-
Stufenloses, selbsttätig regelndes Getriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge
Ein stufenlos und sich selbst regelndes Getriebe ist für Fahrzeuge geeignet, weil
es sich besonders gut den Bedingungen, die im Fahrzeugbetrieb auftreten, anpaßt.
Die Bedingung, die in erster Linie an ein solches Fahrzeuggetriebe gestellt wird,
besteht darin, daß sich das Übersetzungsverhältnis entsprechend den zu überwindenden
Fahrwiderständen einstellt. Diese Anpassung des übersetzungsverhältnisses an den
Fahrwiderstand wird von den üblichen Zahnradschaltgetrieben in grober Annäherung
erfüllt, setzt aber die bekannte Schaltbetätigung voraus. Die bisher gebauten Flüssigkeitsgetriebe,
die sich diesen Verhältnissen schon weit besser anpassen konnten, sind aber wegen
des bedeutend ungünstigeren Wirkungsgrades gegenüber Zahnradschaltgetrieben nur
in sehr beschränktem Umfange angewendet worden.
-
Es sind auch bereits Getriebe vorgeschlagen worden, die aus einem
als Leistungsteilergetriebe wirkenden Differentialgetriebe und einem Strömungsgetriebe
bestehen. Bei Normalbetrieb wird hierbei der größte Teil, etwa 75 %, der an der
Antriebswelle zugeführten Leistung über das Differentialgetriebe direkt der Abtriebswelle
zugeführt, während nur der restliche Teil, etwa :25%, der zu übertragenden Leistung
über das Strömungsgetriebe
geleitet wird. Aber auch diese stufenlosen
und selbsttätig regelnden Getriebe haben sich bisher, zumal für kleine Leistungen,
nicht eingeführt.
-
Die Erfindung bezieht sich nun auf ein. derartiges stufenloses, selbsttätig
regelndes Getriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge, bei denen ein leistungsteilendes
Differentialgetriebe einem Strömungsgetriebe vorgeschaltet ist, dessen mit der Abtriebswelle
verbundenes Turbinenrad beim Antrieb der Antriebswelle in entgegengesetzter Drehrichtung
zu dem mit dem Differentialgetriebe verbundenen Pumpen- oder Gebläserad mitläuft.
Um mit einem solchen Getriebe einen hohen Wirkungsgrad über den gesamten Drehzahlbereich
und eine große Momentenwandlung beim Anfahren bei geringen Herstellungskosten zu
erreichen, wird gemäß der Erfindung vorgeschlagen, die Schaufeln des Turbinenrades
in an sich bekannter Weise im Durchflußquerschnitt mit dem kleinsten Durchmesser
des Strömungskreislaufes anzuordnen und axial durchströmen zu lassen und in ebenfalls
bekannter Weise als Überdruckschaufeln auszubilden. Durch diese Kombination wird
erreicht, daß beim Anfahren die gesamte von der Pumpe auf das Treibmittel übertragene
Energie in dem Turbinenlaufrad bei geringen Schaufelverlusten in Drehgeschwindigkeit
(Drall) des Treibmittels umgewandelt wird, wobei die Drehgeschwindigkeit des Treibmittels
den gleichen Drehsinn hat wie das Pumpenlaufrad und mit diesem Drehsinn in das Pumpenlaufrad
eintritt. Hierdurch wird das Drehmoment, das das Pumpenlaufrad aufnimmt, bedeutend
verringert, wodurch die Drehzahl des Pumpenlaufrades beim Anfahren einen vielfacheren
Wert annimmt als bei hoher Fahrgeschwindigkeit. Die Folge hiervon ist eine erhebliche
Steigerung von Durchsatz und Drehmoment der Turbine ohne Steigerung des Pumpendrehmoments.
-
Das axiale Turbinenlaufrad kann eine sehr hohe Drehzahl bei hoher
Fahrgeschwindigkeit annehmen, die nach Versuchen etwa bis zum 3,5- bis 4fachen Wert
der Drehzahl des Pumpenlaufrades gesteigert werden kann.
