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Hydrodynamisch-mechanisches Getriebe für Kraftfahrzeuge Die Erfindung
betrifft ein hydrodynamisch-mechanisches Getriebe für Kraftfahrzeuge mit einem hydrodynamischen
Drehmomentenwandler, der ein mit der Antriebswelle verbundenes Pumpenrad, ein mit
der Abtriebswelle verbundenes Turbinenrad und ein Leitrad aufweist. wobei das Leitrad
durch ein zwischen das Pumpenrad und das Leitrad eingeschaltetes, mit Schaltmitteln
versehenes Umlaufräderwechselgetriebe angetrieben werden kann.
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Bei hydrodynamischen Drehmomentwandlem ist es bekannt, die Leitradschaufeln
soweit wie möglich in Vorwärtsrichtung zu neigen, um einen maximalen Wirkungsgrad
und den höchstmöglichen Kupplungspunkt zu erreichen. Wie leicht einzusehen, sind
bezigi_ich dieser Vorwärtsneigung der Leitradschaufeln feste physikalische Grenzen
gegeben. Diese Grenzen ergeben sich dadurch, daß die Schaufeln, wenn man sie mehr
und mehr in Vorwärtsrichtung neigt, sich einander nähern und den Abfluß des Strömungsmittels
aus dem Leitrad zum Pumpenrad versperren.
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Des weiteren ist es bei hydrodynamischen Drehmomentwandlern mit einer
einzigen Gruppe von Leitradschaufeln bekannt, daß diese Schaufeln nur in der Lage
sind, innerhalb des ganzen Drehmomentenumwandlungsbereiches den Strömungsmittelfluß
zum Pumpenrad im wesentlichen unter dem gleichen Strömungswinkel weiterzuleiten.
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Schließlich ist es bekannt, zwischen Pumpenrad und Leitrad eines hydrodynamischen
Drehmomentenwandlers ein Umlaufräderwechselgetriebe zu schalten und durch dieses
das Leitrad mit verschiedenen Drehzahlen zu treiben.
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Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, derartige hydrodynamisch-mechanische
Getriebe für Kraftfahrzeuge zu verbessern. Erfindungsgemäß wird dies :dadurch erreicht.
daß ein erstes Glied des Umlaufräderwechselgetriebes mit dem mit der Antriebswelle
verbundenen Pumpenrad des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers verbunden ist. ein
zweites Glied mit dem Leitrad verbunden ist und das zweite Glied und ein drittes
Glied durch Schaltmittel wahlweise festbremsbar sind.
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Das hydrodynamisch-mechanische Getriebe hat, allgemein ausgedrückt,
den Vorteil, daß ein großes Anfahrdrehmoment erzielt und der Wirkungsgrad erhöht
wird. lm einzelnen ist durch das Getriebe nach der Erfindung das Drehmomentenverhältnis
zwischen dem Antriebsteil und dem Abtriebsteil über einen wesentlich größeren Teil
des Drehmomentenverhältnisses zwischen Antriebsteil und Abtriebsteil stufenlos veränderlich
und eine Mehrzahl verschiedener Bereiche stufenlos veränderlicher Dremomentenumwandlungen
einstellbar. Auf Grund des Aufbaues des Getriebes nach der Erfindung empfängt das
Umlaufräderwechselgetriebe nicht ein Vielfaches, wie dies bei üblichen Getriebeanordnungen
der Fall ist, sondern nur einen Bruchteil des Maschinendrehmomentes, es braucht
daher bei weitem nicht so stark ausgebildet zu werden, sondern läßt sich kleiner
und billiger ausbilden als die mechanischen Getriebe in üblichen hydrodynamisch-mechanischen
Getrieben. Die durch die Zusammenschaltung von Umlaufräderwechselgetriebe und hydrodynamischemDrehmomentenwandler
geschaffenen verschiedenen, stufenlos änderbaren Drehmomentenumwandlungsbereiche
führen zu unterschiedlichen Gesamtwirkungsgraden und Drehmomentenverhältnissen zwischen
Turbinen- und Pumpenrad bei maximalen Wirkungsgraden an verschiedenen Stellen des
auf Turbinen- und Pumpenrad bezogenen Drehzahlverhältnisbereiches.
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Ein weiterer Vorteil des Getriebes liegt darin, daß es mit einer K-Faktorkurve
arbeitet, die sich über einen wesentlich größeren Bereich erstreckt als diejenige
bei üblichen hydrodynamischen Drehmomentenwandfern.
Unter dem K-Faktor
wird eine Größe verstanden, die gleich der Eingangsdrehzahl geteilt durch die Quadratwurzel
des Eingangsdrehmomentes ist. Dies heißt mit anderen Worten, daß der Kupplungspunkt
(bei dem das Drehmomentenverhältnis 1:1 ist) auf ein höheres Turbinenrad-Pumpenrad-Drehzahlverhältnis
verschoben ist und daß so das Getriebe in einem größeren Antriebsbereich wirksam
werden kann.
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Die Größe des K-Faktors am Kupplungspunkt minus der Größe des K-Faktors
am Instabilitätspunkt bezeichnet man als die Arbeitsspanne eines hydrodynamischen
Drehmomentenwandlers, welche unmittelbar dem Bereich proportional ist, in dem ein
Drehmomentenwandler eine Drehmomentenvervielfachung vornehmen kann. Ein Vorteil
der Erfindung liegt darin, daß sie eine ganz erhebliche Vergrößerung dieser Arbeitsspanne
ermöglicht.
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Bei verschiedenen Anwendungen des hydrodynamischen Drehmornentenwandlers,
z. B. bei Traktoren, ist es erforderlich, d'aß der Drehmomentenwandler keinen Freilauf
an seinem Leitrad aufweist, da das Leitrad unter bestimmten Arbeitsbedingungen überaus
großen Reaktionsmomenten unterliegt. Bekannterweise fällt bei Drehmomentenwandlern
mit stationärem Leitrad bei hohen Drehzahlverhältnissen zwischen Turbinenrad und
Pumpenrad der Wirkungsgrad sehr stark ab; dieses unerwünschte Merkmal wird durch
die vorliegende Erfindung ausgeschaltet, indem der hydrodynamsiche Drehmomentenwandler
mit dem Umlaufräderwechselgetriebe in solcher Weise kombiniert wird, daß auf den
Freilauf unter dem Leitrad verzichtet werden kann, ohne daß der übliche Wirkungsgradabfall
bei hohen Turbinenrad-Pumpenrad-Drehzahlverhältnissen auftritt.
