WO2016012317A1 - Leistungsübertragungsvorrichtung - Google Patents

Leistungsübertragungsvorrichtung Download PDF

Info

Publication number
WO2016012317A1
WO2016012317A1 PCT/EP2015/066117 EP2015066117W WO2016012317A1 WO 2016012317 A1 WO2016012317 A1 WO 2016012317A1 EP 2015066117 W EP2015066117 W EP 2015066117W WO 2016012317 A1 WO2016012317 A1 WO 2016012317A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
hydrodynamic
power transmission
transmission device
power
input
Prior art date
Application number
PCT/EP2015/066117
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Hartmut Graf
Original Assignee
Voith Patent Gmbh
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Voith Patent Gmbh filed Critical Voith Patent Gmbh
Priority to CN201580038914.XA priority Critical patent/CN106574705B/zh
Publication of WO2016012317A1 publication Critical patent/WO2016012317A1/de

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H47/00—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing
    • F16H47/06—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type
    • F16H47/07—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type using two or more power-transmitting fluid circuits
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H47/00—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing
    • F16H47/06—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type
    • F16H47/08—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type the mechanical gearing being of the type with members having orbital motion
    • F16H47/085—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type the mechanical gearing being of the type with members having orbital motion with at least two mechanical connections between the hydraulic device and the mechanical transmissions
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
    • F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
    • F16H37/06—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
    • F16H37/08—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing
    • F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
    • F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
    • F16H2037/088—Power split variators with summing differentials, with the input of the CVT connected or connectable to the input shaft

