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Turbomechanisches Schnellgetriebe, insbesondere fiir Kraftfahrzeuge.
Man hat in verschiedener Weise mechanische Getriebe mit Turbogetrieben vereinigt, teils um eine Übersetzung ins Schnelle zwischen die Antriebswelle und die Pumpenwelle des Turbogetriebes einzuschalten, teils um von der Turbinenwelle des Turbogetriebes auf die Abtriebswelle eine genügend starke und gegebenenfalls umsteuerbare Übersetzung ins Langsame zu erhalten.
Bei den Turbogetrieben dieser Art besteht die Schwierigkeit, dass die Antriebs-und die Abtriebswelle einen ungünstigen Abstand voneinander oder eine ungünstige Lage zueinander erhalten, wodurch die Getriebegehäuse eine zerklüftete und oft recht ungenügend steife Gestalt bekommen, was infolge der dann eintretenden Deformationen zu einem schlechten Lauf und einer verhältnismässig raschen Abnutzung des Getriebes führt. Ferner besteht bei den bisherigen Ausführungen der Nachteil, dass bei direktem Gang, also bei Überbrückung des Turbogetriebes, eine erhebliche Anzahl Zahnräder unter Kraft stehen, wodurch sich unnötige Lagerbelastungen und eine Reihe verschieden- artiger Verluste ergeben.
Die Erfindung erstrebt eine Verbesserung der bekannten turbomechanischen Getriebe, bei denen dem Turbogetriebe eine mechanische Übersetzung ins Schnelle vorgeschaltet und eine mechanische Übersetzung ins Langsame nachgeschaltet ist. Die Erfindung erreicht diese Verbesserung dadurch, dass die Hauptantriebswelle und die Hauptabtriebswelle gleichachsig angeordnet und durch eine lösbare Kupplung miteinander verbunden sind.
Die gleichachsige Anordnung der beiden mechanischen Übersetzungen bietet den Vorteil, dass ein besonders leichter Einbau einer Direktkupplung möglich ist. Ferner werden hiedurch die Genauigkeit der Herstellung sowie der Zusammenbau des Getriebes erleichtert. Bei Direktgang sind sämtliche Zahnräder und ihre Lager von Kräften völlig entlastet, so dass sie geräuschlos leerlaufen. Gleichzeitig wird das Turbogetriebe selbsttätig ausser Wirkung gesetzt und damit werden seine Verluste ausgeschaltet. Durch die räumliche Zusammenfassung des mechanischen Getriebeteiles kann die Bauart der Gehäuse für die Zahnräder sowohl wie für den Turboteil erheblich vereinfacht werden. Ferner ergibt sich hiedurch eine wesentliche Verkürzung des Gesamtgetriebes. Hinzu kommt, dass die Zugänglichkeit, die Nachprüfung, der Ausbau und die Ausbesserung beträchtlich erleichtert werden.
Ausserdem ist noch zu erwähnen, dass durch die Erfindung der Antrieb der Hilfsmaschinen, z. B. der Rückförder-oder Steuerpumpen, besonders günstig gestaltet werden kann, da die Nebenwellen und das Turbogetriebe eine beliebige Lage rings um die Hauptwellen einnehmen können. Neben all diesen Vorteilen besteht schliesslich der Hauptvorteil, welchen die vom Patentinhaber zuerst vorgeschlagene Vorschaltung einer Übersetzung ins Schnelle durch Verkleinerung des Turbogetriebes, beschleunigtes Füllen und Entleeren usw. bietet.
Die Zeichnung zeigt verschiedene Ausführungsbeispiele der Erfindung, an Hand derer neben den erwähnten Hauptmerkmalen weitere Kennzeichen der Erfindung erläutert werden.
In allen Abbildungen bezeichnen 1 die Hauptantriebswelle, 2 die Hauptabtriebswelle, 3 und 4 die vorgeschaltete Zahnradübersetzung ins Schnelle, 5 die Pumpenwelle, 6 die Turbinenwelle, 7 und 8 die nachgeschaltete Zahnradübersetzung ins Langsame, 9 den Turboteil des Getriebes und 10 die Direktkupplung. Der Turboteil 9 des Getriebes kann aus einem Wandler oder einer Kupplung oder deren mehreren oder aus einer Vereinigung einer beliebigen Anzahl von Wandlern und Kupplungen bestehen. Der Turboteil kann ferner auch von einem Wandler gebildet werden, dessen Leitapparat in bekannter Weise durch Laufenlassen oder durch axiale Entfernung aus dem Kreislauf untätig gemacht werden kann.
