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Strömungsgetriebe für wechselnden Betrieb mit nach dem Drehzahlquotientenprinzip
arbeitenden Schaltorganen Die Erfindung bezieht sich auf Strömungsgetriebe für wechselnden
Betrieb als einfach rotierender Wandler mit feststehendem Leitrad oder als Wandler
mit zwei gegenläufig rotierenden Turbinenkränzen, von denen der eine durch das gegenüber
dem einen Turbinenrad gegenläufige Leitrad gebildet wird. Der letztere Betriebszustand
wird bekanntlich bei derartigen, vorwiegend bei Fahrzeugantrieben verwendeten Strömungsgetrieben
als Anfahrstufe benutzt, um bei den dann vorhandenen, verhältnismäßig niedrigen
Drehzahlen ein hohes Drehmoment und einen guten Wirkungsgrad zu erhalten, indem
das entgegengesetzt umlaufende Leitrad Leistung an die Abtriebswelle abgibt. Nach
Erreichen einer bestimmten Fahrzeuggeschwindigkeit muß dann auf den erstgenannten
Betriebszustand umgeschaltet werden, indem das Leitrad abgebremst wird und dadurch
bei höherer Drehzahl nur noch vom Turbinenrad Antriebsleistung an die Abtriebswelle
abgegeben wird.
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Um diese Umschaltung wie auch ein Wiederzurückschalten auf Anfahrbetrieb
bei Verminderung der Fahrgeschwindigkeit oder erhöhtem Beschleunigungsbedürfnis
stoßfrei zu gestalten, ist es erforderlich, sie genau beim Durchfahren eines solchen
vorausbestimmten Drehzahlverhältnisses zwischen Antriebs-und Abtriebswelle vorzunehmen,
in welchem sich die Drehmomentkennlinien der beiden Antriebsstufen schneiden. Eine
Umschaltung von Hand kommt daher nicht in Betracht.
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Für selbsttätige Umschaltungen dieser und ähnlicher Art ist es bekannt,
je einen von der Antriebs- und der Abtriebswelle direkt oder indirekt angetriebenen
Fliehkraftregler
nach dem Differentialprinzip gegeneinanderzuschalten
und mit der Differenzkraft einen Umsteuermechanismus zu betätigen. Solche automatischen
Umschalteinrichtungen arbeiten aber wegen des erforderlichen endlichen Verstellweges
für den Umsteuermechanismus nicht exakt genug, so daß die Umschaltung erst verzögert
gegenüber dem Solldrehzahlverhältnis eintritt.
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Den gleichen Mangel weist eine bekannte Einrichtung auf, bei welcher
an Stelle der Fliehkraftregler hydraulische Pumpen angewendet werden, deren Druckdifferenz
auf einen mit dem Umschaltmechanismus gekoppelten Steuerkolben einwirkt.
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Ein anderer bekannter Vorschlag sieht eine von der einen Getriebewelle
angetriebene Gewindespindel vor, auf deren Gewindegängen ein Reibrad drehbar und
dabei zwangläufig längs der Mantellinie einer von der anderen Getriebewelle angetriebenen
Konustrommel, mit welcher es in Reibverbindung steht, axial verschiebbar ist. Dadurch
ist jedem Drehzahlverhältnis der Getriebewellen eine bestimmte axiale Stellung des
Reibrades auf der Gewindespindel zugeordnet, welche durch geeignete Mittel auf den
Umsteuermechanismus übertragen wird. Auch diese Einrichtung genügt wegen der Bindung
des unvermeidbar endlichen Verstellweges an die Größe der Drehzahländerung nicht
den obengenannten Erfordernissen.
