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Antrieb mit Leistungsverzweigung und Drehmomentwandlung Zur Erzielung
einer stufenlosen Drehmomentwandlung wurden bereits Antriebe mit Leistungsverzweigung
vorgeschlagen, wobei zur Leistungsverzweigung bzw. Wiedervereinigung derAntriebszweige
Umlaufgetriebe und zur Drehmomentwandlung hydraulische Getriebe vorgesehen waren.
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Die Erfindung bezweckt die weitere Ausgestaltung derartiger Antriebe
und besteht im wesentlichen darin, daß zur Verzweigung des Antriebes ein Umlaufgetriebe,
welches den Antrieb auf zwei Antriebszweige verteilt, und zur WiedervereIinigung
der beiden Antriebszweige ein weiteres Umlaufgetriebe verwendet wird und beide Antriebszweige
durch einen hydraulischen Drehmomentwandler untereinander in Kupplungsverbindung
stehen.
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Die zur Verzweigung und Wiedervereinigung des Antriebes dienenden
Getriebe sind nach einem weiteren Merkmal der Erfindung als über Kreuz geschaltete
Planetengetriebe, vorzugsweise Doppelplanetengetriebe, ausgebildet, derart, daß
das Sonnenrad eines jeden der beiden Getriebe mit dem Außenrade des anderen Getriebes
in Antriebsverbindung steht und der Wandler die über Kreuz geschaltetenAntriebszweige
miteinander verbindet. Zur Kupplung der beiden Antriebszweige miteinander dient
ferner vorzugsweise ein Wandler mit innererLeistungsverzweigung, insbesondere ein
stufenlos schaltbarer hydrostatischer Wandler, welcher z. B. in an sich bekannter
Weise aus einer regelbaren Flüssigkeitspumpe und einem regelbaren Flüssigkeitsmotor
besteht.
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Anordnung und Bemessung des Wandlers bzw. des gesamten Getriebes sind
ferner zweckmäßig derart, daß ein Übersetzungsbereich ins Langsame sowie ins Schnelle
erzielt wird. Der Wandler besitzt hierbei z. B. einen Übersetzungsbereich von
Null
bis Unendlich, derart, daß im einen Extremfall der eine Antriebszweig, im anderen
Extremfall der andere Antriebszweig stillgelegt ist. Der vom Wandler übertragene
Leistungsanteil steigt in Abhängigkeit vom Drehzahlverhältnis zwischen Antrieb und
Abtrieb von Null bis zu einem Maximum (z. B. 4o bis 50 % der übertragenen Gesamtleistung)
an, um hierauf wieder auf Null zu fallen, und zwar zweckmäßig derart, daß der Höchstwert
des hydraulischenWirkungsgrades im wesentlichen mit dem Höchstwert des vom Wandler
übertragenen Leistungsanteils zusammenfällt und der vom Wandler übertragene Leistungsanteil
um so geringer ist, je geringer der hydraulische Wirkungsgrad ist.
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Durch die Erfindung kann auf verhältnismäßig einfache Weise eine Drehmomentwandlung,
insbesondere eine stufenlose Drehmomentwandlung, mit einem sehr guten Wirkungsgrade
erreicht werden. Obwohl hydraulische Getriebe im allgemeinen nur innerhalb eines
bestimmten Drehzahlbereiches einen für die praktische Anwendung erträglichen Wirkungsgrad
aufweisen, ist es infolge der Leistungsverzweigung und infolge der Anordnung des
hydraulischen Wandlers in dem die beiden Antriebszweige kuppelnden Nebenzweige möglich,
den Einfluß des hydraulischen Wandlers auf den Gesamtwirkungsgrad niedrig zu halten
und ihn z. B. in denjenigen Drehzahlbereichen, in welchen er mit geringem Wirkungsgrad
arbeitet, praktisch ganz auszuschalten. Hierzu trägt im besonderen auch die Verwendung
eines Wandlers mit innerer Leistungsteilung bei, welche es ermöglicht, den Anteil
des hydraulischen Wirkungsgrades auf den Gesamtwirkungsgrad noch weiter zu erniedrigen,
so daß dieser im Bereiche eines geringen hydraulischen Wirkungsgrades im wesentlichen
durch den z. B. mechanischen Wirkungsgrad der Ausgleichgetriebe und des Wandlers
bestimmt wird.
