Zahnradgetriebe: Grundlagen, Konstruktionen, Anwendungen in Fahrzeugen (Klassiker der Technik) 3. Auflage

Klassiker der Technik Die „Klassiker der Technik“ sind unveränderte Neuauflagen traditionsreicher ingenieurwissenschaftlicher Werke. Wegen ihrer didaktischen Einzigartigkeit und der Zeitlosigkeit ihrer Inhalte gehören sie zur Standardliteratur des Ingenieurs, wenn sie auch die Darstellung modernster Methoden neueren Büchern überlassen. So erschließen sich die Hintergründe vieler computergestützter Verfahren dem Verständnis nur durch das Studium des klassischen fundamentaleren Wissens. Oft bietet ein „Klassiker“ einen Fundus an wichtigen Berechnungs- oder Konstruktionsbeispielen, die auch für viele moderne Problemstellungen als Musterlösungen dienen können.

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Johannes Looman

Zahnradgetriebe Grundlagen, Konstruktionen, Anwendungen in Fahrzeugen Dritte neubearbeitete und erweiterte Auflage 1996

Mit 479 Abbildungen Nachdruck 2009 in veränderter Ausstattung

1C

Dr.-Ing. Johannes Looman 1956 – 1993 Zahnradfabrik Friedrichshafen AG, Honorar-Professor an der Universität Stuttgart

3. Auflage 1996; Nachdruck in veränderter Ausstattung 2009 Ursprünglich erschienen als Band 26 in der Reihe Konstruktionsbücher ISBN 978-3-540-89459-9 e-ISBN 978-3-540-89460-5 DOI 10.1007/978-3-540-89460-5 Springer Dordrecht Heidelberg London New York Die Deutsche Nationalbibliothek verzeichnet diese Publikation in der Deutschen Nationalbibliografie; detaillierte bibliografische Daten sind im Internet über http://dnb.d-nb.de abrufbar. © Springer-Verlag Berlin Heidelberg 1970, 1988, 1996, 2009 Dieses Werk ist urheberrechtlich geschützt. Die dadurch begründeten Rechte, insbesondere die der Übersetzung, des Nachdrucks, des Vortrags, der Entnahme von Abbildungen und Tabellen, der Funksendung, der Mikroverfilmung oder der Vervielfältigung auf anderen Wegen und der Speicherung in Datenverarbeitungsanlagen, bleiben, auch bei nur auszugsweiser Verwertung, vorbehalten. Eine Vervielfältigung dieses Werkes oder von Teilen dieses Werkes ist auch im Einzelfall nur in den Grenzen der gesetzlichen Bestimmungen des Urheberrechtsgesetzes der Bundesrepublik Deutschland vom 9. September 1965 in der jeweils geltenden Fassung zulässig. Sie ist grundsätzlich vergütungspflichtig. Zuwiderhandlungen unterliegen den Strafbestimmungen des Urheberrechtsgesetzes. Die Wiedergabe von Gebrauchsnamen, Handelsnamen, Warenbezeichnungen usw. in diesem Werk berechtigt auch ohne besondere Kennzeichnung nicht zu der Annahme, dass solche Namen im Sinne der Warenzeichen- und Markenschutz-Gesetzgebung als frei zu betrachten wären und daher von jedermann benutzt werden dürften. Sollte in diesem Werk direkt oder indirekt auf Gesetze Vorschriften oder Richtlinien (z. B, DIN. VDI, VDE) Bezug genommen oder aus ihnen zitiert worden sein, so kann der Verlag keine Gewähr für die Richtigkeit, Vollständigkeit oder Aktualität übernehmen. Es empfiehlt sich, gegebenenfalls für die eigenen Arbeiten die vollständigen Vorschriften oder Richtlinien in der jeweils gültigen Fassung hinzuziehen. Einbandentwurf: eStudio Calamar S.L., Figueres/Berlin Gedruckt auf säurefreiem Papier Springer ist Teil der Fachverlagsgruppe Springer Science+Business Media (www.springer.com)

Vorwort

Die erste Auflage dieses .Konstruktionsbuches" erschien im Jahre 1970, und auch die zweite Auflage von 1988 ist im Buchhandel nicht mehr erhältlich. Der Getriebe- und ganz besonders der Fahrzeuggetriebebau hat von Jahrzehnt zu Jahrzehnt eine beachtliche Weiterentwicklung erfahren. Das scheint sich auch auf den "Büchermarkt" auszuwirken. So ersch ienen in den letzten fiinf Jahren im Springer-Verlag zwei neue Bücher zum etwa gleichen Thema: Förster, H. 1.: "Automatische Fahrzeuggetriebe" 1991 und Lechner, G.; Naunheimer, H. : .Fahrzeuggetriebe" 1994. Trotz dieser Neuerscheinungen hat mich der Springer-Verlag Ende 1994 aufgefordert, das Manuskript meines Buches "Zahnradgetriebe" für eine dritte Auflage zu überarbeiten. Ich habe das gern getan. Das Ergebnis liegt heute vor. Nachdem von verschiedenen Info-Instituten statistisch festgestellt wurde, daß bei Ingenieuren ein deutlicher Trend zum Zweitbuch, und bei antriebstechnisch interessierten Ingenieuren sogar zum Drittbuch besteht, empfehle ich - natürl ich in streng alphabetischer Reihenfolge - allen me inen Kollegen und Freunden die drei Bücher Förster, Lechner, Looman . Jeder hat seinen Schwerpunkt, man vergleiche nur die Titel, und j eder hat seine individuelle Darstellungsart. Wir überschneiden uns nur geringfügig, wir ergänzen uns . Ich bedanke mich bei allen Firmen für die zur Verfügung gestellten Unterlagen, besonders bei Herrn Prof. Dr. Christ, dem Technischen Vorstand der ZF Friedrichshafen AG und allen meinen früheren Kollegen. Last but not least danke ich den Damen und Herren des Springer-Verlages für die gute Zusammenarbeit. Friedrichshafen, im Herbst 1995

Johannes Looman

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Inhaltsverzeichnis

1 Einordnung und Definition der Getriebe . 2 Grundlagen der Vorgelegegetriebe 2.1 2.2 2.3

3

Aufbau, Definition . . . . . . Bezeichnungen Berechnungsgrundlagen von Vorgelegegetrieben . 2.3.1 Drehzahlen 2.3.2 Relativdreh zahlen (für Lagerberechnung) 2.3.3 Übersetzung (Übersetzungsverhältnis) . . 2.3.4 Übersetzungsbereich, Verstellbereich, Spreizung . 2.3.5 Übersetzungssprung (Übersetzungsstufe, Stufensprung) . 2.3 .6 Drehzahl der Vorgelegewelle . . 2.3 .7 Relativdrehzahlen der Losräder . 2.3 .8 Drehmomente 2.3.9 Leistungen . . 2.3.10 Wirkungsgrad

4 4 5 5 6 7 8 9 9 11 11 12 14 18

Grundlagen der Planetengetriebe . . . . . . . .

19

3.1

20 20

3.2

3.3

Begriffsbestimmungen und Bezeichnungen 3.1.1 Definition der Planetengetriebe . . . 3.1 .2 Benennung der Planetengetriebe nach verschiedenen Merkmalen . 3.1.3 Besondere Begriffe bei Planetengetrieben . 3.1.4 Benennung der Bauteile einfacher Planetengetriebe 3.1.5 Bezeichnung der Anschlußwellen, Stege und Räder Symbolische Darstellung von Planetengetrieben . 3.2.1 Symbole für einfache Planetengetriebe . 3.2.2 Symbole für Standgetriebeund Zwischengetriebe 3.2.3 Symbole für zusammengesetzte Planetengetriebe Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben . 3.3 .1 Berechnung einfacher Planetengetriebe . 3.3.1.1 Drehzahlen, Übersetzung (graphisch) 3.3 .1.2 Drehzahlen, Übersetzung (rechnerisch) . 3.3 .1.3 Weitere Verfahren zur Drehzahlermittlung 3.3.1.4 Relativdrehzahlen 3.3.1.5 Drehmomente .

22 23 24 26 26 26 27 27 31 31 32 32 33 34 36

VIII

Inhaltsverzeichnis

3.4

3.5

3.6 3.7

3.3.1.6 Leistungen.. . . . 3.3.1.7 Wirkungsgrad . . . 3.3 .1.8 Einbaubedingungen 3.3.1.9 Planeten-Plusgetriebe 3.3.1.10 Selbsthemmung . . . 3.3.2 Berechnung zusammengesetzter Planetengetriebe 3.3.2 .1 Zusammengesetztes Planetengetriebe mit Leistungsverzweigung . . . . . . . . . . . 3.3.2.2 Zusammengesetztes Planetengetriebe, Simpson-Satz 3.3.2.3 Zusammengesetztes Planetengetriebe mit Blindleistung 3.3.2.4 Reihenplanetengetriebe . . . . . . . . . . 3.3 .2.5 Parallelplanetengetriebe . . . . . . . . . . 3.3.2 .6 Reduziertes Planetengetriebe, Wolfrom-Satz 3.3.2 .7 Reduziertes Planetengetriebe, Ravigneaux-Satz Planetenüberlagerungsgetriebe 3.4 .1 Leistungsverhältnisse 3.4.2 Wirkungsgrad. . . . 3.4.3 Verstellbereich Planeten-Stellkoppelgetriebe 3.5.1 Planeten-Stellkoppelgetriebe, Grundlagen - Beispiel 3.5.2 Leistungsverzweigtes Zweibereichsgetriebe 3.5.3 Reduzierte Planeten-Stellkoppelgetriebe Synthese von Planetengetrieben. . . . . . Belastungsausgleich in Planetengetrieben

38 40 43 46 50 51 52 58 58 60 61 62 74 79 79 80 82 86 86 92 100 115 118

4

Vergleich verschiedener Getriebesysteme . .

126

5

Zusammenarbeit Kraftmaschine - Getriebe -Arbeitsmaschine

134

5.1 5.2 5.3 5.4 5.5 5.6

134 135 137 137 139 142

Fahrwiderstandslinien . . Motorkennlinie . .. . . Ideale Zugkrafthyperbel . Motor und Schaltgetriebe Motor, F öttinger-Wandler (Trilok) und Nachschaltgetriebe Zahl der Gänge .

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

6.1 6.2

Vorgelegegetriebe - Handschaltgetriebe 6.1.1 Zweistufige Vorgelegegetriebe ohne Achsantrieb . 6.1.2 Einstufige Vorgelegegetriebe mit Achsantrieb . . Planetengetriebe - Automatgetriebe . . . . . . . . . . . 6.2 .1 Strömungswandler und Zweigang-Planetengetriebe 6.2 .2 Strömungswandler und Dreigang-Planetengetriebe . 6.2.3 Strömungswandler und Viergang-Planetengetriebe . 6.2.4 Strömungswandler und F ünfgang -Planetengetriebe . 6.2.5 PKW-Automatgetriebe für Frontantrieb. . . . . . .

146 147 147 160 184 186 189 197 222 228

Inhaltsverzeichnis

IX

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse 241 7.1 7.2 7.3 7.4 7.5 7.6 7.7 7.8 8

Mechanische Handschaltgetriebe mit fünfund sechs Gängen . . Mechanische Handschaltgetriebe mit acht bis sechszehn Gängen Halbautomatische Schaltgetriebe . . . . . Automatisierte Synchrongetriebe. . . . . Vollautomatische Wandler-Schaltgetriebe. Retarder . . . . . .. . . . . . Bremsenergie-Rückgewinnung Nebenabtriebe . . . . . . . . .

248 257 274 278 281 322 325 328

Getriebe für Baumaschinen und Traktoren

329

8.1

329 331 331 334 339 339 345 356

8.2

Baumaschinengetriebe . 8.1.1 Getriebe für Gabelstapler . . . . 8.1.1.1 Hydrostatische Getriebe . 8.1.1.2 Hydrodynamische Getriebe 8.1.2 Getriebe für schwere Baumaschinen. 8.1.2.1 Hydromechanische Vorgelegegetriebe . 8.1.2.2 Hydromechanische Planetengetriebe Traktorgetriebe .

9 Verteilergetriebe, Achsgetriebe 9.1 9.2

Verteilergetriebe . . . . . . Ach sgetriebe . 9.2.1 Achseinsätze für PKW und LKW . 9.2.2 Achsen für LKW, Baumaschinen und Traktoren

368 370 382 384 387

10 Schnellganggetriebe . . . . . . . . .

398

10.1 Integrierte Schnellganggetriebe . 10.2 Schnellgang-Zusatzgetriebe . . .

399 399

11 Differentialsperren und Selbstsperrdifferentiale 11.1 Differentialsperren 11.2 Selb stsperrdifferentiale, Querdifferentiale . . 11.2.1 Lastabhängige Selbstsperrdifferentiale mit Anpressung über Druckringe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11.2.2 Lastabhängige Selbstsperrdifferentiale mit Anpressung über die Verzahnungen der Achskegelräder . 11.2.3 Federbelastete Selbstsperrdifferentiale 11.2.4 Fahreigenschaften . . . . . . . . . . . . . . 11.2.5 Auslegungsspielraum . . . . . . . . . . . . 11.2.6 Lastabhängige Selbstsperrdifferentiale mit vorgespannten Reibungskupplungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

404 405 408 411 413 416 417 418 419

X

Inhaltsverzeichnis

11.2.7 Wirkungsgrad . . . . . . . . . . . . . . . 11.2.8 Belastung der Achswellen . . . . . . . . . 11.2.9 Unsymmetrische Selbstsperrdifferentiale . 11.3 Längsdifferentiale, Stirnrad-Selbstsperrdifferentiale 11.4 Ausgeführte Konstruktionen . . . . . . . . . . . . 11.4.1 Sperrdifferentiale mit symmetrischem Aufbau 11.4.2 Sperrdifferentiale mit unsymmetrischem Aufbau . 11.4.3 Weitere Konstruktionen . . . . . . . . . . . . . . 12 Schaltungselemente, Synchronisierungen 12.1 Unsynchronisierte Schaltelemente . 12.2 Synchronisierte Schaltelemente . . . 12.3 Sperrsynchronisierte Schaltelemente

419 422 422 428 431 432 437 447 449 450 451 452

13 Ölpumpen in Zahnradgetrieben 13.1 Zahnradpumpen . . . . . . . . . . . . . . . . . 13.1.1 Zahnradpumpen mit Außenverzahnung . 13.1.2 Zahnradpumpen mit Innenverzahnung (mit Sichel) 13.1.3 Zahnradpumpen mit Innenverzahnung (ohne Sichel) . 13.1.4 Einige ausgeführte Zahnradpumpen 13.2 Schraubenpumpen .

457 458 458 459 460 462 463

14 Zahnradschäden

464

14.1 Zahnbruch . 14.1.1 Gewaltbruch . 14.1.2 Dauerbruch oder Ermüdungsbruch 14.2 Flankenschäden . 14.2.1 Grübchen, Grübchenbildung 14.2.2 Abblätterungen 14.2.3 Schaltschäden 14.2.4 Verschleiß 14.2.5 Riefen . 14.2.6 Fressen . . 14.2.7 Risse . . . 14.2.8 Reibkorrosion (Passungsrost) 14.2.9 Sonstige seltener vorkommende Flankenschäden .

Literaturverzeichnis

465 465 466 466 466 467 467 468 469 470 470 472 472

474

Firmenverzeichnis mit Getriebe-Eigennamen . . . . . . . . . . . . . . . . . 480

Sachverzeichnis . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 483

1 Einordnung und Definition der Getriebe

In der Technik unterscheidet man zwei Maschinengruppen:

Kraftmaschinen: Maschinen zur Umwandlung einer Energieform (Wärme, Wind) in eine andere , insbesondere mechanische Energie. Beispiel: Kolbendampfmaschinen, Dampf-, Wasser- und Gasturbinen, Windräder, Verbrennungsmotoren, Elektromotoren. Arbeitsmaschinen: Maschinen, die ihren Antrieb durch Menschen- oder Tierkräfte oder Kraftmaschinen erhalten und eine Arbeit verrichten . Beispiel: Werkzeugmaschinen, Pumpen, Bagger, Schreibmaschinen. Wo sind hier die Getriebe einzuordnen? Die VDI-Richtlinie 2127 [1] gibt folgende Begriffserklärung : Getriebe sind Einrichtungen zum Umformen oder Übertragen von Bewegungen, und in diesem Zusammenhang auch von Energien . Ein Getriebe besteht wenigstens aus drei Gliedern; eines davon muß als Gestell festgelegt sein. Auf Grund dieser Definition stellen Zylinder, Pleuelstange, Kurbelwelle und Motorgehäuse einer Verbrennungskraftmaschine ein Getriebe dar, und der Mechanismus einer Schreibmaschine mit dem Tastenhebel als Antriebsglied, dem Typenhebel als Abtriebsglied und dem Rahmen als Gestell ist ebenfalls ein Getriebe und zugleich eine Arbeitsmaschine. Ein Zahnrad- oder Reibradgetriebe - äußerlich bestehend aus zwei in einem Gehäuse gelagerten An- und Abtriebswellen - kann jedoch weder als Kraftmaschine noch als Arbeitsmaschine angesprochen werden, da es einerseits keine Energieformen in dem beschriebenen Sinne umwandelt und andererseits selbst keine Arbeit verrichtet. Im letzten Fall ist das Getr iebe nur ein Verbindungsglied zwischen antreibender Kraftmaschine und angetriebener Arbeitsmaschine, wobei es neben der Übertragungsaufgabe Anpassungs- und Umformungsaufg aben übernehmen kann . Im Gegensatz hierzu zählt ein einfacher , ruhender Hebel zur alleinigen Umformung von Kräften nach obiger Definition nicht zu den Getrieben, da die Bewegung fehlt. Die geschilderten Beispiele lassen folgende Einordnung zu: Getriebe können Bestandteile von Kraft- und Arbeitsmaschinen sein. Für sich allein betrachtet sind es Übertragungseinrichtungen zum Umformen, Wandeln oder Transformieren von Bewegungen unter Einschluß damit verbundener Kraftumformungen. Nun drängt sich die Frage nach dem Unterschied zwischen Kupplung und Getriebe auf. Eine Kupplung besteht im Prinzip aus nur zwei Gliedern, der Primär- und der Sekundärhälfte (z. B. An- und Abtriebswelle), die starr, nachgiebig, lösbar, schaltbar oder rutschend miteinander verbunden sind, Abb. 1.1. Ein vorhandendes Kupplungsgehäuse zählt nicht als drittes Glied , da es lediglich zur Aufnahme der Lagerungen oder als Verschalung dient.

2

Einordnung u nd Definition der Getriebe

A

ij~

I a

8

- -~-.. , -.-------=-= _--:::c-::-c _-

~

AU -

I

l. _ _ .J

-t·_:;·a J :-~-

a

A~

b

~-~--:m-~ A

WL/3

j

WL/3

b

~

c

Q,

8

-F-~- - --=~ - ;;_·+ d

~

i

~,

A -F;;;-- ·-: :- -- -;;;- +

f

1

Ab b. 1.1. Beispiele einiger Kupplungen. A Prim ärglied, Antriebsglied; B Sekundärglied , Abtrie bsglied . a) Anhäng erkupplung; b) starre Wellenverbindung; c) lösbare Wellenverbindung; d) schaltbare Kupplung; e) mechanische Schlupf- oder Rutschkupplung; f) hydrod ynamische Schlupfkupplung.

e

K

A

f-I---II~--~I

nA

C

8

TA

Abb .1.2 . Gru nda ufbau einer Kupp lung K : Zwei Glieder. A Antrieb; B Abtri eb.