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Bei der Ausführung gemäss Fig. 1 ist die Direktkupplung 10 als Verzahnungskupplung ausgebildet. Die beiden Kupplungshälften 11 und 12 sitzen unmittelbar neben den zugehörigen Zahnrädern 3 und 8. Durch Verschiebung der Kupplungshälfte 12 können beispielsweise die Verzahnungen in Eingriff gebracht werden. Die Hauptantriebswelle 1 und die Hauptabtriebswelle 2 sind dann unter Überbrückung des Turboteiles 9 direkt miteinander verbunden. Der Turboteil 9 kann, wie gestrichelt angedeutet, durch einen zweiten Kreislauf ergänzt werden.
Bei der Ausführung nach Fig. 2 ist als Direktkupplung eine hydraulische Strömungskupplung 10 vorgesehen. Die Ein-und Ausschaltung dieser Kupplung erfolgt in bekannter Weise durch Füllung bzw. Entleerung.
Bei der Ausführung nach den Fig. 3 und 4 besteht die Direktkupplung aus einem Zahnkranz J, 14.
Dieser Zahnkranz kann mittels einer Stange 15 und einer Verstellmuffe 16 axial verschoben werden.
Wie aus Fig. 4 hervorgeht, haben die Zähne 14 einen Querschnitt, welcher dem Querschnitt der Lüeken zwischen den Zähnen der beiden Hauptzahnräder 3 und 8 angepasst ist. Die Zähne 14 können infolgedessen in den Lücken der zu diesem Zweck verlängerten Zähne der Hauptzahnräder. 3 und 8 verschoben werden und so eine Direktverbindung der Räder 3 und 8 und damit der Wellen 1 und 2 herstellen.
Für die rechtzeitige und folgerichtige Betätigung der erforderlichen Schaltungen sind vom Patentinhaber in der deutschen Patentschrift Nr. 559972 verschiedene Schalt-und Verblockungs- einrichtungen früher angegeben worden.
Sollten sich in einigen Fällen Schwierigkeiten ergeben, die Zahnräder des vor-und nachgeschalteten Übersetzungsgetriebes unterzubringen, so empfiehlt es sieh, in beiden Getrieben Zwischenräder vorzusehen, durch welche die Grösse der Zahnräder verkleinert werden kann. Fig. 5 zeigt hiefür ein Ausführungsbeispiel, u. zw. sind hier die beiden Zwischenräder mit 4'und 7'bezeichnet. Bei dieser Ausführung ist ferner ein ungleiches Übersetzungsverhältnis für das vor-und nachgeschaltete Zahnradgetriebe angenommen. Durch eine derartige Auslegung des Übersetzungsverhältnisses hat man es in der Hand, den Schlupf des Turboteiles 9 auszugleichen und damit die Wellen 1 und 2 auf völlig gleiche Drehzahlen zu bringen, was die Einschaltung der Direktkupplung 10 erleichtert.
Hiebei ergeben sich zwar infolge der dauernden Einschaltung des Turbogetriebes gewisse Zahn-und Lagerdrüeke ; diese sind aber in jedem praktischen Falle von wesentlich geringerer Grössenordnung als diejenigen Drücke, welche sich bei den Getrieben ohne Direktkupplung ergeben. Ausserdem hat man es in der Hand, die restlichen Drücke durch die Wahl der Zahnradübersetzungen hinreichend einzuschränken.
