DK154983B - Koeretoejstransmission til serie af koeretoejer - Google Patents

Description

DK 154983 B

Opfindelsen'angår en køretøjstransmission som angivet i indledningen til krav 1.

5

Opfindelsen angår især transmissioner til landbrugs- og entreprenørkøretøjer, i hvilke belastningen på transmissionen er hård, og i hvilke det er almindeligt at tilvejebringe en serie af køretøjer med forskellige størrelser og tilsvarende 10 forskellige effekter. En serie af køretøjer kræver ikke blot en serie af motorer, men også en serie af transmissioner, der er tilpasset f.eks. til de forskellige effekter og til forskellige kørehjulsdiametre. Formålet med opfindelsen er at anvise en sådan transmission, at selve gearkassen kan betjene 15 en serie af køretøjer. Eftersom gearkassen er den mest komplekse og kostbare del af transmissionen, kan der derved opnås betragtelige besparelser i omkostninger.

20 En serie af køretøjer af den art, der er nævnt først ovenfor, kendes fra beskrivelsen til US patentskrift 2.751.798. Udligningsgearene deri bliver kun benyttet til at afstemme forskellige dækstørrelser på kørehjulene. Nærværende opfindelse angår det yderligere problem, at det er nødvendigt at overføre 25 forskellige effektstørrelser gennem gearkasserne.

Et mere specielt formål med opfindelsen er at løse det bagved liggende problem, når effekterne fra serien af køretøjer spænder over et 2-til-l forhold eller endog et større forhold.

30 F.eks. kan de køretøjer, der har den laveste og den højeste effekt, have effekter på henholdsvis 50 kW og 100 kW eller på henholdsvis 30 kW og 60 kW eller henholdsvis 60 kW og 120 kW.

35 De nævnte problemer løses ved de i krav l's kendetegnende del angivne foranstaltninger. Et opgearings- eller nedgearingsgear tilpasser motorens drejningsmoment til gearkasse-

DK 154983 B

2 udformningens drejningsmoment og kan derfor kaldes et udligningsgear. I en serie af køretøjer kan der være ét køretøj, c som ikke har noget udligningsgear, selv om alle køretøjerne

D

kan have et udligningsgear som i det eksempel, der bliver beskrevet i detaljer nedenfor. I hvert fald det største eller kraftigste køretøj i serien vil have et opgearingsudlignings-gear, eftersom det kun vil være muligt at overføre tilstrækkelig effekt gennem gearkassen, ved at lade denne køre hurtigere.

Dette følger af ligningen: P = T · w = T · 2TTn (1) hvor P = effekten 15 T = drejningsmomentet w = vinkelhastigheden n = hastighed i omdrej./sek.

«

At lade gearkassen køre hurtigere vil resultere i et forøget 20 slid, men sliddet er direkte proportionalt med hastigheden, hvorimod det er proportionalt med tredje potens af drejningsmomentet. Således reducerer en 10% forøgelse i hastigheden levetiden for gearkassen med omkring 10%, hvorimod en 10% forøgelse i drejningsmomentet ville reducere levetiden med 25 25%. Således er det en vigtig idé med opfindelsen, at det er acceptabelt at opnå en forøget effekt gennem gearkassen ' ved at sætte hastigheden i denne op, men ikke ved at overbelaste den (ved at forøge drejningsmomentet). Reduktionen i levetid forårsaget af hastighedsforøgelse er acceptabel på 30 grund af den væsentlige nedgang i konstruktionsomkostninger.

Anvendelse af det ovenfor forklarede princip fører til et behov for et højt nedgearingsforhold i slutdrivreduktions-enhederne, som kan betegnes kortere som akselgearene. Af den-35 ne grunder hvert akselgear en to-trins planetenhed, skønt det kan vise sig at være muligt at konstruere det mindste køretøj i en serie med et en-trins akselgear.

DK 154983 B

3

Forskellige mulige konstruktioner for akselgearene er beskrevet nedenfor inklusive en foretrukken udførelsesform, i hvilken de to trin er trin i et enkelt, trindelt planetgear såvel som konstruktioner, i hvilke de to trin er to kaskadeplanetgear.