Definitions

  • the invention relates to a power transmission device, in detail with the features of the preamble of claim 1.
  • the power transmission device is particularly suitable for transmitting power from an input shaft, which is at least indirectly connected to a drive unit with a constant speed, to an output shaft, which is at least indirectly connectable to a variable speed work machine.
  • the invention further relates to a drive train of a variable-speed work machine, in particular a pump drive, comprising at least one drive unit in the form of a turbine, in particular a steam turbine to a work machine via a power transmission device.
  • Such power transmission devices are previously known in a variety of prior art designs.
  • a distinction is made between a first embodiment with controllable hydrodynamic coupling and a second embodiment with mechanical-hydrodynamic power branching.
  • Representative reference is made to the documents DE 34 41 877 A1 and DE 10 2008 034 607 for the second embodiment.
  • Both documents disclose a power transmission device for driving a variable-speed work machine, which consists of a hydrodynamic branch and a transmission with a planetary gear.
  • the hydrodynamic power branch is realized via a hydrodynamic converter and can be regulated by the converter in its rotational speed.
  • the invention therefore an object of the invention to develop a power transmission device of the type mentioned in such a way that a basic configuration is provided which is suitable for use in drive trains for a variety of applications and can be easily and inexpensively adapted to the application requirements only by the design of the individual components ,
  • power transmission devices for applications with very high power transmission and high input speeds with reasonable effort and high availability and low available input speeds can be provided.
  • the solution according to the invention is characterized by the features of claims 1, 7 and 22. Advantageous embodiments are described in the subclaims.
  • An inventive power transmission device with a housing, with at least one, connectable to a drive unit input and one, at least indirectly connectable with a machine output, with two arranged in the power flow between the input and the output power branches, wherein the first power branch a hydrodynamic A clutch comprising at least one impeller and a turbine wheel and the second power branch comprises a hydrodynamic speed / torque converter comprising at least one impeller, a turbine wheel and a stator, the two power branches being connectable to the output via a superposition gear, characterized that the hydrodynamic speed / torque converter and the hydrodynamic coupling are arranged eccentrically to each other and via a transfer case arranged in the housing in each case with the input of the whoübertragungsvo direction with formation of the two power branches are connectable.
  • the hydrodynamic components are arranged in mutually parallel power branches.
  • the parallel arrangement can take place in the installed position both in a horizontal or vertical plane and in horizontally and vertically staggered planes.
  • the solution according to the invention of the eccentric arrangement of the hydrodynamic components offers the advantage that on the one hand, in particular in the case of a parallel arrangement, complicated rotary feedthroughs can be dispensed with and on the other hand a power transmission device in a compact design in the axial direction can be provided.
  • a power transmission device in a compact design in the axial direction can be provided.
  • the power transmission device can be retrofitted in existing systems, without additional measures, especially translations to have to provide.
  • the power transmission device can be adapted in an optimal manner to the requirements of the application.
  • the hydrodynamic components are arranged in the axial direction almost free of offset parallel to each other in the two different power branches.
  • the eccentricity essentially determines the size of the power transmission unit in the axial direction.
  • the hydrodynamic components are arranged in the axial direction with offset. This is particularly advantageous when additional functional units have to be integrated into the individual power branches.
  • additional components may u.a. be:
  • a second converter in the second power branch with a different characteristic of the conversion consists in an increase in efficiency in the speed range falling efficiency of the first converter
  • the hydrodynamic coupling is designed as a control coupling for this purpose.
  • This can be realized in different ways.
  • this has a control device comprising a scoop tube for influencing the amount of resources.
  • the scoop is adjustable. The adjustability can be done for example with directional component in the radial and / or axial direction. Other possibilities exist in an active control of Trogozubuch- and / or discharge from the work cycle.
  • a device for switching through or bridging the hydrodynamic coupling is provided between the input and the output in order to realize a mechanical through drive.
  • the device is formed in the simplest case as a mechanical lock-up clutch.
  • the device for switching through and the hydrodynamic coupling can be switched at least in parallel.
  • the at least parallel shiftability of the hydrodynamic clutch and the shiftable clutch means that each of the clutches can be actuated individually and independently of the other.
  • the power transmission takes place in at least one operating state only via one of the clutches.
  • both clutches can be actuated, wherein the switchable clutch in this state then bridges the still filled hydrodynamic clutch, so that no torque is transmitted via the hydrodynamic clutch itself and still a mechanical drive between input and output is created.
  • first and second power branch are free of other speed and / or torque converter means, ie there are only provided a hydrodynamic coupling and a converter.
  • the power transmission device is particularly short.
  • a mechanical through drive arrangement is understood to mean a direct coupling free of rotational speed and / or torque conversion possibilities between the output of the transfer case and the input of the superposition gear.
  • this is a connecting shaft arrangement of one or more rotatably connected shafts.
  • the solution of the eccentric arrangement of hydrodynamic converter and mechanical drive through offers the advantage that on the one hand, in particular in a parallel arrangement can be dispensed with complex rotary joints and on the other hand, a power transmission device can be provided in a compact design in the axial direction.
  • a power transmission device can be provided in a compact design in the axial direction.
  • the transfer case comprises at least one input, which forms the input of the power transmission device or at least indirectly connected to this rotation.
  • the transfer case comprises at least two outputs which are arranged eccentrically to each other, wherein a first output to the first power branch, in particular the mechanical drive arrangement for the second embodiment or the impeller of the hydrodynamic coupling for the first embodiment is at least indirectly connected and a second output to the Impeller of the hydrodynamic speed / torque converter is connected at least indirectly.
  • the input of the transfer case may be arranged coaxially or eccentrically to an input of the individual power branches, the input being formed by a pump wheel of one of the hydrodynamic components or a shaft of the mechanical drive arrangement.
  • the coaxial arrangement offers the advantage of directly applying one of the power branches to the torque present at the input of the power transmission device, while the eccentric arrangement allows the integration of translations into the power branches slow or fast, thereby optimizing an improved adaptation to the specific application designed components is possible.
  • the transfer case is designed with a transmission to the slow for the first and / or second power branch while according to a second embodiment, the transfer case can be designed with a translation into fast for the first and / or second power branch.
  • the transfer case comprises at least one spur gear, wherein the outputs of the transfer case are so coupled to the spur gears or are formed by spur gears that the outputs are driven in the same direction.
  • the transfer case comprises at least one spur gear set whose outputs are so coupled to the spur gears or formed by spur gears that the outputs are driven in different directions of rotation.
  • the transfer case comprises a spur gear with two or even number of spur gears, wherein a first output of the transfer case is formed by a first spur gear and a second output of the transfer case of a opposite direction of rotation to this first spur gear driven second or further spur gear is formed.
  • the transfer case comprise a spur gear set with three or odd number of spur gears, wherein a first output of the transfer case is formed by a first spur gear and a second output of the transfer case of one with the same direction of rotation is formed for this first spur gear driven second or further spur gear.
  • the transfer case preferably comprises at least one input which forms the input of the power transmission device or is at least indirectly connected thereto in a rotationally fixed manner.
  • the transfer case comprises at least two outputs which are arranged eccentrically to each other, wherein a first output is at least indirectly connected to the impeller of the hydrodynamic coupling and a second output is at least indirectly connected to the impeller of the hydrodynamic speed / torque converter.
  • the input of the transfer case and the first output are arranged coaxially to each other, wherein preferably the first output is coupled to the hydrodynamic speed / torque converter, which is thus acted upon at the same speed as at the input.
  • the hydrodynamic coupling is then connected to an eccentrically arranged to the input of the transfer case output, wherein the coupling between the input and this output is preferably realized via a translation at a slow rate.
  • the coupling between the input and this output is preferably realized via a translation at a slow rate.
  • the transfer case is designed as a spur gear with an odd number of spur gears
  • the input the power transmission device is designed coaxially with the output of the transfer case and the translation between the input and the connected to the impeller of the hydrodynamic clutch output of the transfer case is designed as a translation into slow.
  • the hydrodynamic coupling used in the first embodiment comprises at least a pump impeller and a turbine wheel.
  • the impeller is at least indirectly connected to the input, preferably directly or via further transmission devices, here the spur gear set, while the turbine wheel is at least indirectly connected to the output of the power transmission device, here via the superposition gear.
  • the hydrodynamic speed / torque converter comprises at least one impeller, a turbine wheel and at least one stator. In this case, the impeller is at least indirectly coupled to the input of the power transmission device, while the turbine wheel is at least indirectly coupled to the output via the superposition gear.
  • the transfer case can be reduced to straight Stirnradaniere, in particular, a design with 2 spur gears is sufficient.
  • the superposition gearing is arranged coaxially to one of the two power branches, in particular in the first embodiment, coaxially with one of the two hydrodynamic components.
  • the arrangement according to a first embodiment is coaxial with the mechanical drive or the hydrodynamic coupling, in particular coaxially with the turbine wheel of the hydrodynamic coupling.
  • the coupling with the eccentric to the hydrodynamic coupling arranged hydrodynamic speed / torque converter, in particular the Turbine takes place in the simplest case via a simple spur gear.
  • Other versions are conceivable.
  • the individual arrangement options depend essentially on the formation of the superposition gearing.
  • This comprises in the simplest case only a planetary gear, comprising at least a first element in the form of a ring gear, a second element in the form of a web and a third element in the form of a sun gear, wherein the sun gear is coupled to the output of the power transmission device or forms.
  • the first variant is particularly advantageous because the coupling with the ring gear can be realized in a simple manner, while simultaneously the connection of the hydrodynamic speed / torque converter to the web via a simple spur gear realized is.
  • the drive via the ring gear is only possible via a corresponding translation.
  • the superposition gear at least one planetary gear with a first element which is at least indirectly connected to the turbine of the hydrodynamic coupling, a second element which is at least indirectly coupled to the turbine of the hydrodynamic speed / torque converter and a third element, which at least indirectly with is connected to the output of the power transmission device or forms this, is in a particularly advantageous arrangement, the first element of the planetary gear from a ring gear, the second element formed by a web and the third element of a sun gear of the planetary gear.
  • the hydrodynamic speed / torque converter in power flow between input and output nachordnen a brake device and vorzuordnen the superposition gear can be carried out as a planetary gear support of an element in execution of the superposition gear.
  • the brake is particularly active in the first embodiment when the through connection is open and the converter is deflated, i. in the control range of the clutch.
  • the braking device used in the first embodiment may be embodied in various ways. This assumes the function of a parking brake device.
  • this is designed as a hydrodynamic braking device.
  • This comprises a rotor which can be coupled to the turbine wheel of the converter and a stator which is supported on a stationary component, in particular the housing.
  • This design allows a wear-free braking and also the use of the same resource supply system as the converter and / or the hydrodynamic coupling.
  • the hydrodynamic braking device also offers the advantage of smaller size.
  • An alternative embodiment consists in the design of the braking device as a mechanical braking device, in particular disc brake device, such as multi-disc brake device.
  • the operation of these can be done mechanically, hydraulically, pneumatically, electronically or a combination of these.
  • hydraulic actuation can be used as the pressure medium operating medium of the hydrodynamic components.
  • Other versions of brake devices are also conceivable.
  • a safety device comprising a locking device for locking against rotation is preferably provided in addition to one of the aforementioned measures between the superposition gearing and the braking device.
  • This locking device is designed in the simplest case as a mechanical locking device which detects the shaft relative to a stationary component, such as housing.
  • the use is in a drive train for driving a work machine, in particular variable-speed work machine with a drive unit, in particular drive unit with constant drive speed.
  • the power transmission device is arranged between them in the power flow.
  • the working machine is preferably designed as a conveying device for a fluid, in particular as a compressor, pump or centrifugal pump, boiler feed pump, while the drive unit is designed as an internal combustion engine, turbine, in particular steam or gas turbine or electric motor.
  • drive units in the form of electric motors are synchronous or asynchronous motors, in particular 50 Hz or 60 Hz; 2, 4, 6 - pole design conceivable.
  • Possible working machines are pumps, especially: boiler feed pumps, compressors or blowers.
  • a special field of application is the use in power plants.
  • the power transmission device can be provided in a simple and cost-effective manner with transmission components optimized with regard to the design, whereby optimal adaptability to the available drive machines and working machines can take place.
  • FIG. 1 shows, by way of example, a simplified schematized illustration
  • Figure 2 shows a particularly advantageous embodiment of a
  • Figure 3 shows an alternative second embodiment of a
  • FIG. 4 shows an advantageous development of a
  • FIG. 1 shows, by way of example in a schematically simplified form, the basic construction and the basic principle of a power transmission device 1 designed according to the invention for arrangement between a drive unit 2, which is only schematically indicated here, and a working machine 3 in a drive train 31.
  • the power transmission device 1 comprises at least one, at least indirectly, that is directly or via further transmission elements with the drive unit 2 can be coupled input E and at least one, at least indirectly, that is directly or via more Transmission elements with the machine 3 coupling output A.
  • Between the input E and the output A are a hydrodynamic coupling 4 and a hydrodynamic speed / torque converter 6, hereinafter referred to only briefly hydrodynamic converter arranged.
  • the arrangement takes place in a housing 30.
  • the input E or output A is formed by components, via which the introduction of force or force discharge takes place. These are preferably formed by waves, in particular solid or hollow shafts. Component conceivable, however, are other rotatable components that serve the coupling, such as flanges e.t.c.
  • the hydrodynamic coupling 4 comprises at least one impeller P 4 and a turbine wheel T.
  • the hydrodynamic coupling 4 is assigned a device 5 for switching through or bridging the hydrodynamic coupling 4. This can be a so-called lock-up clutch in the simplest case. However, the bridging can also be realized elsewhere. This can be provided directly between pump and turbine or with these rotatably connected components.
  • the hydrodynamic converter 6 comprises at least one impeller ⁇ , a turbine wheel T 6 and at least one stator L 6 .
  • the hydrodynamic converter 6 serves the speed as well as torque conversion, while the hydrodynamic clutch 4 only has the function of a speed converter.
  • the hydrodynamic coupling 4 and the hydrodynamic converter 6 are not arranged coaxially, but eccentric to each other in 2-power branches 7 and 8, which are provided between the input E and the output A and at least the respective separate power transmission via one of the power branches 7 or 8 or in power split across both, ie, where both power branches 7, 8 are operated in parallel, and thus the power split device operates with power split.
  • Coupled means thereby a functional connection, which consists of non-rotatable connections or intermediate transmission elements with or without speed / torque conversion between the input E of
  • Power transmission device and the respective impeller P 4 of the hydrodynamic coupling or P 6 may consist of the hydrodynamic converter.
  • a transfer case 9 is provided, which are the two hydrodynamic components 4 and 6, considered in the power flow between input and output E, A, upstream.
  • the transfer case is designated 9, integrated in the housing 30 and comprises at least one input 10, which can be formed by the input of the power transmission device E or is coupled thereto.
  • the transfer case 9 further comprises at least two outputs, a first output 1 1, which is connected to the hydrodynamic coupling 4 and a second output 12 which is at least indirectly connected to the hydrodynamic converter 6.
  • the coupling of the outputs 1 1 and 12 takes place in each case with the pump wheels P of the hydrodynamic coupling 4 and Pe of the hydrodynamic converter 6.
  • the coupling of the turbine wheels T of the hydrodynamic coupling or T 6 of the hydrodynamic converter with the output A of the power transmission device via a Superposition gear 13. This includes for this purpose at least two inputs 15 and 16, wherein the first input 15 to the turbine wheel T of the hydrodynamic coupling and the second input 16 to the turbine wheel T 6 of the hydrodynamic converter 6 is connected.
  • the superposition gear 13 further comprises at least one output 17, which is either formed by the output A of the power transmission device 1 or forms this or is connected thereto, that is, at least indirectly or directly.
  • power transmission devices 1 can be realized with a short overall length. It is also possible, depending on the requirements due to the available drive units 2 and the requirements and parameters to be set on the working machine 3 here by the structure of transfer case 9 and superposition gear 13 to adjust the power transmission device 1 in an optimal manner to the given boundary conditions of use ,
  • the hydrodynamic coupling 4 is designed as a control clutch. This is associated with a control device 28. This can be, for example, an adjustable scoop depending on the design of the clutch.
  • FIG. 2 illustrates a particularly advantageous embodiment of a power transmission device 1 according to FIG. 1 in a schematic representation for use in power plants, in particular for driving boiler feed pumps.
  • the input of the transfer case 9 is coaxial with the output 12 of the transfer case 9, which is coupled to the hydrodynamic converter 6, respectively.
  • the power branch 8, in which the hydrodynamic converter 4 is arranged coaxial with the input of the transfer case 9, which simultaneously forms the input E of the power transmission device 1.
  • the coupling with the hydrodynamic coupling 4 output 1 1 is arranged eccentrically to the input 10 of the transfer case 9.
  • the transfer case 9 is exemplified as a spur gear 18, comprising an odd number of spur gears to ensure direction of rotation equality between the input E and the respective power branch 7, 8, that is hydrodynamic coupling 4 or hydrodynamic converter 6.
  • the output A of the power transmission device 1 may be arranged eccentrically to both hydrodynamic components, in particular the respective turbine wheels T of the hydrodynamic coupling 4 and T 6 of the hydrodynamic converter 6.
  • the arrangement is preferably carried out coaxially to one of the hydrodynamic components, in the illustrated case the hydrodynamic coupling 4, in particular the Turbine T of the hydrodynamic coupling 4.
  • FIG. 2 illustrates a particularly advantageous embodiment comprising at least one planetary gear mechanism 14.
  • a first element 19 of the planetary gear set 14 is coupled to the turbine wheel T of the hydrodynamic clutch 4, preferably connected directly in a rotationally fixed manner.
  • Another second element of Planetenradgetnebes 14, denoted here by 20, is at least indirectly connected to the turbine wheel T 6 of the hydrodynamic converter, while a third element 21 of the Planetenradgetnebes 14 is connected to the output A of the power transmission device 1 or forms this directly.
  • the first element 19 of Planetenradgetnebes 14 is formed by a ring gear 22, while the second element 20 from the web 23 and the third element 21 are formed by the sun gear 24.
  • Ring gear 22 and web 23 thus form the inputs 15 and 16 of the superposition gear, while the sun gear 24 forms the output of the superposition gear 13.
  • the coupling of the web 23 takes place here via a simple spur gear, which allows a reversal of direction between the turbine wheel T 6 of the hydrodynamic converter 6.
  • the hydrodynamic coupling 4 is equipped with a device 5 for bridging. This is in the simplest case, a so-called lock-up clutch. This comprises a first coupling part K1, which is connected either to the impeller P 4 or a rotatably coupled thereto shaft and a second coupling part K2, which is connected to the turbine wheel T or rotatably coupled thereto shaft.
  • the hydrodynamic coupling 4 and the device 5, in particular lock-up clutch form a so-called start-up and / or control unit 25.
  • the control device 28 the output speed can be controlled at the turbine wheel T.
  • the device 5 Upon reaching a certain speed, in particular synchronous speed, the device 5 for through-coupling and thus the mechanical drive between the input E and the Superposition gear 13 connected.
  • a constant torque is thus transmitted purely mechanically.
  • the power component taking place via the hydrodynamic converter 6 is introduced into the superposition gear 13 via the spur gear set 26.
  • a flow of the working medium from the impeller Pe via at least one stator L 6 to the turbine T 6 is formed .
  • the power from the input shaft E of the power transmission device, the transfer case 9 via the direct coupling by the device 5 is mechanically transmitted.
  • the two power branches are then brought together again by the planetary gear 14 of the superposition gear 13 and fed to the output A.
  • the planetary gear 14 is designed for this purpose as so-called F-transmission. As already stated, this comprises a ring gear 22, a sun gear 24 and several planets arranged on a planet carrier 23. In the structure shown here, the turbine wheel T 6 of the hydrodynamic converter 6 is now connected via the spur gear 26 to the web 23 of the planetary gear 14.
  • this type of power transmission device is particularly suitable for work machines, which are intended to deliver very high power and high speeds, for installation in power transmission systems for driving variable-speed machines.
  • FIG. 3 shows, in a schematically simplified representation, an embodiment according to the second embodiment, in which the power branch 7 is embodied as a purely mechanical power branch with a mechanical through-drive arrangement.
  • the power branch 7 is embodied as a purely mechanical power branch with a mechanical through-drive arrangement.
  • no braking device 27 is required.
  • the basic structure otherwise corresponds to the embodiment in Figure 2, which is why the same reference numerals are used for the same elements.
  • FIG. 4 shows by way of example an advantageous development of a power transmission device 1 according to a first embodiment.
  • the basic structure essentially corresponds to that described in FIG.
  • the same reference numerals are used.
  • a further hydrodynamic converter 32 is provided in the second power branch 8.
  • This comprises at least one impeller P32, a turbine wheel T 32 and a stator L 32 .
  • the second hydrodynamic converter 32 in the second power branch is designed such that it has a different characteristic of the conversion than the first converter 6.
  • the advantage is an efficiency increase in the speed range falling efficiency of the first transducer 6.
  • the second transducer 32 is coaxial with the first Transducer 6 is arranged and the impeller is at least indirectly coupled to the input E.
  • the impeller Pe of the first converter 6 and P32 of the second converter 32 are arranged on a common shaft. This is guided by the connecting shafts of the respective turbine wheels T 6 and T 32 .
  • a device 34 for braking and / or setting the connectable to the hydrodynamic coupling 4 input 15 of the superposition gear 13 downstream is provided between the turbine wheel T of the hydrodynamic clutch 4 and epicyclic gear 13 in the first power branch 7 and shown here only indicated.
  • the device 34 can be designed in various ways. Conceivable are hydrodynamic brakes or mechanical braking devices.
  • the embodiments according to the invention of a power transmission device can be used in particular in power plants in drive trains between a drive unit, in particular at a constant speed and a variable-speed work machine.
  • Particularly preferred applications are the use between a steam or gas turbine and a boiler feed pump.
  • As a power plant no additional electric motor is required and the drive system is efficient, since no conversion of steam into electricity and mechanical energy is required.
  • hydrodynamic speed / torque converter in particular hydrodynamic converter

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Gear Transmission (AREA)
  • Arrangement Of Transmissions (AREA)
  • Transmission Devices (AREA)
  • Structure Of Transmissions (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Leistungsübertragungsvorrichtung, im Einzelnen mit den Merkmalen aus dem Oberbegriff des Anspruchs 1. Die Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, dass der hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentwandler und die hydrodynamische Kupplung exzentrisch, vorzugsweise parallelzueinander angeordnet sind und über ein im Gehäuse angeordnetes Verteilergetriebe jeweils mit dem Eingang der Leistungsübertragungsvorrichtung unter Ausbildung der zwei Leistungszweige verbindbar sind.