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Schließlich ist in Verbindung mit der wechselweisen Einschaltung eines
Strömungsgetriebes und einer dieses überbrückenden mechanischen Direktkupplung vorgeschlagen
worden, von der Antriebs-und Abtriebswelle des Getriebes über Zwischengetriebe,
von denen das eine ein Umkehrgetriebe ist, das eine Kegelräderpaar eines Differentialgetriebes
anzutreiben und das das andere Kegelräderpaar tragende drehbare Gehäuse mit einer
Gewindehülse drehfest zu verbinden, auf deren Gewindegängen ein mutternartiger Gewindestein
sitzt und von einem den Umschaltmechanismus betätigenden Hebel gegen Drehung gehalten
wird. Das Gewinde der Hülse erstreckt sich in axialer Richtung nur über einen mittleren
Bereich derselben, so daß der Gewindestein bei entsprechender Verdrehung der Hülse
von deren Gewindebereich nach beiden Seiten ablaufen kann und dabei die den Betriebsstellungen
des Getriebes zugeordneten Endstellungen für den Umsteuermechanismus einnimmt.
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Dabei wird der Gewindestein durch am Hebel ansetzende Federelemente
stets zwangläufig in Anlage gegen den Gewindebereich gehalten, so daß bei Änderung
der Drehrichtung ein erneuter Gewindeeingriff sichergestellt ist. Die Zwischengetriebe
sind so aufeinander abgestimmt, daß das drehbare Gehäuse des Differentialgetriebes
beim Durchfahren des vorbestimmten Drehzahlverhältnisses zwischen Antriebs-und Abtriebswelle
seine Drehrichtung umkehrt und dadurch eine axiale Verschiebung des Gewindesteines
von der einen zur anderen Endstellung auslöst, wodurch der Umschaltmechanismus betätigt
wird.
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Die Umschaltung zwischen den beiden Betriebsstufen dieser Getriebeanordnung
kann aber nicht stoßfrei erfolgen, weil sich wegen der unterschiedlichen Wirkungsgrade
des Strömungsgetriebes und der Direktkupplung die übertragene Drehzahl oder das
übertragene Drehmoment sprungartig ändern muß. Außerdem sind diese Schaltorgane
infolge des Differentialgetriebes und der dafür notwendigen unterschiedlichen Ausbildung
der Zwischengetriebe sehr aufwendig, wobei es unerwünscht ist, daß die empfindlichen
Gewindeenden der Hülse einer ständigen Reibungsbeanspruchung durch den unter Federwirkung
gegen sie anliegenden Gewindestein ausgesetzt sind und dadurch Abnutzungsschäden
auftreten können, welche einwandfreie Umschaltungen der Einrichtung nach längerer
Betriebszeit beeinträchtigen können.
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Gemäß der Erfindung wird ein Strömungsgetriebe der eingangs angegebenen
Art mit nach dem Drehzahlquotientenprinzip arbeitenden, von Turbine und Pumpe betätigten
Schaltorganen, die einerseits zum Festhalten des Leitrades und andererseits der
Drehmomentübertragung während des Betriebszustandes, bei dem das entgegengesetzt
umlaufende Leitrad Leistung an die Abtriebswelle abgibt, dienen, in überraschend
einfacher und auch nach langer Betriebsdauer zuverlässig arbeitender Weise dadurch
erhalten, daß ein mit dem Pumpenrad des Wandlers verbundenes Antriebselement vorhanden
ist, das mit einem auf dem Schaltorgan angeordneten Antriebselement zusammenarbeitet,
und daß mit der Turbinenwelle ein Antriebselement verbunden ist, das mit einem auf
dem Schaltorgan kraftschlüssig angeordneten Antriebselement - Reibverbindung - zusammenarbeitet,
wodurch das Schaltorgan ein Ventil für eine druckflüssigkeitsbetätigte Leitradbremse
nur bei einem vorbestimmten Drehzahlverhältnis zwischen Pumpe und Turbine betätigt
und die Umschaltung der Wirkung des Leitrades mittels der Leitradbremse ausgelöst
wird.
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Weitere Erfindungsmerkmale bilden die Gegenstände der Ansprüche 2
und 3, für welche nur im Zusammenhang mit dem Hauptanspruch Schutz begehrt wird.