Abb.1.3. Beispiele ein iger Getriebe. A Antriebsglied; B Abtriebsglied; C gestellfestes Abst ützglied . a) Schraubengetriebe; b) Kurvengetriebe; c) Kurbelgetriebe; d) Zugmittelgetriebe; e) kraftschlüssiges Rädergetriebe (Wälzgetriebe, Rei bkörpergetriebe); f) formschlüss iges Rädergetriebe (Zahn radgetriebe); g) hydrod ynamisches Str ömungsgetriebe.

f

C

C

3

Einordnung und Definition der Getriebe

Die übertragenen Bewegungen bzw. Drehzahlen und Kräfte bzw. Drehmomente auf der Sekundärseite haben die gleiche Größe wie die auf der Primärseite. Nur bei Rutsch- oder Schlupfkupplungen ist die Sekundärdrehzahl kleiner als die Primärdrehzahl ; eine Kraft- oder Drehmomentumformung tritt dabei aber nicht auf. Für Kupplungen gilt nach Abb. 1.2 grundsätzlich: Drehzahlen Drehmomente

nB ~ nA,

(1)

TA + TB = 0 , TB = -TA·

(2)

Im Gegensatz hierzu besteht ein Getriebe aus wenigstens drei Gliedern, von denen nach obiger Definition "eines als Gestell festgelegt sein muß". Diese wichtige Zusatzbedingung ist notwendig, um die bei der Bewegungsumformung entstehende Kraftbzw. Drehmomentdifferenz zwischen An- und Abtriebsseite am Gestell abstützen zu können. Dadurch wird das Getriebe zu einem Drehzahl- und Drehmomentwandler. Abbildung 1.3 zeigt einige Getriebebeispiele mit Aals Antriebsglied, B als Abtriebsglied und C als gestellfestes Abstützglied. Für Getriebe gilt nach Abb.l.4 grundsätzlich: Drehzahlen

nB ~ nA,

(3)

Drehmomente

TA + TB+ Tc = 0 , TA TB t. ;

(4)

'* '*

Die Getriebetechnik gliedert sich in die Gruppe der ungleichförmig übersetzenden und die der gleichförmig übersetzenden Getriebe . Zur ersten gehören vornehmlich die ebenen und räumlichen Kurvengetriebe, Kurbelgetriebe sowie die Getriebe für aussetzende Bewegungen und zur zweiten Gruppe die Zahnradgetriebe, die Zugmittel- und Wälzgetriebe, die hydrostatischen und hydrodynamischen Getriebe und - mit gewissen Einschränkungen - die Schaltwerkgetriebe . Den weitaus größten Platz nehmen die Zahnradgetriebe ein, die auf Grund ihres Formschlusses die Übertragung genauer Bewegungen und hoher Leistungen erlauben. Die Zahnradvorgelege - und Zahnradplanetengetriebe sind in Abb.1.5 gegenübergestellt.

A~B nA TA

nc= 0 Tc

Abb. 1.4. Grundaufbau eines Getriebes G: drei Glieder . A Antrieb ; B Abtrieb ; CFestglied.

nB TB

Abb. 1.5. Zahnradvorgelege- und Zahnr adplanetengetriebe . A Antriebsglied ; B Abtriebsglied ; CgesteIlfestes Abstützglied .

2 Grundlagen der Vorgelegegetriebe

Nach der einleitenden Betrachtung über die Einordnung der Getriebe sollen in diesem und im nächsten Kapitel die beiden wichtigsten Bauformen der Zahnradgetriebe, das Zahnradvorgelege- und das Zahnradplanetengetriebe behandelt werden. Die ältere Vorgelegebauweise hat sich im gesamten Maschinenbau in konstruktiver Hinsicht und ganz besonders mit Rücksicht auf den Preis als günstigste Lösung erwiesen, während die neue re Planetenbauweise auf Grund ihrer unterteilten Leistungsübertragung und kreissymmetrischen Bauform in Hochleistungsgetrieben des Schiffs- und Turbinengetriebebaus, in stationären Getrieben sowie in automatisch geschalteten Fahrzeuggetrieben Vorteile bietet. Aber gerade bei einigen Großgetrieben für Schiffe und Kraftwerke ist man in jüngster Zeit, nicht zuletzt aus Preisgründen, wieder auf das Vorgelege- oder Mehrwellen-Vorgelegegetriebe zurückgekommen, wobei man jedoch die an Planetengetrieben gesammelten Erfahrungen hinsichtlich des Belastungsausgleichs, der gelenkigen und elastischen Aufhängung, der Gleitlager usw. übernommen hat , s. Beispiel in Abb.3.68.

2.1 Aufbau, Definition Unter einem Vorgelegegetriebe versteht man in der Regel ein Getriebe mit je einer An- und Abtriebswelle und einer im Gehäuse gelagerten Vorgelegewelle. Die Abb. 2.1 bis 2.3 zeigen den grundsätzlichen Aufbau : Abb.2 .1 ein einstufiges Zahnradgetriebe mit Antrieb A und achsversetzter Welle V, die den Abtrieb B bildet. Abb.2.2 ein zweistufiges Zahnradgetriebe mit Antrieb A und koaxialem Abtrieb B . Die "vorgelegte" Welle V begründet die Namensbildung Vorgelegegetriebe . Abb.2.3 ein Vorgelege-Schaltgetriebe (für Lastkraftwagen) mit sechs Vorwärtsgängen und einem Rückwärtsgang .

~B

'in,

Abb . 2.1. Einstufiges Vorgelegegetriebe.

Abb. 2.2. Zweistufiges Vorgelegegetriebe.

5

2.3 Berechnungsgrundlagen von Vorgelegegetrieben

Abb.2.3. Vorgelege-Schaltgetriebe. Sechs Vorwärtsgänge: zweistufig, ein Rückwärtsgang: dreistufig. Radpaar 1-2 = "Konstante".

Abb.2.4. Bezeichnungen der Wellen und Räder an Vorgelegegetrieben . A Antr iebswelle; B Abtriebswelle ; C Festglied (Reaktionsglied), konstruktiv stillgesetzte Welle; V Vorgelegewelle; 1-4 Zahnräder mit Zähnezahlen z I bis Z4 '

In allen Beispielen haben die Vorgelegewellen V raumfeste Achsen . Im Gegensatz zu Umlauf- oder Planetengetrieben laufen sie nicht um; kinematisch gesehen spricht man daher auch von Standgetrieben . Konstruktionen mit zwei oder mehr Vorgelegewellen (Leistungsteilung) werden auch .Parallelwellengetrtebe'' oder "Mehrwellen-Vorgelegegetriebe" genannt.

2.2 Bezeichnungen Die äußeren Anschlußwellen eines Getriebes erhalten die Großbuchstaben A, B, C, die Vorgelegewelle den Buchstaben V und die Räder die Ziffern 1, 2, 3, 4 ... (Abb.2.4). Bei bekanntem Antrieb soll vorzugsweise der Antrieb mit A , der Abtrieb mit Bund die ortsfeste Abstützung (Gehäuse) mit C bezeichnet werden. Bei mehreren An- oder Abtrieben, d.h. bei Sammel- oder Verteilgetrieben werden die Anschlußwellen mit AI ' A 2 , A 3 , • •• , BI> B 2 , B 3 , ' " und CI> C2 , C3 , ' " bezeichnet.

2.3 Berechnungsgrundlagen von Vorgelegegetrieben Die folgenden Ausftihrungen gelten teilweise nicht nur für Vorgelegegetriebe allein, sondern für Getriebe im allgemeinen.

2 Grundlagen der Vorgelegegetriebe

6

2.3.1 Drehzahlen Die Drehzahlen erhalten zwei Indizes; der erste kennzeichnet das Teil , der zweite das Bezugsteil, zum Beispiel : nAo oder nA WAO = 21TnAO oder WA = 21TnA nAB = nA - nB WA B = WA - WB

Absolutdrehzahl des Teils A gegenüber der ruhenden Umgebung O. (Der Index 0 kann weggelassen werden .) Absolute Winkelgeschwindigkeit des Teils A gegenüber der ruhenden Umgebung O. Relativdrehzahl bzw. Relativwinkelgeschwindigkeit des Teils A gegenüber Bezugsteil B.

Die Drehzahlen aller Wellen mit gleicher Drehrichtung haben gleiche Vorzeichen. Die positive Drehrichtung wird beliebig gewählt (z. B. Drehrichtung der Antriebswelle). Drehzahlen mit entgegengesetztem Drehsinn sind dann negativ . Für die Drehzahlermittlung gibt es graphische und rechnerische Möglichkeiten. An dem einstufigen Vorgelegegetriebe von Abb .2 .1 bzw. 2.5 soll der Kutzbachsche Geschwindigkeits- und Drehzahlplan dargestellt und abgeleitet werden . Durch die Dreh- und Wälzpunkte der Getriebeglieder werden waagerechte Wirkungslinien gezogen, zwischen die der Geschwindigkeitsverlauf von Rad 1 und 2 eingezeichnet wird, Abb.2 .5. Der Geschwindigkeitsplan wird zum Drehzahlplan erweitert, indem man einen Punkt zum Pol P erklärt und alle Geschwindigkeitslinien (evtl. durch Parallelverschiebung) durch diesen Pol P legt. Es entsteht ein Geradenbüschel. Auf einer "Ablesegeraden" x-x in einem beliebigen Polabstand H lassen sich dann bei Wahl eines bestimmten Drehzahlmaßstabs die Drehzahlen ablesen: Zwischen den beiden Ursprungsgeraden A ll und 0 liegt die Antriebsdrehzahl nAO bzw. nlO , zwischen den Ursprungsgeraden BI2 und 0 die Abtriebsdrehzahl nBO bzw. nZO ' Die zeichnerisch gefundene Übersetzung beträgt i = nAInB = + 21-1 = - 2. Der Beweis ergibt sich aus der Ähnlichkeit der Dreiecke:

In den Betriebswälzkreisen gilt

VI

=

Vz .

Daraus folgt

vlH = vzH = nlOrl = - nZorz .

Ersetzt man hierin das Verhältnis der oft unbekannten Betriebswälzkreis-Halbmesser rz/rl durch das Zähnezahlverhältnis zzlz], so ergibt sich für die Übersetzung . nA nlO rz Zz 20 /=-=-= --= --= - - = - 2 nB nZO rl Zl 10 .

o=c

Abb.2.5. Kutzbachscher Drehzahlplan für einstufiges Vorgelegegetriebe.

7

2.3 Berechnungsgrundlagen von Vorgelegegetrieben 0=

c

A= 1

o= c

Abb. 2.6. Kutzbach-Pläne für zweistufige Vorgelegegetriebe .

Abbildung 2.6 zeigt zwei weitere Beispiele für die graphische Drehzahl-Ermittlung nach Kutzbach. Der Kutzbachsche Drehzahlplan kann auch für komplizierte Räderanordnungen sowie für einfache und zusammengesetzte Planetengetriebe empfohlen werden (s. Kap.3). Nur bei Getrieben mit geneigten Achsen , räumlich versetzten Zwischenrädern (Planetenradpaaren) und Kegelrädern ist wegen möglicher Maßstabfehler Vorsicht geboten [39].

2.3.2 Relativdrehzahlen (für Lagerberechnung) Die Relat ivdrehzahl zwischen zwei beliebigen Gliedern kann entweder im Drehzahlplan auf der Ablesegeraden x -x als Abstand zwischen den Drehzahlstrahlen der beiden Glieder abgegriffen werden oder rechnerisch aus der Differenz der Drehzahlen zu einem anderen Bezugsteil bzw. einfach aus der Differenz der Absolutdrehzahlen ermittelt werden, Abb.2.7 . Allgemein gilt n ik =

nik

=

-nki n ix

+ n xk =

nix -

nkx

n AB

= - n BA

nAB

=

W 2)

1)

2)

gleiche "innere" Indizes unwirksam ungleiche "äußere" Indizes maßgebend

nAO

+ nOB =

W 2)

n AO -

nBO

=

nA -

nB

(5) (6)

2 Grundlagen der Vorgelegegetriebe

8

Abb. 2.7. Kutzbachscher Drehzahlplan mit eingetragenen Relativdrehzahlen.

2.3.3 Übersetzung (Übersetzungsverhältnis) Die Übersetzung ist das Verhältnis der Winkelgeschwindigkeit des treibenden Glieds zu der des getriebenen Glieds , vgl. DIN 868, DIN 3960 und VDI 2127. Übersetzung

..

Wan

nan

nA

Wab

n ab

nB

I = ' AB = - - = - - = - .

(7)

Bei Vorgelegegetrieben nach Abb. 2.1 bis 2.3 berechnet sich die Übersetzung aus den Zähnezahlen: Abb.2.1:

i=~=(+)~= -~ nB

-

Zt

Zt '

(8) (9)

Abb.2.2: Abb.2.3:

i

1. Gang : 2. Gang: 3. Gang:

6. Gang: i 6

(10)

=

1:1

R.-Gang : 1 In DIN 3960 "Begriffe und Bestimmungsgrößen für Stirnräder (Zylinderräder) und Stirnradpaare (Zylinderradpaare)" ist die Zähnezahl zeines außenverzahnten Stirnrads (Außenrads) eine positive und die Zähnezahl zeines innenverzahnten Stirnrads (Hohlrads) eine negative Größe. Diese Regel gilt nicht für Kegelräder . Da in diesem Buch Getriebe (Vorgelege- und Planetengetriebe, Differentiale) mit Stirn- und Kegelrädern behandelt werden, wird von DIN 3960 abgegangen. Für die Zähnez ahlen z sind immer Absolutwerte einzusetzen. Das Vorzeichen der Übersetzung i = nA/nB ergibt sich allein aus der Überlegung, ob die Wellen A und B gleiche oder entgegengesetzte Drehrichtungen haben .

2.3 Berechnungsgrundlagen von Vorgelegegetrieben

i= + i = i>1 i<1

9

gleiche Drehrichtung von An- und Abtriebswelle, (Vorwärtsgänge), entgegengesetzte Richtung von An- und Abtrieb, (Rückwärtsgang), Übersetzung ins Langsame, z. B. i = 4:1 =4 , Übersetzung ins Schnelle, z. B. i = 1:4 = 0,25.

Besonderheiten bei stufenlosen Getrieben oder Getriebekombinationen: i =

stehender Abtrieb bei drehendem Antrieb (Anfahrpunkt) , stehender Antrieb (nA = 0) oder mit Drehzahl nB = 00 "durchgehender" Abtrieb. Die Aufteilung der zwei- oder mehrstufigen Gesamtübersetzung i in die Einzelübersetzungen der Radpaare, die damit zusammenhängende Baugröße und die Wahl der Zähnezahlen ist von der äußeren Übersetzungsaufgabe her freigestellt und kann nach Gesichtspunkten einer optimalen Gewichts- und Verzahnungsauslegung erfolgen. In [6] wird die Übersetzungsaufteilung von ein-, zwei- und mehrwelligen Vorgelegegetrieben sowie von Planetengetrieben so variiert, daß sich ein Minimum des Bauvolumens ermitteln läßt, und in [5) wird ein Verfahren gezeigt, mit dem die Zähnezahlen der Zahnräder an Hand von einfachen Kennwerten so bestimmt werden können, daß sich eine hinsichtlich Flanken- und Fußtragfähigkeit ausgewogene Verzahnung ergibt. Bei umgekehrter Fragestellung kann von einem Getriebe, dessen Zähnezahlen festliegen, ausgesagt werden, ob die Fuß- und Flankentragfähigkeit des Werkstoffs gleich gut ausgenützt sind. 00

i=O

2.3.4 Übersetzungsbereich, Verstellbereich, Spreizung Unter Übersetzungsbereich versteht man das Verhältnis der maximalen zur minimalen Übersetzung in einem Stufengetriebe i

max e=-·, Imin

z. B.

e=

(11)

10:1 =~=20 1:2 0,5 .

Bei stufenlosen Getrieben spricht man von Verstellbereich. Im Fahrzeugbau benutzt man den Ausdruck Spreizung s oder qJ.

2.3.5 Übersetzungssprung (Übersetzungsstufe, Stufensprung) Der Übersetzungssprung ist das Verhältnis oder der "Abstand" zweier benachbarter Übersetzungsverhältnisse in einem Stufengetriebe i-:Gang

i 2. Gang

qJ12 =-.-- ,

qJ23 = - . - - , . . .

B

z. .

lfJI2

USW.

(12)

/3 . Gang

' 2. Ga ng

4,5:1 = 3:'1 = 1,5 .

In den meisten Stufen(schalt-)getrieben des allgemeinen Maschinenbaus und insbesondere des Werkzeugmaschinenbaus werden von Gang zu Gang gleichbleibende Übersetzungssprünge gefordert, d. h. die Übersetzungen zwischen imin und i max bilden eine geometrische Reihe . Sind die kleinste und größte Übersetzung sowie die Anzahl n der Gänge bekannt, so berechnet sich der Übersetzungssprung aus der (n - l)ten Wurzel des Übersetzungsbereichs: lfJ=

n-I

i max

-.- = 'min

n- lC

ve

(13)

10

2 Grundlagen der Vorgelegegetriebe

Beispiel :

i max = 8:1 } i mm = 2 :1

tp =

Vf

= 1,41 .

n=5 i 1 = 2 :1,

i 2 = 2,83 :1,

i 3 = 4 :1,

i 4 = 5, 66 :1,

is = 8:1 .

In Fahrz euggetrieben sind die Übersetzungssprünge in den oberen Gängen (3.14. Gang) kleiner als in den unte ren Gängen (1.12. Gang), da in den oberen Gängen

mehr gefahren wird und sich so ein besseres Beschleuni gungsverhalten im gesamten Fahrbereich ergibt. Als Richtwert kann gesagt werden, daß die Übersetzungssprünge ihrerseits etwa eine geometrische Reihe bilden. Bei Zusammenarbeit mit einem Gruppengetriebe- sollen bzw. müssen jedoch die Übersetzungssprünge in allen Stufen ungefähr gleich sein (geometrische Reihe), da man sonst beim Durchschalten aller Gänge unglei chmäßig abwechselnd einen großen und kleinen Übersetzungssprung erhalten würde. Beispiel: 4 x 2 = 8-Gang-Ge triebe ZweigangNachschaltgruppe

Viergang-Vorgelegegetriebe Gang

1/2 3/4 5/6 7/8

nicht geometrisch

geometrisch

i

cp

i

cp

8:1 4:1 2:1 1:1

2 2 2

8:1 3:1 1,5:1 1:1

2,67 2 1,5

h

=

.(i:1

=

1,41:1 1:1

in =

Übe rsetzungen und Überse tzungssprü nge des Gruppengetr iebes: Gang

1 2 3 4 5 6 7 8

geometrisch

nicht geometrisch

i

cp

i

cp

11,31:1 8:1 5,66:1 4:1 2,83:1 2:1 1,41:1 1:1

1,41 1,41 1,41 1,41 1,41 1,41 1,41

11,31:1 8:1 4,24:1 3:1 2,12:1 1,5:1 1,41:1 1:1

1,41 1,89! 1,41 1,41 1,41 1,06! 1,41

2 Gruppengetriebe : Meist zweigängiges vor- oder nachgeschaltetes Stufengetrie be zur Verdoppelung (oder Vervielfachung) der Gangzahl und des Übersetzungsbereichs eines Get riebes ~ Mehrbereichsgetriebe.

2.3 Berechnungsgrundlagen von Vorgelegegetrieben

11

2.3.6 Drehzahl der Vorgelegewelle Die Vorgelegewellendrehzahl n v (Abb.2.3) wird durch die beiden Zähnezahlen der Konstanten bestimmt; sie ist unabhängig von dem jeweils eingeschalteten Gang (14)

2.3.7 Relativdrehzahlen der Losräder In einem Vorgelegeschaltgetriebe (Abb.2.3) drehen sich die am Leistungsfluß beteiligten Zahnräder immer mit nA, n ; und dem jeweiligen nB' Die leer mitlaufenden, auf der Abtriebswelle gelagerten Losräder haben dabei folgende Relativdrehzahlen nnB: 1 1 --ij 1 1

l.-Gang-Losrad 4: nAO

2.-Gang-Losrad 6:

n6B

--=--nAO

i2

i

nxB

1

1

(15)

n.-Gang-Losrad x: Für i sind die Übersetzungen i j, i2 , •• • , in einzusetzen. Beispiel für das Sechsganggetriebe in Abb.2 .3. Zähnezahlen: zj=19 z3=12 zs=15 z7=22 z9=27 zl1=36 z13=12 z2=41 z4=50 z6=36 z8=32 zlO=26 z12=24 zj4=47. Übersetzungen i und Übersetzungssprünge qJ nach GI. (10) und (12) sind in Tabelle 2.1 und die Relativdrehzahlen nnB/nAO nach GI. (15) sind in Tabelle 2.2 zusammengefaßt. Das Plus- bzw , Minusvorzeichen bedeutet, daß das Losrad schneller bzw. langsamer als die Abtriebswelle dreht. Beispiel für das eingerahmte Feld: Bei eingeschaltetem 3. Gang hat das 4.-Gang-Losrad (mit ZIO = 26 Zähnen) gegenüber der Abtriebswelle eine Relativdrehzahl von nIOB = +0 ,162 nA Die Relativdrehzahl zwischen An- und Abtriebswelle beträgt immer nAB=

nA -

nB =

(I - 1)i

nA

i-I =-1' -nB '

Tabel1e 2.1. Übersetzungen i und Übersetzungssprünge 'P l /i

i il i2 i3 i4 is t, iR

= 8,991 = 5,179 = 3,139 = 2,078 = 1,439 = 1,000 = -8,452

1/i l 1/i 2 1/i 3 l /i 4 1/is 1/i 6

'P

= = = =

= = l/iR =

0,111 0,193 0,319 0,481 0,695 1,000 -0,118

'P12 = 'P23 = 'P34 = 'P4S = 'PS6 =

1,736 1,650 1,511 1,444 1,439

(16)

2 Grundlagen der Vorgelegegetriebe

12 Tabelle 2.2. Relat ivdrehzahlen

1.-Gang-Losrad 4 2.-Gang-Losrad 6 3.-Gang-Losrad 8 4.-Gang-Losrad 10 5.-Gang-Losrad 12 R.-Gang-Losrad 14

nnB /n AO

1. Gang

2. Gang

0 +0,082 + 0,208 +0 ,370 +0,584 -0,229

- 0,082 0 +0,126 + 0,288 +0,502 -0,311

GI.(l5) 3. Gang

I

- 0,208 -0,126 0 +0,162 +0 ,376 - 0,437

I

4. Gang

5. Gang

6. Gang

R.-Gang

-0,370 - 0,288 -0,162 0 +0,214 -0,599

-0,584 -0,502 - 0,376 -0,214 0 - 0,813

- 0,889 -0,807 -0,681 -0,519 -0,305 -1,118

+0,229 +0,311 +0 ,437 +0,599 +0,813 0

2.3.8 Drehmomente

TJ

Vorzeichen

Drehmoment an der (Antriebs-)Welle A, Drehmoment an der (Abtriebs-)Welle B, Drehmoment an der Welle C (Reaktionsmoment, Abstützmoment wenn C = Festglied), Drehmoment an der Vorgelegewelle V, Drehmoment am Bauteil X, Drehmoment an Rad 1, Rad 2, Drehmomentwandlung, Verhältnis der äußeren Drehmomente von Abtrieb und Antrieb, Getriebewirkungsgrad , s. Abschn . 2.3.10, Drehmomente, deren Wirkungsrichtung auf das betrachtete Teil gleich der positiv definierten Drehrichtung dieses Teils ist, sind positiv und umgekehrt.