Description

Leistungsübertragungsvorrichtung
Die Erfindung betrifft eine Leistungsübertragungsvorrichtung, im Einzelnen mit den Merkmalen aus dem Oberbegriff des Anspruchs 1 . Die Leistungsübertragungsvorrichtung ist insbesondere geeignet zur Kraftübertragung von einer mit einem Antriebsaggregat mit konstanter Drehzahl zumindest mittelbar verbundenen Eingangswelle zu einer, mit einer Arbeitsmaschine mit variabler Drehzahl zumindest mittelbar verbindbaren Ausgangswelle. Die Erfindung betrifft ferner einen Antriebsstrang einer drehzahlvariablen Arbeitsmaschine, insbesondere einen Pumpenantrieb, umfassend zumindest ein Antriebsaggregat in Form einer Turbine, insbesondere Dampfturbine zu einer Arbeitsmaschine über eine Leistungsübertragungsvorrichtung.
Derartige Leistungsübertragungsvorrichtungen sind in einer Vielzahl von Ausführungen aus dem Stand der Technik vorbekannt. Dabei wird zwischen einer ersten Ausführung mit regelbarer hydrodynamischer Kupplung und einer zweiten Ausführung mit mechanisch-hydrodynamischer Leistungsverzweigung unterschieden. Stellvertretend wird für die zweite Ausführung auf die Druckschriften DE 34 41 877 A1 und DE 10 2008 034 607 verwiesen. Beide Druckschriften offenbaren eine Leistungsübertragungsvorrichtung zum Antrieb einer drehzahlvariablen Arbeitsmaschine, welche aus einem hydrodynamischen Zweig und einem Getriebe mit einem Planetengetriebe besteht. Der hydrodynamische Leistungszweig wird über einen hydrodynamischen Wandler realisiert und ist durch den Wandler in seiner Drehzahl regelbar. Dieser wird mit dem mechanisch übertragenen Leistungszweig in einem Planetengetriebe wieder vereint und treibt so die Arbeitsmaschine mit der gewünschten Drehzahl an, obwohl das Antriebsaggregat, welches das Kraftübertragungsaggregat an der Eingangswelle antreibt, mit konstanter Drehzahl läuft. Um ein sanftes Anfahren auch bei hohen Massenträgheitsmomenten und ein Regeln im unteren Drehzahlbereich zu ermöglichen, sind Ausführungen bekannt, bei welchen des Weiteren eine hydrodynamische Regelkupplung mit Schaltkupplung vorgesehen ist, die insbesondere im Anfahrbereich und in einem Teilbereich des Gesamtbetriebsbereiches der Leistungsübertragungsvorrichtung zum Einsatz gelangt. Derartige Ausführungen sind durch die koaxiale Anordnung von hydrodynamischer Kupplung und hydrodynamischem Drehzahl- /Drehmomentwandler charakterisiert, wobei zur Realisierung des Durchtriebs zum Ausgang aufwendige Drehdurchführungen erforderlich sind. Werden derartige Leistungsübertragungsvorrichtungen in Antriebssträngen für drehzahlvariable Arbeitsmaschinen, eingesetzt, besteht die Notwendigkeit, die einzelnen hydrodynamischen Komponenten aufgrund von deren jeweils direkter Verbindung mit der Eingangswelle in den diesen zugeordneten Betriebsbereichen entsprechend der konkret für die an der Eingangswelle der Leistungsübertragungsvorrichtung eingeleiteten Momente und Drehzahlen auszulegen. Derartige Antriebsstränge für drehzahlvariable Arbeitsmaschinen gelangen insbesondere in Kraftwerksanwendungen, beispielsweise zum Antrieb von Kesselspeisenpumpen über Dampfturbinen zum Einsatz. Die erforderliche Auslegung bedingt entsprechend aufwendige und kostenintensive Komponenten sowie zum Teil auch eine entsprechende Dimensionierung dieser, die sich wiederum in einem erhöhten Bauraumbedarf wiederschlägt.
Der Erfindung lag daher die Aufgabe zugrunde, eine Leistungsübertragungsvorrichtung der eingangs genannten Art derart weiterzuentwickeln, dass eine Grundkonfiguration bereitgestellt wird, die hinsichtlich des Einsatzes in Antriebssträngen für unterschiedlichste Anwendungszwecke geeignet ist und nur durch die Auslegung der einzelnen Komponenten einfach und kostengünstig an die Einsatzerfordernisse anpassbar ist. Dabei sollen Leistungsübertragungsvorrichtungen für Anwendungszwecke mit sehr hoher Leistungsübertragung und hohen Eingangsdrehzahlen mit vertretbarem Aufwand und hoher Verfügbarkeit als auch bei vorliegenden geringen Eingangsdrehzahlen bereitgestellt werden können. Die erfindungsgemäße Lösung ist durch die Merkmale der Ansprüche 1 , 7 und 22 charakterisiert. Vorteilhafte Ausgestaltungen sind in den Unteransprüchen beschrieben.
Eine erfindungsgemäße Leistungsübertragungsvorrichtung gemäß einer ersten Ausführungsform mit einem Gehäuse, mit zumindest einem, mit einem Antriebsaggregat verbindbaren Eingang und einem, mit einer Arbeitsmaschine wenigstens mittelbar verbindbaren Ausgang, mit zwei im Kraftfluss zwischen dem Eingang und dem Ausgang angeordneten Leistungszweigen, wobei der erste Leistungszweig eine hydrodynamische Kupplung umfasst, umfassend zumindest ein Pumpenrad und ein Turbinenrad und der zweite Leistungszweig einen hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler umfasst, umfassend zumindest ein Pumpenrad, ein Turbinenrad und ein Leitrad, wobei die beiden Leistungszweige mit dem Ausgang über ein Überlagerungsgetriebe verbindbar sind, ist dadurch gekennzeichnet, dass der hydrodynamische Drehzahl- /Drehmomentwandler und die hydrodynamische Kupplung exzentrisch zueinander angeordnet sind und über ein im Gehäuse angeordnetes Verteilergetriebe jeweils mit dem Eingang der Leistungsübertragungsvorrichtung unter Ausbildung der zwei Leistungszweige verbindbar sind.
Vorzugsweise sind die hydrodynamischen Komponenten in parallel zueinander angeordneten Leistungszweigen angeordnet. Die parallele Anordnung kann in Einbaulage sowohl in einer horizontalen oder vertikalen Ebene als auch in horizontal und vertikal zueinander versetzten Ebenen erfolgen.
Die erfindungsgemäße Lösung der exzentrischen Anordnung der hydrodynamischen Komponenten bietet den Vorteil, dass zum einen, insbesondere bei paralleler Anordnung auf aufwendige Drehdurchführungen verzichtet werden kann und zum anderen eine Leistungsübertragungsvorrichtung in kompakter Bauweise in axialer Richtung bereitgestellt werden kann. Durch die über die Parallelanordnung bedingte mögliche integrierbare Übersetzung kann die Antriebsdrehzahl an den einzelnen hydrodynamischen Komponenten in entsprechender Art und Weise variiert und übersetzt werden, sodass zum einen auf kompakte kleine hydrodynamische Einheiten zurückgegriffen werden kann, ferner auch in einfacher Art und Weise die Leistungsübertragungsvorrichtung auch in bestehenden Anlagen nachrüstbar ist, ohne zusätzlich Maßnahmen, insbesondere Übersetzungen vorsehen zu müssen. Dabei kann entsprechend der Auslegung des Verteilergetriebes die Leistungsübertragungsvorrichtung in optimaler Art und Weise an die Erfordernisse des Einsatzfalles angepasst werden. Gemäß einer ersten Ausführung, die in axialer Richtung besonders kompakt ausgebildet ist, sind die hydrodynamischen Komponenten in axialer Richtung nahezu frei von Versatz parallel zueinander in den zwei unterschiedlichen Leistungszweigen angeordnet. Die Exzentrizität bestimmt dabei im Wesentlichen die Baugröße der Leistungsübertragungseinheit in axialer Richtung.
In einer alternativen Ausbildung sind die hydrodynamischen Komponenten in axialer Richtung mit Versatz angeordnet. Dies ist insbesondere dann von Vorteil, wenn noch zusätzliche Funktionseinheiten in die einzelnen Leistungszweige zu integrieren sind. Derartige Zusatzkomponenten können u.a. sein:
a) Ein zweiter Wandler im zweiten Leistungszweig mit anderer Charakteristik der Wandlung. Der Vorteil besteht in einer Wirkungsgradsteigerung im Drehzahlbereich fallenden Wirkungsgrades des ersten Wandlers,
b) Eine zusätzliche Bremse zwischen Turbinenrad der hydrodynamischen Kupplung und Umlaufgetriebe im ersten Leistungszweig.
Es besteht jedoch auch die Möglichkeit, die vorgenannten Zusatzkomponenten in eine Anordnung der in beiden Leistungszweigen vorgesehenen hydrodynamischen Komponenten frei von Versatz in axialer Richtung zu integrieren.
Üblicherweise erfolgt die Leistungsübertragung über die hydrodynamische Kupplung und den hydrodynamischen Wandler in unterschiedlichen Betriebsbereichen. Insbesondere um ein sanftes Anfahren zu ermöglichen und in einem Teilbereich des Gesamtbetriebsbereiches die Übertragung im ersten Leistungszweig zu steuern/zu regeln ist dazu die hydrodynamische Kupplung als Regelkupplung ausgebildet. Dies kann auf unterschiedliche Art und Weise realisiert werden. Im einfachsten Fall weist diese eine Regeleinrichtung, umfassend ein Schöpfrohr zur Beeinflussung der Betriebsmittelmenge auf. Das Schöpfrohr ist verstellbar. Die Verstellbarkeit kann beispielsweise mit Richtungskomponente in radialer und/oder axialer Richtung erfolgen. Andere Möglichkeiten bestehen in einer aktiven Steuerung der Betriebsmittelzufuhr- und/oder Abfuhr aus dem Arbeitskreislauf.
In einer Weiterentwicklung der ersten Ausführungsform ist zur Realisierung eines mechanischen Durchtriebes zwischen Eingang und Ausgang eine Einrichtung zur Durchschaltung beziehungsweise Überbrückung der hydrodynamischen Kupplung vorgesehen. Die Einrichtung ist im einfachsten Fall als mechanische Überbrückungskupplung ausgebildet. Die Einrichtung zur Durchschaltung und die hydrodynamische Kupplung sind zumindest parallel schaltbar. Die zumindest parallele Schaltbarkeit von hydrodynamischer Kupplung und schaltbarer Kupplung bedeutet, dass jede der Kupplungen einzeln für sich und unabhängig von der anderen betätigbar ist. Die Kraftübertragung erfolgt dabei in zumindest einem Betriebszustand nur über jeweils eine der Kupplungen. Denkbar ist auch, dass in einem weiteren Betriebszustand beide Kupplungen betätigt sein können, wobei die schaltbare Kupplung in diesem Zustand dann die noch befüllte hydrodynamische Kupplung überbrückt, so dass über die hydrodynamische Kupplung selbst kein Drehmoment übertragen wird und trotzdem ein mechanischer Durchtrieb zwischen Eingang und Ausgang geschaffen ist.