5

Opfindelsen beskrives i det følgende mere detaljeret ved hjælp af eksempler og under henvisning til den ledsagende tegning,hvor fig. 1 viser et skématisk planbillede af en udførelsesform 10 for en køretøjstransmission ifølge opfindelsen, fig. 2 et mindre detaljeret skematisk planbillede af en anden udførelsesform ifølge opfindelsen, 15 fig. 3 et skematisk sidebillede af et foretrukket akseldrev, fig. 4 samme som i fig. 3 visende en modificeret form for akseldrevet til et højeffekt-køretøj i en serie, 20 fig. 5 et tilsvarende billede som i fig. 3 visende brugen af akselgearet på en styreaksel og fig. 6, 7 og 8 skematiske sidebilleder af tre alternative akseldrev med to planetgear.

25 I fig. 1 har en hovedgearkasse 10 en indgangsaksel 12, som ikke bliver drevet direkte af motoren. Derimod er motorakselen 14 koblet til indgangsakselen 12 gennem et udligningsgear 16, som har et fast udvekslingsforhold som forklaret nedenfor, ; 30 og som f.eks. kan bestå af to cylindriske tandhjul og et planet- gear. Selv om den er vist som en separat enhed, er det inden for rækkevidden af opfindelsen at indlemme udligningsgearet 16 i gearkassen 10. Sidstnævnte vil i alt væsentligt være den samme fra køretøj til køretøj, men vil f.eks. have forskel-35 lige størrelser cylindriske tandhjul kilet på akslerne 14 og 12 i indgangskammeret i gearkassens hus.

En anden mulighed er at indbygge udligningsgearet mellem ind-

DK 154983 B

4 gangsakselen 12 og en anden aksel 18, der er sammenkoblet af cylindriske tandhjul 20,22 og en forreste kobling 24, og ligeledes er sammenkoblet af cylindriske tandhjul 26,28,30 5 (hvor tandhjulet 30 er et vendetandhjul på en ,mellemaksel 32) og en vendekobling 34. Koblingerne 24 og 34 er de hovedkoblinger, der kan bringes i indgreb under belastning. Udligningsgearet kan konstrueres ved, at man vælger det korrekte antal tænder til tandhjulene 20,22,26,28 og 30.

10

Den anden aksel 18 er indgangsakselen til et områdegear 40, der omfatter to planetgear 42 og 44 med tilhørende bremser 46 og 48 og en direkte drivkobling 50 til indgangsakselen 52 i skiftegearet 54. Gearet 54 er et seks-trins synkroniseret gear med konstante spring, med indgangstandhjulet 56 løst på akselen 52 og udgangstandhjulet 58 fastgjort roterbart med en udgangsaksel 60. Synkroniserede klokoblingsudrykkermuffer 62 muliggør, at et hvilket som helst af indgangshjulene 56 ’ kan sammenkobles med indgangsakselen 52. Udgangsakselen 60 2Q driver et almindeligt konisk tandhjulsdifferentiale 64 med venstre og højre udgangshalvaksler 66. Akslerne 66 driver et par hjul på en traktor ved hjælp af respektive akselgear 68, hvis konstruktion vil blive beskrevet mere detaljeret nedenfor.

25

Den særlige form af gearkassen 10 danner ingen del af nærværende opfindelse. Gearkassen vist i fig. 1 er blevet be- • skrevet som et typisk eksempel på en gearkasse til en landbrugstraktor, i forbindelse med hvilken opfindelsen kan anven-3g des. Områdegearet 40 (tre hastigheder) og skiftegearet 54 (seks hastigheder) tilvejebringer et totalt antal på 18 hastigheder fremad eller bagud afhængigt af, hvilke af koblingerne 24 og 34 der bliver bragt i indgreb. Yderligere træk ved gearkassen kan nævnes kort. For det første kan synkro-35 niseringen støttes af en logisk strømkreds 70, som retter sig efter de relative hastigheder af skiftegearets indgangs-og udgangsaksler 52 og 60 med henblik på at fremme synkroniseringen ved udsendelse af signaler i ledningerne 72 og 74. Ledningen 72 er forbundet med motorregulatoren, og motoren

DK 154983 B

5 bliver speedet passende op, når gearet bliver nedgearet. Ledningen 74 er forbundet med en bremse 46 eller 48, der virker på transmissionen i retning af en nedbremsning af drivtand-^ hjulet i tilfælde af en opgearing af gearet.

