DE4102493A1 - Leistungsverzweigendes, mit einer bremsschaltung versehenes hydrodynamisch-mechanisches getriebe - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft ein leistungsverzweigendes, mit einer Bremsschaltung versehenes hydrodynamisch-mechanisches Getriebe, vorzugsweise für Kraftfahrzeuge nach dem Oberbegriff des An­ spruches 1. Insbesondere für Nutzfahrzeuge wird von einem auto­ matischen Getriebe nicht nur verschleißfreies Anfahren, sondern in zunehmendem Maße auch die Möglichkeit wirksamer Bremsung verlangt.

Ein Getriebe dieser Gattung ist aus der DE-PS 36 27 370 (US 48 19 509) bekannt. Der in dem Getriebe integrierte Dreh­ momentwandler weist ein zentrifugal durchströmtes Pumpenrad, ein zentripetal durchströmtes Leitrad und ein am radial inneren Profilbereich angeordnetes axial durchströmtes Turbinenrad auf, welches bei Traktion gegensinnig zum Pumpenrad umläuft. Das Pumpenrad und das Turbinenrad des Drehmomentwandlers sind nur im hydrodynamisch-mechanischen Leistungszweig in Tätigkeit, während das Pumpenrad in den übrigen Betriebszuständen mittels einer Bremse festgehalten wird. Zum Bremsen wird das Turbinen­ rad mittels der nachgeordneten Planetengetriebe gegensinnig zur Drehrichtung bei Traktion angetrieben. Dadurch setzt eine Um­ kehrung der Strömungsrichtung innerhalb des Drehmomentwandlers gegenüber der Traktion ein. Dabei erfährt das stillstehende Pumpenrad eine ungünstige Zu- und Abströmung, weil das Turbi­ nenrad die Funktion einer Pumpe ausübt und das Pumpenrad zen­ tripetal durchströmt wird.

Bei dem bekannten Getriebe ist eine Steigerung des von dem Turbinenrad entwickelten Bremsmomentes dadurch gelungen, daß man das Pumpenrad entgegen seiner normalen Drehrichtung bei Traktion, angetrieben durch die Strömung bei Bremsung, rück­ wärts hochlaufen läßt, also die Rotation gezielt freigibt. Da­ durch verbessert sich die Zuströmung zur Pumpe sowie die Ab­ strömung zur Turbine hin (Gegendrallströmung), wodurch sich das Turbinenbremsmoment erheblich vergrößert. Bei dem bekannten Ge­ triebe ist ferner dafür gesorgt, daß das Pumpenrad mit einer geeigneten Einrichtung auf einer konstanten Drehzahl gehalten ist. Gibt man nämlich die Rotation des Pumpenrades völlig frei, so wird eine Drehzahl erreicht, bei der durch Gegenfliehkraft die umlaufende Strömung reduziert wird, so daß das Turbinen­ bremsmoment zurückgeht. Mit der Anordnung, die im Bremsbetrieb eine steuerbare Drehbewegung des Pumpenrades im Wandler entge­ gen dem Drehsinn bei Traktion herbeiführt, ist zwar eine Stei­ gerung des Bremsmomentes gelungen, aber die Zu- und Abströmver­ hältnisse an der Beschaufelung des Pumpenrades stellen noch im­ mer einen Engpaß dar bezüglich der Erzeugung höherer Bremsmo­ mente am Turbinenrad.

Die Aufgabe der Erfindung besteht darin, den Drehmomentwandler in einem Getriebe der eingangs beschriebenen Gattung so zu ver­ bessern, daß im Bremsbetrieb noch höhere Bremsmomente erzielt werden.