In besonders vorteilhafter Ausbildung sind der erste und zweite Leistungszweig frei von weiteren Drehzahl-und/oder Drehmomentwandlungseinrichtungen, d.h. es sind lediglich eine hydrodynamische Kupplung und ein Wandler vorgesehen. In diesem Fall baut die Leistungsübertragungsvorrichtung besonders kurz. Eine erfindungsgemäß ausgebildete Leistungsübertragungsvorrichtung gemäß einer zweiten Ausführungsform mit einem Gehäuse, mit zumindest einem, mit einem Antriebsaggregat verbindbaren Eingang und einem, mit einer Arbeitsmaschine wenigstens mittelbar verbindbaren Ausgang, mit einem im Kraftfluss zwischen dem Eingang und dem Ausgang angeordneten ersten mechanischen Leistungszweig und einem weiteren zweiten, einen hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler umfassenden zweiten Leistungszweig, umfassend zumindest ein Pumpenrad, ein Turbinenrad und ein Leitrad, wobei die beiden Leistungszweige mit dem Ausgang über ein Überlagerungsgetriebe verbindbar sind, ist dadurch gekennzeichnet, dass erster und zweiter Leistungszweig parallel zueinander angeordnet sind und über ein im Gehäuse angeordnetes Verteilergetriebe jeweils mit dem Eingang der Leistungsübertragungsvorrichtung verbindbar sind und der erste mechanische Leistungszeig frei von weiteren Drehzahl-und/oder Drehmomentwandlungseinrichtungen ist, insbesondere als mechanische Durchtriebsanordnung ausgebildet ist und der zweite Leistungszweig frei von zusätzlich zum hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler vorgesehenen Drehzahl-und/oder Drehmomentwandlungseinrichtungen ist. Unter einer mechanischen Durchtriebsanordnung wird eine direkte Kopplung frei von Drehzahl- und/oder Drehmomentwandlungsmöglichkeiten zwischen Ausgang des Verteilergetriebes und Eingang des Überlagerungsgetriebes verstanden. Im einfachsten Fall handelt es sich hierbei um eine Verbindungswellenanordnung aus einer oder mehreren drehfest miteinander verbundenen Wellen.
Auch die Lösung der exzentrischen Anordnung von hydrodynamischem Wandler und mechanischem Durchtrieb bietet den Vorteil, dass zum einen, insbesondere bei paralleler Anordnung auf aufwendige Drehdurchführungen verzichtet werden kann und zum anderen eine Leistungsübertragungsvorrichtung in kompakter Bauweise in axialer Richtung bereitgestellt werden kann. Durch die über die Parallelanordnung bedingte mögliche integrierbare Übersetzung kann die Antriebsdrehzahl in den einzelnen Leistungszweigen in entsprechender Art und Weise variiert und übersetzt werden und somit besser an die konkreten Einsatzbedingungen angepasst werden kann.
Das Verteilergetriebe umfasst zumindest einen Eingang, welcher den Eingang der Leistungsübertragungsvorrichtung bildet oder zumindest wenigstens mittelbar mit diesem drehfest verbunden ist. Das Verteilergetriebe umfasst wenigstens zwei Ausgänge, die exzentrisch zueinander angeordnet sind, wobei ein erster Ausgang mit dem ersten Leistungszweig, insbesondere der mechanischen Durchtriebsanordnung für die zweite Ausführungsform oder dem Pumpenrad der hydrodynamischen Kupplung für die erste Ausführungsform wenigstens mittelbar verbunden ist und ein zweiter Ausgang mit dem Pumpenrad des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers wenigstens mittelbar verbunden ist. Dadurch wird die Drehmomentübertragung zu den einzelnen hydrodynamischen Komponenten beziehungsweise den einzelnen Leistungszweigen realisiert.
Bezüglich der konkreten Ausbildung des Verteilergetriebes selbst besteht im Hinblick auf den Einsatz und die Ausbildung der hydrodynamischen Komponenten sowie des Überlagerungsgetriebes eine Mehrzahl von Möglichkeiten.
Der Eingang des Verteilergetriebes kann koaxial oder exzentrisch zu einem Eingang der einzelnen Leistungszweige angeordnet sein, wobei der Eingang von einem Pumpenrad einer der hydrodynamischen Komponenten oder einer Welle der mechanischen Durchtriebsanordnung gebildet ist. Die koaxiale Anordnung bietet den Vorteil, einen der Leistungszweige direkt mit dem am Eingang der Leistungsübertragungsvorrichtung anliegenden Moment zu beaufschlagen, während die exzentrische Anordnung die Integration von Übersetzungen ins Langsame oder Schnelle zu den einzelnen Leistungszweigen erlaubt, wodurch eine verbesserte Anpassung an den konkreten Einsatzfall bei optimiert ausgelegten Komponenten möglich ist. Gemäß einer ersten Ausbildung ist dazu das Verteilergetriebe mit einer Übersetzung ins Langsame für den ersten und/oder zweiten Leistungszweig ausgelegt während gemäß einer zweiten Ausbildung das Verteilergetriebe mit einer Übersetzung ins Schnelle für den ersten und/oder zweiten Leistungszweig ausgelegt werden kann. Dadurch kann die Grundkonfiguration ohne weitere Änderungen, lediglich über die Auslegung der hydrodynamischen Komponenten und des Verteilergetriebes auf einfache Art und Weise an unterschiedliche Antriebsstrangerfordernisse angepasst werden. In einer vorteilhaften Ausbildung umfasst das Verteilergetriebe zumindest einen Stirnradsatz, wobei die Ausgänge des Verteilergetriebes derart mit den Stirnrädern gekoppelt sind oder von Stirnrädern gebildet werden, dass die Ausgänge in gleicher Drehrichtung angetrieben werden. In einer alternativen Ausbildung umfasst das Verteilergetriebe zumindest einen Stirnradsatz, dessen Ausgänge derart mit den Stirnrädern gekoppelt sind oder von Stirnrädern gebildet werden, dass die Ausgänge in unterschiedlicher Drehrichtung angetrieben werden. Insbesondere bei Ausführung des hydrodynamischen Wandlers als Gegenlaufwandler und insbesondere Überlagerungsgetriebe mit unterschiedlicher Drehrichtung am Eingang umfasst das Verteilergetriebe einen Stirnradsatz mit zwei oder gerader Anzahl an Stirnrädern, wobei ein erster Ausgang des Verteilergetriebes von einem ersten Stirnrad gebildet wird und ein zweiter Ausgang des Verteilergetriebes von einem mit entgegengesetzter Drehrichtung zu diesem ersten Stirnrad angetriebenen zweiten oder weiteren Stirnrad gebildet wird. Demgegenüber kann bei Leistungsübertragungsvorrichtungen mit hydrodynamischen Wandler als Gleichlaufwandler, das Verteilergetriebe einen Stirnradsatz mit drei oder ungerader Anzahl an Stirnrädern umfassen, wobei ein erster Ausgang des Verteilergetriebes von einem ersten Stirnrad gebildet wird und ein zweiter Ausgang des Verteilergetriebes von einem mit gleicher Drehrichtung zu diesem ersten Stirnrad angetriebenen zweiten oder weiteren Stirnrad gebildet wird.
Für Leistungsübertragungsvorrichtungen der ersten Ausführungsform umfasst das Verteilergetriebe vorzugsweise zumindest einen Eingang, welcher den Eingang der Kraftübertragungsvorrichtung bildet oder zumindest wenigstens mittelbar mit diesem drehfest verbunden ist. Das Verteilergetriebe umfasst wenigstens zwei Ausgänge, die exzentrisch zueinander angeordnet sind, wobei ein erster Ausgang mit dem Pumpenrad der hydrodynamischen Kupplung wenigstens mittelbar verbunden ist und ein zweiter Ausgang mit dem Pumpenrad des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers wenigstens mittelbar verbunden ist. Dadurch wird die Drehmomentübertragung zu den einzelnen hydrodynamischen Komponenten und damit Leistungszweigen realisiert. Gemäß einer besonders vorteilhaften Weiterbildung sind der Eingang des Verteilergetriebes und der erste Ausgang koaxial zueinander angeordnet, wobei vorzugsweise der erste Ausgang mit dem hydrodynamischen Drehzahl- /Drehmomentwandler gekoppelt ist, der damit mit der gleichen Drehzahl, wie am Eingang beaufschlagbar ist. Die hydrodynamische Kupplung wird dann mit einem exzentrisch zum Eingang des Verteilergetriebes angeordneten Ausgang verbunden, wobei die Kopplung zwischen Eingang und diesem Ausgang vorzugsweise über eine Übersetzung ins Langsame realisiert wird. Dadurch werden zu hohe Umfangsgeschwindigkeiten an der Durchschaltung bzw. am Hohlrad des Umlaufgetriebes vermieden. Ausführungen mit exzentrischer Anordnung von Eingang und Leistungszweigen sind ebenfalls denkbar.
In Abhängigkeit der Erfordernisse des Einsatzfalles sind jedoch auch Übersetzungen ins Schnelle möglich. Bezüglich der Ausbildung des Verteilergetriebes selbst besteht dabei eine Mehrzahl von Möglichkeiten. Vorzugsweise ist das Verteilergetriebe als Stirnradsatz mit ungerader Anzahl an Stirnrädern ausgeführt, wobei der Eingang der Kraftübertragungsvorrichtung mit dem Ausgang des Verteilergetriebes koaxial ausgeführt ist und die Übersetzung zwischen Eingang und dem mit dem Pumpenrad der hydrodynamischen Kupplung verbundenen Ausgang des Verteilergetriebes als Übersetzung ins Langsame ausgelegt ist.
Die in der ersten Ausführungsform eingesetzte hydrodynamische Kupplung umfasst zumindest ein Pumpenrad und ein Turbinenrad. Das Pumpenrad ist wenigstens mittelbar mit dem Eingang, vorzugsweise direkt oder über weitere Übertragungseinrichtungen, hier dem Stirnradsatz, verbunden, während das Turbinenrad wenigstens mittelbar mit dem Ausgang der Leistungsübertragungsvorrichtung, hier über die Überlagerungsgetriebe, verbunden ist. Der hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentwandler umfasst zumindest ein Pumpenrad, ein Turbinenrad und wenigstens ein Leitrad. Dabei ist das Pumpenrad wenigstens mittelbar mit dem Eingang der Leistungsübertragungsvorrichtung koppelbar, während das Turbinenrad wenigstens mittelbar mit dem Ausgang über das Überlagerungsgetriebe gekoppelt ist.
Als Wandlerarten in beiden Ausführungsformen zum Einsatz gelangen vorzugsweise Gleichlaufwandler mit verstellbaren Pumpen- und/oder Leitschaufeln. Bei Verwendung eines Gegenlaufwandlers kann das Verteilergetriebe auf gerade Stirnradanzahl reduziert werden, insbesondere genügt eine Ausführung mit 2 Stirnrädern. Gemäß einer besonders vorteilhaften Ausbildung ist das Überlagerungsgetriebe koaxial zu einem der beiden Leistungszweige, insbesondere in der ersten Ausführungsform koaxial zu einer der beiden hydrodynamischen Komponenten angeordnet. Vorzugsweise erfolgt die Anordnung gemäß einer ersten Ausbildung koaxial zum mechanischen Durchtrieb bzw. der hydrodynamischen Kupplung, insbesondere koaxial zum Turbinenrad der hydrodynamischen Kupplung. Die Kopplung mit dem exzentrisch zur hydrodynamischen Kupplung angeordneten hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler, insbesondere dem Turbinenrad, erfolgt im einfachsten Fall über eine einfache Stirnradstufe. Andere Ausführungen sind denkbar.
Gemäß einer zweiten alternativen Ausbildung ist es denkbar, das Überlagerungsgetriebe koaxial mit dem hydrodynamischen Drehzahl- /Drehmomentwandler anzuordnen.
Die einzelnen Anordnungsmöglichkeiten hängen dabei im Wesentlichen von der Ausbildung des Überlagerungsgetriebes ab. Dieses umfasst im einfachsten Fall nur ein Planetengetriebe, umfassend zumindest ein erstes Element in Form eines Hohlrades, ein zweites Element in Form eines Stegs und ein drittes Element in Form eines Sonnenrades, wobei das Sonnenrad mit dem Ausgang der Leistungsübertragungsvorrichtung gekoppelt ist oder diesen bildet. Insbesondere bei Kopplung der hydrodynamischen Kupplung mit dem Hohlrad ist die erste Variante besonders vorteilhaft, da hier auf einfache Art und Weise die Kopplung mit dem Hohlrad realisiert werden kann, während gleichzeitig die Anbindung des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers an den Steg über eine einfache Stirnradstufe realisierbar ist. In der alternativen Ausführung mit koaxialer Anordnung zum hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler erfolgt hier zwar ebenfalls eine einfache Anbindung des Steges, allerdings ist der Antrieb über das Hohlrad nur über eine entsprechende Übersetzung möglich. Umfasst das Überlagerungsgetriebe mindestens ein Planetengetriebe mit einem ersten Element, welches wenigstens mittelbar mit dem Turbinenrad der hydrodynamischen Kupplung verbunden ist, einem zweiten Element, welches wenigstens mittelbar mit dem Turbinenrad des hydrodynamischen Drehzahl- /Drehmomentwandler gekoppelt ist und einem dritten Element, welches wenigstens mittelbar mit dem Ausgang der Leistungsübertragungsvorrichtung verbunden ist oder diesen bildet, wird in einer besonders vorteilhaften Anordnung das erste Element des Planetengetriebes von einem Hohlrad, das zweite Element von einem Steg und das dritte Element von einem Sonnenrad des Planetengetriebes gebildet.