Der er mulighed for et mekanisk forhjulsdrev via en aksel 82, der er koblet til udgangsakselen 60 ved hjælp af tandhjulene 84 og en kobling 86.

10

Pig. 2 viser et skematisk diagram af en alternativ udførelsesform, som anvender en tværstillet gearkasse 90 med indgangsdrev via koniske tandhjul 92. Gearkassen 90 kan være konstrueret som beskrevet i den europæiske patentansøgning 82 306 452.2. Som vist i fig. 2 er et udligningsgear 16 ind-bygget mellem motorakselen 14 og gearkasseindgangsakselen 12. Også her er det muligt at indbygge udligningsgearet i selve gearkassen, f.eks. ved passende tilpasning af det koniske tandhjul 92. I alle tilfælde er gearkassen 10 i fig.

2o 1 og gearkassen 90 i fig. 2 i hvert fald for de fleste deles vedkommende identiske fra køretøj til køretøj gennem en serie af køretøjer. Før vi ser nærmere på konstruktionen af akselgearene 68, vil det være bekvemt at betragte drejningsmoment-og hastighedsforholdene for en serie af køretøjer, og ved 25 et eksempel er det antaget, at serien strækker sig fra et 50 kW køretøj op til et 100 kW køretøj. Efterfølgende tabel giver effekterne for køretøjerne i serien i tilfælde af 3,4,5 og 6 køretøjer i serien, idet det i hvert tilfælde antages, at effekterne danner en geometrisk række.

30

Tabel 1 3_4_5_6_

50 KW 50 kW 50 kW 50 kW

70 kW 62 kW 60 kW 57 kW

35 100· kW 80 kW 70 kW 66 kW

100 kW 84 kW 75 kW

100 kW 87 kW

100 kW

DK 154983 B

6

For overskuelighedens skyld vil det tilfælde, hvor vi har en serie med tre køretøjer, blive betragtet nærmere i det følgende. Det vil være passende at referere til højeffekt-, mellemeffekts- og laveffektskøretøjer og at anvende indeksene 5 Η, M og L til at betegne parametre for hvert af disse køretøjer.

Der gøres følgende antagelser.

Motorhastigheden (den nominelle) for alle køretøjer er 2200 O/M.

10 Køretøjshastighederne (for alle køretøjer) er 1,5 til 30 km/time.

Tabel 2 giver et passende sæt køretøjshastighder for tilfældet med en 18-trins gearkasse 10 eller 90, i km/time og uden motor-15 hastigheden presset ned af en belastning.

Tabel 2 -;-!-!

Omradegear ! 20 \ χ 2 3 '· , Skiftegear "-··>. ^ i 1 ; 1,5 1,95 2,54 2 j 3,15 4,10 5,33 j 25 3 4,94 6,43 8,36 j 4 I 7,02 9,13 11,87 j 5 · 11,17 14,52 18,87 j 6 18,65 24,25 31,50 30

Drevne hjuls dækradier; R„ = 0,9 0 5 m n

Rm = 0,855 m 35 RT = 0,770 m

DK 154983 B

7

Hastighederne for de drevne hjul i omdr./minut for en tophastighed på 30 kg/time er givet af følgende ligning: r _ _ 30*1000 5 n = - 27TR-60 og vi har derfor

"WH = 88 O/M

10 nWM = 93 0/M

»BL = 103 O/« hvor indekset W betegner hjulhastighed som vist i fig. 1 og 2.

