwei Zahnräder 56, 58.

Zwischen den Sonnenrädern 40, 42 und den Hohlrädern 30, 46 der beiden Planetengetriebe 28, 32 sind jeweils drei auf dem Umfang gleichmäßig verteilte Planetenräder 57, 59 an­ geordnet. Diese werden von den Planetenträgern 26, 54 ge­ tragen. Die Sonnenradwelle 36 ist geteilt ausgeführt und weist in ihrem mittleren Bereich eine als Evolventenver­ zahnung ausgebildete Steckverzahnung 61 auf, die ein ra­ diales Verschwenken des die Sonnenräder 40, 42 tragenden Wellenteils 36′ zuläßt und eine Drehmomentübertragung ge­ währleistet. Im übrigen ist der Wellenteil 36′ in radialer Richtung nicht durch Lager festgelegt, sondern wird ledig­ lich durch die ihn umgebenden Planetenräder 57, 59 ge­ stützt.

Die Zahnräder 48, 50, 56, 58 kämmen mit Zahnrädern 62, 64, 66, 68, die auf einer Getriebeausgangswelle 60 drehbar ge­ lagert sind und durch eine erste und eine zweite zweisei­ tig wirkende Schaltmuffe 68, 70 wahlweise mit der Getrie­ beausgangswelle 60 in Eingriff gebracht werden können, um eine erste, zweite, dritte oder vierte Schaltstufe zu rea­ lisieren. Die Schaltstufen sind mit den römischen Ziffern I, II, III und IV gekennzeichnet.

Die Sonnenradwelle 36 trägt ferner ein Kriechgangzahnrad 72, das mit einem ersten Zahnrad 74 einer Zwischenwelle 76 kämmt. Ein zweites Zahnrad 78 der Zwischenwelle 76 kämmt mit einem fünften auf der Ausgangswelle 60 drehbar gela­ gerten Zahnrad 80, welches durch eine dritte, einseitige Schaltmuffe 82 mit der Getriebeausgangswelle 60 kuppelbar ist.

Ein freies Ende der Getriebeausgangswelle 60 trägt ein An­ triebsritzel 84, das mit einem nicht dargestellten Teller­ rad eines Differentialgetriebes zusammenwirken kann. An Stelle des durch das Antriebsritzel 84 angetriebenen Dif­ ferentialgetriebes kann sich an die Getriebeausgangswelle 60 auch ein nicht dargestelltes Gruppengetriebe zur Um­ schaltung zwischen hohen und langsamen Fahrgeschwindig­ keitsgruppen anschließen.

Die Zähnezahl der Zahnräder des beschriebenen Getriebes gehen aus der nachstehenden Tabelle hervor. Es ist hervor­ zuheben, daß die sich entsprechenden Zahnräder der beiden Planetengetriebe 28, 32 gleich viele Zähne und gleiche Verzahnungsgeometrien aufweisen. Damit sind auch die Außendurchmesser der beiden Planetengetriebe 28, 32 gleich groß.

Tabelle

Da es sich bei der Fig. 1 lediglich um eine schematische Darstellung des Getriebes handelt, sind die Durchmesser­ verhältnisse hier nicht maßstabgetreu wiedergegeben. Ins­ besondere ist nicht erkennbar, daß der mittlere Bereich 86 der Getriebeausgangswelle in radialer Hinsicht räumlich sehr eng benachbart zu den Hohlrädern 30 und 46 der beiden Planetengetriebe 28, 32 liegt und somit den minimalen Ab­ stand zwischen der Getriebeeingangswelle 12 und der Ge­ triebeausgangswelle 60 festlegt. Durch die identische Aus­ legung der beiden Planetengetriebe 28, 32 können ihre bei­ den Außendurchmesser klein gehalten werden, was gegenüber bisherigen Getriebekonstruktionen mit unterschiedlichen Planetengetriebedurchmessern zu einer Reduzierung des mi­ nimalen Abstandes zwischen den Wellen 12 und 60 führt.

Die automatische Steuerung und Regelung der Verstellung der Versteileinheit 18 und der Schaltung der Schaltmuffen 68, 70, 82 kann wie bei bekannten Leistungsverzweigungs­ getrieben dieser Art (EP-A1-03 02 188) erfolgen.