In einer besonders vorteilhaften Ausbildung dieser Weiterentwicklung vorgesehen, dem hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler in Kraftfluss zwischen Eingang und Ausgang eine Bremseinrichtung nachzuordnen und dem Überlagerungsgetriebe vorzuordnen. Dadurch kann bei Ausführung des Überlagerungsgetriebes als Planetenradgetriebe eine Abstützung eines Elementes erfolgen. Die Bremse ist insbesondere in der ersten Ausführungsform aktiv, wenn die Durchschaltung offen und der Wandler entleert ist, d.h. im Regelbereich der Kupplung.
Die in der ersten Ausführungsform eingesetzte Bremseinrichtung kann verschiedenartig ausgeführt sein. Diese übernimmt die Funktion einer Feststellbremseinrichtung. In vorteilhafter Weise ist diese als hydrodynamische Bremseinrichtung ausgebildet. Diese umfasst einen Rotor, der mit dem Turbinenrad des Wandlers koppelbar ist und einen Stator, der sich an einem ortsfesten Bauteil, insbesondere dem Gehäuse abstützt. Diese Ausführung erlaubt ein verschleißfreies Abbremsen und ferner die Nutzung des gleichen Betriebsmittelversorgungssystems wie beim Wandler und/oder der hydrodynamischen Kupplung. Die hydrodynamische Bremseinrichtung bietet ferner den Vorteil geringer Baugröße.
Eine alternative Ausführung besteht in der Ausbildung der Bremseinrichtung als mechanische Bremseinrichtung, insbesondere Scheibenbremseinrichtung, beispielsweise Lamellenbremseinrichtung. Die Betätigung dieser kann mechanisch, hydraulisch, pneumatisch, elektronisch oder eine Kombination aus diesen erfolgen. Bei hydraulischer Betätigung kann als Druckmittel Betriebsmedium der hydrodynamischen Komponenten verwendet werden. Andere Ausführungen von Bremseinrichtungen sind ebenfalls denkbar. In einer vorteilhaften Weiterbildung ist vorzugsweise zusätzlich zu einer der vorgenannten Maßnahmen zwischen dem Überlagerungsgetriebe und der Bremseinrichtung eine Sicherheitsvorrichtung, umfassend eine Verriegelungseinrichtung zur Verriegelung gegen Verdrehung vorgesehen. Diese Verriegelungseinrichtung ist im einfachsten Fall als mechanische Verriegelungseinrichtung ausgeführt, welche die Welle gegenüber einem feststehenden Bauteil, beispielsweise Gehäuse feststellt.
Grundsätzlich ist eine Vielzahl von Parallelanordnungen denkbar, die um zusätzliche Komponenten erweitert werden können.
Bei beiden Ausführungen ist es in einer Weiterbildung denkbar, einen zweiten Wandler im zweiten Leistungszweig mit anderer Charakteristik der Wandlung vorzusehen. Der Vorteil besteht in einer Wirkungsgradsteigerung im Drehzahlbereich fallenden Wirkungsgrades des ersten Wandlers.
In besonders vorteilhafter Anwendung erfolgt der Einsatz in einem Antriebsstrang zum Antrieb einer Arbeitsmaschine, insbesondere drehzahlvariablen Arbeitsmaschine mit einem Antriebsaggregat, insbesondere Antriebsaggregat mit konstanter Antriebsdrehzahl. Die Leistungsübertragungsvorrichtung ist zwischen diesen im Kraftfluss angeordnet. Die Arbeitsmaschine ist dabei vorzugsweise als Fördereinrichtung für ein Fluid, insbesondere als Verdichter, Pumpe oder Kreiselpumpe, Kesselspeisepumpe ausgebildet, während das Antriebsaggregat als Verbrennungskraftmaschine, Turbine, insbesondere Dampf - oder Gasturbine oder Elektromotor ausgebildet ist.
Als Antriebsaggregate in Form von Elektromotoren sind Synchron- oder Asynchronmotoren, insbesondere 50 Hz oder 60 Hz ; 2 , 4, 6 - polige Ausführung denkbar.
Mögliche Arbeitsmaschinen sind Pumpen, speziell: Kesselspeisepumpen, Kompressoren oder Gebläse. Ein besonderes Anwendungsgebiet ist der Einsatz in Kraftwerksanlagen. Hier kann mit einer Parallelanordnung der erfindungsgemäßen Art die Leistungsübertragungsvorrichtung mit hinsichtlich der Auslegung optimierten Übertragungskomponenten auf einfache und kostengünstige Art und Weise bereitgestellt werden, wobei eine optimale Anpassbarkeit an die zur Verfügung stehenden Antriebsmaschinen und Arbeitsmaschinen erfolgen kann.
Die erfindungsgemäße Lösung ist nachfolgend in den Figuren beschrieben. Darin ist im Einzelnen Folgendes dargestellt:
Figur 1 zeigt beispielhaft in schematisiert vereinfachter Darstellung das
Grundprinzip und die Grundfunktion einer erfindungsgemäß ausgeführten Leistungsübertragungsvorrichtung gemäß einer ersten Ausführungsform;
Figur 2 zeigt eine besonders vorteilhafte Ausbildung einer
Leistungsübertragungsvorrichtung gemäß einer ersten Ausführungsform;
Figur 3 zeigt eine alternative zweite Ausführungsform einer
Leistungsübertragungsvorrichtung mit rein mechanischem Durchtrieb in einem der Leistungszweige;
Figur 4 zeigt eine vorteilhafte Weiterbildung einer
Leistungsübertragungsvorrichtung gemäß einer ersten Ausführungsform. Die Figur 1 zeigt beispielhaft in schematisiert stark vereinfachter Ausführung den Grundaufbau und das Grundprinzip einer erfindungsgemäß ausgebildeten Leistungsübertragungsvorrichtung 1 zur Anordnung zwischen einem hier nur schematisch angedeuteten Antriebsaggregat 2 und einer Arbeitsmaschine 3 in einem Antriebsstrang 31 . Die Leistungsübertragungsvorrichtung 1 umfasst dabei zumindest einen, wenigstens mittelbar, das heißt direkt oder über weitere Übertragungselemente mit dem Antriebsaggregat 2 koppelbaren Eingang E und zumindest einen, wenigstens mittelbar, das heißt direkt oder über weitere Übertragungselemente mit der Arbeitsmaschine 3 koppelbaren Ausgang A. Zwischen dem Eingang E und dem Ausgang A sind eine hydrodynamische Kupplung 4 und ein hydrodynamischer Drehzahl-/Drehmomentwandler 6, nachfolgend nur kurz hydrodynamischer Wandler genannt, angeordnet. Die Anordnung erfolgt in einem Gehäuse 30.
Der Eingang E beziehungsweise Ausgang A wird von Bauteilen gebildet, über die die Krafteinleitung bzw. Kraftausleitung erfolgt. Vorzugsweise werden diese von Wellen, insbesondere Voll- oder Hohlwellen gebildet. Bauteilmäßig denkbar sind jedoch auch andere rotierbare Bauteile, die der Ankoppelung dienen, wie Flansche e.t.c.
Die hydrodynamische Kupplung 4 umfasst zumindest ein Pumpenrad P4 und ein Turbinenrad T . Der hydrodynamischen Kupplung 4 ist eine Einrichtung 5 zur Durchschaltung bzw. Überbrückung der hydrodynamischen Kupplung 4 zugeordnet. Bei dieser kann es sich im einfachsten Fall um eine sogenannte Überbrückungskupplung handeln. Die Überbrückung kann jedoch auch anderweitig realisiert werden. Diese kann direkt zwischen Pumpen- und Turbinenrad vorgesehen werden oder aber mit diesen drehfest verbundenen Bauteilen.
Der hydrodynamische Wandler 6 umfasst zumindest ein Pumpenrad Ρβ, ein Turbinenrad T6 und wenigstens ein Leitrad L6. Der hydrodynamische Wandler 6 dient dabei der Drehzahl als auch Drehmomentwandlung, während die hydrodynamische Kupplung 4 lediglich die Funktion eines Drehzahlwandlers innehat. Erfindungsgemäß sind die hydrodynamische Kupplung 4 und der hydrodynamische Wandler 6 nicht koaxial angeordnet, sondern exzentrisch zueinander in 2-Leistungszweigen 7 und 8, die zwischen dem Eingang E und dem Ausgang A vorgesehen sind und zumindest die jeweils separate Leistungsübertragung über einen der Leistungszweige 7 oder 8 oder in Leistungsverzweigung über beide ermöglichen., d.h. denen beide Leistungszweige 7, 8 parallel betrieben sind und somit die Leistungsübertragungsvorrichtung mit Leistungsverzweigung arbeitet. Die einzelnen Pumpenräder P der hydrodynamischen Kupplung 4 und Ρβ des hydrodynamischen Wandlers 6 sind wenigstens mittelbar, das heißt direkt oder über Übertragungselemente mit dem Eingang E der Leistungsübertragungsvorrichtung 1 gekoppelt. Gekoppelt meint dabei eine funktionale Anbindung, die aus drehfesten Verbindungen oder zwischengeordneten Übertragungselementen mit oder ohne Drehzahl- /Drehmomentwandlung zwischen dem Eingang E der
Leistungsübertragungsvorrichtung und dem jeweiligen Pumpenrad P4 der hydrodynamischen Kupplung bzw. P6 des hydrodynamischen Wandlers bestehen kann. Zur Kopplung der beiden hydrodynamischen Komponenten mit dem Eingang E ist ein Verteilergetriebe 9 vorgesehen, welches den beiden hydrodynamischen Komponenten 4 und 6, im Kraftfluss zwischen Eingang und Ausgang E, A betrachtet, vorgeordnet sind. Das Verteilergetriebe ist mit 9 bezeichnet, im Gehäuse 30 integriert und umfasst zumindest einen Eingang 10, welcher vom Eingang der Leistungsübertragungsvorrichtung E gebildet werden kann oder aber mit diesem gekoppelt ist. Das Verteilergetriebe 9 umfasst ferner zumindest zwei Ausgänge, einen ersten Ausgang 1 1 , der mit der hydrodynamischen Kupplung 4 und einem zweiten Ausgang 12, der wenigstens mittelbar mit dem hydrodynamischen Wandler 6 verbunden ist. Die Kopplung der Ausgänge 1 1 und 12 erfolgt dabei jeweils mit den Pumpenrädern P der hydrodynamischen Kupplung 4 und Pe des hydrodynamischen Wandlers 6. Die Kupplung der Turbinenräder T der hydrodynamischen Kupplung bzw. T6 des hydrodynamischen Wandlers mit dem Ausgang A der Leistungsübertragungsvorrichtung erfolgt über ein Überlagerungsgetriebe 13. Dieses umfasst zu diesem Zweck zumindest zwei Eingänge 15 und 16, wobei der erste Eingang 15 mit dem Turbinenrad T der hydrodynamischen Kupplung und der zweite Eingang 16 mit dem Turbinenrad T6 des hydrodynamischen Wandlers 6 verbunden ist. Das Überlagerungsgetriebe 13 umfasst ferner zumindest einen Ausgang 17, der entweder vom Ausgang A der Leistungsübertragungsvorrichtung 1 gebildet wird bzw. diesen bildet oder aber mit diesem verbunden ist, das heißt wenigstens mittelbar oder direkt. Durch die parallele Anordnung in zwei Leistungszweigen 7, 8 können Leistungsübertragungsvorrichtungen 1 mit kurzer Baulänge realisiert werden. Ferner besteht die Möglichkeit, in Abhängigkeit der Anforderungen bedingt durch die zur Verfügung stehenden Antriebsaggregate 2 sowie den Erfordernissen und einzustellenden Parametern an der Arbeitsmaschine 3 hier durch den Aufbau von Verteilergetriebe 9 und Überlagerungsgetriebe 13 die Leistungsübertragungsvorrichtung 1 in optimaler Weise an die gegebenen Randbedingungen des Einsatzfalles anzupassen.