-
Die Durchflußzahl des Pumpenlaufrades
ändert sich zwischen den beiden Grenzbetriebszuständen, dem Anfahren und der Höchstgeschwindigkeit
nur so wenig, daß der Pumpenwirkungsgrad fast konstant bleibt.
-
Diese äußerst wichtigen Eigenschaften verbessern den hydraulischen
Teil des Getriebes in hohem Maße. Erreicht werden diese Eigenschaften durch die
gleichzeitige Anwendung der für sich im einzelnen bekannten Merkmale von Gegenlauf
zwischen Pumpen- und Turbinenlaufrad, axial durchströmtem Turbinenlaufrad, das im
kleinsten Durchmesser des Strömungskreises angeordnet ist und durch die Ausbildung
der Turbinenlaufschaufeln als Überdruckschaufeln. Die Eigenschaften des Strömungskreises
nach der Erfindung können aber mit bekannten Einrichtungen nicht erzielt werden,
bei denen radiale Turbinenlaufräder vorgesehen sind, weil beim radialen Turbinenlaufrad
die Zentrifugalkraft des Treibmittels dem von der Pumpe erzeugten Öldruck entgegenwirkt.
Hierdurch können die Auslaßquerschnitte des Turbinenlaufrades bei den bekannten
Ausführungen nicht so klein bemessen werden, wie es zur gesamten Umsetzung der Pumpenenergie
in Gleichdrall beim Anfahren erforderlich ist, so daß die Anfahrwandlung der Radialturbine
erheblich hinter der Axialturbine zurückbleibt. Aber auch bei hoher Fahrgeschwindigkeit
kann bei den bekannten Getrieben das radiale Turbinenlaufrad bei weitem nicht das
Geschwindigkeitsverhältnis von Drehzahl der Turbine zur Drehzahl der Pumpe annehmen
wie bei der Axialturbine. Ebenso nimmt bei der bekannten Ausführung die Druckziffer
des Pumpenlaufrades erheblich mit zunehmender Turbinendrehzahl ab. Die Vorteile,
die die Kombination nach der Erfindung aufweist, sind mithin bei den bekannten Getrieben
nicht vorhanden. In der Zeichnung sind mehrere Ausführungsbeispiele von Getrieben
gemäß der Erfindung schematisch dargestellt, und zwar zeigt Fig. i einen Längsschnitt,
Fig.2 die Abwicklung des Meridianschnittes durch die Schaufeln des Strömungskreises
nach Fig. i, Fig. 3 die Geschwindigkeitsdiagramme des Flüssigkeitsstromes für drei
verschiedene Regelzustände, Fig. 4 eine Abänderung im Längsschnitt, Fig. 5 eine
weitere Ausführung, Fig.6 ein zusätzliches Umkehrgetriebe eingeschaltet und Fig.
7 ausgeschaltet.
-
Nach Fig. i ist das Differentialgetriebe als Planetengetriebe ausgeführt.