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Zur weiteren Verbesserung des Wirkungsgrades können ferner Bremsvorrichtungen
vorgesehen sein, um die Antriebszweige zwangsläufig gegen das Gehäuse abzubremsen
und dadurch jeden Einfluß des hydraulischen Wandlers auf den Wirkungsgrad in den
Extremfällen auszuschalten. Auch kann eine zwangsläufige Antriebsübertragung unter
Ausschaltung der hydraulischen Übertragung im direkten Gange stattfinden.
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Ein weiteres Merkmal der Erfindung besteht darin, daß zur Erzielung
einer besonders raumsparenden, gedrungenen Bauart des Getriebes die Antriebszweige
konzentrisch zueinander gelegt werden, insbesondere derart, daß Antrieb, Abtrieb
und Antriebszweige sowie der beide Antriebszweige kuppelnde Drehmomentwandler axial
bzw. konzentrisch zueinander liegen. Da ein solcher Antrieb keine Vorgelegewelle
erfordert, läßt sich ein Getriebe mit kleinem Durchmesser erzielen, was für den
Einbau, z. B. in Fahrzeuge, unter Umständen von besonderem Vorteil ist.
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Weitere Merkmale und Vorteile sind der nachfolgenden Beschreibung
eines Ausführungsbeispiels zu entnehmen. Die Erfindung wird an Hand desselben noch
näher erläutert. Die Zeichnung zeigt in Fig. i einen schematischen Längsschnitt
durch ein mit Leistungsverzweigung arbeitendes, im wesentlichen aus zwei Planetengetrieben
und einem hydrostatischen Wandler bestehendes stufenlos schaltbares Getriebe, in
Fig. 2 einen Schnitt nach Linie x-x der Fig. i, in Fig. 3 a bis 3 d vier verschiedene
übersetzungsstufen des Getriebes nach Fig. i in schematisch weiter vereinfachten
Darstellung und in Fig.4a bis 4b Diagramme für Wirkungsgrad und Leistungsverzweigung.
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In dem Ausführungsbeispiel nach Fig. i bzw. in dem Schema nach Fig.
3 ist A die Antriebswelle, B die Abtriebswelle des Getriebes, z. B. eines Kraftfahrzeuges.
Zur Leistungsverzweigung in die Antriebszweige I und 1I dient das Planetengetriebe
C, zur Wiedervereinigung der Leistungsverzweigung das Planetengetriebe D. Die beiden
Antriebszweige I und II stehen in Kupplungsverbindung miteinander durch einen als
hydrostatisches Getriebe ausgebildeten Wandler mit innerer Leistungsverzweigung,
welcher aus der Flüssigkeitspumpe E und dem gegen das Gehäuse G abstützenden Flüssigkeitsmotor
F besteht.
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Im einzelnen ist die Anordnung wie folgt getroffen: Mit der Antriebswelle
A ist der Planetenträger i für die Planetenräder 2 und 3 des Planetengetriebes C
fest verbunden. Von dem größeren Planetenrade 3 wird das Außenrad 4 angetrieben,
welches mit der das ganze Getriebe axial durchsetzenden Innenwelle 5 verbunden ist.
Das mit dem kleineren Planetenrad 2 im Eingriff stehende Sonnenrad 6 ist auf einer
Hohlwelle 7 angeordnet, welche die innere Welle 5 konzentrisch umgibt.
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Auf dem anderen Ende der Innenwelle 5 ist ferner das Sonnenrad 8 des
Planetengetriebes D angeordnet, das ebenfalls als Doppelplanetengetriebe mit den
Planetenrädern 9 und io ausgebildet ist, wobei das Sonnenrad 8 mit dem größeren
Planetenrade 9 im Eingriff steht. Der Planetenträger i i des Planetengetriebes D
ist mit der Abtriebswelle B verbunden. Das kleinere Planetenrad io steht ferner
im Eingriff mit einem Außenrade 12, das seinerseits mittels der Trommel 13 und der
Scheibe 14 mit der Hohlwelle 7 in fester Verbindung steht.