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Die Erfindung wird an Hand eines in den Figuren schematisch dargestellten
Ausführungsbeispiels weiter erläutert. Es zeigt Fig. I einen axialen Längsschnitt
durch ein Strömungsgetriebe gemäß der Erfindung, Fig. 2 einen Schnitt in der Ebene
II-II der Fig. i, Fig.3 eine Prinzipdarstellung des Steuerungssystems für das Getriebe
nach Fig. i.
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Das dargestellte Getriebe weist ein äußeres stillstehendes Gehäuse
io auf, das an der Stirnseite einer Antriebsmaschine, beispielsweise eines Verbrennungsmotors,
angebracht sein kann. In dem stillstehenden Gehäuse io ist ein umlaufendes Wandlergehäuse
12 drehbar angeordnet, das im Ausführungsbeispiel durch ein Motorschwungrad 14 getrieben
wird.
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In dem umlaufenden Gehäuse i2 befindet sich eine Arbeitskammer 16
für den Umlauf der Druckflüssigkeit mit einem Kranz- fest an der Innenwandung des
Gehäuses i2 angeordneter Pumpenschaufeln 1ß.
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Eine Turbinenwelle 2o ist in einem von der Abtriebswelle 64 gebildeten
Lager 144 und einem am umlaufenden Gehäuse 12 angeordneten Lager 24 gelagert, welch
letzteres zur Motorwelle und dem Schwungrad i¢ radial zentriert ist. Die Turbinenwelle
2o ist mit einem schalenförmigen Teil ?,6 versehen, der einen Teil der
Wandung
der Kammer 16 bildet. Dieser trägt einen Kranz Turbinenschaufeln 28, deren freie
Enden durch einen inneren Ringteil 30 verbunden sind, an welchem ein weiterer
Kranz Turbinenschaufeln 32 ansetzt. Zwischen den beiden Turbinenschaufelkränzen
28 und 32 ist ein Kranz von Leitschaufeln 34 angeordnet, welche an dem schalenförmigen
Teil 36 eines Hülsenteiles 4o sitzen, der die Turbinenwelle 2o konzentrisch mit
Zwischenlagern 42 umfaßt und selbst mit einem Lager 44 in einem radial einwärts
ragenden Teil des rotierenden Gehäuses 12 und mit einem Lager 22 in einem Teil Ioa
des festen Gehäuses Io gelagert ist.
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Zwischen dem mit dem Motorschwungrad I4 drehfest verbundenen Antriebsteil
5o des Getriebes und der Abtriebswelle 64 ist mittels einer mit mehreren Scheiben
versehenen Reibungskupplung 46 eine direkte mechanische Verbindung herstellbar.
Diese Kupplung enthält einen Satz Treibscheiben 48, die mit Längskeilen drehfest,
aber axial beweglich im Eingriff sind, welche innen am Antriebsteil 5o ausgebildet
sind, sowie einen Satz getriebene Scheiben 52, die drehfest, aber axial beweglich
auf den Längskeilen eines Bundes an einem Hülsenteil 54 angebracht sind, der auf
der Turbinenwelle 2o aufgekeilt ist. Beim Einrücken der Kupplung 46 werden die Kupplungsscheiben
48 und 52 unter der Wirkung einer Druckflüssigkeit von einer ringförmigen Druckplatte
56 zusammengepreßt, die in einer Ausnehmung des Antriebsteils 50 sitzt und gegen
diesen durch Dichtungsringe 58 und 6o abgedichtet ist.
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Das Strömungsgetriebe kann mit einer Zahnradübersetzung versehen sein,
die mit einem nicht dargestellten Umkehrgetriebe über ein Zahnrad 62 zusammenarbeitet.
Die Abtriebswelle 64, die in einem Lager 66 im stillstehenden Gehäuse und einem
weiteren Lager 68 zwischen diesem und der Turbinenwelle 2o gelagert ist, hat einen
Nabenteil 70, welcher eine Außenverzahnung 72 trägt, auf der ein Umschaltring 74
gleitet. Dieser ist mit Zähnen 76 versehen, die in das Antriebszahnrad des nicht
dargestellten Umkehrgetriebes eingreifen können.