Die vom Motor kommende Leistung wird über die Antriebswelle i dem Planetenträger
2 zugeführt. An dem Planetenträger 2 sind mehrere Bolzen 3 befestigt, auf denen
die Planetenräder 4 drehbar gelagert sind. Diese Planetenräder sind als Zahnräder
ausgebildet und befinden sich gleichzeitig im Eingriff mit dem Außenrad 5, das eine
Innenverzahnung trägt, und dem Innenrad 6, das eine Außenverzahnung besitzt. Das
Innenrad 6 ist durch die Pumpenwelle 7 mit dem Pumpenlaufrad 8 fest verbunden. Das
Pumpenlaufrad ist in dem Gehäuse 9 drehbar gelagert. Außerdem ist in diesem Gehäuse
das Turbinenlaufrad io drehbar angeordnet. Dieses Turbinenlaufrad io, dessen Schaufeln
axial durchströmt und als Überdruckschaufeln mit tragflächenprofilartiger Schaufelform
ähnlich wie die Schaufeln einer Kaplanturbine ausgebildet werden, ist über die Hohlwelle
ii mit dem Innenrad 13 eines Planetengetriebes verbunden. Das Innenrad 13
steht im Eingriff mit den Planetenrädern 14, die um die
feststehenden
Bolzen 15 drehbar sind. Die Planetenräder 1q. stehen außerdem im Eingriff
mit dem Außenrad 16, das fest mit der Abtriebswelle 12 verbunden ist. Durch dieses
zweite Getriebe kann gleichzeitig erreicht werden, daß das Turbinenlaufrad io schneller
umläuft als die Abtriebswelle 12. Hierdurch ist es möglich, die T urbinenlaufschaufeln
entgegen den bisher üblichen Ausführungen im kleinsten Durchmesser des Strömungskreises
zwischen dem feststehenden Leitrad 17 und dem Pumpenrad i8 anzuordnen und axial
zu durchströmen. Durch diese Maßnahme kann der Regelbereich, in dem der Wirkungsgrad
der hydraulischen Energieübertragung entsprechend hoch ist, bedeutend vergrößert
werden. Das wirkt sich besonders in dem einen Grenzfall, wenn die Abtriebswelle
stillsteht und der Motor mit Vollgas läuft, aus.
-
Während bei einem Getriebe mit gleichlaufendem Pumpen- und Turbinenrad
das Anfahrdrehmoment der Abtriebswelle höchstens auf den doppelten Wert ansteigt
wie bei der vollen Drehzahl, kann mit der Anordnung nach Fig. i durch die geschilderten
Maßnahmen das Anfahrdrehmoment auf den 3- bis 5fachen Wert gesteigert werden.
-
Fig. 2 zeigt die Abwicklung des Meridianschnittes durch die Schaufeln
des Strömungskreises nach Fig. i. Hierbei stellt I die Schaufeln des stillstehenden
Leitrades, II die Schaufeln des Turbinenrades und III die Schaufeln des Pumpenrades
dar.
-
In Fig. 3 sind die Geschwindigkeiten des Flüssigkeitsstromes für drei
verschiedene Regelwiderstände angegeben.
-
Hierbei bedeutet cl =absolute Geschwindigkeit bei Austritt aus dem
Leitrad, c2 = absolute Geschwindigkeit bei Austritt aus dem Turbinenrad, w1 = relative
Geschwindigkeit bei Eintritt in das Turbinenrad, w2 = relative Geschwindigkeit bei
Austritt aus dem Turbinenrad, w3 = relative Geschwindigkeit bei Eintritt in das
Pumpenrad; IV zeigt die Geschwindigkeitsverhältnisse beim Anfahren, also bei Stillstand
der Abtriebswelle; V zeigt die Verhältnisse in einem -mittleren Drehzahlbereich;
VI zeigt die Geschwindigkeitsverhältnisse bei Höchstdrehzahl der Abtriebswelle.
-
Die Fälle IV und VI stellen also die Grenzfälle dar, zwischen denen
sich der gesamte Regelvorgang abspielt. Die Absolutgeschwindigkeiten c2 lassen die
starke Veränderung des Dralles der Strömung vor dem Pumpenrad erkennen. Dieser Drall
ist bei IV sehr groß, während er bei VI nahezu Null wird.
-
Während bei den Ausführungen des Getriebes nach Fig. i Antriebs- und
Abtriebswelle auf der gleichen Seite konzentrisch umeinander angeordnet sind (eine
Ausführung, die bei Motorradschaltgetrieben häufig angewendet wird), stellt Fig.
4 eine Ausführung dar, bei der sieh Antriebs- und Abtriebswelle auf gegenüberliegenden
Seiten des Getriebes befinden (Anwendung bei Kraftwagengetrieben).