Für das einstufige Zahnradgetriebe (Abb.2.1) ergeben sich die in Abb.2.8 eingezeichneten äußeren und inneren Drehmomente. Drehmomente (Wirkungsgrad TJ , s. Abschn. 2.3.10) Summe der äußeren Momente = 0 Summe der Momente an jedem Einzelteil = 0

TA + Tl = 0 TB + Tz = 0 (17)

aus der Leistungsbilanz TBnB = - TAnATJ folgt hieraus

TB=-iTJTA Tc = - (TA + TB) = -(1- iTJ)TA

Wandlung Bei Vernachlässigung der Verluste (verlustfreies Getriebe) ist TJ = 1 zu setzen .

13

2.3 Berechnungsgrundlagen von Vorgelegegetrieben

Abb. 2.8. Drehmomente am einstufigen Vorgelegegetriebe. Die Zahlenwerte gelten für das Beispiel

= 1, i >

TA

-2, 1/= 1.

Für das zweistufige Vorgelegegetriebe (Abb.2.2 und 2.9) ergeben sich folgende Drehmomentbeziehungen: Drehmomente (Wirkungsgrad 1'J, s. Abschn. 2.3.10) Summe der äußeren Momente = 0 TA + TI = 0 TB + T4 = 0 T c + Tv=O

Summe der Momente an jedem Einzelteil = 0 Summe der inneren Momente = 0

(18)

aus der Leistungsbilanz TBnB folgt oder "innen"

= -

T AnA1'J TB = -i1'JTA T 4 = -i1'JT I

hieraus folgt weiter

Wandlung verlustfreies Getriebe

1'J=1

Abb.2.9. Drehmomente am zweistufigen Vorgelegegetriebe : entweder • außen an den Anschlußwellen, 0 innen an den Zentralrädern und Vorgeleoder gewelle,

oder

x direkt am Stufenzwischenrad (nicht unbedingt empfehlenswert) . Die Zahlenwerte gelten für das Beispiel TA = 1, j = +4, 1/ = 1.

14

2 Grundlagen der Vorgelegegetriebe

Bei Drehmomentberechnungen! wird häufig folgende Gleichung benötigt:

P T=Fr=9549'n Drehmoment T in Nm, Kraft F in N, Hebelarm r in m, Leistung P in kW, Drehzahl n in min ": Die Einheit des Drehmoments ergibt sich aus dem Produkt der gewählten Kraftund Längeneinheit; z.B. Newtonmeter (Nm), foot-pound (ft lb) inch-pound (in lb). Die Einheiten des Drehmoments (Kraft x Hebelarm) gleichen den Einheiten für Arbeit und Energie (Kraft x Weg), da Hebelarm und Weg die gleiche Längeneinheit (m, cm usw.), aber nicht die gleiche Bedeutung haben. Das Drehmoment ist sinngemäß eine .Drehkraft" und keine Arbeit; d. h. ein Vektor, im Gegensatz zur Arbeit als skalarer Größe. Die internationale Einheit für Arbeit, Energie und Wärmemenge ist das Joule (J). 1 Joule (J) = 1 Newtonmeter (Nm) = 1 Wattsekunde (Ws). Umrechnung zu früher gebräuchlichen Einheiten (Kilopondmeter kpm, Pferdekraftstunde PSh, Kilokalorie kcal und Kilowattstunde kWh): Arbeit

J

kpm

PSh

kcal

kWh

1J 1 kpm = 1PSh = 1 kcal = 1kWh=

1 9,807 2,648 .10 6 4186,8 3,6 .106

0,102 1 270.10 3 426,9 367,1 ' 103

377,7 . 10- 9 3,704 . 10- 6 1 1,581 ' 10- 3 1,36

239 .10- 6 2,342 ' 10- 3 632,5 1 860

277,8 . 10- 6 2,724 . 10- 9 0,7355 1,163 ' 10- 3 1

Umrechnung zu englischen und amerikanischen Arbeitseinheiten (horse-powerhour hph , foot-pound ft lb, inch-pound in lb, inch -ounce in oz, british thermal unit Btu oder B): Arbeit

J

kpm

1 hph = 1 ft lb = 1 in lb = 1 inoz = 1 Btu =

2,685 ' 106 273,8 ' 103 1,356 0,1383 11,525 ' 10- 3 0,113 7,0625 .10- 3 0,72 .10 - 3 1055 107,6

PSh

kcal

kWh

1,014 0,5121 ' 10- 6 42,676 ' 10- 9 2,667 ' 10- 9 398,4 . 10- 6

641,3 0,324 ' 10- 3 27 .10 - 6 1,6875 ' 10- 6 0,252

0,7457 0,3768 '10 - 6 31,4 . 10- 9 1,9625 ' 10- 9 293.10 - 6

2.3.9 Leistungen Wellenleistung (Absolutleistung) an der Welle A, Wellenleistung am Rad 1.

PA PI 3

gung.

Voraussetzung : Konstante Kraft bzw. konstantes Drehmoment und gleichförmige Bewe-

15

2.3 Berechnungsgrundlagen von Vorgelegegetrieben

Die Leistung berechnet sich aus dem Produkt von Winkelgeschwindigkeit (bzw. Drehzahl) und Drehmoment

P = wT = 2rrnT.

(19)

Zur Leistungsberechnung sind hier lediglich die Drehzahlen nach Abschn. 2.3.1 und die Drehmomente nach Abschn.2 .3.8 einzusetzen. Bereits das Vorzeichen der Leistung läßt erkennen, ob an der betrachteten Stelle eine Leistung in das Bauteil hinein- oder herausfließt, Abb. 2.10 bis 2.12. Positives Leistungs-Vorzeichen Die Leistung fließt an der betrachteten Stelle in das Teil hinein, zugeführte Leistung, Antriebsleistung. Negatives Leistungs-Vorzeichen Die Leistung fließt an der betrachteten Stelle aus dem Teil heraus, abgeführte Leistung , Abtriebsleistung. Die Feststellung sämtlicher Vorzeichen vor Beginn der eigentlichen Rechnung stellt eine sichere Schnellinformation über das Betriebsverhalten (Drehrichtung, Drehmomentrichtung, Leistungsfluß) von Getrieben dar und wird speziell bei der Analyse von Getriebekombination und Planetengetrieben empfohlen, s. Kap. 3.

rn ++

Leistung Drehmoment Drehzahl

B

I

<=!{>.

(

1-1+1 - 1

\

Abb.2.10. Vorzeichen von Drehzahl, Drehmoment und Leistung an einer Welle A mit Rad 1.

/--,

+ -,\

JT~ -

I

"~ 1

Tl ~ -(+ \ \

I

"

A ' c=$ 1----==--1

1+1+1+1

Abb.2.1l. Vorzeichenermittlung am einstufigen Vorgelegegetriebe.

J

B 1-------=:-------1 <=!{>

1+1-1-1

Abb. 2.12. Vorzeichenermittlung am zweistufigen Vorgelegegetriebe .

16

2 Grundlagen der Vorgelegegetriebe

Bei Leistungsberechnungerr' werden häufig folgende Gleichungen benutzt: Leistung = Arbeit/Zeit, = Kraft x Geschwindigkeit, = Drehmoment x Winke lgeschwindigkeit , = Drehmoment x Drehzahl, Fv Tn p = 1000 lkW] = 9549 lkW] Kraft F in N, Geschwindigkeit v in m /s, Drehmoment T in Nm und Drehzahl n in min - 1 . Die Einheit der Leistung ist das Watt (W). 1 Watt = 1 W = 1 ~ = 1 Nm s s Umrechnung zu früher gebräuchlichen Einheiten: Leistung

W

kW

kpm/s PS

lW lkW 1 kpm/s 1 PS(= 1 cv) 1 kcal/s

1 1000 9,807 735,5 4187

10- 3 1 9,807 '10 - 3 0,7355 4,187

0,102 102 1 75 426,9

1,36 . 10- 3 1,36 13,33 . 10- 3 1 5,692

kcal/s 239 .10- 6 0,239 2,344 .10- 3 0,1758 1

Für die Leistungsberechnung in PS und kW kann die Netztafel in Abb.2 .13 zu Hilfe genommen werden. Englische und amerikanische Leistungseinheiten: hp horse-power Btu/s brit. thermal unit per second Leistung

W

kW

kpm /s PS

kcal/s

1 hp 1 Btu/s =

745,7 1055

0,7457 1,055

76,04 107,6

0,1782 0,252

1,014 1,434

Bei Leistungen von Motoren sind die unterschiedlichen Voraussetzungen der Meßmethoden zu beachten: DIN-PS 5: Nettoleistung oder Leistung des einbaufertigen, voll ausgerüsteten Motors an der Kupplung, wobei die Leistungsverluste für den Antrieb der Lichtmaschine, der Wasser-, ÖI- und Kraftstoffpumpe , des Filters, der Auspuffanlage usw. bereits abgezogen sind. Diese Methode ist in Deutschland, Frankreich (CV)6 , Italien (Cuna-Ps) ? und England (HP oder BHP)&üblich. 4

Voraussetzung: Konstante Kraft bzw. konstantes Drehmoment und gleichförmige Bewe-

gung. s 1 PS = 0,735 499 kW . 6 7

8

CV cheval vapeur . CUNA Commissione unifacion e e normalizzazione autoveicoli. HP = hp = horse-power, BHP Brake horse-power (Bremsleistung , Effektivleistung).

17

2.3 Berechnu ngsgrundlagen von Vorgelegegetrieben 300 1---+----t------,'fT:r-->~'I-...'b'-V--b.q-.I'l-7 ,L-7'17 '---T-~r_ 7'17'_T_~7'1_ 7"1 400 PS kW 300 200 200 150 100 80 60 40 Q.. 0>

C

30 ~ ~

20 15 10

8

2

15

20

40

I 60

50

80 100 150 200 Drehmoment T

400 Nm 600

Abb. 2.13. Netztafel für Leistung und Drehmoment [2). Einem Vielfachen von T oder von n entspricht dasselbe Vielfache von P. Beispiele: Für T= 50 Nm und n = 600 min" ist P= 3,15 kW (4,3 PS) Für T = 5 Nm und n = 600 min" ist P= 0,315 kW (0,43 PS) Für T= 5000 Nm und n = 60 min " ist P= 31,5 kW (43 PS)

-

SAE-PS9: Bruttoleistung des nackten Motors, ohne Abzug der genannten Leistungsverluste. Amerikanische Methode.

Die SAE-Leistungsangaben liegen 15 bis 25 %über den DIN- bzw. CUNA-Werten. Ein Umrechnungsfaktor läßt sich nicht angeben, da die Leistungsverluste für die verschiedenen angeschlossenen Aggregate unterschiedlich sind . 9

SAE Society of Au tomotive Engineers.

18

2 Grundlagen der Vorgelegegetriebe

2.3.10 Wirkungsgrad Der Gesamtwirkungsgrad 1] eines Vorgelegegetriebes hängt von den Zahnreibungsverlusten der am Leistungsfluß beteiligten Radpaare, Lagerverlusten, Ölpantschverlusten, sowie den Verlusten durch Dichtringe, leer mitlaufende Räder und dgl. ab. Er ergibt sich aus dem Produkt der Einzelwirkungsgrade 1] = 1]AB = 1]121]341]L1]P· 1], 1]AB 1]12

1]34 1]L

1]p

(20)

Gesamtwirkungsgrad zwischen Antrieb A und Abtrieb B, Einzelwirkungsgrad zweier Zahnräder bei Antrieb am Rad 1 und Abtrieb am Rad 2 (Richtwerte s. [3, 4]); Näherungswert für einen Zahneingriff 1]12"" 1]21 "" 0,99, dito für Radpaar 34 (und evtl. weitere Radpaare), Einzelwirkungsgrad eines bzw. aller Lager zusammen (Richtwerte s. Firmenkataloge und Richtlinie VDI 2201 für Gleitlager); Näherungswert 1]L = 0,99 ... 0,995, Pauschalwert für o. a. restliche Einflüsse.

Bei bekanntem An- und Abtriebsdrehmoment TA und TB (Messung, Versuch) kann der Gesamtwirkungsgrad aus Wandlung f1 und Übersetzung i errechnet werden: 1] = 1]AB = -

PB PA

= -

TB /TA nA/nB

f1

= -

i

= -

Wandlung (der Drehmomente) Übersetzung (der Drehzahlen) ·

(21)

3 Grundlagen der Planetengetriebe

Planeten- oder Umlaufrädergetriebe werden wegen ihrer günstigen Eigenschaften und wegen ihrer Einsatzmöglichkeit als Übersetzungs-, Überlagerungs- und Schaltgetriebe in allen Bereichen der Antriebstechnik angewendet. Dieser Getriebetyp hat sich besonders im Fahrzeug- und Schiffbau, sowie für stationäre Zwecke im Turbinen- und allgemeinen Maschinenbau durchgesetzt, wo hohe Leistungen und hohe Drehzahlen zu übertragen sind . Die Vorteile sind sehr mannigfaltig; hierzu gehören: koaxiale Lage der An- und Abtriebswellen, günstige, symmetrische Bauformen, hohe und auch extrem hohe oder niedrige Übersetzungen in einer oder wenigen Stufen (vorwärts und rückwärts , ins Langsame oder Schnelle), runde Bauweise, dadurch Anp assung an runde Kupplungen, Wandler und andere runde Schaltelemente oder an rund bauende Kraft- und Arbeitsmaschinen, wie Turbinen, Elektromotoren, Generatoren, Verteilung von (Eingangs-) Drehmoment und Leistung auf mehrere Planetenräder (Zahneingriffe) sowie Leistungsteilung zwischen einzelnen Planetensätzen, dadurch kleinere Zahnräder, kleinere Zahngeschwindigkeiten, kleinere Zahnkräfte (absolut) , kleinere dynamische Zahnkräfte. kleine, kompakte Bauweise, geringes Gewicht und günstige Raumleistung, kleinere Schwungmassen, geringere Wälz- und Gleitgeschwindigkeiten an den Zahnflanken, hohe Wirkungsgrade, wenn von der Gesamtleistung nur ein Teil als Wälzleistung übertragen wird, geräuscharmer Lauf, geringere Empfindlichkeit gegen Stoßbelastungen, Ausgleich der statischen Kräfte innerhalb des Getriebesystems (Belastungsausgleich) , keine Belastung der Zentralwellenlager durch Zahnkräfte; verschiedentlich ist auch ein Fortfall von Lagern möglich, wenn die Räder durch die Verzahnungen mit den Gegenrädern zentriert werden (zusätzlicher Belastungsausgleich), Überlagerung von Drehzahlen und Drehmomenten (bei Samrnel- und Verteilgetrieben, Differentiale), stufenweise oder stufenlos, Erweiterung zu leistungsverzweigten Getrieben mit beispielsweise stufenloser Drehzahlverstellung im Zweig mit der kleineren Leistung. Der Aufbau eines einfachen Planetengetriebes ist in Abb. 3.1 dargestellt. Den aufgezählten Vorteilen der Planetengetriebe steht der meist geringere Bauaufwand der Vorgelegegetriebe gegenüber, so daß keine allgemeingültige Wertung über

20

3 Grundlagen der Planetengetriebe

Abb. 3.1. Aufbau eines einfachen Planetengetriebes . In der Mitte das Sonnenrad, fünf Planetenräder (gelagert an einem Steg) und außen das Hohlrad .

beide Getriebetypen ausgesprochen werden kann . Die Vorteile der Planetengetriebe hängen sehr vom Anwendungsfall ab und haben hier und dort unterschiedliches Gewicht.

3.1 Begriffsbestimmungen und Bezeichnungen Das Kap. 3 der Erstauflage dieses Buches [23] war ein Ausgangspunkt für die Erstellung der VDI-Richtlinie 2157 "Planetengetriebe - Begriffe, Symbole, Berechnungsgrundlagen" [37]. Es liegt daher in der Natur der Sache, daß in der vorliegenden zweiten Auflage auf Teile der VDI 2157 zurückgegriffen wird.' Zweck dieser Richtlinie war es, eine Ordnung der Grundbauarten zu schaffen , einheitliche Begriffsbestimmungen, Bezeichnungen und symbolische Darstellungen festzulegen, sowie eine allgemeingültige Berechnungsgrundlage zu zeigen, die man auf alle einfachen und zusammengesetzten Planetengetriebe anwenden kann.

3.1.1 Definition der Planetengetriebe Planetengetriebe stehen unter dem Oberbegriff der Umlaufgetriebe bzw. Umlaufrädergetriebe . Die im umlaufenden Planetenträger (Steg) gelagerten Zahn- oder Reibräder führen neben der Umlaufbewegung eine Eigendrehung aus, vergleichbar des Planeten Erde um die Sonne - daher die Bezeichnung Planetengetriebe. Die zahlreichen Erscheinungsformen der Planetengetriebe kann man in zwei Gruppen unterteilen: In einfache und zusammengesetzte Planetengetriebe. Das einfache Planetengetriebe hat einen Steg mit einem oder mit mehreren Planetenrädern und ein oder zwei Zentralrädern, s. z. B. Abb.3 .1 bis 3.5. Einfache Planetengetriebe mit koaxialer Lage der Anschlußwellen werden auch als rückkehrende Planetengetriebe bezeichnet. Planetengetriebe mit nur einem Zentralrad und einer nicht koaxialen umlaufen! Der Verfasser dankt dem VDI-Verlag GmbH, Düsseldorf für die freundli che Genehmigung der Wiedergabe von Teilen der VDI-Richtlinie 2157/1978 . Die Original-Richtlinie ist zu beziehen bei: Beuth-Verlag GmbH , Postfach 1145, 1000 Berlin 30.

21

3.1 Begriffsbestimmungen und Bezeichnungen

1L J

Abb.3 .2. Einfache Planetengetriebe. Definiert als ein Steg (mit Planetenrädem), und zwei Zentralräder.

den Anschlußwelle werden auch als offene Planetengetriebe bezeichnet, Abb. 3.3 und 3.5f. Das zusammengesetzte Planetengetriebe besteht aus mehreren einfachen Planetengetrieben (Bauarten s. Abb. 3.12a und b). Wird bei solchen Getrieben der Bauaufwand durch Vereinigung von Stegen, gleich großen Zentralrädern und /oder gleich großen Planetenrädern vereinfacht, so spricht man auch von reduzierten Planetengetrieben oder reduzierten Planeten-Koppelgetrieben (Abb. 3.12 c). Nach Poppinga [30] unterscheidet man "offene Räderketten" und "gleichachsige oder rückkehrende Planetengetriebe". Die offenen Räderketten, Abb.3.3, bestehen aus mindestens drei Gliedern, nämlich aus einem Zentralrad, einem (oder mehreren) Planetenrädern und einem umlaufenden Steg und werden insbesondere zur Lösung von Bewegungsaufgaben herangezogen, z. B. in Mischern und Rührwerken eingesetzt. Die gleichachsigen rückkehrenden Planetengetriebe, Abb.3.4, sind aus offenen Anordnungen entstanden und enthalten ein Zentralrad mehr. Dadurch wird die dem Planetenrad erteilte Drehbewegung mit Hilfe des hinzugekommenen zweiten Zentralrads auf die gemeinsame Haupt- oder Zentralachse "zufÜckgeftihrt". Diese Unterteilung steht nicht im Widerspruch zur o. a. Definition von einfachen und zusammengesetzten Planetengetrieben. Die bildliehe Darstellung von Poppinga zeigt die .Artverwandtschaft" der unterschiedlichen Planetengetriebe. In Abb. 3.3 entstehen durch schrittweises Drehen des Stegs bzw. Planetenrads 2 im Uhrzeigersinn aus der Kette K 1 mit zwei Außenstirnrädern vier Kegelradketten K , bis K , und schließlich die Stirnradkette K 6 mit Innenver-

Abb.3.3 . Offene Stim- und Kegelräderketten. 1 Sonnenrad; 2 Planetenrad; S Steg.