Diese Aufgabe wird durch die Merkmale des Anspruches 1 dadurch gelöst, daß das Pumpenrad ein beschaufeltes Teil umfaßt, das innerhalb des Wandlergehäuses axial verschiebbar ausgebildet ist. Es kann aus dem torusförmigen Arbeitsraum, also dem Wand­ lerprofil, axial herausgezogen werden, so daß höchstens ein Teil der Kanalbreite der Pumpenradbeschaufelung innerhalb des Wandlerprofiles verbleibt und vom zirkulierenden Flüssigkeits­ strom während des Bremsvorganges erfaßt wird. Auf diese Weise stellt die Beschaufelung des Pumpenrades während des Bremsbe­ triebes für die vom Turbinenrad erzeugte Bremsströmung eine kleinere Behinderung dar, so daß das Turbinenrad ein höheres Bremsmoment entwickeln kann.

Aus der DE-PS 27 52 357 (US 41 28 999) ist zwar ein hydrodyna­ mischer Drehmomentwandler bekannt, dessen radial innenliegendes und halb radial, halb axial durchströmtes Leitrad axial ver­ schiebbar ist. Bei axialer Verschiebung verschließt der äußere Durchmesser des Leitradkörpers die Antriebsöffnung des Pumpen­ rades. Dadurch kann die Leistungsaufnahme des Pumpenrades be­ einflußt werden, insbesondere in Verbindung mit der dem Wandler zugeordneten Überbrückungskupplung. Das Pumpenrad bleibt jedoch in voller Betriebsbereitschaft, während die Betriebsflüssigkeit nach der Verschiebung des Leitrades in die Endstellung vor dem Pumpenrad innerhalb des Drehmomentwandlers umgeleitet wird.

Bekannt ist ferner aus der DE-PS 8 53 912 ein hydrodynamischer Drehmomentwandler, bei dem das Turbinenrad axial verschiebbar ausgebildet ist. Das Turbinenrad weist auf der Rückseite eine weitere Beschaufelung auf, die nach Vollzug des Ausrückhubes von der Betriebsflüssigkeit durchströmt wird. Es handelt sich dabei um eine Umkehrbeschaufelung, die während der normalerwei­ se kurz dauernden Einrückdauer auf die Turbinenwelle ein retar­ dierendes Moment ausübt. Dabei wird nicht nur die Zugkraft bei Traktion unterbrochen, sondern es besteht die Aufgabe, den Um­ schaltvorgang im nachgeordneten Schaltgetriebe durch eine Ver­ zögerung der primärseitigen Getriebeteile zu unterstützen. Da­ bei befindet sich der Wandler selbst, insbesondere das Pum­ pen- und Turbinenrad, nicht im Bremsbetrieb, sondern im be­ triebsbereiten Zustand für Traktion. Das Pumpenrad behält die volle Eingangsdrehzahl und bleibt voll von Betriebsflüssigkeit beaufschlagt.

Bei der Erfindung hingegen handelt es sich um einen sogenannten Gegenlaufwandler, dessen Pumpenrad und Turbinenrad gegensinnig zueinander rotieren. Im vorliegenden Falle ist der Drehmoment­ wandler bereits durch die Drehrichtungsumkehr des Turbinenrades mittels der nachgeordneten Planetenräder in den Bremsbetrieb versetzt worden, also auch schon bevor das Pumpenrad, bzw. dessen Beschaufelung, axial ausgerückt wird. Das feststehende Pumpenrad stellt gewissermaßen ein dem ohnehin vorhandenen Leitrad nachgeordnetes zweites Leitrad dar. Das Ausrücken des stillstehenden Pumpenrades aus dem Wandlerprofil heraus erlaubt nunmehr eine Steigerung des Turbinenbremsmomentes durch Verbes­ serung der Zuströmung zur Turbine. Im Gegensatz zu DE-PS 8 53 912 ist bei der Erfindung zur Steigerung des Bremsmomentes keine Ersatzbeschaufelung notwendig.