Bei Einschaltung von Zwischenlagern entsprechend Fig. 5 kann das in dem nachgeschalteten Übersetzungsgetriebe vorgesehene Zwischenrad 7'erfindungsgemäss gleichzeitig zur Umsteuerung ausgenutzt werden. Zu diesem Zweck ist das Zwischenrad 7'gemäss Fig. 6 der Zeichnung in an sich bekannter Weise in einem um die Welle 6 schwenkbaren Rahmen 17 angeordnet. Durch eine Verschwenkung dieses Rahmens kann das Zwischenrad 7'in die punktierte Lage ausgeschwenkt werden. Hiebei wird gleichzeitig ein Umkehrzahnrad 18, dessen Achse 19 ebenfalls im Schwenkrahmen 17 befestigt ist, mit dem Hauptrad 8 in Eingriff gebracht, so dass das letztere nunmehr in umgekehrter
Drehrichtung umläuft.
Eine andere Art der Umschaltung ist in Fig. 7 wiedergegeben. Am Ende der Pumpenwelle 5 ist ein kleines Zahnrad 20 vorgesehen, das in das grosse Zahnrad 21 der Umsteuerwelle 22 kämmt.
Das Zahnrad 21 ist mit der Umsteuerwelle 22 dabei durch eine lösbare Kupplung 24, die beispielsweise eine Lamellenkupplung sein kann, verbunden. Das rechte Ende der Welle 22 trägt ein kleines Zahnrad 23, das unmittelbar in das Hauptrad 8 der Abtriebswelle 2 eingreift. Nach Einschaltung der Kupplung 24 werden somit das Hauptrad 8 und die Welle 2 unmittelbar von der Antriebsseite aus in umgekehrter Drehrichtung angetrieben.
Das Turbogetriebe 9 ist dabei entweder dauernd gefüllt oder es wird bei Einschaltung des Rückwärtsganges entleert. Im Falle der dauernden Füllung wird das vom Turbogetriebe 9 erzeugte Vorwärtsdrehmoment von dem durch die Übersetzung 3, 4, 20, 21, 2. 3, 8 erzeugten Rückwärtsdrehmoment überwunden, da dieses infolge der gewählten starken Untersetzung grosser ist als das vom Turbogetriebe 9 erzeugte Vorwärtsdrehmoment. Mit einer derartigen Umsteuerung sind zwar gewisse Energieverluste verbunden, welche sich allerdings insofern nur wenig störend für den Gesamtbetrieb bemerkbar machen, weil der Rückwärtsgang im praktischen Betriebe, z. B. bei Kraftwagen, Tanks usw., im allgemeinen nur verhältnismässig kurze Zeit. eingeschaltet zu werden braucht.
Demgegenüber weist aber diese Umsteuerung den sehr beachtlichen Vorteil auf, dass besondere Entleerungs-und Füll- vorrichtungen für das Turbogetriebe vermieden werden können.
Besteht das Turbogetriebe aus einem momentsteigernden Wandler, d. h. einem Turbogetriebe mit festem Leitapparat, so empfiehlt es sich, bei der Umsteuerung gleichzeitig den Leitapparat auszuschalten, um so dem Wandler die momentsteigernde Wirkung zu nehmen. Das vom Turbogetriebe 9 erzeugte Vorwärtsdrehmoment kann auf diese Weise wesentlich verringert werden, so dass das von der mechanischen Übersetzung 3, 4, 20, 21, 28 und 8 erzeugte Rückwärtsdrehmoment das vom Turbogetriebe 9 erzeugte Vonvärtsdrehmoment um so leichter überwinden kann.
Die verschiedenen Kupplungen des Direkt-und Rückwärtsganges sowie die Einrichtung zum Ausschalten des Leit-
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In dieser Stellung sind der Kraftkolben 30 für die Betätigung des Leitapparates sowie die Direkt- kupplung 10 ausgeschaltet, während die Schaltkupplung 24 eingeschaltet ist. Die Kraftübertragung erfolgt jetzt von der Welle 1 über Zahnradgetriebe 3,4 zur Welle 5, von dort über das Rückwärtsgetriebe 20, 21, Kupplung 24, Umsteuerwelle 22 und Zahnrad 23 zu dem Hauptrad 8 der Abtriebs- welle 2, welches infolge der Einschaltung des Zwischengetriebes nunmehr in umgekehrter Drehrichtung umläuft.