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Da die Turbinenwelle 2o in Leerlaufstellung, wenn das Antriebsorgan
umläuft, unter der Wirkung der Druckflüssigkeit in der Arbeitskammer 16 ebenfalls
umläuft, muß sie zur Erzielung einer stoßfreien Einschaltung des Vorwärts- oder
Rückwärtsganges mit der Abtriebswelle synchronisiert werden, bevor die Zähne miteinander
in Eingriff gebracht werden. Für diesen Zweck ist eine durch Druckflüssigkeit betätigte
Synchronisierungskupplung vorgesehen, welche in ähnlicher Weise aufgebaut ist wie
die Kupplung 46 und eine Anzahl Kupplungsscheiben 78 enthält, die abwechselnd der
Turbinenwelle 2o und der Außenwand einer im Nabenteil 7o des Wellenendes ausgebildeten
Ausnehmung mittels Keilverzahnungen drehfest, aber axial verschieblich gehalten
sind und unter der Wirkung von Druckflüssigkeit mittels einer Druckplatte 8o zusammengepreßt
werden können.
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Die Druckplatten 46 und 8o werden vorteilhaft durch ein gemeinsames
Druckflüssigkeitssystem betätigt. Im stillstehenden Gehäuse Io befindet sich ein
Sumpf 82 für die Arbeitsflüssigkeit zur Betätigung des hydraulischen Drehmomentwandlers
und der Kupplungen. An dem Teil Io a des stillstehenden Gehäuses Io ist eine Pumpe
84, vorzugsweise eine Zahnradpumpe, angebracht. Diese wird von einem Zahnrad 86
angetrieben, das mit dem drehbaren Gehäuse 12 drehfest verbunden ist und mit einem
an der Pumpenwelle angebrachten Zahnrad 88 im Eingriff steht. Die Pumpe 84 saugt
aus dem Sumpf, vorzugsweise über ein Filter 9o, Flüssigkeit an und drückt diese
über eine Druckleitung Io6 nach einem Hauptsteuerventil 92. Dieses hat eine zylindrische
Bohrung, in der ein Ventilkörper 94 gleitbar angeordnet ist. Dieser Ventilkörper
regelt die Strömung der von der Pumpe nach Leitungen 96 und 98 gelieferten Druckflüssigkeit
und den Rückfluß derselben durch Leitungen Ioo und Io2, wie aus dem Strömungsschema
der Fig. 3 hervorgeht.
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Die Druckleitungen 96 und 98 bestehen, wie aus Fig. 2 hervorgeht,
aus Bohrungen in dem verlängerten Teil Io a des stillstehenden Gehäuses. Die Druckleitung
Io6 wird durch eine Bohrung im Pumpengehäuse und die Rückleitung Io2 aus einer anderen
Bohrung in demselben außerhalb der Ebene der Fig. 2 gebildet (Fig. 3). Die Leitung
Ioo besteht aus einer zusätzlichen Bohrung (Fig. 2), die mit der Bohrung Io2 gemäß
dem Schema von Fig. 3 verbunden ist.
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Die Bohrung Io2 steht mit einem federbelasteten Überdruckventil Io4
in Verbindung, während die von der Pumpe kommende Druckleitung Io6 an ein anderes
Überdruckventil Io8 angeschlossen ist. Die Federdrücke dieser Ventile sind derart
bemessen, daß das Ventil 104 durch einen geringeren Flüssigkeitsdruck geöffnet wird
als das Ventil Io8.
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Der Hülsenteil 4o des Leitrades ist an seinem rückwärtigen Ende mit
einer Verzahnung IIo versehen, welche das Sonnenrad eines Planetengetriebes 112
darstellt, das auf einem Planetenradträger 114 angebracht ist und mit einem mit
der Turbinenwelle 2o fest verbundenen Ringrad 116 im Eingriff steht. Zwischen einem
vorstehenden Hülsenteil des Planetenradträgers II4 und einem ähnlichen Hülsenteil
am stillstehenden Gehäuseteil Io a ist eine Freilaufkupplung 118 angebracht, die
den Planetenradträger 11q. frei in der gleichen Richtung wie den Pumpenteil des
Strömungsgetriebes rotieren läßt, eine Rotation in entgegengesetzter Richtung aber
verhindert.