Die Funktionsweise des erfindungsgemäßen Leistungsverzwei­ gungsgetriebes ist folgende:
Das Anfahren des Fahrzeuges erfolgt rein hydrostatisch, indem die erste bis vierte Schaltstufe ausgeschaltet sind und durch die dritte Schaltmuffe 82 das fünfte Zahnrad 80 mit der Getriebeausgangswelle 60 in Eingriff gebracht wird. Hierbei verläuft der Kraftfluß von der Verbrennungs­ maschine 10 über die Getriebeeingangswelle 12, die Zahn­ räder 14, 16, die Verstelleinheit 18, die Konstanteinheit 24, die Zahnräder 34, 38, die Sonnenradwelle 36, die Zahn­ räder 72, 74, die Zwischenwelle 76, die Zahnräder 78, 80 und die dritte Schaltmuffe 82 zur Getriebeausgangswelle 60. Die Verstellung der Verstelleinheit 18 erfolgt ausge­ hend von ihrer Nullage 0, in der keine Förderung von Hy­ draulikflüssigkeit erfolgt, bis zu einem maximalen negati­ ven Schwenkwinkel S. Hierbei steigt die Drehzahl n der Ge­ triebeausgangswelle 60 stetig an bis der erste Koppelpunkt A erreicht ist. Die Zusammenhänge zwischen Drehzahl n und Schwenkwinkel S sind in Fig. 2 in vereinfachter Weise dar­ gestellt.

Mit Erreichen des ersten Koppelpunktes A wird die erste Schaltstufe I eingeschaltet, indem die zweite Schaltmuffe 70 das Zahnrad 66 mit der Getriebeausgangswelle 60 verbin­ det. Anschließend wird die Schaltmuffe 82 automatisch aus­ gerückt. Die Verstellung der Verstelleinheit 18 nimmt nun stetig bis zu einem maximalen positiven Schwenkwinkel S zu. Hierbei ist das zweite Planetengetriebe 32 aktiv, des­ sen Hohlrad 30 mit der Motordrehzahl angetrieben wird.

Zunächst (bis zum Erreichen der Nullage 0 des Schwenkwin­ kels S) arbeitet die Verstelleinheit 18 als hydrostati­ scher Motor und die Konstanteinheit als Pumpe, die von der Sonnenradwelle 36 angetrieben wird. Beim ersten Koppel­ punkt A läuft die Sonnenradwelle 36 mit ungefähr negativer Motordrehzahl um, bei der sich eine minimale Antriebsdreh­ zahl an der zweiten Hohlwelle 52 ergibt. Wird der Schwenk­ winkel S bis auf seine Nullage 0 verringert, sinkt auch die Drehzahl der Sonnenradwelle 36 bis zum Stillstand. Gleichzeitig steigt die Antriebsdrehzahl an der zweiten Hohlwelle 52 und damit auch an der Getriebeausgangswelle 60 stetig an. Nach Durchfahren der Nullage 0 wird die Ver­ stelleinheit 18 zur Pumpe, die von der Getriebeeingangs­ welle 12 angetrieben wird, und die Konstanteinheit 24 zum Motor, der Leistung an die Sonnenradwelle 36 abgibt. Beim Durchfahren des Verstellbereiches bis zum maximalen posi­ tiven Ausschlag steigt die Drehzahl der zweiten Hohlwelle 52 weiter kontinuierlich an. An diesem Anschlag, dem zwei­ ten Koppelpunkt B, laufen alle Wellen der beiden Planeten­ getriebe 28, 32 mit der Motordrehzahl um.

Mit Erreichen des zweiten Koppelpunktes B wird die zweite Schaltstufe 11 eingeschaltet, indem die erste Schaltmuffe 68 das Zahnrad 62 mit der Getriebeausgangswelle 60 verbin­ det. Hierauf wird die zweite Schaltmuffe 70 automatisch ausgerückt. Die Verstellung der Verstelleinheit 18 nimmt nun stetig bis zu einem maximalen negativen Schwenkwinkel S ab. Hierbei ist das erste Planetengetriebe 28 aktiv. Sein Planetenträger 26 wird mit der Motordrehzahl ange­ trieben. Die Sonnenradwelle 36 und die erste Hohlwelle 44 laufen zunächst ebenfalls mit der Motordrehzahl um. Mit Verringerung des Schwenkwinkels S nimmt die Drehzahl der Sonnenradwelle 36 ab und erreicht beim dritten Koppelpunkt C ihren maximalen negativen Wert. Entsprechend erhöht sich stetig die Drehzahl der zweiten Hohlwelle 44 und damit der Getriebeausgangswelle 60.

Mit Erreichen des dritten Koppelpunktes C wird die dritte Schaltstufe 211 eingeschaltet, indem die zweite Schaltmuf­ fe 70 das Zahnrad 68 mit der Getriebeausgangswelle 60 ver­ bindet. Anschließend wird die erste Schaltmuffe 68 ausge­ rückt. Die Verstelleinheit 18 wird wieder in positiver Richtung verschwenkt, so daß die Drehzahl der Getriebeaus­ gangswelle, wie anhand der ersten Schaltstufe I beschrie­ ben, weiter ansteigt, bis der vierte Koppelpunkt D er­ reicht ist. Hierbei ist wieder das zweite Planetengetriebe 32 aktiv.