Wird die Forderung erhoben, dass mit einer höheren Geschwindigkeit rückwärts gefahren wird, so kann die Anordnung auch so getroffen werden, dass die Zahnradübersetzung ins Langsame allein herangezogen wird, ohne dass die Zahnradübersetzung ins Schnelle mit ausgenutzt wird. So könnte z. B. unter Fortfall des Ritzels 20 auf der Welle 1 ein Zahnrad angebracht werden, welches in das Zahnrad 21 eingreift, so dass im Falle des Rückwärtsganges die Kraft unter Umgehung der Übersetzung ins Schnelle 3 + 4 über die Räder 23 + 8 auf die Abtriebswelle 2 übertragen wird.
Die Erfindung kann vorteilhaft auch zum Bau von reinen Grosskupplungen turbomeehaniseher Art ausgestaltet werden, wenn es sich darum handelt, Maschinen grösster Leistung und Drehzahl mitten im Gang stossfrei ein-und auszuschalten.
Zu diesem Zweck kann beispielsweise bei der Ausführung nach der Fig. 1 das Turbogetriebe 9 als Turbokupplung hoher Drehzahl ausgebildet werden. Gegebenenfalls können mehrere Turbokupplungen mit ihren Ritzeln 4 und 7 konzentrisch um die Hauptzahnräder 3 und 8 angeordnet werden. Infolge der bei einer derartigen Anordnung selbsttätig eintretenden genau gleichmässigen Verteilung der Umfangskräfte können die Zahnräder auf einen entsprechenden Bruchteil der Zahnbreite verringert werden, wodurch eine erhebliche Verbilligung eintritt. Eine weitere Verbilligung wird dadurch erzielt, dass die Zahnräder nur während des Fahrens mit der Turbokupplung selbst belastet, während des Hauptbetriebes mit Direktkupplung dagegen ausgeschaltet sind.
Infolgedessen brauchen die teuren Zahnräder nur mit einer beschränkten Genauigkeit ausgeführt zu sein und können daher wesentlich billiger hergestellt werden.
Die während des Ein-und Ausschaltens auftretenden starken Torsionsschwingungen der Hauptwellen werden genau wie bei unmittelbarer Einschaltung der Turbokupplung zwischen die Wellen 1 und 2 für den nachfolgenden Übertragungsteil vollständig abgedämpft. In diesem Sinne stellt die Erfindung zugleich eine weitere Ausbildung der vom Patentinhaber vorgeschlagenen turbomechanischen Grosskupplungen dar, wie sie beispielsweise in der deutschen Patentschrift Nr. 374259 für eine abnutzungsfreie, hydraulische Einschaltung und darauffolgende Ausschaltung der hydraulischen Verluste durch mechanische Direktkupplung angegeben worden sind.
Für die Direktkupplung können nicht nur Verzahnungs-oder Strömungskupplungen, sondern auch alle Arten von Reibungs-, Lamellen-, Scheiben-, Bremsband-oder Überholungskupplungen benutzt werden.
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Turbomechanical high-speed transmission, in particular for motor vehicles.
Mechanical gears have been combined with turbo gears in various ways, partly in order to switch on a high speed ratio between the drive shaft and the pump shaft of the turbo gearing, partly in order to obtain a sufficiently strong and possibly reversible low speed ratio from the turbine shaft of the turbo gearing to the output shaft.
The problem with turbo transmissions of this type is that the drive and output shafts are at an unfavorable distance from one another or an unfavorable position to one another, as a result of which the transmission housings acquire a jagged and often insufficiently rigid shape, which, as a result of the deformations that then occur, leads to poor running and leads to a relatively rapid wear of the transmission. Furthermore, the previous designs have the disadvantage that in direct gear, that is, when the turbo transmission is locked, a considerable number of gears are under power, which results in unnecessary bearing loads and a number of different types of losses.
The invention seeks to improve the known turbo-mechanical transmissions, in which the turbo transmission is preceded by a mechanical transmission to speed and a mechanical transmission to slow is connected downstream. The invention achieves this improvement in that the main drive shaft and the main output shaft are arranged coaxially and are connected to one another by a releasable coupling.