15

Anvendelse af ligning 1 for en motorhastighed på 2200 O/M viser, at motordrejningsmomenterne må være som følger (for effekter på 100 kW, 70 kW og 50 kW): 20 t = 435 Nm Π

T„ = 305 Nm M

TT = 218 Nm Li 25 Det er yderligere antaget, at gearkassen 10 eller 90 er udfor met til et indgangsdrejningsmoment på 340 Nm. Nu vil et op-gearingsudligningsgearmed et forhold mellem udgangs- og indgangsmomenterne på mindre end 1 reducere drejningsmomentet, medens et nedgearingsudligningsgear med et forhold mellem 3g udgangs- og indgangsmomenterne på mere end 1 vil forøge drej ningsmomentet. Det kan straks ses, at det krævede udligningsforhold g^, er som følger: l/gEH = 340 Nm/435 Nm = 0,78 35 l/^EM = Nm/305 Nm = 1,11 !/gEL = 340 Nm/218 Nm = 1,56 .

DK 154983 B

8

Indgangshastighederne (med indeks I) til hovedgearkassen er derfor som følger (idet gearforholdene er de reciprokke til drejningsmomentforholdene):

nTtT = 2200/0,78 = 2820 O/M

_Lii

5 n= 2200/1,11 = 1982 O/M

nTT = 2200/1,56 = 1410 O/M

Det vil yderligere være antaget, at topgearet (31,50*^30 km/ time) er ækvivalent med et direkte drev. Det følger så heraf, 10 at nedgearingsakseldrevene 68 må have udgangs-til indgangs hastighedsforhold g^ som følger: gaH —S5— = 1/32,0 2820 15 93 gAM - 1/21,3 1982 g = - = 1/13,6 1410 20

Skønt et forhold på 1/13,6 kan opnås med et enkelt planettrin, kræver forholdene 1/32 og 1/21,3 to trin, og det foretrækkes at benytte to-trins akselgear 68 til alle køretøjer af hensyn til et ensartet design og størst mulig anvendelse af 25 identiske dele.

Den foretrukne udførelsesform for et akseldrev er vist i fig. 3, og grundene til, at dette er foretrukket, vil blive forklaret senere. Det viste gear er et enkelt planetgear splittet 30 op i et første og et andet trin 94 og 96. Halvakselen 66, der strækker sig fra differentialet i hovedgearkassen 10 eller 90 bærer solhjulet 98 med et tandantal Z^. (I fig. 3 er der ikke gjort forsøg på at vise de relative størrelser af tandhjulene). Første trins solhjul 98 indgriber med første 35 trins planethjul 100, som er drejningsfast med det andet

DK 154983 B

9 trins planethjul 102 og er monteret i en fælles planethjulsholder 104Planethjulsholderen danner udgangselementet for gearet og udgør fortrinsvis navet i et drevet hjul. Således kan egre eller en hjulplade være fastgjort direkte til planet-5 hjulsholderen 104 og forbinde planethjulsholderen med hjul fælgen. Planethjulene 100 og 102 har tandantallene Z2 henholdsvis Z2» Det tredje element i planetgearet er ikke et konventionelt ringhjul, men er et solhjul 106 fra det andet trin 96 fastgjort på en bærebøsning 108, som igen er fastgjort til køretøjets ramme som vist ved 110. Bøsningen 108 udgør således ophængningen for akseldrevet 68 og hjulet, der er sammenbygget dermed. Desuden er en bremse 112 belejligt monteret indvendigt i akseldrevet 68 mellem det første og det andet trin 94 og 96. Andet trins solhjul har et tandantal 15 På Z4.

Virkningen af et planetgear er beskrevet af ligningen: nA = nc (1 + g) - ngg (3) 20 hvor n^, nc og ng er hastighederne for henholdsvis ringhjulet, planethjulsholderen og solhjulet, og "g" er nedgearingsforholdet fra solhjulet til ringhjulet med planethjulsholderen fastgjort. Her er ringhjulet · faktisk det andet solhjul 106, 2 5 som er fastgjort således, at nft = 0. Fra ligningen (3) fås da: nsg= nc (1 + g) og n 30 c _ g “7 ΓΤ9 nc/nS svarer akseldrivgearforholdet gA udledt ovenfor, og de nødvendige værdier af g er som følger: 35 gAH = 1/32,0 gR = 1/31 %M = 1/21'3 = 1/20'3 g al = 1/13,6 gL = 1/12,6 10