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Zur Festbremsung des Leitrades gegenüber dem stillstehenden Gehäuse
ist eine Bremse 120 in Form einer durch Druckflüssigkeit betätigten Mehrscheibenkupplung
ähnlich der Kupplung 46 vorgesehen. Diese Bremse enthält eine Anzahl Scheiben, von
denen ein Teil mit dem Hülsenteil q.o des Leitrades drehfest verbunden ist, während
der andere Teil am stillstehenden Gehäuseteil io a undrehbar angebracht ist. In
einer Ausnehmung des Gehäuseteiles io a ist eine Druckplatte 12,2 angeordnet, die
durch Druckflüssigkeit betätigt werden kann, welche einmal durch das Hauptregelventil
92 und zum anderen durch ein automatisches Umschaltventil 124 steuerbar ist, dessen
Lage durch das Verhältnis der Geschwindigkeiten des Turbinenteiles und des Pumpenteiles
über einen Quotientenregler bestimmt wird. Dieser Regler umfaßt ein Zahnrad 126,
das zwischen das am rotierenden Gehäuse i2 feste Zahnrad 86 und das Pumpenzahnrad
88 eingeschaltet ist, sowie ein Zahnrad 128, das mit dem auf der Turbinenwelle festen
Zahnrad 62 im Eingriff steht. Das Zahnrad
128 ist auf einer Ventilwelle
I3o frei drehbar und axial verschieblich gelagert. Der Antrieb vom Zahnrad 128 zur
Ventilwelle I3o erfolgt mittels einer Rutschkupplung 132, die unter der Wirkung
einer Feder 134 steht. Die Ventilwelle 130 ist an einem Ende mit einem Gewinde 136
versehen, das mit einem Innengewinde in der Nabe des Zahnrades 126 im Eingriff steht.
Zwischen ihren beiden Enden ist die Ventilwelle I3o mit einer Ringnut 138 zur Steuerung
der Zuführung von Druckflüssigkeit gegen die Außenseite der Druckplatte 122 versehen.
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Aus Fig. 3 geht hervor, daß von der von der Pumpe 84 kommenden Leitung
Io6 eine Zweigleitung Io6 a abgeht, die zu einer dritten Steuernut des Ventilkörpers
94 führt, wodurch die Verbindung zwischen dieser Zweigleitung und der nach dem Umschaltventil
124 führenden Leitung I46 geregelt wird. Von dieser führt eine Leitung 148 zur Arbeitskammer
für die Druckplatte 122. Vom Umschaltventil 124 führt eine druckfreie Rückleitung
I5o zum Sumpf 82 zurück.
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Die Art, in der der beschriebene Mechanismus die Umschaltung von dem
Wandlerbetrieb mit gegenläufiger Leitraddrehung auf den Wandlerbetrieb mit feststehendem
Leitrad und umgekehrt vornimmt, ist folgende Wie aus Fig. I hervorgeht, rotiert
das Zahnrad 126 in einer Richtung, die der des Pumpenteiles entgegengesetzt ist,
und Zahnrad 128 rotiert in einer Richtung, die der des Turbinenteils entgegengesetzt
ist, wenn dieser in Bewegung ist. Betrachtet man zunächst die Verhältnisse beim
Start der Antriebsmaschine, so ist das Zahnrad I26, das vom rotierenden Gehäuse
I2 angetrieben wird, in Bewegung, während das Zahnrad I28, das mit dem stillstehenden
Turbinenteil im Eingriff steht, ebenfalls stillsteht, jedoch in Reibungsantriebsverbindung
mit der Ventilwelle 130 über die Rutschkupplung I32 steht. Infolge der von dem Zahnrad
I28 über die Rutschkupplung auf die Ventilwelle ausgeübten Reibungskraft, welche
die Ventilwelle abzubremsen versucht, während das Zahnrad I26 umläuft, wird die
Ventilwelle durch die Wirkung des Gewindes I36 nach rechts mit Bezug auf Fig. I
bzw. nach abwärts mit Bezug auf Fig. 3 verschoben, bis sich der auf ihr feste Anschlag
130 a gegen eine Anschlagfläche am Ventilgehäuse anlegt. In dieser Stellung des
Umschaltventils ist die Zufuhr von Druckflüssigkeit zur Bremse 120 unterbrochen
und die Arbeitskammer der Bremse entleert, da die Leitungen I48 und 150 durch die
Ringnut I38 der Ventilwelle 130 miteinander verbunden sind.