22

3 Grundlagen der Planetengetriebe

Abb. 3.4. Rückkehrende Stirn- und Kegelräderketten mit zwei Zentralrädern 1 und 3 und einem Steg S.

zahnung . In Abb. 3.4 entwickelt sich durch Drehen des Planetenrads 2 aus einem Stirnrad-Planetengetriebe K 7 ein Kegelrad-Planetengetriebe K 9 • Diese Metamorphose erlaubt den Schluß, daß die einfachen Planetengetriebe und die vielen sich daraus ergebenden zusammengesetzten Planetengetriebe alle denselben Gesetzmäßigkeiten gehorchen und deshalb bei der Analyse (Nachrechnung) wie bei der Synthese (gezielte Suche) mit denselben wenigen Formeln berechnet werden können .

3.1.2 Benennung der Planetengetriebe nach verschiedenen Merkmalen Standgetriebe. Getriebe mit ausschließlich raumfesten Achsen. Hier einfaches Planetengetriebe mit feststehendem oder feststehend gedachtem Steg (Laufgrad F = 1)2.

Umlauftiidergetriebe. Einfaches Planetengetriebe mit umlaufendem Steg (Laufgrad = l oder 2) oder zusammengesetztes Planetengetriebe mit mindestens einem umlaufenden Steg (F;?; 1). Mit festgelegtem Steg wird das einfache Planetengetriebe zum Standgetriebe. F

Übersetzungsgetriebe. Einfaches oder zusammengesetztes Planetengetriebe mit Laufgrad F= 1. Überlagerungsgetriebe. Einfaches oder zusammengesetztes Planetengetriebe mit Laufgrad F;?; 2 zur Überlagerung von Drehzahlen bzw. Leistungen. Gebräuchliche Bezeichnungen sind auch Differential-, Sammel-, Verteil- und Ausgleichsgetriebe . Schaltgetriebe (Planeten-Schaltgetriebe). Einfaches oder zusammengesetztes Planetengetriebe, dessen Gesamtübersetzung durch äußeren Eingriff (Bremsen und /oder Kupplungen) in Stufen geändert werden kann . Wendegetriebe (Planeten-Wendegetriebe). Schaltgetriebe, bei denen lediglich eine Drehrichtungsumkehr geschaltet werden kann . Mehrsteggetriebe. Zusammengesetzte Planetengetriebe, mit ein, zwei oder mehr Stegen werden auch mit Einsteg-, Zweisteg- bzw. Mehrsteggetriebe bezeichnet. 2 Der Laufgrad F eines Getriebes gibt an, wieviele voneinander unabhängige Bewegungsgrößen als bekannt vorgegeben werden müssen , damit sein Bewegungszustand eindeutig bestimmbar ist. Während Standgetriebe stets zwangläufig sind (F = 1), können einfache Planetengetriebe Laufgrade bis zu zwei, zusammengesetzte Planetengetriebe auch größer zwei aufweisen.

3.1 Begriffsbestimmungen und Bezeichnungen

23

Zweiwellengetriebe. Einfaches Planetengetriebe mit zwei laufenden Anschlußwellen und einer konstruktiv stillgesetzten Zentralradwelle (Übersetzungsgetriebe F= 1). Dreiwellengetriebe. Einfaches oder zusammengesetztes Planetengetriebe mit drei laufenden Anschlußwellen (Überlagerungsgetriebe F= 2). Mehrwellengetriebe. Zusammengesetztes Planetengetriebe mit mehr als zwei laufenden Anschlußwellen (F= 2). Plusgetriebe. Einfaches Planetengetriebe mit positiver Standgetriebe-Übersetzung. Minusgetriebe. Einfaches Planetengetriebe mit negativer Standgetriebe-Übersetzung. Planetenstellgetriebe. Reibschlüssiges Planetengetriebe mit stufenlos verstellbarer Standgetriebe-Übersetzung. Koppelgetriebe, Planetenkoppelgetriebe. Ausdruck für zusammengesetzte Planetengetriebe mit Betonung der Kopplungsart der Teilgetriebe (s. a. Abschn. 3.2.3) Planeten-Stellkoppelgetriebe. Zusammengesetztes Getriebe mit stufenlos veränderlicher Gesamtübersetzung, bestehend aus einem oder mehreren Planetengetrieben, wovon zwei Wellen mit einem Stellgetriebe (Getriebe mit stufenlos verstellbarer Übersetzung) gekoppelt sind.

3.1.3 Besondere Begriffe bei Planetengetrieben Anschlußwelle, angeschlossene Welle. Antriebswelle, Abtriebswelle, Festglied (Reaktionsglied) . Koppelwelle. Welle , die zwei oder mehr Teilgetriebe eines zusammengesetzten Planetengetriebes miteinander koppelt. Freie Koppelwelle. Koppelwelle ohne äußeren Anschluß. Angeschlossene Koppelwelle. Koppelwelle mit äußerem Anschluß. Summenwelle. Diejenige der drei Wellen eines einfachen Planetengetriebes, die das größte Drehmoment (Absolutwert) führt. Differenzwelle. Die beiden anderen Wellen heißen Differenzwellen. Freies Drehzahlverhältnis k; z. B. k AB . (Von der Bauart unabhängiges) Drehzahlverhältnis zweier Wellen bei Getrieben mit drei laufenden Wellen (Laufgrad F= 2); z. B. zwischen A und B. Standgetriebe-Übersetzung i o; z.B. i o AC. Verhältnis der Winkelgeschwindigkeiten (Dreh zahlen) der Zentralradwellen in einem einfachen Planetengetriebe bei stillstehendem oder stillstehend gedachtem Steg; z. B. i OAC = (nA/ndnB=O (die im Index nicht erscheinende Stegwelle S= B steht still). Standgetriebe-Wirkungsgrad 110. Wirkungsgrad des einfachen Planetengetriebes bei stillstehendem oder stillstehend gedachtem Steg. Wellenleistung. Die an einer Welle auftretende absolute Leistung (Summe von Wälzund Kupplungsleistung).

24

3 Grundlagen der Planetengetriebe

Wälzleistung P w. Von Zahnrädern (oder Reibrädern) eines Planetengetriebes durch Abwälzen mit ihrer Relativgeschwindigkeit gegenüber dem Steg übertragene Teilleistung. PWl = Tl (Wl - ws) PW2 = T 2 (W2 - ws) · Die Wälzleistung ist rechnerisch durch das Produkt aus Drehmoment eines Rads und dessen Relativdrehzahl gegenüber seinem Steg definiert. Sie kann kleiner, gleich oder größer als die Antriebsleistung sein. Die Wälzleistung ist mit den Zahnreibungsverlusten behaftet. Ein Getriebe überträgt ausschließlich Wälzleistung , wenn es als Standgetriebe läuft. Kupplungsleistung P K • Von Zahnrädern (oder Reibrädern) und dem Steg eines Planetengetriebes durch einfache Zahnmitnahme mit Stegdrehzahl (Kupplung) übertragene Teilleistung. PK I = PK2 = P KS =

TlWs

T2W s Ts = Tsws

}

daraus PK I : PK2 : P KS = Tl : T 2 : r; = const

Die Kupplungsleistung wird frei von Zahnreibungsverlusten übertragen. Ein Planetengetriebe überträgt ausschließlich Kupplungsleistung, wenn die Zahnräder und der Steg gleiche Drehzahlen aufweisen, also kein Abwälzen der Zahnräder aufeinander stattfindet. Äußere Leistung. Die an den laufenden Anschlußwellen eines Getriebes zugeführte oder abgeführte Leistung . Innere Leistung. Die innerhalb eines Getriebes als Wälzleistung oder Kupplungsleistung übertragene Leistung . Blindleistung. Der die äußere Leistung ggf. übersteigende Anteil der inneren Leistung. Leistungsverzweigung. Übertragung einer Leistung über zwei oder mehr Zweige (Wege) durch Parallelanordnung gleichartiger oder unterschiedlicher Getriebeglieder, z. B. Leistungsverzweigung über mehrere gleiche Planetenräder, Leistungsverzweigung in zusammengesetzten Planetengetrieben (s. Abb. 3.28). Leistungsverzweigung mit stufenlos verstellbarem Getriebe (s. Abb.3.42 und 3.43). Leistungsteilung. Aufteilung der Antriebsleistung in zwei oder mehr Abtriebsleistungen. Beispiel: Differentialgetriebe im Kraftfahrzeugbau.

3.1.4 Benennung der Bauteile einfacher Planetengetriebe Abbildung 3.5 und 3.6 erläutern die Benennung der verschiedenen Bauteile. Die als Beispiele gewählten Getriebe stellen zugleich die am häufigsten verwendeten Bauformen einfacher Planetengetriebe dar.

3.1 Begriffsbestimmungen und Bezeichnungen Hohlrad*

25 groOes Sonnen rad groOes Zent ralr od

kleines Hohlrad kleines Zentralrad

A ~g

g~ r ooes ZentrOI:~:nelen_

iJ~

Planetenträger Steg

troger

I

kleines Sonnenrad kleines Zentralrad

Sonnen rad * kleines Zentralrad

groOes Hohlrad groOes Zentral rad

a

c

b

:~ ~ Jl~ ~,,;~, JI~ ~ ~ I

.

Ianetenträger

Steg

angeschlossenes Planeten rad

-r ~

I

Zen tralrad

I

groO es Zentralrad linkes d e Zentralrad

I

Plonetenträger

Steg

I

I

Sonnenrad Zentralr ad

rechtes Zent ralrad

f

Abb.3 .5. Benennung der nach außen angeschlossenen Räder und des Planetenträgers, a) bis e) einfa che rückkehrende Planeteng etriebe ; 0 einfaches offenes Planet engetriebe. *) Vermeide inneres und äuß eres Zentrairad, da Verwechselung mit Außen- und Inn enverzahnung möglich.

äuOeres Planetenrad

inneres Planetenrad

c

~ d'TI:! .n

~

breiles

Planetenrad

schmales Planetenrad

}

Planetenradpaa r

Abb. 3.6. Benennung der Planetenräder. a) Einfachplanet; b) Stufenpl anet ; c) Planetenradpaar (innen, außen); d) Planetenradpaar (schma l, breit).

26

3 Grundlagen der Planetengetriebe C2

1 \1, 0

~8 c

A~)~ I

a

b

I

AI

1

1

"

~-- j

~~' ~ , ~"

c

Abb. 3.7. Bezeichnung der Anschlußwellen, Stege und Räderan einfachen und zusammengesetzten Planetengetrieben.

3.1.5 Bezeichnung der Anschlußwellen, Stege und Räder Wie bei den Vorgelegegetrieben erhalten die äußeren Anschlußwellen eines einfachen oder zusammengesetzten Planetengetriebes die Großbuchstaben A , B, C ..., Abb.3 .7a. Die Antriebswellen sollen vorzugsweise mit A (bei mehreren Antrieben mit Ab A 2, A 3 , • • •) , die Abtriebswellen mit B (B b B 2 , B 3 , .• •) und die Festglieder mit C (C b C2 , C3 , • •• ) bezeichnet werden . Der Steg erhält die Bezeichnung S (Sb S2, S3, ...). Die Räder werden in einer sinnvollen Reihenfolge mit 1, 2, 3, 4, 5, ... durchnumeriert, Abb. 3.7bund c. Bei Planeten-Schaltgetrieben ist eine sinngemäße Vertauschung der Buchstaben und Ziffern von Gang zu Gang freigestellt. Diese Bezeichnungen werden in den folgenden Abschnitten als Indizes benutzt.

3.2 Symbolische Darstellung von Planetengetrieben 3.2.1 Symbole für einfache Planetengetriebe Die numerische Berechnung für die Analyse und die Synthese (insbesondere von zusammengesetzten Planetengetrieben) wird durch die Verwendung einer symbolischen Darstellung übersichtlicher und damit einfacher und sicherer. Diese Darstellung soll nach Art eines Schaltplans zeigen, welche Wellen der einzelnen Teilgetriebe miteinander fest verbunden oder stillgesetzt sind, wo äußere Anschlußwellen liegen und wo schaltbare Kupplungen oder Bremsen angreifen. In Anlehnung an die von Wolf [38] verwendeten Symbole werden das Planetengetriebe durch einen Kreis und seine äußeren Anschlußwellen durch von diesem ausgehende radiale Linien dargestellt, Abb. 3.8 a. Der innere Aufbau des Getriebes bleibt unberücksichtigt, jedoch werden zur näheren Beschreibung des Getriebes die Stegwelle durch Verlängerung ihres Strichs (Doppelstrichs) in den Kreis hinein und die Summenwelle durch einen Doppelstrich gekennzeichnet, Abb. 3.8b und c. Eine nur bei reibschlüssigen Getrieben mögliche stufenlose VersteIlbarkeit der StandgetriebeÜbersetzung wird durch einen Verstellpfeil ausgedrückt, Abb. 3.8d . Die Anschlußbedingungen einer Welle werden nach Abb. 3.8e und f dargestellt. Abbildung 3.9 zeigt Beispiele der symbolischen Darstellung einfacher Planetengetriebe .

3.2 Symbolische Darstellung von Planetengetrieben

A~

A~

a

allgemeine Darstellungeines einfachen Pla neten getriebes. bei dem die Anschlußwelle 8 mit demSteg verbunde n ist

C

zusä tzliche symbo lische 8ezeichnung der Sum menwe lle dur ch einen Doppelstrich

c

A~ C

C

d

A~

b

A~ Planetenge triebe mit stufenlos verstell ba rer 5tand get riebe - Übersetzung

8

C

C

allgem eine Darstellung eines ein fachen Planetengetriebesmit den drei Ansch lußwellen A, 8, Cbei frei wäh lbarer oder unbekannter Lage der Stegwelle

27

Plane tengetriebe mi t einer kon struktiv stillgesetzten Ansch lußwelle

e

verschiedne Anschlußbedingungen ; Wel le A ist fest stellbar Welle 8 ist ankuppelbar We lle Cist sowoh l fes tstell bar als auch ankuppelba r f

Abb. 3.8. Symbolische Darstellung einfacher Planetengetriebe und ihrer Anschlußbedingungen.

Zur rechnerischen Behandlung werden im Wolfsehen Schema die (spezifischen) Drehmomente und ihre Vorzeichen als Formeln oder Zahlen in den Kreis angeschrieben . In Abb. 3.10a führen die Wellen A, Bund C die Drehmomente 1,4 und 5. Es lassen sich die Drehmomentverhältn isse ablesen : TA/TB = + t; TA/Tc = - t und TB /Tc = - t . In Abb. 3.10b ist das Schema des zusammengesetzten Planetengetriebes von Abb. 3.28 dargestellt. Die Buchstaben und Ziffern außerhalb der Kreise sind Bezeichnungen, die Ziffern innerhalb der Kreise dagegen die spezifischen Drehmomente der beiden Teilgetr iebe. Diese sind (durch Multiplikation) so aufeinander abzustimmen, daß an der freien Koppelwelle Gleichgewicht entsteht [7; 27]

3.2.2 Symbole für Standgetriebe und Zwischengetriebe Bei zusammengesetzten Getrieben werden außer Planetengetrieben sehr häufig einfache Übersetzungsgetriebe als Zwischengetriebe verwendet. Solche Getriebe werden symbolisch als Standgetriebe dargestellt, Abb. 3.11.

3.2.3 Symbole für zusammengesetzte Planetengetriebe Zusammengesetzte Planetengetriebe werden als Koppelgetriebe (Planeten-Koppelgetriebe) bezeichnet, wenn mindestens zwei Wellen eines einfachen Planetengetriebes mit zwei Wellen eines anderen Planetengetriebes bzw. Standgetriebes oder Stellgetriebes gekoppelt sind und die beiden Koppelwellen laufen, Abb. 3.12. Hat in einem zusammengesetzten Planetengetriebe jedes der Teilgetriebe ein Festglied, so entsteht ein Reihen- oder Parallelgetriebe, Abb.3.13. Auch Planeten-Schaltgetriebe gehören zu den Planeten-Koppelgetrieben bzw. Reihen- oder Parallelgetrieben, wenn sie aus einfachen Planetengetrieben zusammengesetzt sind, Abb. 3.14.

28

3 Grundlagen der Planetengetriebe

,~

,~

c

C

~ 4

2

B

A ~,-_~C

A

. Planetengetriebe allgemein. Lageder Stegwelle unbekannt oder beliebig

J

J

2~~

C

'~ ;r"

8

Planetengetrieb e mit positiver Stand getriebe -Übersetzung

b

a

Planetengetriebe mit negativer Stand getriebe - Übe rsetzung

c

,4 '4

8

~

A I

.;

C

~ A I-ill ~ B 2

3

"c

S

C

Planetengetriebe als KegelradPlanetengetriebe als Standgetriebe getriebe mit positiver Stand getriebe - Übersetzung e cl

A~

. C

C

64c :rt"

A~ I"

A

Planetengetriebe als Übersetzu ngsgetriebe.

f F~ 1

g

offenes Planetengetriebe; hier Umlauträdergetriebe mi t neg ativer Stand getriebe - Übersetzung

Abb. 3.9. Beispiele für die Anwendung der Symbole an einfachen Planetengetrieben .

4

~

A

8

I _ 5-

A

C

a

b

Abb. 3.10. Symbold arstellung nach Wolf. a) einfaches Planetengetriebe; b) zusammengesetztes Planetengetriebe, vgl. Abb.3.28. Abb. 3.11. Symbolische Darstellung einfacher Übersetzu ngsgetriebe und Zwischengetriebe. a) Darstellung eines Zwischengetriebes als Standgetriebe; b) Darstellung eines Zwischengetriebes mit verstellbarer Übersetzung.

29

3.2 Symbolische Darstellung von Planetengetrieben

.;

~ ~ ~ 1

6

A

C

8

8

1

51

';

51

'

C

A

.;

1

3

6

51

Planeten- Ko ppelgetriebe

Plan eten- Koppelgetr iebe

F= 1

F=2

a

C

A

1

51

51

reduziertes PlanetenKoppelgetriebe

b

c

F=2

8

~ 1

A

1

6

3

.;

51 '

C

A

C~ ~ lJ=

0J';ID5

L-J

M.

AI ~ ~" Planeten - 5tetikopp elgetriebe wie a , wobei jedoch dos zwa ngsläufige Teilgetriebe (rech ts) durch ein 5tellgetriebe mit stufenlos vers tellbarer Übersetzung einsch lieOlieh etwaiger Zwischengetriebe ersetzt ist. d

F=1

e

hydrostatisches 5tell koppelgetrieb e wie d , jedoch mit hydrostatischem Getriebe als 5tellgetriebe und zwei eintachen Zwischengetrieben : F = 1 IS.a. Rich tlinie VOI 2152, hydrostatische Getrieb e)

Abb. 3.12. Symbole und Bauarten von Planeten-Koppelgetrieben .

3

8

30

3 Grundlagen der Planetengetr iebe B,

AI--'---- - ----'-- - ----'

hier drei in Reihe angeardnete einfache Planetengetriebe

a

F =l b

hier drei pnrullel angeordnete einfoche Plone tenge triebe mitgemeinsomer An triebswe lle und einem Einzel abtrieb je Getriebe F= 1

Abb. 3.13. Symbole und Bauarten von zusammenge set zten Planete ngetrieben . a) Reihenplanetengetriebe; b) Parallelplanetengetriebe .

B

Gang

K,

1

• • •

2

3 R

0

C2

Cl

0

0

0

•

0

•

0

•

•

0

•

0

0

•

0

0

0

0

0

•

0

0

• •

0

offen

drei Vo rwärtsgänge und ein Rückwärt sgang (Simpson- Planetensatz )

Abb. 3.14. Zusammengesetztes Planeten-Schaltgetriebe .

F2

C,

• geschlossen

A

F,

K2

31

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

~ ----r=r1J T

I

B

A

Abb. 3.15. Bezeichnung am einfachen Planetengetriebe. A Antrieb , B Abtrieb, CAbstützglied , Festglied, S Steg, Planetenträger, 1 Sonnenrad, 2 Planetenrad, 3 Hohlrad.

_ T

T_

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben Ausgehend vom Standgetriebe lassen sich aus den Drehzahlen, Drehmomenten und Reibungsverlusten alle weiteren Größen eines Planetengetriebes, wie Drehzahlverhältnisse, Relativdrehzahlen, Übersetzungen, Drehmomentverhältnisse, Leistungen und Wirkungsgrade ermitteln. Die folgenden Berechnungen gelten unabhängig von Bauart und Bewegungszustand für jedes Planetengetriebe und bilden die Grundlage sowohl für die Analyse als auch für die Synthese . Die zeichnerischen und rechnerischen Methoden, die sich in Anschaulichkeit und exakten Zahlenwerten gegenseitig ergänzen, werden zunächst am einfachen Planetengetriebe dargestellt (Abschn . 3.3.1). Sie lassen sich dann auf zusammengesetzte Planetengetriebe übertragen (Abschn . 3.3.2).