Mit Erreichen des vierten Koppelpunktes D wird die vierte Schaltstufe IV eingeschaltet, indem die erste Schaltmuffe 68 das Zahnrad 64 mit der Getriebeausgangswelle 60 verbin­ det und die zweite Schaltmuffe 70 ausgerückt wird. Durch Verringern des Schwenkwinkels der Verstelleinheit 18 läßt sich nun die Drehzahl der Getriebeausgangswelle 60 bis zu ihrem maximalen Wert bei der Schwenkwinkeleinstellung E erhöhen. Wie bei der zweiten Schaltstufe 11 ist auch in der vierten Schaltstufe IV das erste Planetengetriebe 28 aktiv. Die Funktionsweise des Getriebes ist dabei die gleiche, wie sie anhand der zweiten Schaltstufe 11 be­ schrieben wurde.

Soll die Ausgangsdrehzahl vermindert werden, so erfolgen die Einstellung des Schwenkwinkels und der Schaltmuffen 68, 70, 82 in entsprechend umgekehrter Reihenfolge.

Aus Fig. 2 ist ersichtlich, daß der absolute Wert der Steigung der beiden Geraden zwischen den Koppelpunkten A und B sowie zwischen C und D geringer ist als der absolute Wert der Steigung der Geraden zwischen den Koppelpunkten B und C oder D und E. Dies ist auf die unterschiedlichen Stellverhältnisse für den ersten und dritten Gang einer­ seits und den zweiten und vierten Gang andererseits zu­ rückzuführen. Jeweils zwei Schaltstufen haben ein gemein­ sames Stellverhältnis.

Auch wenn die Erfindung lediglich an Hand eines Ausfüh­ rungsbeispiels beschrieben wurde, erschließen sich für den Fachmann im Lichte der vorstehenden Beschreibung viele verschiedenartige Alternativen, Modifikationen und Varian­ ten, die unter die vorliegende Erfindung fallen.

Claims (6)

1. Hydrostatisch-mechanisches Leistungsverzweigungsge­ triebe mit stufenlos veränderlichem Übersetzungsver­ hältnis für Kraftfahrzeuge, insbesondere landwirt­ schaftliche oder Nutzfahrzeuge, bestehend aus
einem stufenlos zwischen zwei Extremstellungen verstellbaren hydrostatischen Getriebe mit einer vo­ lumenverstellbaren Verdrängermaschine (18) und einer volumenkonstanten Verdrängermaschine (24),
einem Summierungsgetriebe, welches insbesondere wenigstens zwei Planetengetriebe (28, 32) enthalten kann, und
mehreren durch Schaltkupplungen (68, 70) ein­ rückbaren Zahnräder-Schaltstufen (I, II, III, IV), durch die die Ausgangswellen (44, 52) des Summie­ rungsgetriebes mit einer Getriebeausgangswelle (60) verbindbar sind,
dadurch gekennzeichnet, daß für wenigstens zwei Schaltstufen (I, III; II, IV) unterschiedliche Ein­ zelstellverhältnisse gegeben sind.

2. Leistungsverzweigungsgetriebe nach Anspruch 1, dadurch ge­ kennzeichnet, daß das Summierungsgetriebe zwei Plane­ tengetriebe (28, 32) enthält und die Sonnenräder (40, 42), die Hohlräder (30, 46) und die Planetenräder (57, 59) der beiden Planetengetriebe (28, 32) jeweils gleiche Verzahnungen aufweisen.

3. Leistungsverzweigungsgetriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß je zwei Schaltstufen (I, III; II, IV) ein gemeinsames Stellverhältnis aufwei­ sen.

4. Leistungsverzweigungsgetriebe nach einem der Ansprü­ che 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß in wenig­ stens einer im Hauptarbeitsbereich des Fahrzeuges an­ gewandten Schaltstufe (II, IV) ein Stellverhältnis gegeben ist, das kleiner ist als das Stellverhältnis in einer anderen Schaltstufe (I, III).

5. Leistungsverzweigungsgetriebe nach einem der Ansprü­ che 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Sonnenräder (40, 42) als durchgehende Verzahnung auf einer einstückigen Welle (36) ausgeführt sind.

6. Leistungsverzweigungsgetriebe nach einem der Ansprü­ che 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Sonnenräder (40, 42) in einer Evolventenverzahnung radial nachgiebig gelagert sind und sich radial an allen der wenigstens zwei Planetenrädern (57, 59) ab­ stützen.