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Auf Grund der verbesserten Wirkungsgrade; die die vorliegende Anordnung
im Bereich hoher Turbinenrad-Pumpenrad-Drehzahlverhältnisse mit sich bringt, wird
die Wärmeerzeugung bei einem vorgegebenen Eingangsdrehmoment wesentlich vermindert.
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Bei der Anordnung von hydrodynamischem Drehmomentenwandler und Umlaufräderwechselgetriebe
kann das Getriebe so gesteuert werden, daß ein Antrieb entsteht, bei dem zwischen
Turbinen- und Pumpenrad kein Schlupf und auch nicht der übliche Wirkungsgradverlust
eintritt.
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Gemäß einem weiteren Merkmal der Erfindung kann das hydrodynamisch-meohanische
Getriebe so ausgeführt sein, daß der Umlaufräderträger mit dem Leitrad und das Sonnenrad
mit dem Pumpenrad verbunden sein kann, wobei auf das Ringrad und den Umlaufräderträger
wahlweise einschaltbare Schaltmittel wirken. Es kann aber auch der Umlaufräderträger
mit dem Leitrad und das Ringrad mit dem Pumpenrad verbunden sein und der Umlaufräderträger
und das Sonnenrad wahlweise abbremsbar sein. Bei einer anderen Ausführungsform ist
erfindungsgemäß das Sonnenrad mit dem Leitrad und der Umlaufräderträger mit dem
Pumpenrad verbunden, und das Ringrad und das Sonnenrad sind wahlweise festbremsbar.
Schließlich ist es vorteilhaft, das Sonnenrad mit dem Leitrad und das Ringrad mit
dem Pumpenrad zu verbinden, wobei der Umfaufräderträger und das Sonnenrad wahlweise
festbremsbar sind.
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In den Zeichnungen sind in der Beschreibung näher erläuterte Ausführungsbeispiele
des hydrodynamisch-mechanischen Getriebes nach der Erfindung dargestellt. In der
Zeichnung zeigt Fig. 1 eine schematische Darstellung einer Ausführungsform des Getriebes
nach der Erfindung, Fig. 2 ein Diagramm zur Erläuterung der Betriebsbedingungen
in dem Getriebe der Fig. 1 in verschiedenen, stufenlos änderbaren Drehmomentenumwandlungsbereichen.
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Fig. 3 ein Kennlinienblatt für das in Fig. 1 dargestellte Getriebe,
Fig. 4 eine schematische Darstellung einer abgewandelten Ausführungsform, Fig.4A
ein Kennlinienblatt für das Getriebe gemäß Fig. 4 und Fig. 5 bis 7 schematische
Darstellungen abgewandelter Ausführungsformen, bei denen die drei Bauelemente des
hydrodynamischen Drehmomentenwandlers in verschiedener Weise mit den Gliedern des
Umlaufräderwechselgetriebes verbunden sind, um eine Mehrzahl von stufenlos veränderbaren
Drehmomentenumwandlungsbereichen zu schaffen.
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Wie die Fig. 1 der Zeichnungen zeigt, besteht das hydrodynamisch-mechanische
Getriebe aus einer Antriebswelle 10, einer Abtriebswelle 11, einem generell mit
dem Bezugszeichen 12 belegten hydrodynamischen Drehmomentenwandler und einem generell
mit dem Bezugszeichen 13 bezeichneten Umlaufräderwechselgetriebe.
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Der hydrodynamische Drehmomentenwandle.r 12 enthält ein mit Schaufeln
versehenes Pumpenrad 14, ein mit Schaufeln versehenes Turbinenrad 15 und ein mit
Schaufeln versehenes Leitrad 16. Jedes der Schaufelräder des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers
weist innere und äußere Gehäuseteile auf, welche in ihrer Gesamtheit ein Toroid
bilden. Das von den Gehäusen der Drehmomentenwandlerteile gebildete Toroid ist mit
einem unter Druck stehenden Strömungsmittel angefüllt. Die Schaufeln des Pumpenrades
14 werden unmittelbar von der Antriebswelle 10 angetrieben, um dem Strömungsmittel
eine Rotationsbewegung in Vorwärtsrichtung, d. h. in Richtung der Pfeile 17 a bis
17 e der Fig. 2, zu erteilen, während das Pumpenrad gleichzeitig dem Strömungsmittel,
wie in Fig. 1 durch den Pfeil 18 angegeben, eine toroidförmige Bewegung erteilt.
Es ist ersichtlich, daß die Schaufeln des Pumpenrades 14 dem teroidförmig durch
den hydrodynamischen Drehmomentanwandler 1.2 umlaufenden Strömungsmittel kinetische
Energie zuführen.
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Die Gestalt der Schaufeln des Turbinenrades 15 ist aus Fig. 2 zu ersehen.
Die Turbinenschaufeln haben die Aufgabe, die kinetische Energie des Strömungsmittels
aufzunehmen, um die unmittelbar damit verbundene Abtriebswelle 11 anzutreiben. Die
Bezugspfeile 19a bis 19e der Fig. 2 geben die Umlaufrichtung des Strömungsmittels
leim Verlassen der Turbinenschaufeln an.
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Nach dem Verlassen der Turbinenschaufeln gelangt das Strömungsmittel
zu den Schaufeln des Leitrades 16 und wird dort vor der erneuten Zufuhr zum Pumpenrad
wieder in Vorwärtsrichtung umgelenkt. Die Bezugspfeile 20a bis 20e geben die Drehrichtung
des Strömungsmittels beim Verlassen der Leitradschaufeln unter verschiedenen Betriebsbedingungen
an.
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Das Umlaufräderwechselgetriebe 13 ist zwischen dem Pumpenrad 14 und
dem Leitrad 16 eingeschaltet. Das Umlaufräderwechselgetriebe 13 enthält einen vorderen
Getriebeteil mit einem Sonnenrad 21, das unmittelbar mit dem Pumpenrad 14 drehfest
verbund
'en ist, einem Umlaufräderträger 22, der unmittelbar mit
dem Leitrad 16 drehfest verbunden ist, und eine Mehrzahl von auf dem Umlaufräderträger
22 angeordneten Umlaufrädern 23, die einerseits mit dem Sonnenrad 21 und andererseits
mit einem Ringrad 24 im Eingriff stehen.