-
Bei der Ausführungsform nach Fig. q. ist die Antriebswelle i mit dem
Außenrad 5 des Differentialgetriebes und der Planetenträger 2 fest mit der Abtriebswelle
12 verbunden. Das Getriebe zwischen Turbine und Abtriebswelle ist in diesem Falle
ebenfalls als Planetengetriebe ausgebildet, befindet sich aber auf der anderen Seite
des Strömungsgetriebes. Der Planetenträger 18 ist fest mit der Abtriebswelle 12
verbunden, während das Außenrad 16 fest mit dem Gehäuse 9 gekuppelt ist.
-
Solange durch das Regelgetriebe Leistung von der Antriebswelle i nach
der Abtriebswelle 12 übertragen wird, läuft die Abtriebswelle 12 stets langsamer
als die Antriebswelle i und das Pumpenrad 8 in entgegengesetzter Drehrichtung zur
Antriebswelle i. Das Turbinenrad io dreht sich dagegen in gleichem Sinne wie die
Abtriebswelle 12, weil der Planetenträger 18 mit der Abtriebswelle verbunden ist.
-
Nach Fig. q. ist eine Zahnradölpumpe i9 in das Lagergehäuse der Antriebswelle
i eingebaut. Diese Zahnradölpumpe hat die Aufgabe, sämtliche Lagerstellen und Zahnradeingriffe
mit Öl zu versorgen und den Strömungskreis der hydraulischen Energieübertragung
ständig mit Öl gefüllt zu halten. Es ist hierbei laufend diejenige Ölmenge zuzuführen,
die an den Lagerstellen der Pumpenwelle 20 und der Turbinenwelle 21 infolge des
Überdruckes im Strömungskreis entweicht.
-
Das Öl der Zahnradpumpe wird über einen Ringraum und radiale Bohrungen
22 in die axiale Bohrung 23 der Antriebswelle i gedrückt. Von dort strömt es weiter
in die axiale Bohrung 2q. der Abtriebswelle 12, von wo aus durch radiale Bohrungen
die Zahnräder, Lagerstellen und der Strömungskreis mit Öl versorgt werden. Das Öl
sammelt sich in den Ölbehältern 25, aus denen es erneut durch die Zahnradpumpe i9
angesaugt wird.
-
Um Hohlraumbildung in dem Strömungskreis der hydraulischen Energieübertragung
zu vermeiden, besitzt das Pumpenrad 8 auf der dem Turbinenrad io zugekehrten Seite
radiale Schaufeln 26, durch die der Druck im Strömungskreis erhöht und die Ausscheidung
von Luft erreicht wird.
-
In Fig. 5 ist eine Ausführungsform des Regelgetriebes dargestellt,
die dann in Frage kommt, wenn gleichzeitig eine große Untersetzung ins Langsame
zwischen An- und 'Abtriebswelle erwünscht wird, z. B. wenn der Antrieb der Welle
i durch eine schnell laufende Turbine erfolgt. Hierbei ist die Antriebswelle i mit
dem Innenrad 6 des Differentialgetriebes verbunden und das Außenrad q. mit dem Pumpenrad
B.
-
In den Fällen, in denen etwas größere Abmessungen des Getriebes zugelassen
werden können, kann Luft als Treibmittel im Strömungskreis an Stelle von Öl verwendet
werden. Wird hierbei ständig ein Teil der Luft erneuert, so kann hierdurch eine
sehr wirksame Kühlung erreicht werden. Fig. 5 zeigt,
wie dieser
Luftaustausch vor sich geht. Ein Teil der im Strömungskreis zirkulierenden Luft
entweicht durch Öffnungen 27, die sich an den Stellen der Leitschaufeln 17 befinden,
an denen die Gefahr des Rückströmens besteht, nach dem ringförmigen Sammelraum 28
des Gehäuses 9 und von dort durch Bohrungen 29 ins Freie. An einer anderen Stelle
des Strömungskreises, an dem ein niedrigerer Druck vorhanden ist, wird Luft von
außen über die Bohrungen 3o, den ringförmigen Sammelraum 31 und die Bohrungen 32
angesaugt. Die Luftableitung durch die Bohrungen 27 wird gleichzeitig zur Grenzschichtabsaugung
an den Leitschaufeln verwendet, um Rückströmungen zu vermeiden.