In den Unteransprüchen sind vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung angegeben. Nach Anspruch 2 ist vorgesehen, daß der maximale Ausrückweg des verschiebbaren Schaufelteiles min­ destens 75% der Breite des Pumpenschaufelkanales beträgt. Nach Anspruch 3 ist zur axialen Verschiebung des Schaufelteiles eine druckmittelbetätigte Kolben-Zylinder-Einheit vorgesehen, die gemäß Anspruch 4 während des Traktionsbetriebs gemeinsam mit dem Pumpenrad umläuft. Nach Anspruch 5 ist vorgesehen, daß sich der Ausrückweg des Schaufelteiles auf beliebige Werte zwischen der ganz eingerückten Stellung und dem maximalen Hub einstellen läßt. Nach Anspruch 6 kann das Ausrücken des Schaufelteiles während des Bremsvorganges vom gleichen Steuerimpuls ausgehen wie das Umsteuern des Turbinenrades in dessen entgegengesetzte Drehrichtung zum Aufbau des Bremsmomentes. Gemäß Anspruch 7 kann das axiale Ausrücken gleichzeitig überlagert sein durch eine für sich allein bekannte steuerbare Drehbewegung während des Bremsvorganges entgegen der Drehrichtung bei Traktion. Ge­ mäß Anspruch 8 ist vorgesehen, daß das verschiebbare Schaufel­ teil nach einem Bremsvorgang selbsttätig wieder in die be­ triebsbereite eingerückte Lage im Wandlerprofil geschoben wird, damit das Pumpenrad bei Traktion sofort wieder ohne Verzögerung oder Schaltunterbrechung zur Verfügung steht. Gemäß Anspruch 9 ist vorgesehen, daß der Schaufelkanal des verschiebbaren Schau­ felteiles in radialer Richtung im wesentlichen von parallelen Wänden axial begrenzt ist, insbesondere die dem Kernring des Wandlers zugewandte Deckscheibe. Dies hat den Vorzug, daß auch bei maximalem Verschiebeweg die Behinderung der Zuströmung zum Turbinenrad minimal bleibt.

Die Erfindung wird nachstehend anhand der Zeichnung, die ein Ausführungsbeispiel zeigt, näher erläutert. Es zeigt

Fig. 1 den schematischen Aufbau des gesamten Getriebes,

Fig. 2 eine vergrößerte Schemadarstellung des Wandlers,

Fig. 3 eine detaillierte Schnittdarstellung des Dreh­ momentwandlers mit dem verschiebbaren Schaufel­ teil des Pumpenrades, dargestellt in der Trak­ tionsstellung und der ausgerückten Stellung für den Bremsbetrieb.

Das in Fig. 1 schematisch dargestellte Getriebe hat im wesent­ lichen den bekannten Aufbau mit einer in einem gemeinsamen Ge­ häuse 8 angeordneten Antriebswelle 1, verbunden mit einer nicht dargestellten Antriebsmaschine, einem Differentialgetriebe 2, einem Drehmomentwandler 3 und einem Nachschaltgetriebe 4. Eine Abtriebswelle 5 ist mit den nicht dargestellten Antriebsrädern des Fahrzeuges verbunden. Das als Planetengetriebe ausgebildete Differentialgetriebe 2 steht über ein Hohlrad 2a mit der An­ triebswelle 1, über den Planetenträger 2b mit der Abtriebswelle 5 und über ein zentrales Sonnenrad 2c mit einem Pumpenrad 6 des Drehmomentwandlers 3 in Verbindung. Der Drehmomentwandler 3 um­ faßt ein zentrifugal durchströmtes Pumpenrad 6, welches einen Ölstrom mit Pfeilrichtung T erzeugt, ein nachgeordnetes und zentripetal durchströmtes Leitrad 7 sowie ein axial durchström­ tes Turbinenrad 9. Mit der Abtriebswelle 5 steht das Turbinen­ rad 9 über eine Turbinenradwelle 10 sowie Planetensätzen 11 und 12 des Nachschaltgetriebes 4 in Drehverbindung. Zwischen dem Sonnenrad 2c des Differentialgetriebes 2 und dem Pumpenrad 6 ist eine Differentialbremse 2d angeordnet, mit der das Sonnen­ rad mit dem über die Pumpenradwelle 13 verbundenen Pumpenrad stillgesetzt werden kann. Die Anordnung des Differentials 2 ist so getroffen, daß während des sogenannten hydraulischen Be­ triebszustandes das Pumpenrad 6 gegensinnig zur Abtriebswelle 5 rotiert. Die Differentialbremse 2d ist als druckmittelbetätigte Lamellenbremse ausgebildet, wobei das Druckmittel über eine von der Eingangsseite aus angetriebene Ölpumpe 19 und eine Steuer­ einrichtung 16 der Differentialbremse 2d zugeleitet wird. Durch das Abbremsen des Sonnenrades 2c wird auch das Pumpenrad 6 stillgesetzt, so daß die Antriebsleistung rein mechanisch auf die Abtriebswelle übertragen wird. Das Turbinenrad 9 rotiert im Traktionsbetrieb gegensinnig zum Pumpenrad 6, d. h. über das Nachschaltgetriebe 4 bzw. den Planetensatz 11 gleichsinnig mit der Abtriebswelle 5.