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Das Umlaufräde,rwechselgetriebe 13 enthält ferner einen hinteren Getriebeteil
mit einem Sonnenrad 25, welches unmittelbar mit dem Ringrad 24 des vorderen Getriebeteiles
drehfest verbunden ist, einem Umlaufräderträger 26 zur Lagerung einer Mehrzahl von
Umlaufrädern 27, welche einerseits mit dem Sonnenrad 25 und andererseits mit einem
Ringrad 28 im Eingriff stehen, welches drehfest mit der Abtriebswelle 11 und dem
Turbinenrad 15 verbunden ist. Zur Schaltung des Umlaufräderwechselgetriebes 13 dient
eine Mehrzahl von Schaltmitteln. Zu diesen Schaltmitteln gehört eine Bremse B 1
für den Umlaufräderträger 22 und das Leitrad 16, eine Bremse B 2 für das Ringrad
24 und eine EinwegbremseB 3, welcheeine Rückdrehung des Umlaufräderträgers 26 verhindert,
aber dessen Freilauf in Vorwärtsrichtung ermöglicht.
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Wenn die Schaltmittel B 1, B 2 und B 3 wahlweise eingerückt
werden, um die zugeordneten Umlaufrädergetriebeglieder festzubremsen, liefert der
hydrodynamische Drehmomentenwandler 12 verschiedene, stufenlos veränderbare Drehmomentenumwandlungsbereiche.
In Fig. 3 sind die Wirkungsgrade, die Drehzahlverhältnisse und K-Faktoren für die
verschiedenen Bereiche der durch das kombinierte hydrodynamisch-mechanische Getriebe
stufenlos veränderbaren Drehmomente in Abhängigkeit von der Betätigung der Schaltmittel
B 1, B 2 und B 3 dargestellt.
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Es soll nunmehr die Arbeitsweise des hydrodynamisch-mechanischen Getriebes
bei einer wahlweisen Betätigung der Bremsen B 1 und B 2 und der Einwegbremse
B 3 beschrieben werden.
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Wenn die Bremse B 1 eingerückt wird, werden der Umlaufräderträger
22 und das Leitrad 16 festgehalten, so daß der hydrodynamische Drehmomentenwandler
12 genauso arbeitet wie ein drei Bauelemente aufweisender Drehmomentenwandler mit
einem stationären Leitrad. Die Wirkungsgradkurve für das kombinierte hydrodynamisch-mechanische
Getriebe bei angezogener Bremse B 1 ist in Fig. 3 mit 30 angegeben und ausgenommen
des ausgewählten Bereiches gestrichelt dargestellt. Die Drehmomentenverhältniskurve
31 bei eingerückter Bremse ist in Abhängigkeit von dem Turbinenrad-Pumpenrad-Drehzahlverhältnis
aufgetragen, wobei ausgenommen des ausgewählten Bereiches diese gestrichelt dargestellt
ist, während die K-Faktorkurve für das kombinierte hydrodynamischmechanische Getriebe
bei angezogener Bremse B 1 durch die K-Faktorkurve 32 dargestellt wird. Es versteht
sich, daß die Wirkungsgradwerte in Prozenten angegeben sind und dem 100fachen Produkt
aus Turbinenrad-Pumpenrad-Drehzahlverhältnis und Turbinenrad-Pumpenrad-Drehmomentenverhältnis
entsprechen. Die Drehmomentenverhältniskurve 31 gibt das Turbinenrad-Purnpenrad-Drehmomentenverhältnis
gegenüber dem Turbinenrad-Pumpenrad-Drehzahlverhältnis wieder. Die K-Faktorkurve
32 gibt das Verhältnis zwischen der Größe
und dem Turbinenrad-Pumpenrad-Drehzahlverhältnis wieder. Wenn die Bremse B 1 eingerückt
ist, läuft das Sonnenrad 21 mit der Antriebswelle 10 und dem Pumpenrad 14 in Vorwärtsrichtung
um, wodurch das Ringrad 24 entgegengesetzt gedreht und auch das Sonnenrad 25 in
entgegengesetzter Drehrichtung mitgenommen wird. Wenn man davon ausgeht, daß die
Bremse B 1 erst bei höheren Turbinenrad-Pumpenrad-Drehzahlverhältnissen eingerückt
wird, dreht sich zu dem Zeitpunkt, zu dem die Bremse B 1 eingerückt wird, das Ringrad
28 mit so großer Drehzahl in Vorwärtsrichtung, daß der Umlaufräderträger 26 entweder
stehenbleibt oder trotz des entgegengesetzt umlaufenden Sonnenrades 25 etwas in
Vorwärtsrichtung gedreht wird.
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Wenn die Bremse B 2 eingerückt wird, um das Ringrad 24 festzuhalten,
läuft das Sonnenrad 21 zusammen mit dem Pumpenrad 14 in Vorwärtsrichtung um, wodurch
auch der Umlaufräderträger 22 und mit ihm das Leitrad 16 in Vorwärtsrichtung gedreht
werden. Auf diese Weise rotiert das Leitrad 16 in Vorwärtsrichtung, jedoch mit geringerer
Drehzahl als das Pumpenrad 14, solange die Bremse B 2 angezogen ist. Zu diesem Zeitpunkt
hat eine Drehung des Turbinenrades eine Drehung der Abtriebswelle 11 und des hinteren
Ringrades 28 in Vorwärtsrichtung zur Folge, wobei der Umlaufräderträger 26 nur um
das feststehende Sonnenrad 25 läuft. Die Einwegbremse B 3 wird selbständig gelöst
oder ist so ausgebildet, daß sie in Vorwärtsrichtung überlaufen wird.
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Die Vorwärtsdrehung des Leitrades 16, die sich auf Grund der Drehmomentenvervielfachung
durch den vorderen Getriebeteil bei angezogener Bremse B 2 ergibt, hat zur Folge,
daß das innerhalb des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers 12 toroidförmig zirkulierende
Strömungsmittel vor der Rückkehr zum Pumpenrad 14 in stärkerem Maße in Vorwärtsrichtung
abgelenkt wird, als dies bei unbewegtem Leitrad 16 der Fall ist. Die Betriebskennlinien
von hydrodynamischem Drehmomentenwandler und Umlaufräderwechselgetriebe bei angezogener
Bremse B 2 sind in Fig. 3, ausgenommen des ausgewählten Bereichs, mit punktierten
Linien eingezeichnet. Die zugehörige Wirkungsgradkurve trägt das Bezugszeichen 33,
die Drehmomentenverhältniskurve das Bezugszeichen 34 und die K-Faktorkurve das Bezugszeichen
35 a.