DK 154983 B

Forholdet g for gearet vist i fig. 3 ses klart at være givet ved: Z1 z3 G = — . — Z2 Z4 5 Der er en anden begrænsning if at den algebraiske sum af Z^ og 7*2 svare til den algebraiske sum af Z^ og Z^. Det er fundet muligt at opnå værdier af g meget tæt på de ønskede gHf gM og gL givet ovenfor, hvor Z^ og Z^ er samme i alle akselgearene. Specielt hvis Z^ = 13, og ~ 65, kan følgende 1 Or ' værdier opstilles: _ 13 . 15 _ 1 gH 65 93 31 = 13 15 _ 1 1 gM 65 * 63 21~20,3 15 g = 13 . 22 = 1 _ 1 h 65 56 12,7 12,6

Bemærk, at (13 +65) = (15+63) = (22+56) = (93-15).

20 Det følger heraf, at i tilfældet med højeffektkøretøjet er tandhjulet med Z^ tænder ikke længere et solhjul 106 som vist i fig. 3, men må være et ringhjul 106A som vist i fig. 4." · Akselgearet i fig. 3 anvendt til laveffekts- og mellemeffektskøretøjerne har planethjulsholderen 104 roterende i modsat· 25 retning af halvakselen 66, men i gearet til højeffektkøretøjet (fig. 4) roterer planethjulsholderen 104 i samme retning som halvakselen 66. Det er nødvendigt at tage højde for dette ved en kompenserende vending et eller andet sted i transmissionen for højeffektkøretøjet ved indsætning af et konisk tandhjul, som 30 det er velkendt. I tilfældet vist i fig. 1 er én mulighed at spejlvende differentialet 64 i sideretningen. I tilfældet i fig. 2 kan fremløbs- og vendekoblingerne, som overfører drevet fra de koniske tandhjul 92, blive henholdsvis vende- ♦ .

og fremløbskoblingerne.

35

DK 154983 B

11

Fig. 5 viser, hvorledes et akselgear svarende til det i fig.

3, men med bremsen 112 udeladt, kan anvendes til en styreaksel. Gearet i fig. 4 kan behandles på samme måde. Bærebøsningen 108 er ikke længere stift fastgjort med rammen 110, men er 5 forbundet med en lodret drejetap 120. En kardanled'sforbindelse 122 er indbygget i halvakselen 66 på linie med drejeaksen.

Fig. 5 viser også en hjulplade 124, som er fastgjort til planethjulsholderen 104, og som strækker sig ud til hjulfælgen 126, der bærer dækket 128.

10

Skønt hovedgearkassen 10 ikke bliver overbelastet, fordi det korrekte indgangsdrejningsmoment er etableret af udligningsgearet 16, må akselgearene 66 klart være i stand til at håndtere et hvilket som helst hjuldréjningsmoment, som er nødvendigt 15 for (jen pågældende størrelse køretøj. Følgelig er akselgearene for højeffektskøretøjerne fortrinsvis bygget stærkere end dem for laveffektkøretøjerne. Specielt er det ønskeligt at forøge antallet af planethjul 100 og 102, når man passerer op gennem effektrækken. Der kan være 2,3,4 eller 5 planethjulsæt 20 svarende til køretøjseffekten. Dette princip kan også anvendes til de alternative akselgear, der nu vil blive beskrevet.

Akselgearet beskrevet med henvisning til fig. 3-5 er foretrukket af grunde, som vil blive forklaret nedenfor, men andre to-trins 25 konstruktioner er mulige og vil blive beskrevet kort. Fig.

6 viser et gear, der omfatter kaskadeplanettandhjul 130 og 132 drevet på solhjulene, og som har faste ringe 134. Udgangen er tra planethjulsholderen 136 i det andet trin 132. En ulempe ved denne konstruktion er, at den ikke egner sig til indbyg- 30 ning i et hjul som navet i selve hjulet, medmindre mere kom plekse konstruktioner vælges, såsom dem, der er vist i fig.

7 og 8, hvor udgangsplanethjulsholderen er sammenbygget med en ydre tromle, der omslutter en fast indre tromle.