Zum Bremsen wird, wie bekannt, eine Lamellenbremse 12d für das Hohlrad 12a des Planetensatzes 12 betätigt, wodurch das Turbi­ nenrad 9 unter gleichzeitigem Kraftfluß durch den Planetensatz 11 in entgegengesetzte Drehung versetzt wird. Das Turbinenrad 9 übernimmt dadurch die Funktion einer Pumpe und erzeugt im Dreh­ momentwandler eine gegenüber dem Traktionsbetrieb entgegenge­ setzte Flüssigkeitsströmung mit Pfeilrichtung B. Da das Pumpen­ rad 6 jedoch für die Kreisströmung in Pfeilrichtung T bei Trak­ tion ausgelegt ist, bietet die Beschaufelung des Pumpenrades 6 mit seinem Schaufelkanal 25 eine Störung für die Kreisströmung B im Bremsbetrieb, so daß das Turbinenrad 9 nicht sein optima­ les Bremsmoment entwickeln kann. Gemäß der Erfindung ist vorge­ sehen, daß der beschaufelte Teil 6a des Pumpenrades 6 in axia­ ler Richtung aus dem durchströmten Profilraum des Drehmoment­ wandlers ausgerückt wird. Dazu ist im Bereich der Nabe des Pum­ penrades eine Kolben-Zylinder-Einheit 20 angeordnet, die ge­ meinsam mit dem Pumpenrad umläuft. An der Nabe befindet sich ein Zylinder 21, in welchem ein mit dem Schaufelteil 6a verbun­ dener Kolben 22 axial verschieblich angeordnet ist. Zwischen dem Zylinder 21 und dem Kolben 22 ist eine Verzahnung 24 zur Übertragung des Drehmomentes vorgesehen. Zur axialen Ver­ schiebung des Kolbens 22 dient Druckmittel, welches über Kanäle 23 auf die Vorder- bzw. Rückseite des Kolbens 22 aufgebracht werden kann. Die Steuerung der Druckmittelzufuhr kann ebenfalls von der Steuereinrichtung 16 aus erfolgen.

Aus der Fig. 2 ist das Wandlerprofil genauer zu erkennen. Der Hub h des Kolbens 22 mit dem Schaufelteil 6a ist so bemessen, daß der maximale Ausrückweg der Beschaufelung 6a mindestens 75% der lichten Kanalbreite w des Schaufelkanales 25 am Pum­ penrad entspricht. Der beschaufelte Teil 6a des Pumpenrades 6 ist ferner so ausgebildet, daß die beiden axialen Begrenzungs­ wände 26, 27 für den Schaufelkanal 25 parallel und radial aus­ gerichtet sind. Auf diese Weise stellt insbesondere die der In­ nenseite des Wandlerprofiles zugewandte und als Deckscheibe be­ zeichnete Wandung 26 der Kreisströmung B während des Bremsens den geringsten Widerstand entgegen. Zur Einstellung unter­ schiedlich hoher Werte für das Bremsmoment des Turbinenrades kann vorgesehen sein, die Beschaufelung 6a des Pumpenrades 6 auch nur teilweise auszurücken, was durch entsprechende Steue­ rung der Druckmittelzufuhr zum Zylinder 21 möglich ist.