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Wenn beide Bremsen B 1 und B 2 gelöst sind, bildet der
Umlaufräderträger 26 des hinteren Getriebeteils das Reaktionselement des Umlaufräderwechselgetriebes
13. An der Instabilitätsgrenze bei stehendem Turbinenrad 15 und stehender Abtriebswelle
11 ist auch das Ringrad 28 des hinteren Getriebeteils unbewegt und demgemäß auch
das Sonnenrad 25 des hinteren Getriebeteils und das Ringrad 24 des vorderen Getriebeteils.
Auf diese Weise hat die Vorwärtsdrehung des Sonnenrades 21 und des Pumpenrades 14
an der Instabilitätsgrenze zur Folge, daß die Umlaufräder 23 innerhalb des feststehenden
Ringrades 24 umlaufen und der Umlaufräderträger 22 und das Leitrad 16 in Vorwärsrichtung
rotieren. Auf diese Weise wird das Strömungsmittel vor dem Wiedereintritt in das
Pumpenrad 14 noch weiter in Vorwärtsrichtung abgelenkt.
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Sobald das Turbinenrad 15 beginnt, sich in Vorwärtsrichtung zu drehen,
beginnt auch eine Vorwärtsdrehung der Abtriebswelle 11 und des Ringrades 28, wobei
die Reaktion am Umlaufräderträger 26 in Gegenrichtung erfolgt, so daß der Umlaufräderträger
26 durch die Einwegbremse B 3 festgehalten wird.
Das Sonnenrad 25
des hinteren Getriebeteils läuft somit in Gegendrehrichtung um und nimmt dabei das
Ringrad 24 des vorderen Getriebeteils mit. Das Ringrad 24 läuft also rückwärts,
wägend das Sonnenrad 21 in Vorwärtsrichtung umläuft. Der Umlaufräderträger 22 und
das Leitrad 16 rotieren mit unterschiedlichen Drehzahlen, die bestimmt werden durch
die relativen Umfangsgeschwindigkeiten von Ringrad 24 und Sonnenrad 21. Der vordere
Getriebeteil weist ein zuvor festgelegtes Drehzahlverhältnis zwischen Sonnenrad
21 und Ringrad 24 auf. Auch der hintere Getriebeteil weist gleichermaßen ein zuvor
festgelegtes Drehzahlverhältnis zwischen Sonnenrad 25 und Ringrad 28 auf. Immer,
wenn die Drehzahl des Pumpenrades 14 und des Sonnenrades 21 größer wird als das
Produkt aus Drehzahl des Turbinenrades 15 und dem Verhältnis von Ringrad 24 zu Sonnenrad
21 beim vorderen Getriebeteil und ferner dem Verhältnis von Ringrad 28 zu Sonnenrad
25 beim hinteren Getriebeteil, rotieren der Umlaufräderträger 21 und das Leitrad
16 in Vorwärtsrichtung. Wenn die Drehzahl des Pumpenrades 14 geringer ist als das
Produkt aus Drehzahl des Turbinenrades 15 und dem Verhältnis Ringrad 24 zu
Sonnenrad 21 beim vorderen Getriebeteil und ferner dem Verhältnis Ringrad 28 zu
Sonnenrad 25 beim hinteren Getriebeteil, rotiert das Leitrad 16 in entgegengesetzter
Richtung. Es ist offensichtlich, daß das Leitrad 16 im Instabilitätspunkt in Vorwärtsrichtung
mit einer Drehzahl umläuft, welche die größte gegenüber der Drehzahl des Pumpenrades
14 ist. Wenn das Turbinenrad 15 beschleunigt, um das Ringrad 24 des vorderen Getriebeteils
mit zunehmender Drehzahl in entgegengesetzter Richtung zu drehen, rotiert das Leitrad
16 langsamer in Vorwärtsrichtung und kommt nach und nach zum Stillstand. Wenn die
Drehzahl des Turbinenrades 15 gegenüber der Drehzahl des Pumpenrades noch größer
wird, beginnt sieh das Leitrad 16 in rückwärtiger Richtung zu drehen, wobei die
Geschwindigkeit dieser rückwärtigen Drehung stetig zunimmt.
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Die Arbeitskennlinien des hydrodynamisch-mechanisches Getriebes bei
gelösten Bremsen B 1 und B 2
und eingerückter Einwegbremse B 3 sind
in Fig. 3, ausgenommen des ausgewählten Bereiches, durch kurzgestrichelte Linien
dargestellt. Die Wirkungsgradkurve ist mit 35, die K-Faktorkurve mit 36 und die
Drehmomentenverhältniskurve mit 37 bezeichnet.
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Eine Betrachtung der Fig. 3 zeigt, daß der Gesamtwirkungsgrad von
hydrodynamischemDrehmomentenwandler und Umlaufräderwechselgetriebe bei angezogener
Einwegbremse B 3 bei Turbinenrad-Pumpenrad-Drehzahlverhältnissen zwischen 0,4 und
0,5 ein Maximum erreicht; daß der Wirkungsgrad aber oberhalb 0.5 sehr stark abfällt
und ungefähr beim Drehzahlverhältnis 0,67 den Kupplungspunkt erreicht. Wie die Drehmomentenverhältniskurve
37 zeigt, ist unter diesen Bedingungen imInstabilitätspunkt ein sehr hohes Drehmomentenverhältnis
vorhanden, welches ziemlich starkzumKupplungspunkt bei einem Drehzahlverhältnis
bei 0,67 abfällt.
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Der Wirkungsgrad des hydrodynamisch-mechanischen Getriebes ist maximal,
wenn das Leitrad 16 eine mittlere Drehzahl aufweist, während bei angezogener Bremse
B2 der maximale Wirkungsgrad i bei relativ hohen Drehzahlverhältnissen liegt. In
ähnlicher Weise fällt das Drehmomentenverhältnis bei angezogener Bremse B 2 nicht
eher auf den Wert 1:1 ab, als bis ein Drehzahlverhältnis von etwa 0,94 oder 0,95
erreicht ist. Es ist somit erkennbar, daß durch eine selektive Steuerung der beiden
Bremsen B 1 und B 2 und des weiteren auch durch Steuerung des Einrückens der Einwegbremse
B 3 der Vorteil vergrößerter Wirkungsgrade ausgenutzt werden kann, die sich in den
durch das Getriebe geschaffenen verschiedenen stufenlos änderbaren Drehmomentenumwandlungsbereichen
ergeben.