-
Fig. 6 und 7 zeigen eine Umschaltmöglichkeit des Planetengetriebes
zwischen Turbinenwelle 21 und Abtriebswelle 12, derart, daß der Drehsinn der Abtriebswelle
in beschränktem Umfang geändert werden kann. Die Fig. 6 stellt das Planetengetriebe
im normalen Arbeitsbereich dar, während Fig. 7 die Umschaltung auf Rückwärtslauf
darstellt. Beim Vorwärtslauf (Fig. 6) des Getriebes ist der axial verschiebbare
Planetenträger 18 durch Kupplung der Stirnzähne 33 mit entsprechenden Zähnen 34
des Flansches 35 der Abtriebswelle 12 und das ebenfalls axial verschiebbare Außenrad
16 mit fest am Gehäuse 9 befindlichen Zähnen 36 gekuppelt. Das Drehmoment des Turbinenrades
io wird mithin über die Turbinenwelle 2i, die das verbreiterte Innenrad 13 des Planetengetriebes
trägt, und die Planetenräder 14 auf den Planetenträger 18 übertragen, der durch
die Zähne 34 mit der Abtriebswelle 12 verbunden ist.
-
Zum Rückwärtslauf der Abtriebswelle 12 werden nun das Außenrad 16
und der Planetenträger 18 gegenläufig zueinander axial verschoben. Zu diesem Zweck
ist, wie schematisch in Fig. 6 und 7 angedeutet ist, innerhalb des Gehäuses 9 ein
Doppelnocken 37 gelagert, der durch einen - nicht dargestellten - Hebel verstellbar
ist. Dieser Doppelnocken wirkt auf einen auf einer Welle 38 gelagerten Hebel
39, der mit dem als Muffe ausgebildeten Außenrad 16 in Verbindung steht.
Bei einer Verschwenkung des Hebels 39 nach rechts wird auch das Außenrad 16 nach
rechts verschoben, wobei der Eingriff mit den Zähnen 36 des Gehäuses gelöst und
eine Kupplung mit den Zähnen 40 des Flansches 35 geschaffen wird (Fig. 7). Der Doppelnocken
37 beeinflußt außerdem einen ebenfalls auf der Welle 38 gelagerten Hebel 41, der
auf eine auf der Abtriebswelle 12 geführten Muffe 42 einwirkt, die über im Innern
der Abtriebswelle 12 geführten Schiebebolzen 43 den Planetenträger 18 nach links
verschiebt, so daß dieser mit seinen Zähnen 44 zur Kupplung mit den Zähnen 45 des
Gehäuses 9 gebracht wird. Beim Rückwärtslauf steht also der Planetenträger 18 still,
so daß das mit der Abtriebswelle verbundene Außenrad 16 umgekehrt umläuft wie die
Turbinenwelle 21. Dies wird dadurch erreicht, daß das Drehmoment, das von der Turbine
herrührt, größer ist als dasjenige, das vom Differentialgetriebe über die Abtriebswelle
ausgeübt wird. Das Regelgetriebe kann noch in mannigfacher Form abgeändert werden,
so z. B. dadurch, daß das Differentialgetriebe in der üblichen Kegelradausführung
gebaut wird. Auch kann das Planetengetriebe dadurch anders gebaut werden, daß die
Planetenräder je zwei Zahnkränze mit verschiedenem Durchmesser tragen, von denen
einer in das Außenrad, der andere in das Innenrad eingreift, oder das Außenrad durch
ein Zahnrad. mit Außenverzahnung ersetzt wird. Auch kann das Getriebe zwischen Turbinenlaufrad
und Abtriebswelle als normales Zahnradgetriebe ausgebildet werden.