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Die beschriebene Anordnung zeigt, daß die Planetengetriebe C und D
über Kreuz geschaltet sind, indem einerseits das Außenrad 4 des Planetengetriebes
C im einen Antriebszweige II über die Innenwelle 5 mit dem Sonnenrade 8 des Planetengetriebes
D und anderseits das Sonnenrad 6 des Planetengetriebes C im anderen Antriebszweige
I über 7, 14, 13 mit dem Außenrade 12 des Planetengetriebes D verbunden ist.
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Auf die Innenwelle 5 ist ferner eine Trommel 15 mit dem Gehäuse 16
fest aufgesetzt. In letzterem sind die Zylinder 17 der Flüssigkeitspumpe E angeordnet.
In diesen bewegen sich Kolben 18, die von einem auf der Taumelscheibe i9 drehbar
gelagerten Ring 2o gesteuert werden. Die Taumelscheibe
i9 ist um
eine Querachse 21 auf der Hohlwelle 7 schwenkbar gelagert und kann in geeigneter
Weise durch einen z. B. als Zahnradpumpe ausgebildeten, hydraulisch betätigten Verstellmotor
22 verstellt werden.
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(n ähnlicher `'eise sind im fest stehenden Geliäuse G Zylinderräume
23 vorgesehen, in denen sich die Kolben 24 des Flüssigkeitsmotors F bewegen. Die
Kolben werden durch den auf der Taumelscheibe 25 gelagerten Ring 26 gesteuert, wobei
die Taumelscheibe 25 um die Querachse 27 durch einen auf der Hohlwelle 7 befestigten
Verstellmotor 28 (entsprechend dem Verstellmotor 22) verschwenkt werden kann.
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Zum Austausch der Flüssigkeit zwischen l,' lüssigkeitspumpe und Flüssigkeitsmotor
stehen die Zylinderräume 17 und 23 durch in der Scheibe 1 4 angeordnete 13ohrungei1
29 und 30 miteinander in Verbindung. Wie insbesondere Fig. 2 zeigt, sind
die Bohrungen 29 und 30 jeweils zu einem sichelförmigen Drucksektor 31 bzw.
zu einem sichelförmigen Saugsektor 32 untereinander verbunden, wobei beide Sektoren
sich symmetrisch zu der durch die Achsen der Drehzapfen 21 und 27 für die Taumelscheiben
bestimmten Ebene erstrecken. Gegebenenfalls kann in der Verbindung zwischen den
Zylindern 17 und 23 der Flüssigkeitspumpe bzw. des Flüssigkeitsmotors ein Absperrglied
zur zwangsläufigen Unterbrechung des Flüssigkeitsaustausches vorgesehen sein, ferner
gegebenenfalls ein Unisteuerglied, welches Saug- und Druckseite von Flüssigkeitspumpe
und -motor zur Erzielung eines Rückwärtsganges über Kreuz zu verbinden gestattet.
Zur Abbremsung der Antriebszweige I und 1I können ferner Bremsvorrichtungen angeordnet
werden, von denen z. B. die eine für den Antriebszweig I bei 33 auf dem Gehäuse
des Verstellmotors 28 angedeutet ist.
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111 Fig. 3 sind vier verschiedene Cbersetzungsstufen bei vereinfachter
Wiedergabe des Getriebes nach Abb. i dargestellt. Die im Planetengetriebe C verzweigten
und im Planetengetriebe D wieder vereinigten beiden Antriebsstränge oder -zweige
I und 1I sind durch den Wandler E, F miteinander verbunden, derart, daß jeder der
beiden Antriebsstränge oder -zweige in zwei Abschnitte I', I" bzw. Il', 11" unterteilt
wird.
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Die Fig.3 zeigt ferner in schattierten Linienzügen die jeweilige Leistungsverzweigung,
wobei der in den einzelnen "Zweigabschnitten übertragene Leistungsanteil durch die
Breite des Linienzuges angedeutet ist. Der Einfachheit halber ist die Leistungsverzweigung
innerhalb des Wandlers nicht dargestellt, sondern lediglich der vom Wandler als
Ganzes übertragene Leistungsanteil wiedergegeben. Letzterer setzt sich zusammen
aus einem mechanischen Anteil, welcher vom Kolben 18 der Pumpe E direkt auf die
Welle 7, und aus einem hydraulischen Anteil, welcher von der Pumpe E zum Motor F
durch die geförderte Flüssigkeit übertragen wird.