3.3.1 Berechnung einfacher Planetengetriebe Der Einfachheit wegen soll der Berechnungsgang an dem einfachen Planetengetriebe (Abb.3.15) mit Einfachplanet dargestellt werden : einfacher geht es nicht! Dort sind die äußeren Anschlußwellen mit A I Eie, der Steg mit S und die Zahnräder mit 11213 bezeichnet.

0= 3=[

[[[[]- J

Z3 = 30

2 +

2

Jo-7'i ---+-

lQITJ

~ 1, U

cuTI

L

z, = 10

+--

T J _

--+,I--+"-

[ITIJ n- Plnn

nA 4 1=-= -

•

nB

1

Abb. 3.16. Kutzbachscher Drehzahlplan für einfache Planetengetriebe mit Vorzeichenangabe der Drehrichtungen an den Zentralteilen.

3 Grundlagen der Planetengetriebe

32

3.3.1.1 Drehzahlen, Übersetzung (graphisch) Der graphische Kutzbach-Plan [20] (Konstruktion und Ableitung s. Abschn. 2.3.1) gibt einen guten Überblick über das gesamte Geschwindigkeits- und Drehzahlverhalten, Abb. 3.16. Bei Wahl eines bestimmten Drehzahlmaßstabs lassen sich auf der Ablesegeraden x-x sämtliche Drehzahlen relativ zum festen Getriebeglied (Absolutdrehzahlen) und relativ zu beliebigen anderen Getriebegliedem (Relativdrehzahlen) nach Größe und Richtung ablesen . Das Verhältnis von An- zu Abtriebsdrehzahl ist die Übersetzung i = iAB = t = 4. Die Vorzeichen der Drehrichtung (+ für vorwärts, - für rückwärts, 0 für Stillstand) werden in die linke Bildhälfte eingetragen. 3.3.1.2 Drehzahlen, Übersetzung (rechnerisch) Eine der wichtigsten Ausgangsgrößen von Planetengetrieben ist die StandgetriebeÜbersetzung i o. Sie ist das Verhältnis der Winkelgeschwindigkeiten (Drehzahlen) der Zentralradwellen in einem einfachen Planetengetriebe bei stillstehendem oder stillstehend gedachtem Steg; nach Abb. 3.16 also das Verhältnis der Drehzahlen des ersten und letzten Rads der Räderkette 1-2-3. bzw.

(22)

bzw.

(23)

oder der Reziprokwert"

Grundgleichung von Willis: Aus der Standgetriebe-Übersetzung i o erhält man unmittelbar die Drehzahlgrundgleichung und daraus die Übersetzung i von Antriebs- zu Abtriebsdrehzahl. Darstellung an den äußeren Anschlußwellen A, Bund C nach Abb. 3.16 (bei unbe kannter Räderanordung) : Standgetriebe-Übersetzung (Welle B = Steg S = fest) 3 • nAB nA 1 ---OAC - nCB - n c -

nB nB '

(24)

hieraus Drehzahl-Grundgleichung n»: - iOACnc -

hieraus Übersetzung

(n c

(1-

iOAC> nB

= 0,

(25)

= 0) .

nan

nA

nab

nB

.

1 = - = - = 1-IOAC.

(26)

Darstellung an den inneren Zentralwellen 1, 3 und S nach Abb. 3.16 (bei bekannter Räderanordnung):

3

Der reziproke Ansatz iOCA = nCB/n AB mit der Grundgleichung nc - iOCA n»:- (1 - iocAl nB

= 0 bzw. i0 31 = n3S/n, S mit n3 - i0 3 ' n, - (1 - i0 31) ns = 0 führt bei der Zahlenrechnung auf gleiche Ergebnisse.

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

33

Standgetriebe-Übersetzung (Steg S = fest)3.4 . '013 io13

nlS n3S

=--= =

nl - ns n3- ns

Z3ZZ

30

ZZZI

10

= - --= - -=

-3, (27)

negativ: Minusgetriebe,

hieraus Drehzahl-Grundgleichung oder anders sortiert 5

(28)

hieraus Übersetzung (n3 = 0) .

,= -

n an nab

= -

nl ns

=

. 1 - '013

=

Z3 1+Zl

=

1 + 3 = 4.

(29)

3.3.1.3 Weitere Verfahren zur Drehzahlermittlung Mit der bis hier dargestellten graphischen und rechnerischen Methode kann man die Drehzahlen und Übersetzungen aller Planetengetriebe ermitteln. Für Sonderfälle (bei der späteren Leistungsberechnung und bei der Synthese) gibt es jedoch noch drei weitere Verfahren, die an dieser Stelle eingeschoben werden sollen.

Superposition (Swamp), [3, 23]. Man kann sich die Bewegung des Planetengetriebes von Abb . 3.16 aus zwei Teildrehungen zusammengesetzt denken, aus einer Teildrehung als Block und einer anschließenden Teildrehung bei stehendem Steg (Standgetriebe). Überlagerung, Superposition

Welle S

Welle 3

Welle 1

1. Teildrehung: Block

+nB

+nB

+nB

2. Teildrehung: Wälzen

0

+~n

i013 ~n

Summe:

ns = nB

n3

=

nB +

~n

nl

=

( aus '013 . = n-1S-) n3S

nB +

i013~n

Sn = n3 - nB

hieraus folgt die Drehzahl-Grundgleichung nl - i013 n3- (1 - io13) ns = 0, oder nA - iOACnc - (1 - iOAd nB = 0, Resultat: Übereinstimmung mit GI. (25) und (28). Kutzbach : Dieselben Drehzahl-Grundgleichungen und Übersetzungen lassen sich auch aus den Dreiecken des Kutzbachschen Drehzahlplanes in Abb. 3.16 (rechts) errechnen; vgI. Abschn.2.3.1. Bei schleifenden Schnitten ist das jedoch ein sehr umständliches und fehleranfälliges Verfahren. 4 Bei Planeten-Zahnradgetrieben errechnet sich die Standgetriebe-Übersetzung aus den Zähnezahlen der Räderkette, bei Planeten-Reibradgetrieben unter Beachtung des Schlupfes aus den wirksamen Reibradhalbmessern. 5 Eselsbrücke : Auf der linken Seite dieser Gleichung stehen die beiden Drehzahlen nl und n3 der Zentralräder mit den Faktoren 1 und - iOD und auf der rechten Seite die Drehzahl ns des Stegs mit dem Faktor (1 - iOD), d. h. der Summe der beiden vorigen Einzelfaktoren.

3 Grundlagen der Planetengetriebe

34

IB

Abb. 3.17. Getriebe mit drei Anschlußwellen , A. Bund C. innerer Aufbau unbekannt.

Abstrakte Darstellung. Bei der Getriebesynthese ist die innere Radanordnung (zunächst) unbekannt. Das Getriebe bildet eine »black box", Abb . 3.17. Es liegen nur die äußeren Anschlußwellen A, Bund C mit den Drehzahlen nA, nB, nc vor. Zwischen diesen besteht bei schlupffreien Getrieben (z. B. formschlüssigen Zahnrädern) ein fester linearer Zusammenhang: (30) anA + bnB + cnc = 0 bzw.

b c nA +- nB +- nc= O.

a

a

Diese Gleichung gilt z. B. auch für nB = 0

nA +!:.- nc = 0,

a

hieraus:

nA nc

c a

.

- = - - = -IAC

und ebenso für den Betriebsfall, wenn alle Wellen mit gleicher Drehzahl (als Block) umlaufen

nA = nB = nc , hieraus:

b

c

1+-+-=0 a a '

=

-(1- iAd .

Zusammen mit (30) folgt hieraus die Drehzahlgrundgleichung

nA- (1 - iAd nB - iACnc = O.

(31)

Resultat: Übereinstimmung mit (25). Die Drehzahlgrundgleichung (25 und 28) gilt für jedes schlupffreie Getriebe mit Laufgrad F= 2 unabhängig von seiner Anschlußart und seinem inneren Aufbau. Bei einfachen und zusammengesetzten Planetengetrieben können folglich die äußeren Anschlußwellen A, B C beliebig mit den inneren Zentralrädern 1, 2, 3, ... oder den Stegen Sb S2' ... verbunden sein. Aus der Drehzahlgrundgleichung ergeben sich durch Stillsetzen je eines Glieds zusammen mit den Reziprokwerten 3 . 2 = 6 Übersetzungen; in Tabelle 3.1 beachte man besonders die Reihenfolge der Indizes. Diese Zusammenhänge und die Vertauschbarkeit der Indizes (d. h. beliebige Verbindung von A , B , C mit S, 1, 2, ... ) bilden die Grundlagen für die Getriebesynthese. In Abschn. 3.6 wird hierzu ein Beispiel für die systematische Vorgehensweise gezeigt.

3.3.1.4 Relativdrehzahlen Die zeichnerischen und rechnerischen Grundlagen von Abschn.2.3.1 und 2.3.2 können unmittelbar auf die Relativdrehzahlen in Planetengetrieben übertragen werden (Abb.3 .18).

3.3 Berechnungsg rundl agen von Planetengetrieben

35

Tabelle 3.1. Sechs Übersetzungen zwischen zwei drehenden und einer festen Welle Festglied nc

=

0

nA/nB

nB =0

nA =

Übersetzung =

Reziprokwert

i AB = 1 - i AC

nA/n C = i AC

/

0

nB nc

.

= ' BC =

1 ---11--

1

i BA =

-I-

i CA =

-.' AC

.

1 - - .1-

' CB =

-· - 'AC

1

'A C

' AC

3 2

A ' L)

2

AI

~

~

i~ L1

L]

L4

Dr LI

~

T

I

L6

~

I

L2

Abb. 3.18. Relativdrehzahlen für das Planetengetriebe von Abb. 3.16.

Lager Lj : Lager Lj: Lager L3 : Lager L4 : Lager Ls: LagerL6: Lager L7:

nAO= nA

oder nlO = nj , oder nSO = ns , nCO = nc oder n30 = n3, (32) nAC = nA - nc oder n 13 = n j - n3, nAB = nA - n B oder nj S = n j - ns, nBC = n B - nc oder nS3 = ns - n3, Bei der Relativdrehzahl des Planetenrads 2 gegenüber Steg S ist eine Umrechnung über den Zahneingriff 1/2 oder über 2/3 erforderlich . n BO

=

nB

(33)

Um eine kleine Relativdrehzahl n 2S im Planetenradlager L7 zu erhalten, muß bei gegebene r Hohlr adgröße (Zähnezahl Z3 ) entweder die Sonnenradzähnezahl Z j klein oder

3 Grundlagen der Planetengetriebe

36

A~

'-------lB

Abb.3.19. Betrachtung zur Drehzahl nzs zwischen Planetenrad 2 und Steg S.

die Planetenradzähnezahl Zz groß oder die Differenz von (nI - ns) bzw. (n3 - ns) klein sein. Wie wirken diese Einflüsse zusammen? Die Antwort soll am Beispiel des Planetengetriebes von Abb. 3.15 und 3.19 abgeleitet werden. Für dieses Getriebe gilt (33)

außerdem . nl 1 . ,=-= -'013 ns

und ferner

ZI

+ 2z z = Z3

unter der Annahme daß die beiden Betriebswälzkreise der Planetenrad-Verzahnung Zz mit ZI und Z3 gleich groß sind (kleine Einschränkung). Aus diesen drei Gleichungen ergibt sich nzs nl

3 4 5

2io l 3 i~ 13 - 1

io 13

nzs nl

-2 -3 -4

-1,33 -0,75 -0,53

(34)

Diese Aufstellung zeigt, daß die Planetenrad-Relativdrehzahl nzs mit größerwerdender Gesamtübersetzung i bzw. Standgetriebe-Übersetzung i 0 13 rasch kleiner wird. Das gleiche Ergebnis hätte man qualitativ auch aus mehreren zeichnerischen Kutzbach-Plänen finden können. 3.3.1.5 Drehmomente Bei einfachen Planetengetrieben gibt es drei Kraftangriffsstellen am Planetenrad: die beiden Zahneingriffe und die Achse des Planetenrads. Die an einem Planetenrad angreifenden Kräfte F (Umfangskräfte an den Wälzkreisen und am Steg) und Drehmomente T lassen sich in einem Momenten- und Kräfteplan nach Größe und Richtung

37

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

darstellen, Abb. 3.20. Aus dem statischen Gleichgewicht der am Planetenrad angreifenden Kräfte F und den geometrischen Abmessungen (Zähnezahlverhältnissen) ergeben sich gemäß Abb. 3.20 folgende Drehmomentbeziehungen: verlustbehaftetes Getriebe mit Standgetriebe-Wirkungsgrad 1]0 (s. Abschn . 3.3.1.7) Summe der äußeren Momente = 0

TA + TB + Tc = 0

Summe der inneren Momente = 0

Tl + T3 + Ts = 0

Summe der Momente an jedem Bauteil = 0

TA + Tl = 0 TB + Ts = 0 Tc + T3 = 0

aus der Leistungsbilanz des Standgetriebes Tcncs = - TA n As1] OAS bzw. der

Standgetriebe-Übersetzung i OAC folgt: oder "innen"

ohne Verlust T3 = - i o13 1] 013 Tl mit Verlusten

hieraus folgt weiter:

(35)

TB = -(TA + Tc)

= -(1- i OAC 1]OAd TA =-

1)

(

'OAC 1]OAC

(

'0131]013

1- .

w

Tc

oder "innen"

=-1- .

1) w

T3

Wandlung Exponent w = ± 1; s. Abschn. 3.3.1.7. Bei Vernachlässigung der Verluste (verlustfreies Getriebe) ist

1]0 =

1 zu setzen.

Die Vorzeichen der Drehmomente (+ für aktio, - für reaktio) sind in der linken Hälfte von Abb. 3.20 neben den Drehzahlen eingetragen . Zur Kontrolle wird in der rechten Bildhälfte das statische Gleichgewicht der auf das Planetenrad einwirkenden Drehmomente bzw. Kräfte betrachtet. Die auf der "inneren" und "äußeren" Wirkungslinie angreifenden Drehmomente müssen, damit sich

38

3 Grundlagen der Planetengetriebe

Tc =+3

T5=+4

•

, I:.;~\, '; I ';,'~' TI- - - 1f- - -- - - - - -.. .: >. . ---TB =-4

F,

- -- -

IIBJ

Momentenplan

Krätteplan

Abb. 3.20. Drehmomente am einfachen Planetengetriebe: entweder • außen an den Anschlußwellen , oder 0 innen an den Zentralrädern und Steg, oder x direkt am Planetenrad (nicht unbedingt empfehlenswert). Die Zahlenwerte gelten für das Beispiel TA = 1, ion = -3, i = +4 , 1/ = 1.

überhaupt ein statisches Gleichgewicht ergeben kann, gleiche Vorzeichen haben (in diesem Fall Tl = - und T3 = -); und das auf der "dazwischenliegenden/mittleren" Wirkungslinie entgegengesetzt angreifende Drehmoment muß zwangsläufig hierzu entgegengerichtet sein (Ts = +). In diesem Falle ist S die Summenwelle (Welle mit dem größten absoluten Drehmoment) und 1 und 3 sind die Differenzwellen. In Abb. 3.20 sind die Drehmomente Ti> T 3 und T s bzw. die Kräfte F i> F 3 und F s zunächst auf ein Planetenrad bezogen. Bei mehreren Planetenrädern ist bei der Verzahnungsauslegung usw. durch die entsprechende Planetenradzahl p zu teilen, wobei ein ausreichend gleichmäßig verteilter Belastungsausgleich vorausgesetzt wird. Mit den bis hier aufgezeigten Drehmomenten lassen sich die Belastungen und Beanspruchungen an den Wellen, Verzahnungen, Lagern und Gehäusen in der üblichen Weise berechnen. Diese Berechnungsgänge sind jedoch nicht Thema dieses Buches; es wird auf die einschlägige Literatur verwiesen. 3.3.1.6 Leistungen Wie in Abschn.2.3.9 dargestellt , berechnet sich die Leistung aus dem Produkt von Winkelgeschwindigkeit (bzw. Drehzahl) und Drehmoment P = wT = 2rrnT.

Abb. 3.21. Vorzeichen der Leistung am einfachen Planetengetriebe, + Leistung fließt hinein, - Leistung fließt heraus . PA

A

~ 1---------1

1+1+1+1

Leistung (Wellenle istung , Absolutleistung) Drehmoment Drehzahl (Absolutdrehzahl)

(36)

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

39

Das Produkt der in Abb. 3.16 und 3.20 gefundenen Vorzeichen von n und T führt auf den Leistungsfluß in diesem Planetengetriebe, Abb.3 .21. Positives Leistungsvorzeichen bedeutet: An der betrachteten Stelle fließt eine Leistung in das Bauteil hinein (Antriebsleistung). Ein negatives Vorzeichen besagt: An der betrachteten Stelle fließt aus dem Bauteil eine Leistung heraus (Abtriebsleistung) . Bei Planetengetrieben unterscheidet man zwischen Wellenleistung (= Absolutleistung), Wälzleistung und Kupplungsleistung.

PA, PI PW A , P W I P KA , P K 1

Wellenleistung an der Welle A, am Rad I, Wälzleistung an der Welle A, am Rad I, Kupplungsleistung an der Welle A , am Rad I.

Da sich die Drehzahlen der Zentralradwellen aus zwei Anteilen Raddrehzahl gegenüber Steg und Stegdrehzahl gegenüber Gehäuse (s. Superposition, Abschn .3.3 .1.3) zusammensetzen, besteht auch deren Wellenleistung aus zwei Teilen : Wälzleistung und Kupplungsleistung P= Pw + PK •

(37)

Die Superposition von Wälz- und Kupplungsleistung ist anschaulich in Abb. 3.22 dargestellt. Zunächst werden die drei Anschlußwellen A IClB als Block mit der Stegdreh-

Abb. 3.22. Leistungsflüsse im einfachen Planetengetriebe. Vorzeichen an den Anschlußwellen A, Bund C: Vorzeichen am Planetensatz 1, 3 und S. Obere Vorzeichenzeile: Stegdrehzahl , Drehmoment, Kupplungsleistung. Mittlere Vorzeichenzeile: Relativdrehzahl gegenüber Steg, Drehmoment, Wälzleistung . Untere Vorzeichenzeile: Absolutdrehzahl, Drehmoment, Wellenleistung (Absolutleistung). 1. Teildrehung: Block 2. Teildrehung: Wälzen Summe

40

3 Grundlagen der Planetengetriebe

zahl nSO unter Last , d. h. mit ihren jeweiligen Drehmomenten TA/Tc/TB gedreht. Es entstehen drei Kupplungsleistungen Welle A: Welle C: Welle B :

2rrnsoTA = 2rrnsoTc = 2rrnsoTB =

PKA PKC PKB

}

Abb . 3.22 obere Vorzeichenzeile.

(38)

Die bei A und C eingespeisten Kupplungsleistungen P KA und P KC summieren sich am Steg S zur Abtriebsleistung PKB. Sodann wird bei stehendem Steg (Standgetriebe) die Antriebswelle A mit der Relativdrehzahl nAS unter Last TA weitergedreht; über die Räderkette 1-2-3 dreht sich dabei die Welle C (ebenfalls unter ihrer Last) auf Null zurück. Es entstehen zwei Wälzleistungen Welle A : Welle C:

PW A = 2rrnAs TA

Pwc = 2rrncsTc

}

Abb 322 . I V . h '1 . . mitt ere orzeic enzei e.

(39)

Die Summe von Wälz- und Kupplungsleistungen führt auf die absoluten Wellenleistungen Welle A : Welle C: Welle B:

2rr(nAS + nso) TA = nAoTA = PA } 2rr (ncs + nso) Tc = 0 . Tc Abb . 3.22 untere Vorzeichenzeile. (40) 2rrnsoTB = 2rrnBc TB = PB

Die in Abb .3.22 eingetragenen Vorzeichen und Leistungsflüsse zeigen anschaulich, wie sich zwischen Hohlrad 3 und Festglied C die Kupplungsleistung P KC und Wälzleistung Pwc gegenseitig zu Null aufheben. Für die formel- und zahlenmäßige Durchrechnung sind die Drehzahlen nach Abschn. 3.3.1.2 und die Drehmomente nach Abschn. 3.3.1.5 einzusetzen. 3.3.1.7 Wirkungsgrad In einem Planetengetriebe kann man die Kupplungsleistung (1. Teildrehung als Block) als verlustfrei annehmen. Die Wälzleistung (2. Teildrehung = Wälzen) ist dagegen mit Verlusten des wälzenden Standgetriebes behaftet, was durch den Standgetriebe-Wirkungsgrad 110 ausgedrückt wird, Abb. 3.23. Der Standgetriebe-Wirkungsgrad 110

= 110AC = 11013 = 111211L1123

(41)

ist das Produkt der Einzelwirkungsgrade aller im Wälzleistungsfluß des Standgetriebes zwischen Antriebswelle A und Welle C (Beispiel Abb . 3.23) liegenden wirksamen Ver-

J

Abb. 3.23. Verluste im Wälzleistungsfluß und Standge triebe -Wirkungsgrad 1]013 am einfachen Planetengetriebe von Abb. 3.21. Die Richtung des Wälzleistungs flusses (hier vom Antrieb A mit Rad 1 über Planetenrad 2 zum Hohlrad 3 mit Welle C) kann aus der mittleren Vorzeichenzeile von Abb. 3.22 abgelesen werden.