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Wenn nun der Turbinenteil unter der Wirkung der Druckflüssigkeit in
der Arbeitskammer I6 zu rotieren beginnt, dreht sich das Zahnrad I28 in derselben
Richtung wie das Zahnrad I26. Aus Fig. I geht hervor, daß das Übersetzungsverhältnis
zwischen dem Pumpenteil und dem Zahnrad I26 bedeutend geringer ist als das Übersetzungsverhältnis
zwischen dem Turbinenteil 2o und dem Zahnrad I28. Bei der dargestellten Ausführungsform
der Erfindung beträgt das erstere im wesentlichen I: I, während das letztere von
der Größenordnung 3 : I ist. Wenn die Drehzahl des Turbinenteiles ansteigt, nimmt
folglich die Geschwindigkeit des Zahnrades I28 in viel schnellerem Maße zu, so daß
sich bei einem verhältnismäßig geringen Drehzahlverhältnis zwischen dem Turbinenteil
und dem Pumpenteil, z. B. von etwa 0,25 bis 0,3o, die Drehzahlen der Zahnräder 126
und 128 ausgeglichen haben. Während dieser Periode arbeitet das Getriebe im Wandlerbetrieb
mit gegenläufigem Leitrad, wobei dessen Schaufeln 34 über das Planetenradgetriebe
Antriebskraft an die Abtriebswelle 64 des Getriebes liefern. Bei weiterem Anwachsen
der Drehzahl der Turbinenteiles im Verhältnis zu der des Pumpenteiles überschreitet
die Drehzahl des Zahnrades 128 die des Zahnrades 126 und hat infolge der Reibungsverbindung
über die Rutschkupplung das Bestreben, die Ventilwelle I3o relativ zum Zahnrad I26
anzutreiben. Dadurch tritt die Gewindeverbindung zwischen der Ventilwelle I3o und
dem Zahnrad 126 in Tätigkeit und bewirkt eine Verschiebung der Ventilwelle axial
nach links mit Bezug auf Fig. I bzw. nach aufwärts mit Bezug auf Fig. 3 in die der
dargestellten entgegengesetzte Endstellung, in der die Arbeitskammer der Bremse
mit der Druck-Leitung I46 verbunden ist. Die dadurch bewirkte Betätigung der Bremse
setzt das Leitrad gegenüber dem stillstehenden Gehäuse, wodurch das Getriebe in
diesem höheren Drehzahlbereich als Einfachrotationsgetriebe mit stillstehenden Leitschaufeln
arbeitet. Bei diesem Zustand ist das Sonnenrad des Planetengetriebes festgebremst,
während das Ringrad mit dem Turbinenteil rotiert. Dadurch wird der Planetenradträger
ebenfalls in der Vorwärtsrichtung des Turbinenteiles zum Umlauf gebracht, was, wie
früher erwähnt, durch die Freilaufkupplung 118 ermöglicht wird.
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Aus dem oben Gesagten geht hervor, daß bei Verlangsamung der Drehzahl
des Turbinenteiles im Verhältnis zu der des Pumpenteiles der sogenannte Umschaltungspunkt
durchlaufen wird, wonach das Zahnrad I28 wieder langsamer rotiert als das Zahnrad
I26 und die Ventilwelle 130 wieder in eine Stellung verschoben wird, in welcher
der Zustrom von Druckflüssigkeit zur Arbeitskammer der Bremse unterbrochen und diese
vom Flüssigkeitsdruck entlastet wird, so daß sie sich löst.