Die hydrodynamische Kupplung 4 ist als Regelkupplung ausgeführt. Dieser ist eine Regeleinrichtung 28 zugeordnet. Bei dieser kann es sich je nach Ausführung der Kupplung beispielsweise um ein verstellbares Schöpfrohr handeln.
Die Figur 2 verdeutlicht dabei eine besonders vorteilhafte Ausbildung einer Leistungsübertragungsvorrichtung 1 gemäß Figur 1 in schematisierter Darstellung für den Einsatz in Kraftwerksanlagen, insbesondere zum Antrieb von Kesselspeisepumpen. Der Eingang des Verteilergetriebes 9 ist koaxial zum Ausgang 12 des Verteilergetriebes 9, welcher mit dem hydrodynamischen Wandler 6 gekoppelt ist, angeordnet. Damit ist der Leistungszweig 8, in welchem der hydrodynamische Wandler 4 angeordnet ist, koaxial zum Eingang des Verteilergetriebes 9, der gleichzeitig den Eingang E der Leistungsübertragungsvorrichtung 1 bildet. Der mit der hydrodynamischen Kupplung 4 koppelbare Ausgang 1 1 ist exzentrisch zum Eingang 10 des Verteilergetriebes 9 angeordnet. Im dargestellten Fall ist das Verteilergetriebe 9 beispielhaft als Stirnradgetriebe 18 ausgeführt, umfassend eine ungerade Anzahl an Stirnrädern, um Drehrichtungsgleichheit zwischen dem Eingang E und dem jeweiligen Leistungszweig 7, 8, das heißt hydrodynamischer Kupplung 4 oder hydrodynamischer Wandler 6, zu gewährleisten. Der Ausgang A der Leistungsübertragungsvorrichtung 1 kann exzentrisch zu beiden hydrodynamischen Komponenten, insbesondere den jeweiligen Turbinenrädern T der hydrodynamischen Kupplung 4 und T6 des hydrodynamischen Wandlers 6 angeordnet sein. In besonders vorteilhafter Weise erfolgt die Anordnung jedoch vorzugsweise koaxial zu einer der hydrodynamischen Komponenten, im dargestellten Fall der hydrodynamischen Kupplung 4, insbesondere dem Turbinenrad T der hydrodynamischen Kupplung 4. Bezüglich der Ausbildung des Überlagerungsgetriebes 13 besteht eine Vielzahl von Möglichkeiten. Die Figur 2 verdeutlicht eine besonders vorteilhafte Ausgestaltung, umfassend zumindest ein Planetenradgetriebe 14. Ein erstes Element 19 des Planetenradgetnebes 14 ist dabei mit dem Turbinenrad T der hydrodynamischen Kupplung 4 gekoppelt, vorzugsweise direkt drehfest verbunden. Andere Ausführungen sind denkbar. Ein weiteres zweites Element des Planetenradgetnebes 14, hier mit 20 bezeichnet, ist wenigstens mittelbar mit dem Turbinenrad T6 des hydrodynamischen Wandlers verbunden, während ein drittes Element 21 des Planetenradgetnebes 14 mit dem Ausgang A der Leistungsübertragungsvorrichtung 1 verbunden ist oder diesen direkt bildet. Im dargestellten Fall wird das erste Element 19 des Planetenradgetnebes 14 von einem Hohlrad 22 gebildet, während das zweite Element 20 vom Steg 23 und das dritte Element 21 vom Sonnenrad 24 gebildet werden. Hohlrad 22 und Steg 23 bilden somit die Eingänge 15 und 16 des Überlagerungsgetriebes, während das Sonnenrad 24 den Ausgang des Überlagerungsgetriebes 13 bildet. Die Kopplung des Steges 23 erfolgt hier über eine einfache Stirnradstufe, welche eine Drehrichtungsumkehr zwischen dem Turbinenrad T6 des hydrodynamischen Wandlers 6 ermöglicht. Die hydrodynamische Kupplung 4 ist mit einer Einrichtung 5 zur Überbrückung ausgestattet. Bei dieser handelt es sich im einfachsten Fall um eine sogenannte Überbrückungskupplung. Diese umfasst einen ersten Kupplungsteil K1 , der entweder mit dem Pumpenrad P4 oder einer drehfest mit diesem gekoppelten Welle verbunden ist und einen zweiten Kupplungsteil K2, der mit dem Turbinenrad T oder einer mit diesem drehfest gekoppelten Welle verbunden ist. Die hydrodynamische Kupplung 4 und die Einrichtung 5, insbesondere Überbrückungskupplung bilden eine sogenannte Anfahr- und/oder Regeleinheit 25. Zum Anfahren und/oder Regeln erfolgt die Befüllung der hydrodynamischen Kupplung 4. Über die Regeleinrichtung 28 kann die Abtriebsdrehzahl am Turbinenrad T geregelt werden. Bei Erreichen einer bestimmten Drehzahl, insbesondere Synchrondrehzahl, wird die Einrichtung 5 zur Durchkupplung und damit zum mechanischen Durchtrieb zwischen dem Eingang E und dem Überlagerungsgetriebe 13 geschaltet. Über den die hydrodynamische Kupplung 4 enthaltenden Leistungszweig 7 wird somit rein mechanisch ein konstantes Moment übertragen. Der über den hydrodynamischen Wandler 6 erfolgende Leistungsanteil wird über den Stirnradsatz 26 in das Überlagerungsgetriebe 13 eingebracht. Wie für den Wandler 6 typisch entsteht eine Strömung des Arbeitsmediums vom Pumpenrad Pe über zumindest ein Leitrad L6 zur Turbine T6. Parallel dazu wird die Leistung von der Eingangswelle E der Leistungsübertragungsvorrichtung, dem Verteilergetriebe 9 über die Direktkopplung durch die Einrichtung 5 mechanisch übertragen. Die beiden Leistungszweige werden dann durch das Planetengetriebe 14 des Überlagerungsgetriebes 13 wieder zusammengeführt und dem Ausgang A zugeführt.
Das Planetengetriebe 14 ist hierfür als sogenanntes F-Getriebe ausgeführt. Dieses umfasst wie bereits ausgeführt ein Hohlrad 22, ein Sonnenrad 24 sowie mehrere auf einem Planetenträger 23 angeordnete Planeten. Bei dem hier dargestellten Aufbau wird nun das Turbinenrad T6 des hydrodynamischen Wandlers 6 über den Stirnradsatz 26 mit dem Steg 23 des Planetengetriebes 14 verbunden. Durch die erfindungsgemäße Anordnung in Parallelbauweise der hydrodynamischen Komponenten ist es möglich, hier die den Pumpenrädern P der hydrodynamischen Kupplung 4 und Pe des hydrodynamischen Wandlers 6 zugeführte Leistung entsprechend zu variieren bzw. die erforderlichen Drehzahlen einzustellen, sodass diese von den Komponenten ohne Schädigung übertragbar sind. Durch den parallelen Aufbau eignet sich diese Art der Leistungsübertragungsvorrichtung insbesondere für Arbeitsmaschinen, die zur Abgabe sehr hoher Leistungen und hoher Drehzahlen vorgesehen sind, zum Einbau in Kraftübertragungsanlagen zum Antrieb von drehzahlvariablen Arbeitsmaschinen. Um in den Betriebsbereichen, in welchen der Wandler 6 entleert ist, eine Abstützung des Steges zu gewährleisten, ist dem Wandler 6 eine Bremseinrichtung 27 nachgeordnet, welche vorzugsweise als hydrodynamische Bremseinrichtung 29 ausgeführt ist. Diese umfasst einen, an einem ortsfesten Bauteil, insbesondere Gehäuse 30 sich abstützenden Stator S und einen drehfest mit dem Turbinenrad T6 verbundenen Rotor. Die Figur 3 verdeutlicht in schematisiert vereinfachter Darstellung eine Ausführung gemäß der zweiten Ausführungsform, bei welcher der Leistungszweig 7 als rein mechanischer Leistungszweig mit mechanischer Durchtriebsanordnung ausgeführt ist. In diesem ist keine hydrodynamische Kupplung gemäß Figur 2 vorhanden ferner auch keine Bremseinrichtung 27 erforderlich. Der Grundaufbau entspricht ansonsten der Ausführung in Figur 2, weshalb für gleiche Elemente die gleichen Bezugsziffern verwendet sind.
Die Ausführungen gemäß Figur 2 und 3 sind hier mit Übersetzung ins Langsame für den ersten Leistungszweig 7 dargestellt, insbesondere bei Antriebsdrehzahlen um 3000U/min. In anderen Anwendungen ist es auch denkbar, eine Übersetzung ins Schnelle vorzusehen. Ferner kann der Eingang des Verteilergetriebes auch exzentrisch zu beiden Leistungszweigen angeordnet sein.
Die Figur 4 zeigt beispielhaft eine vorteilhafte Weiterbildung einer Leistungsübertragungsvorrichtung 1 gemäß einer ersten Ausführungsform. Der Grundaufbau entspricht im Wesentlichen dem in Figur 2 beschriebenen. Für gleiche Elemente werden daher gleiche Bezugszeichen verwandt. Um Wiederholungen zu vermeiden wird im Übrigen auf die Beschreibung der Figur 2 verwiesen. Bei dieser Ausführung ist ein weiterer hydrodynamischer Wandler 32 im zweiten Leistungszweig 8 vorgesehen. Dieser umfasst zumindest ein Pumpenrad P32, ein Turbinenrad T32 und ein Leitrad L32. Der zweite hydrodynamische Wandler 32 im zweiten Leistungszweig ist derart ausgeführt, dass dieser eine andere Charakteristik der Wandlung aufweist wie der erste Wandler 6. Der Vorteil besteht in einer Wirkungsgradsteigerung im Drehzahlbereich fallenden Wirkungsgrades des ersten Wandlers 6. Der zweite Wandler 32 ist dazu koaxial zum ersten Wandler 6 angeordnet und das Pumpenrad ist mit dem Eingang E wenigstens mittelbar gekoppelt. Vorzugsweise sind das Pumpenrad Pe des ersten Wandlers 6 und P32 des zweiten Wandlers 32 auf einer gemeinsamen Welle angeordnet. Dieses ist durch die Anschlusswellen der jeweiligen Turbinenräder T6 bzw. T32 geführt.
Desweiteren ist beispielhaft im Kraftfluss vom Eingang E zum Ausgang A betrachtet der hydrodynamischen Kupplung 4 im ersten Leistungszweig eine Einrichtung 34 zum Abbremsen und/oder Festsetzen des mit der hydrodynamischen Kupplung 4 verbindbaren Einganges 15 des Überlagerungsgetriebes 13 nachgeordnet. Diese zusätzliche Bremse ist zwischen Turbinenrad T der hydrodynamischen Kupplung 4 und Umlaufgetriebe 13 im ersten Leistungszweig 7 vorgesehen und hier nur angedeutet dargestellt. Die Einrichtung 34 kann verschiedenartig ausgebildet sein. Denkbar sind hydrodynamische Bremsen oder aber auch mechanische Bremseinrichtungen.
Die erfindungsgemäßen Ausführungen einer Leistungsübertragungsvorrichtung ist insbesondere in Kraftwerksanlagen in Antriebssträngen zwischen einem Antriebsaggregat, insbesondere mit konstanter Drehzahl und einer drehzahlvariablen Arbeitsmaschine einsetzbar. Besonders bevorzugte Anwendungen sind der Einsatz zwischen einer Dampf- oder Gasturbine und einer Kesselspeisepumpe. Als Antriebsaggregat ist kein zusätzlicher Elektromotor erforderlich und das Antriebssystem ist effizient, da keine Umwandlung von Dampf in Strom und mechanische Energie erforderlich ist.
Bezugszeichenliste
1 Leistungsübertragungsvorrichtung
2 Antriebsaggregat
3 Arbeitsmaschine
4 hydrodynamische Kupplung
5 Einrichtung zur Durchschaltung bzw. Überbrückung
6 hydrodynamischer Drehzahl-/Drehmomentwandler, insbesondere hydrodynamischer Wandler
7 Leistungszweig
8 Leistungszweig
9 Verteilergetriebe
10 Eingang des Verteilergetriebes
1 1 Ausgang des Verteilergetriebes
12 Ausgang des Verteilergetriebes
13 Überlagerungsgetriebe
14 Planetengetriebe
15 Eingang des Überlagerungsgetriebes
16 Eingang des Überlagerungsgetriebes
17 Ausgang des Überlagerungsgetriebes
18 Stirnradsatz
19 erstes Element des Planetengetriebes
20 zweites Element des Planetengetriebes
21 drittes Element des Planetengetriebes
22 Hohlrad
23 Steg
24 Sonnenrad
25 Anfahr- und/oder Regeleinrichtung
26 Stirnradsatz
27 Bremseinrichtung
28 Regeleinrichtung/Schöpfrohr
29 hydrodynamische Breme 30 Gehäuse
31 Antriebsstrang
32 zweiter hydrodynamischer Drehzahl-/Drehmomentwandler
32 Verbindungswelle
34 Einrichtung zum Abbremsen und/oder Festsetzen des mit der hydrodynamischen Kupplung verbindbaren Einganges des Überlagerungsgetriebes
K1 , K2 Kupplungsteil
S Stator
R Rotor
P4 Pumpenrad
T Turbinenrad
P6 Pumpenrad
T6 Turbinenrad
L Leitrad
P32 Pumpenrad
T32 Turbinenrad