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

41

luststellen (Zahnreibungs- bzw. Reibradübertragungsverluste, Lagerverluste der Zentral- und Planetenräder und andere Verluste bei Lauf als Standgetriebe). Wegen 1112'" 1'121 gilt ebenfalls näherungweise (42)

Bei Planetengetrieben spielen die im Standgetriebe-Wirkungsgrad enthaltenen Verluste eine besondere Rolle, da durch sie - je nach Aufbau des Getriebes (Minus- oder Plusgetriebe) - der Gesamtwirkungsgrad besser oder auch schlechter als der Standgetriebe-Wirkungsgrad werden kann. Aus diesem Grunde wird in die Berechnung des Gesamtwirkungsgrads von Planetengetrieben nur der Standgetriebe-Wirkungsgrad aufgenommen. Zusätzliche Verluste, die sich durch die Umlaufbewegung des Planetenträgers ergeben, können durch Pauschalbeträge berücksichtigt werden. Für den Gesamtwirkungsgrad eines Getriebes galt (21). PB TB/TA f.l Wandlung 11 = 11AB = - PA = - nA/nB = - i = - Übersetzung '

(43)

Bei Zahnrad-Planetengetrieben" ist die im Nenner stehende Übersetzung i eine konstante geometrische Größe, die sich auch bei Verlusten durch Schwergängigkeit nicht verändert und die sich als Funktion der Standgetriebe-Übersetzung io darstellen läßt i = /Uo) . Im bisherigen Beispiel Abb. 3.16: i = 1 - i o = 1 + 3 = 4 . Bei Berücksichtigung der Verluste durch den Standgetriebe-Wirkungsgrad 110 kann in (43) also nur die im Zähler stehende Wandlung f.l = TB/TA kleiner werden. Aus (43) folgt

T: = -(1T,

f.l =

i o) = -/Uo)

= - (1 - io11 '0) = - /Uo11 '0) f.l = -(1 f.l = -(1-

Im Beispiel:

ohne Verluste? mit Verlusten ; w = ± 1.8

io) = -(1 + 3) = -4 io11o) = -(1 + 3· 0,98) = -3,94.

Insgesamt gilt somit - /Uo11 '0) 11=-.!!:...=---'-'--=-- mit i /Uo)

Im Beispiel:

11=-

-(1 - io11o) 1 - io

w = ±1.

°

1 + 3 '0,98 = 3,94 = 985 1+3 4 , .

Das gleiche Ergebnis erhält man , wenn man in (43) für PB und PA die Summen der Kupplungs- und Wälzleistungen einsetzt PB P + Pw A110 11=--= KA PA P KA + PWA '

6

(44)

Bei Reibrad-Planetengetrieben ist Schlupf zu berücksichtigen, der belastungsabhängig sein

kann . D. h. die Wandlung Jl folgt im Vergleich mit i der gleichen, jedoch negativen Funktion. Bei Berücksichtigung des Standgetriebe-Wirkungsgrads '10 ist also die Standgetriebe-Übersetzung i o lediglich mit '10 zu multiplizieren oder zu dividieren. 7

8

42

3 Grundlagen der Planetengetriebe

d. h. in Worten: Von der Antriebsleistung PA = P KA + PWA kommt am Abtrieb B nur die Leistung PB = P KA + PWArJo an .

1 + nAS/nSOrJOAC 1 + nAS/nSO - (1 - iOAC rJoAd 1 - iOAC

-(1 + 3·0,98) 1+3

- !(io rJ 0) !(io)

= 3,94 = 0985 4'·

Resultat: Übereinstimmung mit (43). Zum Zahlenergebnis: Der Gesamtwirkungsgrad rJ = 0,985 ist in diesem Beispiel besser als der angenommene Standgetriebe-Wirkungsgrad rJOAC = 0,98 der gesamten Räderkette A-1-2-3-C. Grund: Von vier Teilen (PA = 100 %) werden ein Teil (25 %) als Kupplungsleistung P K (verlustfrei) und drei Teile (75 %) als Wälzleistung P w (mit 2 % Verlust) übertragen. Für die Bestimmung des Exponenten w = + 1 oder w = -1, d. h. J1 = - !(irJo) oder J1 = - !(io/rJo) , gibt es mehrere Möglichkeiten [3; 13; 23; 31]. Sehr zuverlässig ist die Orientierung an der Richtung des Wälzleistungsflusses. An Hand des frei gewählten Ansatzes für die Standgetriebe-Übersetzung des verlustfreien Standgetriebes

ist zu entscheiden, ob bei Berücksichtigung der Wälzleistungsverluste das Drehmomentverhältnis - T 3/T j kleiner oder größer als i o wird. Fließt die Wälzleistung wie in Abb. 3.23 von Zentralrad 1 nach Zentralrad 3, so muß T3 offensichtlich kleiner als im verlustfreien Getriebe werden . Es gilt: - TiTj = iorJo; d. h. Multiplikation von io mit rJo; w= +1. (Würde die Wälzleistung umgekehrt von Rad 3 nach Rad 1 fließen , so wird, sofern man nicht auf den Reziprokwert von i o umstellt, das Drehmoment T, kleiner bzw. das Drehmomentverhältnis - T3 /T j größer als im verlustfreien Getriebe. Es gilt: - TiTj = io/rJo ; d. h. Division; w = -1.) Für das verlustbehaftete Standgetriebe gilt daher - in Erweiterung von GI. (24) und (27) - generell der Ansatz

ohne Verlust, {

Tc

1

- TA rJ~AB

(45) mit Verlusten .

bzw. ohne Verluste, (46)

mit Verlusten .

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

43

Im Beispiel fließt die Wälzleistung von Rad 1 nach Rad 3; d. h. T 3 mit Verlusten ist kleiner als T 3 ohne Verluste : T3 = -i01371013TI> d. h. wie oben Multiplizieren von i o mit 710; w= + 1.

Kontrolle der Ergebnisse durch Probierverfahren [32J: Da in der Gleichung für den Gesamtwirkungsgrad 71 = - flJi nur die Wandlung f.l (Zähler) durch den Standgetriebe-Wirkungsgrad 710 kleiner wird, kann man den Exponenten w auch durch zahlenmäßiges Probieren bestimmen, indem man im Zähler die Standgetriebe-Übersetzung i o mit 710 multipliziert bzw. dividiert . f.l

71=--=-

i

w = +1

~C w = -1

-(1 - i o71 o) 1 - io

1 - i o710 1- i o 1 - i o/ 710 1- i o

1 + 3 . 0,98 1+3

=

3,94 4

=

0 986 '

<

1 richtig .

1 + 3/0,98 = 4,06 = 1 015 > 1 falsch. 1+ 3 4 '

3.3.1.8 Einbaubedingungen Um bei der Montage eines Planetengetriebes sämtliche Planetenräder auch einbauen zu können, sind bereits beim Festlegen der Zähne zahlen bestimmte Einbaubedingungen (Montierbarkeitskriterien) zu erfüllen. Mit der Montage des ersten Planetenrads wird die Lage der Zähne und Lücken der Zentralräder relativ zueinander fixiert. Das zweite Planetenrad läßt sich nur montieren, wenn seinen Zähnen Lücken an den Zentralrädem gegenüberstehen. Das ist im allgemeinen Fall nur unter Einhaltung bestimmter Winkelbedingungen (6min und Vielfache davon) möglich, die bei gleichmäßiger Verteilung der Planetenräder über 360 zu Zähnezahlbedingungen werden [3, 15, 16]. Die geometrischen Zusammenhänge lassen sich leicht an Abb. 3.24 erklären . Die Ausgangsstellung des Stegs nach der Montage des ersten Planetenrads 2 ist mit So bezeichnet. Von hier aus wird das Sonnenrad 1 bei festgehaltenem Hohlrad 3 um eine 'oder mehrere ganze Teilungen (Anzahl a) im Uhrzeigersinn gedreht. Der Steg dreht sich dabei um den Winkel 61 und nimmt die Stellung SI ein. Jetzt wird das Hohlrad 3 bei festgehaltenem Sonnenrad 1 um eine oder mehrere ganze Teilungen (Anzahl b) im Gegenuhrzeigersinn zurückgedreht. Der Steg kommt in die Stellung S2 mit dem Winkel 6 = 01 - 62 zu liegen. In dieser Stellung läßt sich ein zweites Planetenrad mon0

3

Abb. 3.24. Winkelbez iehungen zur Ableitung der Einbaubedingungen am einfachen Planetengetriebe mit Einfachplanet, Sonnen- und Hohlrad .

44

3 Grundlagen der Planetengetriebe

tieren , da das Sonnen- und Hohlrad immer nur um ganze Teilungen gedreht wurden, und sich somit Zähne und Zahnlücken wie in der Ausgangsstellung gegenüberstehen . Aus der Drehzahl-Grundgleichung (25 und 28) berechnet sich der Winkel (j zu

Da a und b ganze Zahlen sind, ist auch deren Differenz eine ganze Zahl, die die Werte 0; ±1; ±2 ; ±3; ... annehmen kann . Das absolute Minimum (j = 0 mit (a - b) = 0 ist technisch uninteressant, da es die Ausgangsstellung von Abb.3 .24 mit nur einem Planetenrad darstellt. Der nächst kleinstmögliche Einbauwinkel für ein zweites Planetenrad ergibt sich mit (a - b) = 1 zu (47) Weitere Einbauwinkel sind ganzzahlige Vielfache dieses rechnerischen Minimalwerts. Die Winkelbedingung für das Planetengetriebe Abb. 3.24 lautet somit (j

= f(j

. mm

= f ' 360° Zj + Z3

(48)

mit f= 1; 2; 3; 4; ... ganze Zahl! Dabei ist f so groß zu wählen, daß die Kopfkreise der Planetenräder genügend Abstand voneinander haben . Will man im Normalfall p Stück Planetenräder gleichmäßig verteilt auf dem Umfang anordnen, dann ist (j = 3600 /p vorgegeben und aus der Winkelbedingung (48) entsteht die Zähnezahlbedingung (49) Zj

+ Z3

(49)

f=-p-;

d. h. die beiden Zähnezahlen Zj und Z 3 sind mit der Planetenradzahl p so abzustimmen , daß f eine ganze Zahl wird. In Abb. 3.25 sind die Winkel- und Zähnezahlbedingungen für zehn einfache Planetengetriebe zusammengestellt. Beispiel:

Getriebeschema nach Abb. 3.25 c mit p = 3, 4 oder 5 Stück Plan etenr äder, Zl =

32,

Z2 = \.

24,

Z3 =

36,

96,

Z4 =

Z lZ 3

+ Z2Z4 = 3456,

)

T= 12 8 .

kleinster Einbauwinkel

rnrn

=

360° · 12 3456

=

I 250 '

weitere Einbauwinkel 8 = 2,50° - 3,75° - 5°° .. . Zähnezahlbedingung (49) fiir p gleichmäßig angeordnete Planetenräder : Aus Abb. 3.25 c folgt

f

288 =

T 'p

P

45

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

p

f

Folgerung

3 4 5

96 72 57 ,6

ganze Zahl , d. h. Einbau 3 x 120 0 mögli ch gan ze Zahl, d. h. Einbau 4 x 90 0 möglich gebrochene Zah l, Einbau 5 x 72 0 nicht möglich

Neben den Einbaubedingungen sind ferner die Eingriffsstörungen bei Evolventen-Innenverzahnungen [24, 29] sowie konstruktive Gesichtspunkte des Belastungsausgleichs [10, 12] zu beachten.

<5 = f bmin = f 360'

e5 = fbmin = f 360'

Z , +Z3

t;

Z4

f

Z'+Z3

= Z4 - Z ,

P

P

a

b

-z,

e5 = f e5min= f=

c

f 360'·T

e5 = f e5 min=

Z, Z3 + Z z Z4

Z, Z3 + ZZZ4

f=

p· T

f 360' ·T Z 4 ZZ- Z3 Z,

Z4 Z z - Z3 Z,

p· T

d

JS\ Jl r~ ff\L f

b = f bmin =

360' · T

Z4 Z z - Z3 Z ,

Z 4 Z z - Z3Z,

e

p. T

f=

f = Z, + Z 4

f

P

g

h

Z , +Z 3

P

f 360'·T

Abb. 3.25. Einbaukriterien einfache r Planetengetriebe . O min kleinstmög licher Stegteilungswinkel zwischen zwei Planetenrädem (f = I) , 0 mögli che Stegteilun gswinkel zwischen zwei Planetenrädem (f > I), f ganze Zahl, p Anza hl der auf 360 0 gleichmäßi g ange ordneten Planetenräder, z Zähnezahlen. T = grö ßter gemeinsamer Teiler der Zä hnezahlen z 2 und z 3 des Stufenplanetenrades.

46

3 Grundlagen der Planetengetriebe

A ~ I--*"",---*--l

Abb. 3.26. Einfaches Planetengetriebe mit positiver Standgetriebe-Übersetzung i o (Plusgetriebe) . Gerasterte Pfeile: Absolutleistung; offene Pfeile: Wälzleistung (untere Vorzeichenzeile)

3.3.1.9 Planeten-Plusgetriebe Zur Abrundung der in Abschn . 3.3.1.1 bis 3.3.1.8 abgehandelten "Berechnung einfacher Planetengetriebe" soll der geraffte Berechnungsgang an einem einfachen Planetengetriebe mit nur außenverzahnten Stirnrädern gezeigt werden, Abb. 3.26. 1. Aufzeichnen des Getriebeschemas und der symbolischen Darstellung, s. Abb. 3.26: Antrieb A = Zentralrad 1, große Sonne, Abtrieb B = Steg S, Festglied C = Zentralrad 4 = kleine Sonne, Stufenplanet mit Verzahnung 2 und 3. 2. Kutzbachscher Drehzahlplan, s. Abb. 3.26 rechts : Übersetzung

.. nA = 'AB =

I

n;"'"

+2

+7

1

= 3,5 = 0,286,

gleichsinnig, ins Schnelle. 3. Vorzeichenbestimmung von: Absolutdrehzahl x Drehmoment = Absolutleistung, Relativdrehzahl x Drehmoment = Wälzleistung. Die Wälzleistung fließt von Rad 4 über 3 und 2 nach Rad 1. 4 . Ansatz der Standgetriebe-Übersetzung (beliebig i014 oder i041):

iOI4=~ = n l-ns = + 2422 _ 15 '18=+0714= _ T4 n4S n4 - n S (-) 2321-21 '18 ' T i n )<' " 014

1

Plusgetriebe

Aus der bekannten Wälzleistungsflußrichtung (Abb. 3.26) folgt: Drehmoment TI ohne Verluste

T4 TI = - -. - , 1014

47

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

TI

TI mit Verlusten

T4

T4 i o 14/11014

= - - .-11014 = - - - - - ' - '014

•

1

d. h. Division, w = -1

5. Drehzahlgrundgleichung und Übersetzung i : nl -

i Ol 4 n4 = (1 - i 0 14) ns ,

n4 =

0,

.

1

nA

=-

nB

nl

=-

ns

•

= 1- 1014 = 1- 0714 = +0286 "

,

Übereinstimmung mit Kutzbach. 6. Wirkungsgrade: Standgetriebe-Wirkungsgrad

= 0,99 ·0,995·0,99 = 0,975. Gesamtwirkungsgrad 11 = 71AB =

-(1 - 0,714/0,975) 1- 0,714

-(1- i 0 14/ 110 14) 1- i

Il

-i = -

Ol 4

= 0,936 = 93,6 %. 7. Drehzahlen: Lager LI:

= n AO = + I (Ausgangsgröße), = nA = +1. nB = nBO = nSO = nA/i = + 1/0,286 = + 3,5. ne = neo = n40 = nAe = nl4 = nlO - n40 = 1 = +1. nAß = nAS = nA - ns = + 1 - 3,5 = - 2,5. nSA = +2,5 . nA

nlO

Lager t.; Lager L 3 : Lager L 4 : Lager t.;

°. °

nZS

=

ZI

-~ (nlO - nso) =

-

36

36 (1- 3,5) = +2,5

oder nZS

= n3S = -

Z4

~ (n4 - ns)

30 = 42 (0 - 3,5) = +2 ,5.

8. Drehmomente: TA = + 1 (Ausgangsgröße), TI = - TA = -1 (Summenwelle), T4 = - i Ol 4 TI = - 0,714 (-1) = +0732 71014

0,975

'

(Differenzwelle)

Tc = -T4 = -0,732, T s = -(TI + T4 ) = -(-1 + 0,732) = +0,268 TB

= -Ts = -0,268 ,

(Differenzwelle),

-0,268 0,286

48

3 Grundlagen der Planetengetriebe

Probe

TA + TB + Tc = 1 - 0,268 - 0,732 = 0

Probe

jJ

TB -0,268 =- = TA +1

9. Leistungen: Welle A :

Welle B:

-0,268

erfüllt,

erfüllt , s. Arbeitsschritt 6.

PA = P KA + PWA = nsoTA + nAsTA = 3,5 '1 - 2,5 ·1 = + 1. PB = -(PKA +PwAI1/o) = -(3,5 - 2,5/0,975) = -(3,5 - 2,564) = -0,936 .

Gesamtwirkungsgrad

1/ = - ;: =

-0~36

= 0,936,

wie oben .

Der "Abfall" vom Standgetriebe-Wirkungsgrad 1/0 = 0,975 (gut) auf den Gesamtwirkungsgrad 1/ = 0,936 (mittelmäßig) erklärt sich aus der "Gegenläufigkeit" der Kupplungs- und Wälzleistung (PAabsolut = P K + P w = + 3,5 - 2,5). Während sich im vorigen Beispiel (Abschn.3.3.1.1 bis 3.3.1.8) die Kupplungs- und Wälzleistungen mit 25 % (verlustlos) +75 % (mit Verlusten) addierten, verlaufen in diesem Beispiel Kupplungsund Wälzleistung entgegengesetzt: + 350 % (verlustlos) -250 % (mit Verlusten)." Der Standgetriebe-Wirkungsgrad 1/0 = 0,975 ist also auf eine Wälzleistung von 250 % zu beziehen. 10. Einbaukriterien: Nach Abb . 3.25d gilt unter Beachtung der dort skizzierten Radgrößen die Winkelbedingung nach (48) / . 360 ° . 3 / . 360° . 3 / . 360° . T O=/Omin = ZJ Z 3 - Z ZZ 4 18 .21 -18'15 = 108 =/ ' 10. Symmetrische Ano rdnung vonp = 3; 4; 5 oder 6 Planetenrädern? Zähnezahlbedingung GI. (49) 108 36 p'3 p p

Folgerung

/

3

12

4

9

5

7,2

6

6

ganze Zahl , d. h. Einbau 3 x 120° möglich ganze Zahl, d. h. Einbau 4 x 90° möglich gebrochene Zahl , d. h. Einbau 5x72 ° nicht möglich ganze Zahl , d. h. Einbau 6 x 50° möglich

9 Ein "bildlicher" Vergleich: Um mit dem Fahrrad von Friedrichshafen FN nach Frankfurt F zu kommen, gibt es drei Möglichkeiten:

a) Von FN nach F = 400 km mit 170 strampeln/wälzen (Standgetriebe) . b) Von FN bis Ulm = 100 km mit dem Auto verlustfrei mitnehmen lassen und dann mit dem Fahrrad 300 km mit 170 weiter strampeln/wälzen (voriges Planetengetriebe-Beispiel). c) Von FN bis Göteburg = 1400 km mit dem Auto (oder einer Rakete) verlustfrei mitnehmen lassen und von dort 1 000 km mit dem Fahrrad mit 170 nach F zurückstrampeln/wälzen , Diese 1000 km ermüden! (Wie in diesem Planetengetriebe-Beispiel.)

Tabelle 3.2. Wirkungsgrade von 36 einfachen Plan etenradgetrieben . i Übersetzung, JJ Drehmornentwandlung, io Stand getriebe-Übersetzung, 110 Stand getriebe Wirkun gsgrad (Verzahnungen und Lager), 7/ Gesamtwirkungsgrad des Planetengetriebes

Nr.