The coaxial arrangement of the two mechanical transmissions offers the advantage that a direct clutch can be installed particularly easily. Furthermore, the accuracy of the manufacture and the assembly of the transmission are facilitated by this. With direct gear, all gears and their bearings are completely relieved of forces, so that they idle noiselessly. At the same time, the turbo transmission is automatically deactivated and its losses are eliminated. Due to the spatial combination of the mechanical transmission part, the design of the housing for the gearwheels as well as for the turbo part can be considerably simplified. This also results in a significant shortening of the overall transmission. In addition, the accessibility, the inspection, the expansion and the repair are considerably facilitated.
It should also be mentioned that the invention of the drive of the auxiliary machines, for. B. the return or control pumps, can be designed particularly favorably, since the auxiliary shafts and the turbo transmission can assume any position around the main shafts. In addition to all these advantages, there is finally the main advantage offered by the upstream connection of a speed-up ratio, first proposed by the patent holder, by reducing the turbo transmission, accelerating filling and emptying, etc.
The drawing shows various exemplary embodiments of the invention, on the basis of which, in addition to the main features mentioned, further characteristics of the invention are explained.
In all of the figures, 1 denotes the main drive shaft, 2 the main output shaft, 3 and 4 the upstream high-speed gear ratio, 5 the pump shaft, 6 the turbine shaft, 7 and 8 the subsequent low-speed gear ratio, 9 the turbo part of the transmission and 10 the direct clutch. The turbo part 9 of the transmission can consist of a converter or a clutch or several or a combination of any number of converters and clutches. The turbo part can also be formed by a converter, the diffuser of which can be made inactive in a known manner by allowing it to run or by axially removing it from the circuit.
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In the embodiment according to FIG. 1, the direct coupling 10 is designed as a toothed coupling. The two coupling halves 11 and 12 are seated directly next to the associated gears 3 and 8. By shifting the coupling half 12, for example, the teeth can be brought into engagement. The main drive shaft 1 and the main output shaft 2 are then directly connected to one another by bridging the turbo part 9. The turbo part 9 can, as indicated by dashed lines, be supplemented by a second circuit.
In the embodiment according to FIG. 2, a hydraulic fluid coupling 10 is provided as a direct coupling. This clutch is switched on and off in a known manner by filling or emptying.
In the embodiment according to FIGS. 3 and 4, the direct clutch consists of a ring gear J, 14.
This ring gear can be moved axially by means of a rod 15 and an adjusting sleeve 16.
As can be seen from FIG. 4, the teeth 14 have a cross section which is adapted to the cross section of the gaps between the teeth of the two main gears 3 and 8. The teeth 14 can consequently be in the gaps of the teeth of the main gears that have been extended for this purpose. 3 and 8 are moved and thus establish a direct connection of the wheels 3 and 8 and thus the shafts 1 and 2.
For the timely and consistent actuation of the necessary circuits, various switching and interlocking devices have been specified earlier by the patent holder in German patent specification No. 559972.
Should difficulties arise in some cases in accommodating the gears of the upstream and downstream transmission gears, it is advisable to provide intermediate gears in both gears, by means of which the size of the gears can be reduced. Fig. 5 shows an embodiment, u. between the two intermediate gears are designated here with 4 'and 7'. In this embodiment, an unequal transmission ratio is also assumed for the upstream and downstream gear transmission. Such a design of the transmission ratio makes it possible to compensate for the slip of the turbo part 9 and thus to bring the shafts 1 and 2 to completely the same speeds, which facilitates the engagement of the direct clutch 10.
Certain tooth and bearing pressures result from the constant engagement of the turbo transmission; In any practical case, however, these are of a much lower order of magnitude than the pressures that result in transmissions without direct clutch. It is also up to you to adequately limit the remaining pressures by choosing the gear ratios.
When intermediate bearings are switched on according to FIG. 5, the intermediate gear 7 ′ provided in the downstream transmission gear can, according to the invention, be used simultaneously for reversing. For this purpose, the intermediate wheel 7 ′ according to FIG. 6 of the drawing is arranged in a manner known per se in a frame 17 which can be pivoted about the shaft 6. By pivoting this frame, the intermediate gear 7 ′ can be pivoted out into the dotted position. At the same time, a reversing gear 18, the axis 19 of which is also fastened in the swivel frame 17, is brought into engagement with the main gear 8 so that the latter is now reversed
Direction of rotation.