Es versteht sich, daß die Kolben-Zylinder-Einheit 20 zur axia­ len Verschiebung des Schaufelteiles 6a des Pumpenrades axialen Bauraum innerhalb des Getriebes beansprucht, insbesondere dann, wenn der verschiebbare Schaufelteil des Pumpenrades restlos aus dem Strömungskanal ausgerückt werden soll. Es hat sich gezeigt, daß eine befriedigende Steigerung des Turbinen-Bremsmomentes bereits erzielt wird, wenn die Beschaufelung 6a des Pumpenrades 6 zu mindestens 75% der Kanalbreite w ausgerückt wird. Dadurch kann der Platzbedarf innerhalb des Getriebes in Grenzen gehal­ ten werden. Um dennoch eine weitere Steigerung des Bremsmomen­ tes zu erzielen, kann entsprechend der eingangs zitierten DE-PS 36 27 370 zusätzlich die Drehbewegung des Pumpenrades 6 im Wandler 3 gesteuert entgegen dem Drehsinn bei Traktion herbei­ geführt werden. Der Verbesserung der Anströmung des Turbinenra­ des beim Bremsen durch das Ausrücken der Pumpenradbeschaufelung wird also eine strömungsgünstige steuerbare Drehbewegung der Beschaufelung noch überlagert. Zu diesem Zweck kann die Dif­ ferentialbremse 2d noch mit einer zusätzlichen Lamellenbremse 14 ausgerüstet sein, die zwar während des hydraulischen Be­ triebszustandes geschlossen ist, aber während des Bremsens teilweise druckentlastet wird, so daß das Pumpenrad unter der Wirkung der Strömung B entgegen der Drehbewegung bei Traktion gebremst mitrotieren kann. Desgleichen ist selbstverständlich auch die weitere in der DE-PS 36 27 370 beschriebene Einrich­ tung zur Einleitung einer Rotationsbewegung auf das Pumpenrad beim Bremsen möglich. Zweckmäßigerweise wird die Steuereinrich­ tung 16 so ausgebildet, daß nach Beendigung eines Bremsvorgan­ ges das verschiebbare Schaufelteil 6a wieder in das Wandlerpro­ fil eingeschoben und das Pumpenrad 6 gegebenenfalls wieder festgebremst wird. Es kann nämlich der Fall eintreten, daß mit dem Getriebe auf niedrige Geschwindigkeit heruntergebremst wird, und daß nach einem Bremsvorgang mit großer Motorleistung im hydraulischen Leistungszweig wieder beschleunigt wird. Aus diesem Grunde muß sich der Drehmomentwandler nach einem Brems­ vorgang wieder in einem für die Traktion betriebsbereiten Zu­ stand befinden, ohne vorausgehende Schaltstörung.

Die Fig. 3 zeigt einen detaillierten Längsschnitt durch den Drehmomentwandler, wobei sich in der oberen Hälfte die axial verschiebbare Pumpenbeschaufelung 6a in der für die Traktion betriebsbereiten eingerückten Stellung befindet. In der unteren Zeichnungshälfte befindet sich die verschiebbare Pumpenbeschau­ felung 6a in der ausgerückten Endstellung, wobei der Kolben 22 seinen Maximalhub h innerhalb des Zylinders 21 vollzogen hat.

Zu erkennen ist auch, daß mit Rücksicht auf den Platzbedarf in­ nerhalb des Getriebes das Schaufelteil 6a nicht vollständig axial aus dem Profilraum herausgezogen ist. Wie bereits er­ wähnt, ist eine axiale Verschiebung in der Größenordnung von 75% der Kanalbreite w schon ausreichend, um ein Optimum der Bremskraftentwicklung des Turbinenrades 9 zu erreichen.