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Um das Einrücken der Bremsen B 1 und B 2 zu steuern, ist es lediglich
erforderlich, ein Meßglied vorzusehen, welches auf das Drehzahlverhältnis zwischen
Turbinenrad und Pumpenrad anspricht. Eine solche Meßvorrichtung kann relativ einfach
sein, da es wegen der stufenlos änderbaren Betriebskennlinien des Getriebes keinesweg
kritisch ist, das Einrücken und Ausrücken der Bremsen unveränderlich genau auf einem
Punkt zu halten. Eine befriedigende Anordnung zur Steuerung des Einrückens der Bremsbänder
B 1 und B2, welche in Fig. 1 dargestellt ist, soll nachfolgend beschrieben
werden. Diese Vorrichtung enthält in einem Ventilgehäuse 39 einen Ventilkörper 38.
Der Ventilkörper 38 ist in einer Bohrung 40 des Ventilgehäuses 39 hin- und herverschieblich
gelagert. Eine Druckmittelleitung 41 steht über Anschlußöffnungen 42 und 43 mit
der Bohrung 40 in Verbindung. Abflußöffnungen 44 und 45 führen zu den Stellmotoren
der Bremsen B 1 und B 2. Dem Ventilkörper 38 wird an beiden Enden
ein Strömungsmittel unter Druck zugeführt. Eine Rückstellfeder 46 sorgt dafür, daß
derVentilkörper 38 bei feststehendem Pumpenrad 14 und feststehendem Turbinenrad
15 in die linke Ruhesteliung gedrückt wird. Zwei Druckmittelpumpen 47 bzw. 48 sind
so angeordnet, daß sie zusammen mit dem Pumpenrad 14 bzw. dem Turbinenrad 15 umlaufen.
Von diesen Druckmittelpumpen 47 und 48 führen Druckmittelleitungen 49 und 50 zu
den gegenüberliegenden Enden der Bohrung 40. Auf diese Weise wirkt der Strömungsmitteldruck
von der Druckmittelpumpe 47 im Instabilitätspunkt, wenn das Drehzahlverhältnis gleich
Null ist, auf das rechte Ende des Ventilkörpers 38 ein und sorgt zusammen mit der
Rückstellfeder 46 dafür, daß der Ventilkörper in der linken Einstellung verbleibt,
in der die beiden Abflußöffnungen 44 und 45 geschlossen sind. Wenn das Turbinenrad
15 beschleunigt und eine Drehzahl erreicht, bei der das Turbinenrad-Pumpenrad-Drehzahlverhältnis
etwa 0,51 beträgt, steigt durch die Druckmittelpumpe 48 erzeugte Strömungsmitteldruck
genügend stark an, 'um den Ventilkörper 38 nach rechts zu drücken, so daß die Nut
51 die Anschlußöffnung 42 mit der Abflußöffnung 44 verbinden kann, welche zum Stellmotor
der Bremse B 1 führt. Bei einem Drehzahlverhältnis von etwa 0,76 bewegt sich der
Ventilkörper 38 noch weiter nach rechts, um dabei die Anschlußöffnung 42 von der
Abflußöffnung 44 zu trennen und die Anschlußöffnung 43 und die Abflußöffnung 45
über die Nut 52 zu verbinden und die Bremse B 2 zu betätigen.
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Während das Steuerventil der Fig. 1 die wahlweise Betätigung der Bremsen
B 1 und B 2 auslöst, versteht es sich, daß die Einwegbremse B 3 den
Umlaufräderträger 26 des hinteren Getriebeteiles festhält, um einen Reaktionspunkt
für das Umlaufräderwechselgetriebe 13 bei Drehzahlverhältnissen zwischen dem Instabilitätspunkt
und dem Drehzahlverhältnis von etwa 0,51 zu schaffen. Der Wirkungsgrad für diesen
Betriebsbereich ist durch den stark ausgezogenen Teil
der Wirkungsgradkurve
35 wiedergegeben, während die Drehmomentenverhältnis- und K-Faktorkurven für diesen
stufenlos änderbaren Drehmomentenumwandlungsbereich in entsprechender Weise durch
stark ausgezogene Teile derDrehmomentenverhältniskurve 37 und der K-Faktorkurve
36 wiedergegeben werden. An der Stelle, an der die Bremse B 1 eingerückt wird, d.
h. bei einem Drehzahlverhältnis von etwa 0,51, bleibt das Leitrad 16 unbewegt, und
der hydrodynamische Drehmomentenwandler 12 arbeitet unbeeinflußt durch das Umlaufräderwechselgetriebe,
da die Einwegbremse B 3 durchläuft und allen Getriebegliedern untereinander einen
Leerlauf ermöglicht. Die Wirkungsgrad-, Drehmomentenverhältnis-und K Faktorkurve
30, 31 und 32 für diesen stufenlos änderbaren Drehmomentenumwandlungsbereich sind
stark ausgezogen.
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Wenn das Turbinenrad-Pumpenrad-Drehzahlverhältnis etwa den Wert 0,76
erreicht, bewegt sich der Ventilkörper 38 genügend weit, um die Bremse B 2 zum Eingriff
zu bringen und einen anderen stufenlos veränderbaren Drehmomentenumwandlungbereich
einzuschalten. Die Wirkungsgrad-, Drehmomentenverhältnis- und K-Faktorkurve 33,
34 und 35 a für diesen Betriebsbereich sind in den Fig. 3 stark ausgezogen
dargestellt.
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Oberhalb eines Turbinenrad-Pumpenrad-Drehzahlverhältnisses von etwa
0,94 oder 0,95 beginnt bei eingerückter Bremse B 2 der Wirkungsgrad abzufallen,
und gleichzeitig fällt das Drehmomentenverhältnist unter den Wert 1:1 ab. Wenn es
nicht erwünscht ist, diesen geringen Wirkungsgrad für ein höheres Drehzahlverhältnis
einzuhandeln, braucht das Steuerventil nur genügend weit nach rechts bewegt zu werden,
um die beiden Abflußöffnungen 44 und 45 zu versperren und die Bremse B 2 oberhalb
des Drehzahlverhältnisses von etwa 0,94 zu lösen. Auf diese Weise rotieren alle
Teile des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers und des Umlaufräderwechselgetriebes
in Vorwärtsrichtung bei etwa der gleichen Drehzahl, wodurch sich als Endeffekt ergibt,
daß der hydrodynamische Drehmomentenwandler im wesentlichen als Strömungskupplung
bei einem Drehzahlverhältnis von 0,94 arbeitet.