~

Q:l

.0

.0

~

".0 B <:

Cl>

U

Cl>

1;; ~

& ~ ~~ I~ J

Betriebsweise Übersetzung

Drehmomentwandlung

nA nB

i=-

JJ = -

TB TA

Wälzleistun g 3

i! 1

[P7.f

F'7.l

a

. 10 =

22 23 +- 22-, 21

>1

I

C f7J]

10 = -

222 3 - -, 21 2 2

. 10

P'1J

23

= - ~

F

d ~

io =

+

2' ~

J

222; 21 22

>1

~lb2

5

~, 2J F~ P'1J

e .

'0 =

-

. 2322 - , 2221

~

'13

~ ~r'

io =-1

7/0 = 7/127/2'311L

7/0 = 7/12112'311L

110 = 111211237/L

110 = 1112112'311L

110 = 1112112'311L

110 =

i

7/ = 110

7/ = 110

11 = 110

11 = 110

11 = 110

11 = 110

11 12 ~

1

1

3

S

i = io

JJ = - io7/o

2

3

1

S

1 i = --;10

JJ = - - -

!

7/ = 7/0

7/ = 110

7/ = 7/0

11 = 110

11 = 7/0

11 = 110

3

1

S

3

i = 1- io

JJ = -(1 - io7/o)

i

io7/o -1 11 = - -io - 1

1 - io110 7/ = - -1- io

1- io110 11=--1 - io

io110 - 1 7/ = - - io - 1

1 - io110 7/ = - - 1 - io

1 + 110 11 = - -

4

S

1

3

1 i =-1 - io

JJ =-

!

11 =

io - 1 io/ 7/o - 1

7/ =

7/ =

io11 0 - 1 7/0(io - 1)

7/0 - io 7/ = - 1 - io

5

3

S

1

1 io/110

io - 1 i = - .10 =

1-l10

io io- 1 1 =- -

i= -

6

S

3

1

1-l10

1 1 - io/ 7/o

Teilbild a, d io7/o - 1 JJ = - - . - 107/0 Teilbild b, c, e,f io/ 7/o - 1 JJ =io/ 7/o Teilbild a, d io/ 7/o JJ = io/ 110 - 1

i

io110 io110 - 1

11 =

1 - io 1 - io/ 7/o

110 - io 11 = - 1 - io

7/=

io - 1 io/ 110 - 1

7/ =

7/

io110 - 1 11o(io - 1)

11 = ~

1 - io 1 - io/ 110

7/ = 1 + 1/110

110 - io

1 + 110 7/ = - -

2

2

!

!

Teilbild b, c, e,f JJ= - - - -

1 - io . 1 - 10/ 7/0

2

i

io - 1 11 = -. - 10 - 7/0

11 =

1 - io . 117/0 - 10

7/

1 - io 11110 - io

io - 1 7/ = - , - 10 - 7/0

7/

1 - io 11110 - io

2 7/ = 1 + 1/7/0

50

3 Grundlagen der Planetengetriebe

In Abschn . 3.3.1.10 wird auf dieses Planeten-Plusgetriebe nochmals eingegangen. In Tabelle 3.2 sind die Gleichungen von Standgetriebe-Übersetzung i o, Übersetzung i, Wandlung Jl und Wirkungsgrad 11 für 36 einfache Planetengetriebe zusammengestellt. 3.3.1.10 Selbsthemmung Planetengetriebe mit positiver Standgetriebe-Übersetzung um i o = + 1 mit Antrieb am Zentralrad, Festglied am anderen Zentralrad und Abtrieb am Steg - z. B. wie in Abb.3 .26 - ermöglichen sehr kleine bzw. sehr große Gesamtübersetzungen, haben aber - auch bei besten Verzahnungs-Wirkungsgraden - kleine Gesamtwirkungsgrade. Diese können sogar Null werden (Selbsthemmungsgrenze; die Antriebsleistung wird von der Verlustleistung im Getriebe gerade aufgezehrt) oder negative Werte annehmen (Selbsthemmung; Verlustleistung theoretisch größer als die Antriebsleistung) . Von den einfachen Planetengetrieben sind nur diejenigen selbsthemmungsfähig, deren Standgetriebe-Übersetzung i o größer als der Standgetriebe-Wirkungsgrad 110 und kleiner als 11110 ist, z. B. 0,975 < i o < 1,025. Die Begründung soll an dem Planeten-Plusgetriebe von Abb. 3.26 hergeleitet werden . Wenn man dort nur das Rad 4 etwas vergrößert, indem man die Zähnezahl Z4 erhöht, und alle anderen Werte beibehält, ergeben sich die in Tabelle 3.3 zusammengefaßten Werte. Tabelle 3.3. Übersetzungen, Wandlungen und Wirkungsgrade des Planeten-Plusgetriebes mit hoher Gesamtübersetzung bei Antrieb von vorn bzw. von hinten Zeile

1 2 3 4 5

Z4

30 35 40 41 42

io

0,714 0,833 0,952 0,976 1

Antrieb A , Abtrieb B Übersetzung ins Schnelle

Antrieb B , Abtrieb A Übersetzung ins Langsame

i Aß

/l

IJAß

i ßA

/l

IJßA

0,286 0,167 0,048 0,024

- 0,268 -0,145 - 0,024 +0,001 +0,026

0,936 0,872 0,500 - 0,043

3,5 6 21 42

-

00

- 3,294 - 5,333 -14 -20,741 - 40

0,941 0,889 0,667 0,494 0

°

. be m . Zeil Das G etrie ei e 3 mit. 10. =

Z4 Z3

Z2 Z1

00

ei U "b erset zung = 40·36 42 . 36 = 0952fi'h , u rt au f eine

von i A ß = 0,048 = 1121 ins Schnelle, jedoch verbunden mit einem Wirkungsgrad von nur 11Aß = 0,5 = 50 %; die Zeile 4 mit i o =

Z Z4 2 Z 3Z1

°

= 41 · 36 = 976 und i Aß = 0,024 42·36 ' = 1142 sogar auf 11Aß = -0,043 = -4,3 %, d. h. auf Selbsthemmung! Der Grund liegt einfach an der Tatsache , daß Kupplungs- und Wälzleistung in noch größerem Umfange zueinander gegenläufig verlaufen, als in Punkt 9 des Abschn . 3.3.1.9 beschrieben wurde. Eine sehr bildliehe Darstellung für den Wirkungsgradabfall findet man auch in der Betrachtung der Abstände der Lastangriffspunkte. In Abb. 3.27 (links) liegt der Lastangriffspunkt des Rads 1 mit seinem Drehmoment TI fast auf derselben Wirkungslinie

51

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben Abtrieb

2/3 Antrieb

Antrieb

2/3 Abtri eb

.-l~~--- I ---~~

__~ ~-:----

_ ....

" --~~--loo

Tl

( -+'YJ

schlecht

Abb. 3.27. Hebelarme an einem Plusgetriebe, vgl. Abb. 3.26.

(Höhe) wie der Lastangriffspunkt des gehäusefesten Rads 4. Zwischen den Wirkungslinien 1 und 4 besteht kein ausreichend großer Abstand (Hebelarm); der Antrieb A mit Rad 1 drückt praktisch auf eine feststehende "Wand" 4 = C. Bei umgekehrtem Betrieb (Antrieb bei B = Steg S, Abtrieb bei A , mit großen Übersetzungen i BA ins Langsame) sind die Wirkungsgrade rJBA bedeutend besser, s. Tabelle 3.3. Hier hat der Lastangriffspunkt auf der Wirkungslinie S einen relativ großen Abstand zu den Wirkungslinien 1 (= Abtrieb A) und 4 (= Festglied C), Abb.3.27 rechts . Wenn Selbsthemmung vermieden werden soll, empfiehlt es sich, wegen der Streuung und Unsicherheit in der Kenntnis der genauen tatsächlichen Zahnreibungsverluste, das Getriebe mit genügend Abstand von der Selbsthemmungsgrenze auszulegen. In manchen Anwendungsfällen ist jedoch Selbsthemmung erwünscht. In der einen Leistungsflußrichtung (Antrieb am Steg) soll der Gesamtwirkungsgrad gut sein; in der entgegengesetzten Richtung aber negativ, also selbsthemmend, damit z. B. die abtriebsseitige Last das Getriebe nicht rückwärts drehen kann .

3.3.2 Berechnung zusammengesetzter Planetengetriebe Die Kombination von zwei oder mehreren einfachen Planetengetrieben führt auf zusammengesetzte Planetengetriebe. Mit ihnen lassen sich sehr viele Getriebeanordnungen und Übersetzungen herstellen. So können beispielsweise aus nur zwei einfachen Planetensätzen nach Abb.3.15 durch Kombination von Sonne 1 mit Sonne 2, Sonne 1 Steg 2, Sonne 1 mit Hohlrad 2 usw. und durch zyklische Vertauschung der An- und Abtriebswellen sowie des Festglieds insgesamt 108 verschiedene Getriebevarianten mit positven und negativen Übersetzungen ins Schnelle und Langsame entwikkelt werden. Die zeichnerische und rechnerische Analyse der Drehzahlen, Übersetzungen, Drehmomente, Leistungen und Wirkungsgrade eines zusammengesetzten Planetengetriebes ist verhältnismäßig einfach, da sich die Ergebnisse der Berechnungen vom einfachen Planetengetriebe auf zusammengesetzte Planetengetriebe übertragen lassen, indem man diese auf die einzelnen Radsätze der Teilgetriebe anwendet.

52

3 Grundlagen der Planetengetriebe

Zweckmäßige Arbeitsschritte für die Analyse: 1. Aufzeichnen des Getriebeschemas und der symbolischen Darstellung mit Bezeichnung aller Wellen, Räder und Stege. Damit werden der funktionsmäßige Aufbau und die miteinander gekoppelten und festgehaltenen Wellen leicht erkennbar. 2. Kutzbachscher Drehzahlplan. 3. Vorzeichenbestimmung der Drehzahlen, Relativdrehzahlen, Drehmomente, Leistungen und Wälzleistungen; daraus Information über Absolut- und Wälzleistungsfluß. 4. Zerlegung in Teilgetriebe I, 11 ... entsprechend der Wälzleistungsflüsse PWI , P WI I

, ••

5. Festlegung (Ansatz) der Standgetriebe-Übersetzungen i Ob ion . . , 6. Berechnung der Drehzahlen und Übersetzung durch wiederholte Anwendung der Drehzahlgrundgleichung auf jedes einfache Teilgetriebe oder nach einem anderen in Abschn. 3.3.1 dargestellten Verfahren 7. Drehmomentberechnung für jedes Teilgetriebe . 8. Leistungsberechnung, Vergleich der Zahlenergebnisse mit den Vorzeichen von Punkt 3. 9. Wirkungsgradberechnung 'fI = - ..!:!:... = t

- fUoI 'fIOI ' ion 'fIon .. .) fUoi> ion. .. )

Bestimmung der Exponenten w an Hand Abschn .3.3.1.7. 10. Prüfung der Einbaukriterien.

des Wälzleistungsflusses, vgl.

Die folgenden Beispiele zeigen die Anwendung dieser Arbeitsschritte.

3.3.2.1 Zusammengesetztes Planetengetriebe mit Leistungsverzweigung Gegeben ist ein Planetenkoppelgetriebe, bestehend aus zwei einfachen Planetengetrieben (Minusgetrieben) nach Abb. 3.28: Antrieb A = Sonnenrad 1, Abtrieb B = Steg S: und Hohlrad 6 (angeschlossene Koppelwelle), Festglied C = Steg S2, Hohlrad 3 = Sonnenrad 4 (freie Koppelwelle).

Durchrechnung an Hand der zehn Arbeitsschritte: Punkt 1 bis 3: Zeichnerische Lösung nach Abb. 3.28. Der Kutzbachsche Drehzahlplan und die Vorzeichenbestimmung von n, T und P ergeben einen Gesamtüberblick über die Richtung der Drehzahlen und Drehmomente, der Leistungsverzweigung innerhalb der Teilgetriebe, sowie über den Verlauf der Wälzleistungen: gleiche Drehrichtung, A , B, 5 3-4,2 entgegengesetzte Drehrichtung, Übersetzung i= nA/nB'" 7:1.

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

53

Punkt 4: Die Wälzleistungsflüsse entsprechen den vorgegebenen Teilgetrieben I und 11 P W1 PW II

Sonnenrad 1~ Planetenrad 2~ Hohlrad 3, Sonnenrad 4 ~ Planetenrad 5 ~ Hohlrad 6. io13 ~ io13 11013 ; W = + 1 , i0 46 ~ i0 46 110 46 ; w = + 1 .

Punkt 5 und 6: Ansatz der Standgetriebe-Übersetzungen ohne Verluste,

I

T3 1 -- - mit Verlusten . Tl

T6 T4

11

11013

ohne Verluste,

T 1 - - 6 - - mit Verlusten . T4 11046

Al l

A

B

1I

Wälzleistungen

3

5

p,,~ ~P" Abb.3 .28. Zusammengesetztes Planetengetriebe mit Leistungsverzweigung. Obere Vorzeichenzeile: Absolutdrehzahl, Drehmoment, Wellenleistung. Untere Vorzeichenzeile (nur bei Rad 1 und 3): Relativdrehzahl, Drehmoment, Wälzleistung .

3 Grundlagen der Planetengetriebe

54

Drehzahl-Grundgleichungen I 11

nl - i 0 13 n3 = (1 - i 0 13) nSI' n4 - i 0 46 n6 = (1 - i 0 46) ns2 •

nA = nl> nB = nS1= n6,

nc = nS2 = 0 n3 = n4 '

Hieraus Übersetzung Im einzelnen ergeben sich folgende Drehzahlen Antrieb A

»:

Sonnenrad 1

nl

Hohlrad 3

n3 =-i- nA

(Ausgangsbasis) =

nA i 0 46

Planetenrad 2 Sonnenrad 4 Hohlrad 6 Steg 8 2 Planetenrad 5 Abtrieb B

Punkt 7: Drehmomente Antrieb A

TA (Basis)

Sonnenrad 1

TI

Hohlrad 3

T3 ,;" i 0 13 110 13 TA

Steg 8 1

TS1 = (1 - i o 13 11013) TA

=

-TA

Sonnenrad 4

T4 = -i0 13 110 13 TA

Hohlrad 6

T6 = i 0 13 110 13 i 0 46 11046 TA

Steg 8 2

T S2 = i 0 13 110 13 (1- i 0 46 110 46) TA

Abtrieb B

TB

= - (1 - i 0 13 110 13 + i 0 13 110 13 i 0 46 110 46) TA = JlTA

55

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

Festglied C Probe: Punkt 8: Leistungen P = 2rrnT Wellenleistungen Antrieb A

PA

= 2rrn ATA

Sonnenrad 1

PI

=

Hohlrad 3

P3

(Basis)

-PA io 13 11013 i0 46

P

i

1-

PSI

A

i0 1311013 i

P A

P

Sonnenrad 4

P4

- i0 1311ol3 i0 46 i

Hohlrad 6

P6 =

i0l3110l3.i04611046

Steg S2

Ps, =0

A

PA

I

(1 -

Abtrieb B

io l3110l3

+ i o l3110l3 i0 4611046)

P __ P

• I

A-

11A

Wälzleistungen Sonnenrad 1

P (1- ~) PA

Hohlrad 3

PW 3=+11013(1-

Sonnenrad 4

PW 4 = -

Hohlrad 6

PW 6 =

WI

= -

+

~)PA P

io 13 11013 i0 46

i

A

io l3110l3 i 0 4611046

i

P A

Punkt 9: Auf Grund der in Punkt 4 gefundenen Wälzleistungsflüsse werden T3 und T 6 bei Berücksichtigung der Verluste kleiner als im verlustfreien Getriebe; d. h. die Standgetriebe-Übersetzungen i o müssen mit den Standgetriebe-Wirkungsgraden 110 multipliziert werden (w = + 1) I

io 13 -7 io l3 1112112311L = i o 13 110l3 ,

11

i 0 46 -7 i 0 46114S 11S611L

11

=-

..!:!:... i

= - :- (1 -

=

i 0 4611046,

io l3 110l3

1-

+ io l3 110l3 i0 4611046) + i Ol3 i 0 46

10

i Ol3

10 Übereinstimmung mit Punkt 8, wo der Wirkungsgrad 1'/ = - PBIPA aus den Drehzahlen und Drehmomenten ermittelt wurde.

56

3 Grundlagen der Planetengetriebe

In Abb . 3.28 sind die Verlustleistungen in den beiden Planetensätzen I und 11 durch die Pfeile P Wl und PW II angedeutet. Punkt 10: Bei gleichmäßiger Anordnung von p Stück Planetenrädern muß in beiden Teilgetrieben unabhängig voneinander erfüllt werden : I

ZI + Z3 f = - - - = ganze Zahl ,

11

f

p

Z4

+ Z6

= - - - = ganze Zahl. p

Beispiel Auftugsantrieb; ZF-Ecolijt RME 210 Zusammengesetzte Planetengetriebe mit Leistungsverzweigung findet man "hundertfach" in automatischen Fahrzeug-Schaltgetrieben, aber auch im stationären Bereich, z.B. zum Antrieb von modemen Aufzügen, Abb .3.29, [ISO, 157]. Gegenüber dem konventionellen Aufbau - Drehstrom-Asynchronmotor mit Polumschaltung für Langsamfahrt und Schnellfahrt plus Schneckengetriebe - hat dieses neue Antriebskonzept, bestehend aus einem frequenzgesteuertem Drehstrom-Asynchronmotor plus Planetengetriebe, den Vorteil eines wesentlich höheren Wirkungsgrades, mit der Folge, kleinere Motorenleistungen mit geringeren Betriebskosten installieren zu können. Im mechanischen Zahnradteil, nochmals Abb . 3.29, wird die vom Motor kommende Antriebsleistung im linken Planetensatz vom Sonnenrad auf das Hohlrad (=Abtrieb, Treibscheibe, Seiltrommel) und auf den linken Steg verteilt. Der StegAnteil fließt dann über den rechten Planetensatz = Standgetriebe ebenfalls zum Abtrieb. Die Gesamtübersetzung liegt bei i = 40.

Abb.3 .29. Aufzugsantrieb, ZF-Ecolift RME 210 , bestehend aus frequen zgesteuertem DrehstromAsynchron-Normmotor und einem zusammengesetzten Planetengetriebe mit Leistungsteilung.

Tabelle 3.4. Übersetzungen, Wirkungsgrade und Relativdrehzahlen des Simpson-Planetenradsatzes. Zahlenergebnisse gültig für die Ausführun g mit: ZI = Z4 = 35; Z2 = Zs = 19; Z3 = Z6 = 73; 110 13 = 11046 = 0,97 nA

ZI

nB

Z3

i = -= 1 + -

ZI Z6

n 30

=

nA

Z3 Z4

n60 =

nB

+ - - =2,479:1

n lO

1+ - PB

A I

"

--= ,

I

' "i

I

rT

2. Gang

I

ZI

~

i = 1 + - = 1,479:1 Z3

r-'

5,

I

I

I

L.J

I

I

1+

I

Ir,,' A I

1+-

Z3

15 1

51 r - -g

# '"

11

ZI - 1 10 13 Z3

1+~

I

I

Z3

1 ~ 8 " n50

I

I

Z3

III ~ B

=11

~

3. Gang

Planeten satz läuft als Block um

+ - Z4 - 11013110 46

ZI

A I

11013 Z3

11 = - P

1t /

ZI Z6

ZI

ZIZ6

+-Z3Z4

=

0 971 '

= +1 ,0 = +0 ,403 = - 0,841

n SO =

0

= n 36 = n SS = n 2S =

- 1,841 +0,597 + 1,549 + 2,292

n l3

= nA = +1 ,0 n60 = nB = + 0,676 n SO = +0 ,457 n 30

n lO

= 0

-1,0 = + 0,324 n SS = +0 ,842 n 2S = +1,245

n l3 = n 36

w W t:l:I Cl> @ C'l

[ ~ ~

2

g.

i

Cl>

=:I

Cl=:I "CI

[

~

Cl>

~ ~ a, Cl>

CT Cl>

=:I

i = 1:1 11 =1

R.-Gang 1

LJJ I

I I r " I I2I I I

5, L-t:4

I I L...J

A

f---~­ .~

41

1 I

r j"l I1

I I I I

I

-':"'-"::§_...l~

. I

=

Z6

-~ =

11 = 11046

- 2,086

= 0,97

= nA = + 1,0 = nB = - 0,479 n 30 = -1 ,188

nlO n60

n SO =

0

= + 2,188 n 36 = -0,709 n SS = - 1,842 n 2S = -2,724

n l3

V>

.....