Dargestellt ist ferner eine gegenüber der Fig. 1 unterschied­ lichen Bauart der Differentialbremse 2d. Bei der Ausbildung ge­ mäß Fig. 3 wird das Pumpenrad 6 direkt gegenüber dem Gehäuse 8 abgebremst, wobei die Pumpenradwelle 13 unmittelbar mit dem Sonnenrad 2c des Differentialgetriebes 2 verbunden ist (nicht dargestellt).

Claims (9)

1. Leistungsverzweigendes, mit einer Bremsschaltung versehenes hydrodynamisch-mechanisches Getriebe für Fahrzeuge mit meh­ reren schaltbaren Gangstufen, mit einem ersten Planetenge­ triebe (2) zur Aufteilung der Eingangsleistung auf einen ersten einen hydrodynamischen Wandler (3) aufweisenden Zweig und auf einen zweiten mit der Getriebeausgangswelle (5) gekoppelten rein mechanischen Zweig sowie mit einem als Wendegetriebe wirkenden, schaltbaren zweiten Planetenge­ triebe (11, 12), das zwischen einer mit dem Turbinenrad (9) in Verbindung stehenden Welle (10) und der Getriebeaus­ gangswelle (5) angeordnet ist, wobei im Traktionsbetrieb das Turbinenrad (9) gegensinnig zum Pumpenrad (6) rotiert, sowie mit einer Einrichtung zur Umkehr der Drehrichtung des Turbinenrades (9) zum Bremsen des Fahrzeuges und mit einer das Pumpenrad (6) zur Herstellung einer ausschließlichen Triebverbindung über den rein mechanischen Zweig still­ setzenden Bremse (2d), wobei im Drehmomentwandler ein axial durchströmtes Turbinenrad (9) derart angeordnet ist, daß die Betriebsflüssigkeit im Traktionsbetrieb erst das Pum­ penrad, dann das Leitrad und zuletzt das Turbinenrad durch­ strömt, dadurch gekennzeichnet, daß das Pumpenrad (6) ein in axialer Richtung verschiebbares Beschaufelungsteil (6a) aufweist.

2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Ausrückweg (h) des Beschaufelungsteiles (6a) mindestens 75 Prozent der Breite (w) des Schaufelkanales (25) beträgt.

3. Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß zur axialen Verschiebung des verschiebbaren Schaufel­ teiles (6a) eine druckmittelbetätigte Kolben-Zylinder- Einheit (20) vorgesehen ist.

4. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Kolben-Zylinder-Einheit (20) im Pumpenrad (6) integriert ist und im Traktionsbetrieb mit dem Pumpen­ rad (6) umläuft.

5. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekenn­ zeichnet, daß der Ausrückweg (h) auf beliebige Zwischenwer­ te zwischen Null bis zum maximalen Hub einstellbar ist.

6. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekenn­ zeichnet, daß das Umsteuern des Turbinenrades (9) zur Ein­ leitung eines Bremsvorganges und das Ausrücken des ver­ schiebbaren Schaufelteiles (6a) von demselben Steuerimpuls in der Steuereinrichtung (16) ausgeht.

7. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekenn­ zeichnet, daß dem Ausrückvorgang für das verschiebbare Schaufelteil (6a) eine gesteuerte Drehbewegung entgegen der Drehrichtung des Pumpenrades (6) bei Traktion überlagert ist.

8. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekenn­ zeichnet, daß das verschiebbare Schaufelteil (6a) nach einem Bremsvorgang selbsttätig in die für die Traktion be­ triebsbereite eingerückte Stellung innerhalb des Schaufel­ profiles eingerückt ist.

9. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekenn­ zeichnet, daß der Schaufelkanal (25) des verschiebbaren Schaufelteiles (6a) von zueinander parallelen stirnseitigen und radial verlaufenden Wandungen (26, 27) begrenzt ist.