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In den Diagrammen nach Fig. 4 sind ferner in Abhängigkeit von dem
Drehzahlverhältnis E = nA/nB einerseits (in Fig. 4a) der hydraulische Wirkungsgrad
lih, des Wandlers sowie der Gesamtwirkungsgrad iig des Getriebes und anderseits
(in Fig. 4b) der von den einzelnen Abschnitten der Leistungszweige bzw. vom Wandler
(E) übertragene Leistungsanteil ,cc = Lx/L" aufgetragen, wobei
La
die gesamte in das Getriebe eingeführte Leistung bedeutet. Die vier in
Fig. 3 a, 3 b, 3 c, 3 d schematisch dargestellten Antriebsstufen sind in Fig.4 beispielsweise
durch die Drehzahlverhältnisse e" bis ad auf der Waagerechten angedeutet, während
die von den einzelnen Abschnitten der Antriebszweige übertragenen Leistungsanteile
an der Gesamtleistung durch die Kurven,uI', leI", ,uII', ,uII" dargestellt werden.
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Fall a : Im Falle der Fig. 3 a (entsprechend der Fig. 4) ist die Taumelscheibe
i9 für die Flüssigkeitspumpe E senkrecht gestellt, während die Taumelscheibe 25
für den Flüssigkeitsmotor F auf positive Neigung eingestellt ist. Die Flüssigkeitspumpe
E kann infolgedessen nicht fördern, und der Flüssigkeitsmotor F ist demefltsprechend
gegenüber dem Gehäuse G gesperrt. Der Antriebszweig I (1'-I") steht still, und der
Antriebszweig II (II'-II") läuft mit einer durch den Antrieb A und das Planetengetriebe
C bestimmten Drehzahl, die Abtriebswelle B mit einer weiterhin durch das Planetengetriebe
D bestimmten Drehzahl um, z. B. mit Übersetzung ins Langsame gegenüber dem, Antrieb
A. Die Leistung wird, wie aus Fig.3a bzw. 4b hervorgeht, ausschließlich durch den
Antriebszweig 1I übertragen, während der Antriebszweig I und der Wandler, wie auch
aus Fig. 4b hervorgeht, keine Leistung aufnimmt. Der schlechte hydraulische Wirkungsgrad
des Wandlers iih (s. Fig. 4a) kann sich infolgedessen nicht auf den Gesamtwirkungsgrad
21, auswirken, welcher im wesentlichen ausschließlich durch den mechanischen Wirkungsgrad
der Planetengetriebe C und D bestimmt wird. Durch zwangsläufiges Festbremsen des
Antriebszweiges I, z. B. mittels der Bremse 33, kann bei Vermeidung von Leckölverlusten
und Verringerung der Lagerbelastung der Wirkungsgrad noch weiter verbessert werden.
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Fall b: Wird die Taumelscheibe i9 für die Flüssigkeitspumpe E schräg
gestellt, so beginnt die Flüssigkeitspumpe zu fördern, was zur Folge hat, daß mit
zunehmender Drehzahldifferenz zwischen (lern Antriebszweig 1 und dem Gehäuse G eine
sich steigernde Leistungsübertragung durch den Wandler entsteht. Der hydraulische
Wirkungsgrad des Wandlers wächst hierbei von Null auf sein Maximum (Fig. 4a) an,
in gleichem Sinne aber auch der Leistungsanteil des Wandlers an der gesamten übertragenen
Leistung (Fig.4b).