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Es versteht sich, daß, während die Einwegbremse B 3 während der relativ
niedrigen Turbinenrad-Pumpenrad-Drehzahlverhältnisse normalerweise eingerückt ist,
das gesamte Umlaufräderwechselgetriebe 13 bezüglich seines Enflusses auf den hydro
dynamischenDrehmomentenwandler 12 stufenlos veränderbar ist, da der Einfluß des
Getriebes darin liegt, im Instabilitätspunkt eine Vorwärtsdrehung des Leitrades
16 und bei Turbinenrad-Pumpenrad-Drehzahlverhältnissen von 0,51 eine Rückwärtsdrehung
des Leitrades 16 zu verursachen. Das Pumpenrad wird somit anfänglich um einen maximalen
Betrag entlastet, und diese Entlastung ist bei ansteigenden Turbinenrad-Pumpenrad-Drehzahlverhältnissen
stufenlos bis auf ein Minimum bei einem Drehzahlverhältnis von etwa 0,51 zu verändern.
Eine Betrachtung der Fig. 2 zeigt, wie das Leitrad 16 im Instabilitätspunkt in Vorwärtsrichtung
umläuft und hier das Strömungsmittel geringfügig in Vorwärtsrichtung ablenkt, wie
der Bezugspfeil 20a angibt, während bei einem Drehzahlverhältnis von 0,51 das Leitrad
16 rückwärts umläuft und dabei das Strömungsmittel vor der Rückkehr zum Pumpenrad
etwas weniger in Vorwärtsrichtung ablenkt, wie durch den Bezugspfeil 20 b angegeben
ist. Die Pfeile 17a und 17b geben die Richtung an, in der das Strömungsmittel das
Pumpenrad 14 im Instabilitätspunkt und bei einem Turbinenrad-Pumpenrad-Drehzahlverhältnis
vonetwa 0,51 verläßt, während die Bezugspfeile 19 a und 19 b die Richtung
angeben, in denen das Strömungsmittel unter den gleichen Bedingungen das Turbinenrad
15 verläßt.
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Wenn die Bremse B 1 bei einem Turbinenrad-Pumpenrad-Drahzahlverhältnis
von etwa 0,51 angezogen wird, bleibt das Leitrad 16 stehen, und das Strömungsmittel
verläßt das Leitrad in einer Richtung, die etwa der Verlängerung der Leitradschaufeln
entspricht. Diese Richtung ist in Fig. 2 mit dem Bezugspfeil 20 c angegeben. Das
Strömungsmittel verläßt unter diesen Bedingungen das Pumpenrad und das Turbinenrad
in den durch die Pfeile 17 c und 19 c angegebenen Richtungen. Wenn die Bremse B
2 angezogen wird, wird das Leitrad 16 gezwungen, sich in Vorwärtsrichtung zu drehen.
Die Drehzahl des Leitrades steht dabei in einem Verhältnis zur Drehzahl des Pumpenrades,
welches von dem Verzahnungsverhältnis zwischen dem Ringrad 24 und dem Sonnenrad
21 abhängt. Auf diese Weise wird das Strömungsmittel dem Pumpenrad 14 in Vorwärtsrichtung
zugeführt, wie es der Bezugspfeil 20 d zeigt. Vom Pumpenrad und vom Turbinenrad
strömt das Strömungsmittel ab, wie es die Pfeile 17 d und 19 d zeigen. Wenn b. -i
einem Drehzahlverhältnis von etwa 0,94 beide Bremsen B 1 und B 2 gelöst
werden, dreht die Einwegbremse B 3 durch, und alle Getriebeteile des hydrodynamisch-mechanischen
Getriebes laufen mit im wesentlichen gleicher Drehzahl in Vorwärtsrichtung um, Unter
diesen Bedingungen verläßt das Strömungsmittel das Leitrad 16 in der durch den Bezugspfeil
20 e angegebenen Richtung. Der Abfluß vom Pumpenrad erfolgt in Richtung des Pfeiles
17e und der Abfluß vom Turbinenrad in Richtung des Pfeiles 19e.
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Die Fig. 4 zeigt eine weitere Möglichkeit, die drei Getriebeteile
des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers l2 mit dem Umlaufräderwechselgetriebe
zu verbinden, um zwischen der Antriebswelle 10 und der Abtriebswelle 11 eine Mehrzahl
von stufenlos veränderbaren Drehmomentenumwanldungsbereichen zu schaffen. Bei der
Ausführungsform gemäß Fig. 4 ist das Pumpenrad 14 fest mit dem Sonnenrad 60 zum
gemeinsamen Umlauf verbunden. Das Turbinenrad 1.5 ist unmittelbar mit der Abtriebswelle
11 und das Leitrad 16 über eine Einwegkupplung 62 mit einem Ringrad 61 verbunden.
Die Einwegkupplung 62 ermöglicht dem Ringrad 61 dem Leitrad 16 gegenüber eine Drehung
in Vorwärtsrichtung. Zum Umlaufräderwechselgetriebe gehört ferner eine Mehrzahl
von Umlaufrädern 63, die mit dem Sonnenrad 60 und dem Ringrad 61 im Eingriff stehen.
Die Umlaufräder 63 werden von einem Umlaufräderträger 64 getragen, der durch eine
Bremse B 2 an einer Drehung in Rückwärtsrichtung gehindert wird. Ein zweites Schaltmittel
in Gestalt einer Bremse B 1 ist vorgesehen, um das Ringrad 61 festzuhalten. Wenn
diese Bremse B 1 eingerückt wird, kann das Leitrad 16 sich frei in Vorwärtsrichtung
drehen, ist aber an einer Drehung in Rückwärtsrichtung gehindert.
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Wenn bei der Anordnung gemäß Fig. 4 das Bremsband der Bremse B 1 gelöst
wird, arbeitet die als Einwegbremse ausgebildete Bremse B 2, welche den Umlaufräderträger
64 an einer Rückwärtsdrehung hindert, als Reaktionselement, so daß, wenn sich das
Pumpenrad
14 und das Sonnenrad 60 in Vorwärtsrichtung drehen, im Instabilitätspunkt das Strömungsmittel
bestrebt ist, das Leiträd 16 und damit auch das Ringrad 61 in Rückwärtsrichtung
zu drehen. Das Leitrad 16 kann mit zuvor festgelegter Drehzahl, die von dem Verhältnis
Ringrad zu Sonnenrad abhängt, in rückwärtiger Richtung umlaufen. Oberhalb eines
Turbinenrad-Pumpenrad-Drehzahlverhältnisses von 0,71 besteht für den Umlaufräderträger
64 eine Tendenz, sich in Vorwärtsrichtung zu drehen, eine Drehung, welche durch
das Lösen der Bremse B 2 ermöglicht wird.