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In dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist außer dem Antrieb über
das Strömungsgetriebe mit gegenläufigen oder mit stillstehenden Leitschaufeln auch
ein direkter Antrieb durch mechanische Kupplung des Pumpenteiles mit dem Turbinenteil
möglich. Wie aus Fig. I hervorgeht, steht die Druckleitung 98, die vom Hauptsteuerventil
ausgeht, mit einer Kammer I52 und von dieser über Kanäle 154 und 156 mit der hydraulischen
Arbeitskammer 16 in Verbindung. Weiterhin ist die Druckleitung 96 über eine Öffnung
96 a im Hülsenteil 4o des Leitrades mit dem Zwischenraum zwischen diesem Teil und
der Turbinenwelle 2o verbunden, von welchem über Kanäle 158 und 16o Verbindung mit
einer Kammer 162 hergestellt ist, über welche Druckflüssigkeit nach der Kupplung
46 für direkten Antrieb geliefert wird.
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Der Kanal 164, der zu den radialen Leitungen 166 für die Druckflüssigkeitszufuhr
zu den Steuerventilen 168 führt, steht mit der Druckleitung 96 in Verbindung. Dadurch
wird erreicht, daß die Synchronisierungskupplung mit der Druckplatte 8o betätigt
wird, wenn bei hydraulischem Antrieb nur der geringe Druck oder
Rücklaufdruck
der Druckflüssigkeit auf die Synchronisierkupplung zur Wirkung kommt, der jedoch
auch unter diesen Bedingungen ausreichend bleibt.
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Bei direktem Antrieb muß das Leitrad in der gleichen Richtung rotieren
können wie der Pumpen- und der Turbinenteil. Dies wird von selbst durch die Wirkung
der Freilaufkupplung 118 erreicht, durch welche das Leitrad gegen Rückwärtsbewegung
festgehalten wird, jedoch in Vorwärtsrichtung frei rotieren kann. Wenn auf direkten
Antrieb umgeschaltet wird, muß die Bremse, die das Leitrad gegen Drehung während
der Einfachrotation des Getriebes festhält, gelöst werden. Dies wird selbsttätig
dadurch erreicht, daß das Ventilgehäuse des Hauptsteuerventils 92 mit einer Auslaßöffnung
I7o versehen ist (Fig. 3), die von der Verbindung mit dem zum Ventil 124 leitenden
Druckkanal 146 abgeschnitten wird, der, wenn der Ventilkörper 94 in die Stellung
für hydraulischen Antrieb gebracht wird, jedoch mit der Leitung 146 verbunden ist,
wenn der Ventilkörper 94 die Stellung für direkten Antrieb einnimmt. Unabhängig
von der Stellung des Umschaltventils 124 wird somit die durch die Druckflüssigkeit
betätigte Bremse zum Festhalten des Leitrades stets dann druckentlastet, wenn direkter
Antrieb eingestellt ist, so daß die Bremse gelöst istund das Leitradin gleicher
Drehrichtung wie der Pumpenteil und der Turbinenteil frei rotieren kann. Bei direktem
Antrieb rotieren der Pumpen- und der Turbinenteil vorwärts mit gleicher Drehzahl,
was erfordert, daß der Planetenradträger, der diese Teile verbindet, ebenfalls mit
der gleichen Drehzahl in Vorwärtsrichtung rotiert. Dies wird durch die Freilaufkupplung
118 ermöglicht, die bei direktem Antrieb in ähnlicher Weise frei läuft, als wenn
das Getriebe im Betrieb mit feststehendem Reaktionsteil arbeitet.
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Die Umschaltung vom hydraulischen Antrieb auf direkten Antrieb, und
umgekehrt, wird durcheinen Hebelmechanismus vorgenommen, der durch den Hebel i72
betätigt wird.