Another type of switching is shown in FIG. At the end of the pump shaft 5, a small gear 20 is provided which meshes with the large gear 21 of the reversing shaft 22.
The gear 21 is connected to the reversing shaft 22 by a releasable coupling 24, which can be, for example, a multi-plate coupling. The right end of the shaft 22 carries a small gear 23 which engages directly in the main gear 8 of the output shaft 2. After switching on the clutch 24, the main wheel 8 and the shaft 2 are thus driven directly from the drive side in the opposite direction of rotation.
The turbo transmission 9 is either permanently filled or it is emptied when the reverse gear is engaged. In the case of permanent filling, the forward torque generated by the turbo gear 9 is overcome by the reverse torque generated by the ratio 3, 4, 20, 21, 2, 3, 8, as this is greater than the forward torque generated by the turbo gear 9 due to the high reduction selected . Certain energy losses are associated with such a reversal, which, however, have little disruptive effect on the overall operation because the reverse gear in practical operations, e.g. B. in cars, tanks, etc., generally only for a relatively short time. needs to be turned on.
In contrast, however, this reversal has the very considerable advantage that special emptying and filling devices for the turbo transmission can be avoided.
If the turbo transmission consists of a torque-increasing converter, d. H. a turbo transmission with a fixed diffuser, it is advisable to switch off the diffuser at the same time when reversing in order to take away the torque-increasing effect of the converter. The forward torque generated by the turbo transmission 9 can be significantly reduced in this way, so that the reverse torque generated by the mechanical transmission 3, 4, 20, 21, 28 and 8 can overcome the forward torque generated by the turbo transmission 9 all the more easily.
The various clutches of the direct and reverse gear as well as the device for switching off the master
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In this position, the power piston 30 for the actuation of the guide apparatus and the direct clutch 10 are switched off, while the clutch 24 is switched on. The power is now transmitted from shaft 1 via gear 3, 4 to shaft 5, from there via reverse gear 20, 21, clutch 24, reversing shaft 22 and gear 23 to main gear 8 of output shaft 2, which occurs as a result of switching on the intermediate gear now rotates in the opposite direction of rotation.
If the requirement is made that the vehicle is driven backwards at a higher speed, the arrangement can also be made so that the gear ratio is used in slow motion alone, without the gear ratio being used at high speed. So could z. B. with omission of the pinion 20 on the shaft 1 a gearwheel which engages in the gearwheel 21, so that in the case of reverse gear, the power bypassing the translation into high speed 3 + 4 via the wheels 23 + 8 on the output shaft 2 is transmitted.
The invention can advantageously also be designed for the construction of pure large clutches of the turbomehanic type when it is a question of switching machines with the greatest power and speed on and off without bumps in the middle of the gear.
For this purpose, for example in the embodiment according to FIG. 1, the turbo transmission 9 can be designed as a high-speed turbo coupling. If necessary, several turbo couplings with their pinions 4 and 7 can be arranged concentrically around the main gears 3 and 8. As a result of the precisely even distribution of the circumferential forces which occurs automatically with such an arrangement, the gears can be reduced to a corresponding fraction of the tooth width, which results in a considerable reduction in price. A further reduction in price is achieved by the fact that the gearwheels are only loaded while driving with the turbo clutch, while they are switched off during main operation with direct clutch.
As a result, the expensive gears only need to be designed with limited accuracy and can therefore be manufactured much cheaper.
The strong torsional vibrations of the main shafts that occur during switching on and off are completely attenuated for the following transmission part, exactly as when the turbo coupling is switched on directly between shafts 1 and 2. In this sense, the invention also represents a further development of the turbomechanical large clutches proposed by the patentee, as specified, for example, in German Patent No. 374259 for wear-free hydraulic engagement and subsequent elimination of hydraulic losses through mechanical direct clutch.
For the direct coupling, not only toothed or fluid couplings, but also all types of friction, multi-plate, disc, brake band or overrunning clutches can be used.
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