35 Fig. 7 viser et første og et andet planetgear 140,142 med indgang til solhjulet i det første trin. Planethjulsholderen i det første trin 140 driver solhjulet i det andet trin 142, og udgangen er fra en trcmlekonstruktion 144, der indeholder

Claims (12)

30 Patentkrav.

1. Køretøjstransmission til serie af køretøjer med forskellige motoreffekter og eventuelt også med forskellige diametre på 3 5 de drevne kørehjul, hvilken transmxssion omfatter en gearkasse (10 eller 90) og slutdrivreduktionsenheder (68) og udligningsgear (16), som er indskudt foran eller indbygget i en indgangssektion i gearkassen, kendetegnet ved, at gearkas- 13 DK 154983B seme (10 eller 90) bortset fra et muligt indbygget udligningsgeartrin er identiske gennem hele serien, og udligningsgearene (16) er indrettet sådan, at drejningsmomenterne ved g udligningsgearenes udgange er i hovedsagen ens for hvert køretøj i serien, og hvor slutdrivreduktionsenhederne (68) har forskellige udvekslingsforhold for at udligne kørehastighederne for køretøjerne i serien. 2Q

2. Køretøjstransmission til serie af køretøjer ifølge krav 1, kendetegnet ved, at hver slutdrivreduktionsenhed (68) er et to-trins planetgear (94,96), i det mindste for køretøjerne med højere effekt i serien. 25

3. Køretøjstransmissibn til serie af køretøjer ifølge krav 2, kendetegnet ved, at de to trin (94,96) af slutdrivreduktionsenhederne (68) har planethjul (100,102), der er således fastgjort, at de kan rotere sammen i en fælles planethjulsholder (104), som danner et hjulnav, hvor indgangs- 2o trinet (94) har et solhjul (98), som bliver drevet af den tilhørende aksel (66), medens udgangstrinet (96) har et drejningsfast solhjul (106) til et laveffektkøretøj i serien og . et drejningsfast ringhjul (106A) til et højeffektkøretøj i serien. 25

4. Køretøjstransmission til serie af køretøjer ifølge krav 1, 2 eller 3, hvor gearkassen (10 eller 90) har en indgangsaksel (12), som er koblet til en anden aksel (18), som igen er koblet til en udgangsaksel (60) ved hjælp af et områdegear (40) og 30 et skiftegear (54), kendetegnet ved, at udlignings gearet er dannet af tandhjul mellem indgangsakselen (12) og den anden aksel (18).

5. Køretøjstransmission til serie af køretøjer ifølge krav 35 2,kendetegnet ved, at de to trin (94,96) har drej ningsfast forbundne planethjul (100,102) i en fælles planethjulsholder (104), hvor hvert trin mangler en ring eller et solhjul. DK 154983 B 14

6. Køretøjstransmission til serie af køretøjer ifølge krav 5, kendetegnet ved, at den fælles planethjulsholder (104) også virker som et nav. 5

7. Køretøjstransmission til serie af køretøjer ifølge krav 5 eller 6, kendetegnet ved, at det andet trin (96) har et fast element (106 eller 106A) på en bøsning (108), som forbinder enheden (68) med køretøjet. 10

8. Køretøjstransmission til serie af køretøjer ifølge krav 7, kendetegnet ved, at bøsningen (108) er fastgjort til en lodret drejearm (120), der skal danne en styrebolt, og hvor indgangsakselen (66) for enheden (68) indbefatter en kardanledsforbindelse (122).

9. Køretøjstransmission til serie af køretøjer ifølge krav 7 eller 8, kendetegnet ved en bremse (112) i den fælles planethjulsholder, som virker mellem bøsningen (108) 2ø og en bevægelig del af planetgearet.

10. Køretøjstransmission til serie af køretøjer ifølge et eller flere af kravene 2-9, kendetegnet ved, at antallet af planethjul i slutdrivreduktionsenheden (68) forøges 25 °P gennem effektområdet.

11. Køretøjstransmission til serie af køretøjer ifølge et hvilket som helst af kravene 1-10, kendetegnet ved, at udligningsgearet er kombineret med et bakgear. 30

12. Køretøjstransmission til serie af køretøjer ifølge et eller flere af kravene 1-11, kendetegnet ved, at udligningsgearet er kombineret med et reverserende skråtandhjulsdrev i en tværliggende gearkasse, der bliver drevet fra 35 en langsgående motoraksel.