Claims

Voith Patent GmbH Akte: 19699 WO / IRA 89510 Heidenheim 'Vorecon mit Parallelanordnung"
1 . Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) mit einem Gehäuse (30), mit zumindest einem, mit einem Antriebsaggregat (2) verbindbaren Eingang (E) und einem, mit einer Arbeitsmaschine wenigstens mittelbar verbindbaren Ausgang (A), mit zwei im Kraftfluss zwischen dem Eingang und dem Ausgang angeordneten Leistungszweigen (7, 8), wobei der erste Leistungszweig (7) eine hydrodynamische Kupplung (4) umfasst, umfassend zumindest ein Pumpenrad (P) und ein Turbinenrad (T) und der zweite Leistungszweig (8) einen hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler (6) umfasst, umfassend zumindest ein Pumpenrad (Pe), ein Turbinenrad (T6) und ein Leitrad (L), wobei die beiden Leistungszweige (7, 8) mit dem Ausgang (A) über ein Überlagerungsgetriebe (13) verbindbar sind,
dadurch gekennzeichnet,
dass der hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentwandler (6) und die hydrodynamische Kupplung (4) exzentrisch, vorzugsweise parallel zueinander angeordnet sind und über ein im Gehäuse (30) angeordnetes Verteilergetriebe (9) jeweils mit dem Eingang der Leistungsübertragungsvorrichtung (E) unter Ausbildung der zwei Leistungszweige verbindbar sind.
2. Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet,
dass die hydrodynamische Kupplung (4) als Regelkupplung ausgebildet ist. 3. Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 2, dadurch gekennzeichnet,
dass eine Einrichtung (5) zur Durchschaltung beziehungsweise Überbrückung der hydrodynamischen Kupplung (4) zur Realisierung eines mechanischen Durchtriebes vorgesehen ist. Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
dass die hydrodynamische Kupplung (4) und der hydrodynamische Drehzahl- /Drehmomentwandler (6) in Einbaulage betrachtet in axialer Richtung zwischen Eingang (E) und Ausgang (A) betrachtet frei von Versatz oder mit einem Versatz angeordnet sind.
Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet,
dass der erste und zweite Leistungszweig frei von weiteren Drehzahl- und/oder Drehmomentwandlungseinrichtungen ist.
Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet,
dass im Kraftfluss vom Eingang (E) zum Ausgang (A) betrachtet der hydrodynamischen Kupplung (4) im ersten Leistungszweig eine Einrichtung (34) zum Abbremsen und/oder Festsetzen des mit der hydrodynamischen Kupplung (4) verbindbaren Einganges (15) des Überlagerungsgetriebes (13) nachgeordnet ist.
Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) mit einem Gehäuse (30), mit zumindest einem, mit einem Antriebsaggregat (2) verbindbaren Eingang (E) und einem, mit einer Arbeitsmaschine (3) wenigstens mittelbar verbindbaren Ausgang (A), mit einem im Kraftfluss zwischen dem Eingang (E) und dem Ausgang (A) angeordneten ersten mechanischen Leistungszweig (7) und einem weiteren zweiten, einen hydrodynamischen Drehzahl- /Drehmomentwandler (6) umfassenden zweiten Leistungszweig (8), umfassend zumindest ein Pumpenrad (Pe), ein Turbinenrad (T6) und ein Leitrad (L), wobei die beiden Leistungszweige (7, 8) mit dem Ausgang (A) über ein Überlagerungsgetriebe (13) verbindbar sind;
dadurch gekennzeichnet, dass erster und zweiter Leistungszweig (7, 8) parallel zueinander angeordnet sind und über ein im Gehäuse (30) angeordnetes Verteilergetriebe (9) jeweils mit dem Eingang (E) der Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) verbindbar bzw. verbunden sind und der erste mechanische Leistungszeig (7) frei von weiteren Drehzahl-und/oder Drehmomentwandlungseinrichtungen ist, insbesondere als mechanische Durchtriebsanordnung ausgebildet ist und der zweite Leistungszweig (8) frei von zusätzlich zum hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler (6) vorgesehenen Drehzahl-und/oder Drehmomentwandlungseinrichtungen ist.
8. Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
dass im Kraftfluss vom Eingang (E) zum Ausgang (A) betrachtet dem hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler (6) eine Einrichtung (27) zum Abbremsen und/oder Festsetzen des mit dem hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler (6) verbindbaren Einganges (16) des Überlagerungsgetriebes (13) nachgeordnet ist.
9. Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach Anspruch 6 oder 8,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Einrichtung (32) zum Abbremsen und/oder Festsetzen des mit der hydrodynamischen Kupplung (4) verbindbaren Einganges (15) des Überlagerungsgetriebes (13) und/oder Einrichtung (27) zum Abbremsen und/oder Festsetzen des mit dem hydrodynamischen Drehzahl- /Drehmomentwandler (6) verbindbaren Einganges (16) des Überlagerungsgetriebes (13) als eine Bremseinrichtung ausgewählt aus der nachfolgend genannten Gruppe an Bremseinrichtungen ausgebildet ist:
- hydrodynamische Bremseinrichtung (29)
- mechanische Bremseinrichtung, insbesondere Scheiben - oder Lamellenbremse
- Feststellbremse
10. Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
dass das Verteilergetriebe (9) zumindest einen Eingang (10) umfasst, welcher den Eingang (E) der Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) bildet oder zumindest wenigstens mittelbar mit diesem drehfest verbunden ist und das Verteilergetriebe (9) wenigstens zwei Ausgänge (1 1 , 12) umfasst, die exzentrisch zueinander angeordnet sind, wobei ein erster Ausgang mit dem ersten Leistungszweig (7) und/oder dem Pumpenrad (P4) der hydrodynamischen Kupplung (4) wenigstens mittelbar verbunden ist und ein zweiter Ausgang (12) mit dem Pumpenrad (Pe) des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers (6) wenigstens mittelbar verbunden ist.
1 1 . Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach Anspruch 10,
dadurch gekennzeichnet,
dass der Eingang (10) des Verteilergetriebes (9) koaxial oder exzentrisch zu einem Eingang eines der Leistungszweige (7, 8) angeordnet ist, wobei der Eingang von einem Pumpenrad (P4, Pe) einer der hydrodynamischen Komponenten (4, 6) oder einer Welle der mechanischen Durchtriebsanordnung gebildet ist.
12. Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
dass das Überlagerungsgetriebe (13) koaxial zu einem der Leistungszweige (7, 8); der hydrodynamischen Komponenten (4, 6) - hydrodynamische Kupplung (4) oder hydrodynamischer Drehzahl-/Drehmomentwandler (6) - angeordnet ist und die Kopplung des Ausganges (A) der jeweils anderen hydrodynamischen Komponente (6, 4) mit dem Überlagerungsgetriebe (13) über ein Verbindungsgetriebe erfolgt. Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
dass das Überlagerungsgetriebe (13) mindestens ein Planetengetriebe (14) umfasst, mit einem ersten Element (19), welches wenigstens mittelbar mit dem Turbinenrad (T ) der hydrodynamischen Kupplung (4) verbunden ist, einem zweiten Element (20), welches wenigstens mittelbar mit dem Turbinenrad (T6) des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers (6) gekoppelt ist und einem dritten Element (17), welches wenigstens mittelbar mit dem Ausgang (A) der Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) verbunden ist oder diesen bildet.
Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach Anspruch 13,
dadurch gekennzeichnet,
dass das erste Element (19) des Planetengetriebes (14) von einem Hohlrad (22) gebildet wird, das zweite Element (20) von einem Steg (23) und das dritte Element (21 ) von einem Sonnenrad (24) des Planetengetriebes (14).
Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach einem der Ansprüche 10 bis 14, dadurch gekennzeichnet,
dass das Verteilergetriebe (9) mit einer Übersetzung ins Langsame für den ersten und/oder zweiten Leistungszweig (7, 8) ausgelegt ist.
Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach einem der Ansprüche 10 bis 15, dadurch gekennzeichnet,
dass das Verteilergetriebe (9) mit einer Übersetzung ins Schnelle für den ersten und/oder zweiten Leistungszweig (7, 8) ausgelegt ist.
Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach einem der Ansprüche 10 bis 16, dadurch gekennzeichnet,
dass das Verteilergetriebe (9) zumindest einen Stirnradsatz umfasst und die Ausgänge des Verteilergetriebes derart mit den Stirnrädern gekoppelt sind oder von Stirnrädern gebildet werden, dass die Ausgänge (1 1 , 12) des Verteilergetriebes (9) in gleicher Drehrichtung angetrieben werden.
18. Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach einem der Ansprüche 10 bis 17, dadurch gekennzeichnet,
dass das Verteilergetriebe (9) zumindest einen Stirnradsatz umfasst und die Ausgänge (1 1 , 12) des Verteilergetriebes (9) derart mit den Stirnrädern gekoppelt sind oder von Stirnrädern gebildet werden, dass die Ausgänge in unterschiedlicher Drehrichtung angetrieben werden.
19. Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach einem der Ansprüche 10 bis 18, dadurch gekennzeichnet,
dass der hydrodynamische Wandler (6) als Gegenlaufwandler ausgeführt ist und das Verteilergetriebe (9) einen Stirnradsatz mit zwei oder gerader Anzahl an Stirnrädern umfasst, wobei ein erster Ausgang (1 1 ) des Verteilergetriebes (9) von einem ersten Stirnrad gebildet wird und ein zweiter Ausgang (12) des Verteilergetriebes (9) von einem mit entgegengesetzter Drehrichtung zu diesem ersten Stirnrad angetriebenen zweiten oder weiteren Stirnrad gebildet wird.
20. Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach einem der Ansprüche 10 bis 18, dadurch gekennzeichnet,
dass der hydrodynamische Wandler (6) als Gleichlaufwandler ausgeführt ist und das Verteilergetriebe (9) einen Stirnradsatz mit drei oder ungerader Anzahl an Stirnrädern umfasst, wobei ein erster Ausgang (1 1 ) des Verteilergetriebes (9) von einem ersten Stirnrad gebildet wird und ein zweiter Ausgang (12) des Verteilergetriebes (9) von einem mit gleicher Drehrichtung zu diesem ersten Stirnrad angetriebenen zweiten oder weiteren Stirnrad gebildet wird.
21 . Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet,
dass im zweiten Leistungszweig ein weiterer zweiter hydrodynamischer Drehzahl-/Drehmomentwandler (32) vorgesehen ist, der koaxial zum hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler (6) angeordnet ist, wobei der zweite hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentwandler (32) eine andere Charakteristik der Wandlung aufweist, wie der erste Wandler (6) und jeder Wandler in unterschiedlichen Betriebsbereichen einsetzbar ist.
Antriebsstrang (31 ) zum Antrieb einer Arbeitsmaschine (3), insbesondere drehzahlvariablen Arbeitsmaschine mit einem Antriebsaggregat (2), insbesondere Antriebsaggregat mit konstanter Antriebsdrehzahl einer Leistungsübertragungsvorrichtung (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 20, wobei die Arbeitsmaschine (3) als Fördereinrichtung für ein Fluid, insbesondere als Verdichter, Pumpe oder Kreiselpumpe, Kesselspeisepumpe ausgebildet ist.
Antriebsstrang (31 ) nach Anspruch 22,
dadurch gekennzeichnet,
dass das Antriebsaggregat (2) als Turbine, insbesondere Dampfturbine oder Gasturbine ausgebildet ist.
Antriebsstrang (31 ) nach Anspruch 22,
dadurch gekennzeichnet,
dass das Antriebsaggregat (2) als Elektromotor oder Verbrennungskraftmaschine ausgebildet ist.
Antriebsstrang (31 ) nach einem der Ansprüche 22 bis 24,
dadurch gekennzeichnet,
dass das Antriebsaggregat (2) als kombinierte Einheit aus einer Turbine und einem Elektromotor ausgeführt ist.
PCT/EP2015/066117 2014-07-25 2015-07-15 Leistungsübertragungsvorrichtung WO2016012317A1 (de)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN201580038914.XA CN106574705B (zh) 2014-07-25 2015-07-15 功率传递设备