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Im Falle der Fig. 3 b sind beide Taumelscheiben i9 und 25 auf positive
Neigung und auf gleiches Hubvolumen der Kolben eingestellt. Da beide Taumelscheiben
stets mit gleicher Drehzahl umlaufen und das Fördervolumen der Flüssigkeitspumpe
stets gleich dem Aufnahmevolumen des Flüssigkeitsmotors ist, muß auch die Drehzahldifferenz
zwischen Taumelscheibe 25 und Gehäuse
G einerseits gleich der Drehzahldifferenz
zwischen Taumelscheibe i9 und Trommel 15
anderseits sein; d. h. die Drehzahldifferenz
zwischen Zweig I (Welle 7) und Gehäuse G ist gleich der Drehzahldifferenz zwischen
den Antriebszweigen I und II. Der Antriebszweig II läuft infolgedessen mit doppelter
Drehzahl wie der Zweig I um. Die bei A eingeführte Leistung wird hierbei im Planetengetriebe
C derart verteilt, daß der Abschnitt 1I' des Antriebszweiges Il einen größeren Teil
der Leistung aufnimmt als der Abschnitt 1' des Antriebszweiges 1 (Fig.2b). [in Wandler
wird jedoch ein Teil der Leistung, z. B. /t", = etwa 40 bis 50°/0 der Gesamtleistung
(s. Fig. 4b), auf denAntriebszweig I übertragen, so daß der Abschnitt I" des letzteren
seinerseits eine größere Leistung als der Abschnitt II" überträgt (s. die Kurven
,uIF, ,uI' bzw. EuII", uL" bei einem Drehzahlverhältnis -b). Die Leistungsübertragung
durch den Wandler ,uE erreicht in diesem Punkte, etwa gleichzeitig mit dem hydraulischen
Wirkungsgrade des Wandlers, ihr Maximum. Als Gesamtübersetzung des Getriebes ergibt
sich ebenfalls noch eine Übersetzung ins Langsame, wobei jedoch E6 größer als E.
ist.
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Fall c: Fig. 3c zeigt den Fall des direkten Antriebes. Die Taumelscheibe
25 ist senkrecht gestellt, während die Taumelscheibe i9 wie vorher positive Neigung
aufweist. Die Senkrechtstellung der Taumelscheibe 25 bewirkt, daß der Flüssigkeitsmotor
F keine Flüssigkeit aufnehmen kann und infolgedessen auch die Flüssigkeitspumpe
E an einer Förderung verhindert ist. Letzteres ist jedoch nur dann der Fall, wenn
die Antriebszweige I und Il mit gleicher Drehzahl umlaufen. Die Planetengetriebe
C und D sind infolgedessen ebenfalls in sich gesperrt, so, daß ein direkter Antrieb
von A nach B stattfindet. Gegebenenfalls kann auch, z. B. durch einen Absperrschieber
o. dgl., der Flüssigkeitsaustausch von E nach F auch zwangsläufig unterbrochen werden.
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In Fig. 4 ist der direkte Antrieb mit dem Drehzahlverhältnis s = i
z. B. durch den Punkt E, gekennzeichnet. Die Leistungsverzweigung ist ähnlich derjenigen
nach Fig.3b, wobei jedoch ein größerer Teil der Leistung als im vorhergehenden Falle
vom Planetengetriebe C auf den Antriebszweig I übertragen wird. Die Leistungsaufnahme
des Wandlers entspricht im wesentlichen derjenigen nach Fig. 3 b.
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Fall d: Erhält die Taumelscheibe 25 eine den Fällen nach Fig. 3 a
und 3 b entgegengesetzte (negative) Neigung, so tritt eine Übersetzung ins Schnelle
ein, indem der Flüssigkeitsmotor F eine höhere Hubzahl als die Flüssigkeitspumpe
E erhält und damit zur Pumpe wird. In Fig. 3 d ist die Taumelscheibe i9 auf eine
positive, die Taumelscheibe 25 auf eine gleich große negative Neigung eingestellt.
Die Leistung wird ausschließlich vom Antriebszweig I übertragen, während der Antriebszweig
II, desgleichen der Wandler, hydraulisch entlastet ist und stillsteht. Für den Gesamtwirkungsgrad
ist daher, von Leckverlusten abgesehen, lediglich der mechanische Wirkungsgrad des
Wandlers von Bedeutung. Das Drehzahlverhältnis ist ad und wird ausschließlich durch
die Übersetzungsverhältnisse der Planetengetriebe bestimmt.
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Eine gleiche Übersetzung ist theoretisch auch dadurch erreichbar,
daß der Antriebszweig 1I zwangsläufig abgebremst wird. Hierdurch können die sonst
unvermeidlichen Restverluste hydraulischer Art vermieden werden.
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Fall e (nicht dargestellt) : Wird die Taumelscheibe i9 aus der Stellung
nach Fig. 3a in eine der Stellung nach Fig. 31) entgegengesetzte negative
Stellung gebracht, so ergibt sich eine Rückwärtsübersetzung.