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Wenn die Bremse B 1 angezogen wird, ist das Leitrad 16 an einer Rückwärtsdrehung
gehindert. Unter diesen Bedingungen ergibt sich für den hydrodynamischen Drehmomentenwandler
ein weiterer Drehmomentenumwandlungsbereich, bei dem, sobald das das Turbinenrad
verlassende Strömungsmittel eine genügend große Vorwärtskomponente hat, das Leitrad
16 in Vorwärtsrichtung angetrieben wird, eine Drehung, welche den Freilauf der Einwegkupplung
62 ermöglicht. Unter diesen Arbeitsbedingungen läuft das Umlaufräderwechselgetriebe
leer, da das Sonnenrad 60 vom Pumpenrad 14 mitgenommen wird und die Umlaufräder
63 und der Umlaufräderträger 64 in Vorwärtsrichtung mitgenommen werden, d. h. in
einer Richtung, die durch das Lösen der Bremse B 2 ermöglicht ist.
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Die Fig.4A zeigt die Betriebskurven für das Getriebe der Fig. 4 bei
verschiedenen Steuerungen der Bremsen B 1 und B 2.
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Bei der Ausführungsform des hydrodynamischmechanischen Getriebes nach
der Erfindung gemäß Fig.5 sind der hydrodynamische Drehmomentenwandler und das Umlaufräderwechselgetriebe
in noch anderer Weise miteinander verbunden. Bei dieser Ausführungsform ist das
Pumpenrad 14, welches direkt mit der Antriebswelle 10 verbunden ist, auch unmittelbar
mit dem Ringrad 70 des Umlaufräderwechselgetriebes verbunden. Das Turbinenrad 15
ist wie auch bei den anderen Ausführungsformen mit der Abtriebswelle 11 und das
Leitrad 16 mit einem Umlaufräderträger 71 verbunden, an dem eine Mehrzahl von Umlaufrädern
72 drehbar gelagert ist. Ein Sonnenrad 73, welches mit sämtlichen Umlaufrädern 72
im Eingriff steht, kann mit Hilfe einer Bremse B 2 an einer Drehung gehindert werden.
Eine als Einwegbremse ausgebildete Bremse B 1 dient dazu, den Umlaufräderträger
71 und das Leitrad 16 an einer Drehung in rückwärtiger Richtung zu hindern.
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Wenn die Bremse B 1 gelöst wird, arbeitet das Sonnenrad 73 als Reaktionselement
für das hydrodynamisch-mechanische Getriebe, um einen ersten stufenlos veränderbaren
Drehmomentenumwandlungsbereich zu schaffen. Unter diesen Bedingungen wird das Strömungsmittel
durch die Schaufeln des Pumpenrades 14 bewegt. Nach dem Verlasesn des Turbinenrades
15 beaufschlagt das Strömungsmittel das Leitrad 16. In Vorwärtsrichtung wird dem
Leitrad 16 auch noch mechanische Energie zugeführt, da das in Vorwärtsrichtung umlaufende
Ringrad die Umlaufräder 72 und den Umlaufräderträger 71 in Vorwärtsrichtung antreibt.
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In Fig. 6 ist eine weitere Abwandlung des hydrodynamisch-mechanischen
Getriebes nach der Erfindung dargestellt. Bei dieser Ausführungsform besteht das
Umlaufräderwechs-elgetriebe aus einem Sonnenrad 80, welches unmittelbar mit dem
Leitrad 16 verbunden ist, einem Umlaufräderträger 81, welcher unmittelbar mit dem
Pumpenrad 14 verbunden ist und eine Mehrzahl von Umlaufrädern 82 drehbar gelagert
hält, und einem Ringrad 83, welches mit sämtlichen Umlaufrädern 82 im Eingriff steht.
Eine Bremse B 2 dient dazu, das Ringrad 83 festzuhalten, während eine Bremse B 1
die Aufgabe hat, das Sonnenrad 80 und das Leitrad 16 festzuhalten.
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Wenn die Bremse B 1 angezogen wird, bleibt das Leitrad 16 stehen,
und der hydrodynamische Drehmomentenwandier 12 arbeitet im wesentlichen ohne Beeinflussung
durch das Umlaufräderwechselgetriebe. Wenn die Bremse B 2 angezogen wird, arbeitet
das Ringrad 83 als Reaktionselement, wobei die Vorwärtsdrehung des Pumpenrades 14
und des Umlaufräderträgers 81 zur Folge hat, daß das Sonnenrad 80 und das Leitrad
16 mit überhöhter Drehzahl bezüglich der Drehzahl des Pumpenrades 14 in Vorwärtsrichtung
angetrieben werden. Auf diese Weise schafft das Getriebe der Fig. 6 zwei verschiedene
stufenlos veränderbare Drehmomentenumwandlungsbereiche, von denen der eine beim
Anziehen der Bremse B 1 und der andere beim Anziehen der Bremse B 2 wirksam wird.
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Die Ausführungsform der Erfindung gemäß Fig. 7 unterscheidet sich
ebenfalls etwas von den anderen, zuvor offenbarten Ausführungsformen. Bei dieser
Anordnung besteht das Umlaufräderwechselgetriebe aus einem Sonnenrad 90, welches
drehfest mit dem Leitrad 16 verbunden ist, einer Mehrzahl von Umlaufrädern 91, die
drehbar auf einem Umlaufräderträger 92 gelagert sind, und einem Ringrad 93, welches
mit sämtlichen Umlaufrädern 91 im Eingriff steht und unmittelbar mit dem Pumpenrad
14. verbunden ist. Eine Bremse B 1 dient dazu, das Sonnenrad 90 und das Leitrad
61 festzuhalten, während eine Bremse B 2 dazu dient, den Umlaufräderträger 92 festzubremsen.
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Wenn bei der Anordnung gemäß Fig. 7 die Bremse B 1 angezogen wird,
arbeitet der hydrodynamische Drehmomentenwandler 12 im wesentlichen genauso, als
wäre er vollständig vom Umlaufräderwechselgetriebe abgetrennt. Wenn die Bremse B
2 angezogen ist, bleibt der Umlaufräderträger 92 stehen, und die Vorwärtsdrehung
des Pumpenrades 14 und des Ringrades 93 verursacht, daß das Sonnenrad 90 und das
Leitrad 16 gegenüber der Drehzahl des Pumpenrades 14 mit überhöhter Drehzahl in
rückwärtiger Richtung umlaufen. So kann durch wahlweises Anziehen der Bremsen B
1 und B 2 das Getriebe nach der Fig. 7 auf zwei verschiedene, stufenlos veränderbare
Drehmomentenumwandlungsbereiche geschaltet werden.