Applications Claiming Priority (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102014214676 2014-07-25
DE102014214676.3 2014-07-25
DE102014216178.9A DE102014216178A1 (de) 2014-07-25 2014-08-14 Leistungsübertragungsvorrichtung
DE102014216178.9 2014-08-14

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2016012317A1 true WO2016012317A1 (de) 2016-01-28

Family

ID=55065542

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/EP2015/066117 WO2016012317A1 (de) 2014-07-25 2015-07-15 Leistungsübertragungsvorrichtung

Country Status (3)

Country Link
CN (1) CN106574705B (de)
DE (1) DE102014216178A1 (de)
WO (1) WO2016012317A1 (de)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN107504151A (zh) * 2017-10-12 2017-12-22 中国船舶重工集团公司第七0三研究所 一种功率多分支液力行星调速装置

Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102017114063A1 (de) * 2017-06-26 2018-12-27 Voith Patent Gmbh Leistungsübertragungsvorrichtung und Verfahren zum Betreiben einer Leistungsübertragungsvorrichtung in einem Antriebsstrang zum drehzahlvariablen Antreiben einer Arbeitsmaschine
CN107387712B (zh) * 2017-09-07 2019-11-19 莫小龙 汽车自动变速器
CN108980298B (zh) * 2018-07-19 2021-06-08 中国北方车辆研究所 液压液力机械复合多功率流传动装置
DE102019131129A1 (de) * 2019-11-19 2021-05-20 Voith Patent Gmbh Hydraulische Frakturierungspumpvorrichtung und Verfahren zum Antreiben einer solchen

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2213349A (en) * 1934-07-12 1940-09-03 American Voith Contact Co Hydraulic power transmission mechanism
US3065653A (en) * 1960-04-06 1962-11-27 Suri Man Mohan Power transmission unit
US3180180A (en) * 1961-04-18 1965-04-27 Voith Getriebe Kg Motor vehicle transmission
US3500704A (en) * 1967-02-25 1970-03-17 Voith Getriebe Kg Superimposed transmission
WO2002002966A1 (de) * 2000-07-03 2002-01-10 Voith Turbo Gmbh & Co. Kg Hydrodynamisches 2-gang-turbogetriebe

Family Cites Families (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3441877A1 (de) 1984-11-16 1986-05-22 Voith-Turbo Gmbh & Co Kg, 7180 Crailsheim Kraftuebertragungsaggregat zum antrieb einer drehzahlvariablen arbeitsmaschine
DE3730340A1 (de) * 1987-09-10 1989-03-23 Voith Gmbh J M Hydrodynamisches wendegetriebe
DE102008034607A1 (de) 2008-07-25 2010-01-28 Voith Patent Gmbh Überlagerungsgetriebe mit Kopplungswellen
DE102010014588A1 (de) * 2010-04-09 2010-11-18 Voith Patent Gmbh Kraftwerksstrang mit einer drehzahlvariablen Pumpe
DE102011109113A1 (de) * 2011-08-02 2013-02-07 Voith Patent Gmbh Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug, insbesondere Schienenfahrzeug

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2213349A (en) * 1934-07-12 1940-09-03 American Voith Contact Co Hydraulic power transmission mechanism
US3065653A (en) * 1960-04-06 1962-11-27 Suri Man Mohan Power transmission unit
US3180180A (en) * 1961-04-18 1965-04-27 Voith Getriebe Kg Motor vehicle transmission
US3500704A (en) * 1967-02-25 1970-03-17 Voith Getriebe Kg Superimposed transmission
WO2002002966A1 (de) * 2000-07-03 2002-01-10 Voith Turbo Gmbh & Co. Kg Hydrodynamisches 2-gang-turbogetriebe

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN107504151A (zh) * 2017-10-12 2017-12-22 中国船舶重工集团公司第七0三研究所 一种功率多分支液力行星调速装置
CN107504151B (zh) * 2017-10-12 2024-04-26 中国船舶重工集团公司第七0三研究所 一种功率多分支液力行星调速装置

Also Published As

Publication number Publication date
CN106574705B (zh) 2019-07-30
DE102014216178A1 (de) 2016-01-28
CN106574705A (zh) 2017-04-19

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP2134564B1 (de) Verteilergetriebe für kraftfahrzeuge
EP2283253B1 (de) Überlagerungsgetriebe mit kopplungswellen
DE102015220618A1 (de) Kraftwerksstrang
WO2016012317A1 (de) Leistungsübertragungsvorrichtung
EP2979000A1 (de) Getriebe für ein kraftfahrzeug
EP2979001A1 (de) Getriebe für ein kraftfahrzeug
WO1986002983A1 (fr) Ensemble de transmission de force pour entrainer une machine a vitesse de rotation variable
EP2699823B1 (de) Vorrichtung zur kraftübertragung
DE102011106443B4 (de) Fahrzeuggetriebe
EP3069050B1 (de) Leistungsübertragungsvorrichtung
DE102014223213A1 (de) Bereichsgetriebe und Verfahren zum Betreiben eines Bereichsgetriebes
EP3025073A2 (de) Getriebe für ein kraftfahrzeug
WO2014154420A1 (de) Getriebe für ein kraftfahrzeug
WO2013083676A1 (de) Antriebsstrang mit einem hydrodynamischen retarder und verfahren zum steuern der betätigung eines hydrodynamischen retarders in einem solchen antriebsstrang
EP2979006A1 (de) Getriebe für ein kraftfahrzeug
DE102017122549A1 (de) Antriebsvorrichtung zum Antrieb einer Arbeitsmaschine
DE102006031622B3 (de) Anfahreinheit und Getriebe mit einer Anfahreinheit
DE102019200966B4 (de) Leistungsverzweigtes Kraftfahrzeuggetriebe
WO2013182337A1 (de) Antriebsstrang
WO2019001953A1 (de) Leistungsübertragungsvorrichtung und verfahren zum betreiben einer leistungsübertragungsvorrichtung in einem antriebsstrang zum drehzahlvariablen antreiben einer arbeitsmaschine
DE102018112025A1 (de) Leistungsübertragungsvorrichtung
EP3574234B1 (de) Verfahren zum betreiben eines antriebsstranges zum drehzahlvariablen antreiben einer arbeitsmaschine und antriebsstrang
DE1500322B1 (de) Stufenlos steuerbares Planetengetriebe mit Leistungsverzweigung
DE10255054A1 (de) Anfahreinheit und Getriebsbaueinheit
DE102020201775B3 (de) Leistungsverzweigtes stufenloses Getriebe

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 15739240

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 15739240

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1