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Wie sich aus der Beschreibung der Erfindung ergibt, kann das offenbarte
hydrodynamisch-mechanische Getriebe durch die Verbindung eines hydrodynamischen
Drehmomentenwandlers mit einem Umlaufräderwechselgetriebe mit größerem Wirkungsgrad
arbeiten als eine übliche Getriebeanordnung, bei der der gleiche hydrodynamische
Drehmomentenwandler und das gleiche Umlaufräderwechselgetriebe in Reihe geschaltet
sind.
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Bei üblichen Kombinationen von hydrodynamischen Drehmomentenwandlern
und Umlaufräderwechselgetrieben, die in Reihe geschaltet sind, ergibt sich der Gesamtwirkungsgrad
des Getriebes bei einem beliebigen Abtriebswellen-Antriebswellen-Drehzahlverhältnis
als Wirkungsgrad des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers bei dem bestimmten Drehmomentenverhältnis
multipliziert
mit dem Wirkungsgrad des in Reihe geschalteten Umlaufräderwechselgetriebes. Bei
den hier beschriebenen Getrieben ist der Gesamtwirkungsgrad zwischen Antriebswelle
und Abtriebswelle tatsächlich größer als der Wirkungsgrad des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers
selbst und ebenfalls größer als der Wirkungsgrad von Getriebeanordnungen üblichen
Aufbaues.
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Um aufzuzeigen, in welcher Weise der Gesamtwirkungsgrad des beispielsweise
in Fig. 1 dargestellten Getriebes größer ist, als dies der Fall wäre, wenn man den
in Fig. 1 dargestellten hydrodynamischen Drehmomentenwandler mit einem Umlaufräderwechselgetriebe
von gleich großem Wirkungsgrad wie das der Fig. 1 in Reihe schalten würde, soll
der Betriebszustand bei einem Abtriebswellen-Antriebswellen-Drehzahlverhältnis von
0,1 betrachtet werden. Unter diesen Bedingungen wird der Wirkungsgrad des hydrodynamischen
Drehmomentenwandlers allein gekennzeichnet durch die Verlängerung der Wirkungsgradkurve
30 der Fig. 3. Der Wirkungsgrad beträgt etwa 20%. Wenn man annimmt, daß der Wirkungsgrad
des mit dem hydrodynamischen Drehmomentenwandler in Reihe geschalteten Umlaufräderwechselgetriebes
95% beträgt, würde sich der Gesamtwirkungsgrad des Getriebes auf 20 - 95 0/0 = etwa
19 % ergeben.
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Bei dem Getriebe gemäß Fig. 1 wird bei einem Abtriebswellen-Antriebswellen-Drehzahlverhältnis
von 0,1 das Drehmoment am Pumpenrad 14 aufgeteilt, wobei etwa 70 % des Drehmomentes
im hydrodynamischen Drehmomentenwandler 12 umgewandelt werden, während die verbleibenden
30 % des Drehmomentes in das Umlaufräderwechselgetriebe 13 eingehen. Bei in Betrieb
befindlicher Einwegbremse B 3 und einem Abtriebswellen-Antriebswellen-Drehzahlverhältnis
von etwa 0,1 wird das Leitrad in Vorwärtsrichtung gegenüber der Drehzahl des Pumpenrades
14 mit einem Drehzahlverhältnis von etwa 0,4 angetrieben. Es ergibt sich somit,
daß das Drehmomentenverhältnis zwischen dem Turbinenrad und dem Pumpenrad vergrößert
wird und daß der Wirkungsgrad des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers selbst,
wenn das Leitrad in Vorwärtsrichtung angetrieben wird, von einem 20%igen Wirkungsgrad
auf einen 25"/oigen Wirkungsgrad ansteigt. Auf diese Weise wird für die 70 n/o des
dem hydrodynamischen Drehmomentenwandler zugeführten Eingangsdrehmomentes ein Wirkungsgrad
von etwa 17,5 n/o erreicht. Von den 30 '% des Eingangsdrehmomentes, welches
in das Umlaufräderwechselgetriebe eingeht, um das Leitrad 16 in Vorwärtsrichtung
bezüglich der Drehzahl des Pumpenrades mit einem Drehzahlverhältnis von 0,4 anzutreiben,
werden 60'% des das Umlaufräderwechselgetriebe erreichenden Drehmomentes benötigt,
um das Leitrad in Vorwärtsrichtung arm-!-treiben. Die verbleibenden 40 '% des zugeführten
Drehmomentes werden als Reaktionsmoment benötigt, welches durch das Umlaufräderwechseigetriebe
mit dem Getriebewirkungsgrad der Abtriebswelle 11 zugeführt wird. Wenn man somit
für das Umlaufräderwechselgetriebe wie bei der üblichen Anordnung von einem Wirkungsgrad
von 95'% ausgeht, erreicht das der Abtriebswelle 11 über dieses zugeführte Drehmoment
die Abtriebswelle mit einem Wirkungsgrad von 30 - 4.0 - 95,% = etwa 11,4 n/o. Dieser
Wirkungsgrad, vermehrt um den Wirkungsgrad, mit dem der hydrodynamische Drehmomentenwandler
arbeitet, stellt den Gesamtwirkungsgrad des in Fig. 1 offenbarten Getriebes dar.
Dieser Gesamtwirkungsgrad setzt sich zusammen aus der Summe der Wirkungsgrade für
die Drehmomente, die die Abtriebswell'e über den hydrodynamischen Dre momentenwandler
und über das Umlaufräderwechseigetriebe erreichen, da das Drehmoment aufgespalten
wird. Diese Summe ist etwa gleich 28,9 "/o, wie es von dem stark ausgezogenen Teil
der Wirkungsgradkurve 35 der Fig. 3 an der Stelle abzulesen ist, an der die Wirkungsgradkurve
die das Abtriebswellen-Antriebswellen-Drehzahlverhältnis von 0,1 verkörpernde Linie
schneidet.
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Aus der vorstehenden Beschreibung ist ersichtlich, daß die vorliegende
Erfindung hydrodynamischmechanische Getriebe betrifft, bei denen hydrodynamische
Drehmomentenwandler mit Umlaufräderwechselgetrieben so verbunden sind, daß sich
ein wesentlich verbesserter Gesamtwirkungsgrad ergibt, daß das Drehmomentenverhältnis
angehoben wird und daß die Arbeitsspanne der K-Faktorkurve mehr als verdoppelt wird,
wodurch der Kupplungspunkt auf ein höheres Abtriebswellen-Antriebswellen-Drehzahlverhältnis
verschoben wird, als es mit üblichen hydrodynamisch-mechanischen Getrieben möglich
ist.