58

3 Grundlagen der Planetengetriebe

3.3.2.2 Zusammengesetztes Planetengetriebe, Simpson-Satz Eine Anzahl der Getriebeautomaten von GMC, Ford, Chrysler, ZF, u. a. sind mit einem Zweisteg-Planetengetriebe, dem sogenannten "Simpson-Satz" ausgerüstet, s. Tabelle 3.4. Die Zahnräder der beiden Planetensätze sind vollkommen gleich (Fertigungsvorteil) . Die Berechnung der Drehzahlen, Übersetzungen, Drehmomente, Leistungen und Wirkungsgrade erfolgt in 10 Arbeitsschritten in gleicher Weise wie in Abschn. 3.3.2.1; die Ergebnisse sind in Tabelle 3.4 zusammengestellt. Im 1. Gang entsteht zwischen den beiden Planetensätzen eine Leistungsteilung, während im 2. und R.-Gang die Kraftübertragung nur über den einen oder anderen Radsatz erfolgt. Im 3. Gang läuft das Getriebe als Block um. Die Konstruktionen der Abbildungen 6.47,6.48,6.51,6.54,6.61,6.67,7.51 und 7.53 sind mit dem Simpson-Satz ausgefilhrt. 3.3.2.3 Zusammengesetztes Planetengetriebe mit Blindleistung Gegeben ist ein Planetenkoppelgetriebe, bestehend aus zwei einfachen Planetengetrieben (Minusgetrieben) nach Koppelungsart Abb. 3.30: Antrieb A Sonnenrad 1 und Sonnenrad 4 (angeschlossene Koppelwelle), Abtrieb B = Steg S 2, Festglied C = Steg S ], Hohlrad 3 = Hohlrad 6 (freie Koppelwelle) . S, = C=O

A/ 1/!'

]I

A

Wä lzleistungen

3

•

6

~p"

Abb. 3.30. Zusammengesetztes Planetengetriebe mit Blindleistung . (Ob ere Vorzeichenzeile : Absolutdrehzahl , Drehmoment, Wellenlei stung. Untere Vorzeichenzeile (nur be i Rad 4 und 6) : Relativdrehzahl, Drehmoment, Relativleistung.

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

59

Punkt I bis 4: Zeichnerische Lösung Abb . 3.30 . Gesamtüberblick mit Hilfe von Kutzbach-Plan und Vorzeichenbestimmung von n, T, P. Blindleistung (Leistungsrückfluß) von Hohlrad 6 über 3 nach 1, dort Überlagerung mit PA' Übersetzung i = nA/nB"" 6: 1, Wälzleistungsflüsse PWI Hohlrad 3 ~ Planetenrad 2 ~ Sonnenrad 1, PW II Sonnenrad 4 ~ Planetenrad 5 ~ Hohlrad 6. Punkt 5 und 6: Ansatz der Standgetriebe-Übersetzungen Z3 - T3 1 --=---=-4

'1 ~13

ZI

TI

Z6

-T

Z4

T4

1

6 --=---=-2

II

'1

~46

Drehzahl-Grundgleichungen nl - i 0 13 n3 = (1- i o 13) nsp n4 - i 0 46 n« = (1 - i 0 46) ns,·

I Ir

nA=nl=n4, nB = ns"

nc = nS1 = 0 , n3 = n6'

Hieraus Übersetzung

i=~= 1- i0 46 =~= 6 nB

1 _ ~046

1_ ~ 4

1013

.

Punkt 7 und 8: Drehmoment- und Leistungsberechnung an allen Bauteilen analog Beispiel in Abschn. 3.3.2.1. Am Antrieb A wirkt die Antriebsleistung PA = 2rrn ATA = +1. Am Rad 1 kommt die zirkulierende Blindleistung PI = 2rrnlTI hinzu: 1

1 = 0,9.

i 0 46 '1046 1 - ---=-:..:......:..'-'-=-i o 13/ '1013

11

Beide Leistungen addieren sich in der Welle zwischen Rad 1 und Rad 4 zu (PA + PI) und fließen an der Verzahnung des Rads 4 ab. P4 = -(PA + PI) = -(1

oder

~ P = _ A

11

Gültig für Zahlenbeispiel

(1 + .!.!-) =

+ 0,9) = -1,9

P

A

.

l _

i o13 = - 4 , i 046 = -2 , 1']013 = 1']046 =

0,975 .

1

1046'1046 i o 13/ '1013

= -1,9 .

60

3 Grundlagen der Planetengetriebe

Die Wellen und Verzahnungen sind entsprechend stärker zu dimensionieren. Punkt 9: Auf Grund des Wälzleistungsflusses PWl wird im verlustbehafteten Teilgetriebe I das Drehmoment TI kleiner als im verlustfreien Teilgetriebe I, was in der oben gewählten Standgetriebe-Übersetzung i 0 13 durch i 0 13/ 110 13 (d. h. w = -1) zum Ausdruck gebracht werden kann. Im Teilgetriebe 11 gilt wieder i 0 46 110 46 (w = + 1). Wandlung

Il=-

1- i 0 46 110 46

=

-562

i 0 46 110 46 1 - ----'-'"'-,-'-'-'-'i o13/110 13

"

(l - i 0 46 110 46)

Wirkung sgrad

11

(1 -_~0_4_6

)

Il ~13 = --;= -------,----'----'----':= 0,94. 1

(1 _i (1 _ ~04611046) ) 0 46

10 13/ 110 13

Punkt 10: Einbaukriterien analog Beispiel in Abschn . 3.3.2.1. 3.3.2.4 Reihenplanetengetriebe Die Definition von Reihenplanetengetriebe wurde in Abb. 3.13 a erläutert. Dort waren drei in Reihe hintereinander angeordnete einfache Planetengetriebe (mit je festgehaltenem Hohlrad) gezeigt. In Abb. 3.31 sind zwei einfache Planetensätze mit Antrieb am Hohlrad, Abtrieb am Steg und Festglied am Sonnenrad hintereinandergeschaltet. Dieses Räd erschema stellt den mechanischen Teil eines automatischen Kraftfahrzeuggetriebes von BorgWarner dar und ist unter dem Namen "Detroit Gear" bekannt. Die beiden gehäusefesten Sonnenräder entsprechen der Betriebsweise im 1. Gang. Die Übersetzung i ergibt sich aus dem Produkt der Einzelübersetzungen

i=~= nB

(1 __1)(1 __1) i o 13

i 0 46

•

Die Wälzleistung fließt jeweils vom Hohlrad zum Sonnenrad. Hieraus folgt für Wandlung f.l und Gesamtwirkungsgrad 11 f.l = -

(1 -~) (1 _~046) , '013

5,

'046

3 2

A

A ~B 3

5,

I

51

I,

C,

Abb. 3.31. Reihenplanet engetriebe, Detroit Gear.

6

Cl

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

61

Zahlenbeispiel:

= i0 46 = -2 } 11013 = 11046 = 0,975 iOD

i= 1,52= 2,25, führt auf Jl = -1,4882 = -2,213, 11 = 0,983 .

Auftugsantrieb; ZF-Ecolijt RME 310

Als Beispiel ausgeführter Reihenplanetengetriebe im stationären Bereich ist in Abb. 3.32 das Aufzugsgetriebe ZF-Ecolift RME 310 gezeigt. Es ist eine Alternative zu der oben beschriebenen Ausführung mit Leistungsverzweigung. Die vom Motor kommende Leistung fließt jetzt vom Sonnenrad zum Steg des rechten Planetensatzes und dann nochmals vom Sonnenrad zum Steg des linken Satzes, bei stehenden Hohlrädern, zum Abtrieb = Treibscheibe.

Abb . 3.32. Aufzugsantrieb, ZF-Ecolift RME 310 als Beispiel für ein station äres Reihenplanetengetriebe.

3.3.2.5 Parallelplanetengetriebe Auch diese Kombinationen (Definition Abb. 3.13 b) sind wie einfache Planetengetriebe zu behandeln. Für das Beispiel in Abb. 3.33 ergibt sich aus Drehzahlplan und Rechnung für den Sonderfall i Ol3 = i 046 = i o

Die Drehzahlen, Drehmomente und Leistungen ergeben sich aus den Grundformein von Abschn.3.3.1. Beim Gesamtwirkungsgrad 11 sind die Summen der An- und Abtriebsleistungen einzusetzen.

62

3 Grundlagen der Planetengetriebe

CI

~ I OII ·II OII 3 2

0 - 0

SI [±EB

B, <'l'= A~ 1-------1 1+1+1+1

~

1+1- 1-1

-

B2

A

Abb.3 .33. Parallelplanetengetriebe (Verteilg etriebe) mit einem Antrieb A und zwei Abtrieben B , +B 2 •

1/ = 1/AB =

1 - i o1/o 1- i o .

Die ausführliche Darstellung von 1/ für Sammel- und Verteilgetriebe folgt in Abschn.3.4.2. 3.3.2.6 Reduziertes Planetengetriebe, Wolfrom-Satz

Gegeben ist ein Planetengetriebe nach Abb. 3.34. Antrieb A = Sonnenrad 1, Abtrieb B = kleines Hohlrad 5, Festglied C = großes Hohlrad 3, Steg S = leer mitlaufend. Keine Koppelwellen? Das Räderschema sieht zunächst wie ein einfaches Planetengetriebe mit einem Steg und drei (statt zwei) Zentralrädern aus. Im Prinzip ist es jedoch ein aus zwei einfachen Planetengetrieben (mit je einem Steg und zwei Zentralrädern) zusammengesetztes Getriebe , bei dem die beiden Stege und einige gleich große Zentral- und Planetenräder zur Reduzierung des Bauaufwands zu je einem Bauteil vereinigt sind; man spricht bei dieser Bauart daher von reduzierten Planetengetrieben. Man kann sich das reduzierte Planetengetriebe aus drei einfachen Planetensätzen überlagert zusammengesetzt denken:

11 111

Steg SI und die Räderkette 1-2-3 mit iOl3 oder i 0 3l (unter Fortfall von Zentralrad 5). Steg S2 und die Räderkette 5-4-2-3 mit i 0 53 oder i 0 35 (unter Fortfall von Zentralrad 1). Steg S 3 und die Räderkette 1-2-4-5 mit i 0 15 oder i 0 51 (unter Fortfall von Zentralrad 3).

Die dre i Komb inationsmöglichkeiten sind in Abb. 3.35 gegenübergestellt. Welches der drei Koppelgetriebe ist nun für die Berechnung richtig ? Für die Berechnung der Drehzahlen und Übersetzung (Kinematik) jedes ; für die Berechnung der Drehmomente, Wandlung und Wirkungsgrade nur die eine Kombination mit den Teilgetrieben, durch

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

63

0=3=[

~ h------I A

Abb. 3.34. Redu ziertes Planetengetriebe, Wolfrom-Satz. Gerasterte Pfeile: Absolutleistung; offene Pfeile: Wälzleistung. Obere Vorzeichenzeile: Absolutdrehzahl, Drehmoment, Absolutleistung. Untere Vorzeichenzeile: Relativdrehzahl, Drehmoment, Wälzleistung.

die je eine Wälzleistung fließt, so daß bei Berücksichtigung der Verluste die jeweiligen Standgetriebe-Übersetzungen i o mit ihren zugehörigen Standgetriebe-Wirkungsgraden 110 multipliziert oder dividiert werden dürfen. Die eine Kombination, auf die das zutrifft, bezeichnet man als "wirkungsgleiches" Koppelgetriebe. Die beiden anderen Kombinationen würden auf falsche Ergebnisse führen, denn einer nicht vorhandenen Wälzleistung kann man keinen Verlust durch 110 zuordnen. Um das wirkungsgleiche Koppelgetriebe eindeutig und sicher zu finden, wird wieder nach den zehn Arbeitsschritten verfahren . Punkt 1 und 2: Räderschema, Bezeichnungen und Kutzbach-Plan sind bereits durch Abb. 3.34 bekannt. Man erkennt eine positive große Übersetzung i = n A /n B , d. h. der Abtrieb dreht gleichs innig stark ins Langsame. Punkt 3 und 4: Die Vorzeichen von n, Tund P an den äußeren Anschlußwellen A , B und C in Abb. 3.34 zeigen, daß bei stehend gedachtem Steg Wälzleistungen bei A und B hineinfließen (P W A = + und P W B = +). Ein Wälzleistungsabtluß ist nur bei C möglich (P wc = -). Das führt auf zwei wälzleistungsdurchtlossene Teilgetriebe: I 11 III

Von A über 1-2-3 nach C = Minusgetriebe } Ansatz i o13 und i o13 11013 • wirkungsgleich Von B ü~er 5-4-~-3 nach C = Plusgetriebe Ansatz : 1053 und 10531105 3' Zwischen A-1-2-4-5-B keine Wälzleistung, Ansatz i 0 15 und i 0 15 11015 nicht zulässig.

Das wirkungsgleiche Koppelgetriebe (I + II), Abb . 3.33a, ist in Abb. 3.36 nochmals mit allen Vorzeichen (außen und innen), dem Kutzbach-Plan und der symbolischen Darstellung herausgestellt. Zur nochmaligen Kontrolle: In Abb. 3.34 ist das Drehmoment T3 an der Hohlradverzahnung 3 negativ. Dadurch fließt in das Hohlrad 3 eine Wälzleistung hinein (+), die dann an der Welle C abfließt (-). In Abb. 3.36 sind die beiden Drehmomente T3 , und T3 an der gleichen, jetzt nur auseinandergezogenen Hohlradverzahnung 3' + 3" #

64

3 Grundlagen der Planetengetriebe

rr

I 3' 2'

52

A 9

2'

a

m

I

~B A ~ ~B b

m

Abb.3.35. Zerlegung des reduzierten Planetengetriebes in Teilgeb iete (mit je zwei Zentralrädern und einem Steg) . a) Kombination (I + 11); b) Komb inat ion (I + III) ; c) Kombination (11 + III) .

ebenfalls negativ. In beide Hohlräderhälften 3' + 3" fließen also Wälzleistungen hinein (-), die dann gemeinsam bei C abfließen (+) ; d. h. das Koppelgetriebe (I + II) von Abb. 3.36 und das reduzierte Planetengetriebe von Abb. 3.34 sind wirkungsgleich. Punkt 5 und 6: Ansatz der Standgetriebe-Übersetzungen _

Z3 Z2 _

Tl'

Z2 Z1

TI

ohne Verlust,

T, 1 - -3 - - - mit Verlusten w = TI

II

• 'O S3

nss

ns -

nS 2

n3"S2

n 3" -

nS 2

2 = -=

Z3Z4

1'/013

T3" T,

= +-- = --Z2ZS

+ 1.

ohne Verlust,

T" 1 - -3 - - - mit Verlusten w = + 1.

t,

1'/OS3

Drehzahl-Grundgleichungen I

nl -

II

ns -

i 0 13 n 3' = (1- i o 13) ns" i os3 n3" = (1 - i os3) ns 2•

nA = nB =

ns,

nc n s,

n l,

= n 3' = n 3" = 0 =

n S2 =

nA

1_ .

1013

(angeschlossene Koppelwelle), (freie Koppelwelle).

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

65 0=3'=3"=C

~t------; AIlliJtI EiliI±I

Abb. 3.36. Auflösung des reduzierten Planetengetriebes in ein wirkungsgleiches Planetenkoppelgetriebe mit zwei einfachen Planetengetrieben (Teilgetrieben). Gerasterte Pfeile: Absolutleistung; offene Pfeile: Wälzleistung. Obere Vorzeichenzeile: Absolutdrehzahl, Drehmoment, Absolutleistung. Untere Vorzeichenzeile: Relativdrehzahl, Drehmoment, Wälzleistung.

.

nA nB

Hieraus Übersetzung 1=-=

1-iol3 1 - iOS3

Punkt 9: 1 - i o l3110 l3 1 - iOS3 11o S3

Wandlung

p,=-

Wirkungsgrad

p, (l - i ol311013) (1 - iOS3) 11 = - - = i (1 - iOS3 11o S3) (1- i ol3) .

Punkt 7: Drehmomente TA = + 1 (Ausgangsbasis), Tj = -TA, T 3, =-iol3 11ol3 Tj , T s, =-(T j + T3) , Ts, = -Ts" TB = p,TA , Ts = -TB, T 3" = - iOS3 11o S3 T s , T 3 gesamt = T 3, + T 3" , Tc =-T3geSamt . Probe: T, + T3" + T s, = 0 erfüllt. Probe: TA + TB + Tc = 0 erfüllt.

66

3 Grundlagen der Planetengetriebe

Punkt 8: Die Absolutleistung an jedem Bauteil x ergibt sich aus dem Produkt P, = 2rrn xTx (Punkt 6 und 7). Die Antriebsleistung PA fließt vom Antrieb A ohne Leistungsverzweigung über 1-2-81-82 -4-5 zur Abtriebswelle B und verläßt dort mit

PB= -PA11 das Getriebe, Abb. 3.36 . Die Verluste durch 110 13 und einzelnen Stelle x durch das Produkt n .T; zum Au sdruck.

11053

kommen an jeder

Punkt 10: Zum symmetrischen Einbau von p Stück Planetenrädem muß nach Abb.3 .25 erfüllt werden : I

ZI + Z3 f = - -= ganze Zahl , p

11 Zahlenbeispiel: Der Wolfrom-Satz ermöglicht sehr große Übersetzungen i AB (ins Langsame) bei verträglichen Gesamtwirkungsgraden TfAB . Bei Antrieb von "hinten" durch Rückstellkräfte tendiert die kleine reziproke Übersetzung i BA (ins Schnelle) mit TfBA zur Selbsthemmung, da dann das bei Bund 5 eingeleitete Antriebsdrehmoment nahe der Wirkungslinie der gehäusefesten Abstützung 3' = 3" = C liegt, vgl. Abschn .3.3.1.10 mit Abb. 3.27. In Tabelle 3.5 ist eine Zahlenkolonne mit veränderlichen i 0 53 durchgerechnet. i o13 = - 3,25, i 0 53 = 0,90; 0,92; ... ; 1,00,

710 13 = 1/0 53 =

0,98 , 0,98.

Tabelle 3.5. Übersetzungen, Wandlungen und Wirkungsgrade des Wolfram-Satzes Antrieb bei B (von hinten), Abtriebe bei A

Ant rieb bei A , Abtrieb bei B

i 0 53

i AB

0,90 0,92 0,94 0,96 0,98 1,00 a

42,50 53,13 70,83 106,25 212,50 00

/lAB

1/AB

i BA

/lBA

71BA

- 35,47 - 42,53 - 53,11 - 70,69 -105,68 - 209,25

0,83 0,80 0,75 0,67 0,50 0

0,0235 0,0188 0,0141 0,0094 0,0047 0

-0,0189 -0,0142 -0,0095 -0,0047 0 + 0,004 7

0,80 0,75 0,67 0,50 0' -

00

Selbsthemmungsgrenze

Der beschriebene Wolfrom -Satz eignet sich für Anwendungen mit folgenden, meistens gleichzeitig auft retenden Anforderungen: runde und kompakte Bauweise, koaxiale Lage der An- und Abtriebswellen, wenig Bauteile (nur drei Zentralräder und ein Steg), hohe Drehsteife, geringes Verdrehspiel, hohe bis extrem hohe Übersetzungen ins Langsame, vorwärts oder rückwärts (gleiche oder entgegengesetzte Drehrichtung von An- und Abtrieb), im Zugbetrieb (Antrieb bei A) in beiden Drehrichtungen relativ guter Wirkungsgrad, im Schubbetrieb (Antrieb bei B) schlechter Wirkungsgrad oder sogar Selbsthemmung (gewünscht), Rücklaufsperre,

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

67

auch bei großen Übersetzungen ausgeglichene Durchmesser der Räder im Gegensatz zu " Miniritzcl" im Eingriff mit " Großrad" ! Das ermöglicht ausgeglichene Verzahnungen ohne Unterschnitt und schafft Platz fiir evtl. Hohlwellen mit freien Durchgängen in der Getriebemitte. Hierzu zwei Einsatzfälle : Stellgetriebe fiir Spoiler und Landeklappen in Flugzeugen, Stellgetriebe in Industrierobotern.

Stel/getriebe für Flugzeug-Landeklappen

Spoiler und Landeklappen von Flugzeugen werden bisher vorwiegend von hydraulisch beaufschlagten Arbeitszylindern betätigt. Die Aufhängung und das Antriebssystem sind sehr "weich". Wesentlich steifer und positioniergenauer sind hochübersetzende Planetengetriebe, Anordnung Abb . 3.37, Getriebeschnitt Abb. 3.38. Die ausgefiihrte Konstruktion basiert auf dem Wolfrom-Satz. Für sie gilt das oben behandelte Grundlagen-Beispiel mit allen Rechnungen von Punkt 1 bis 10, Abb . 3.34 bis 3.36. Dem eigentlichen Wolfrom-Satz ist noch ein Eingangsdifferential mit zwei

Abb.3.37. Wing Sweep Actuation System.

68

3 Grundlagen der Planetengetriebe

Abb .3 .38. Stellgetriebe für Flugzeug-Spoiler, ZF.2-Scheiben-Ausführung, 2-Motoren-Antrieb mit Eingangsdifferential.

gleichen Minusgetrieben i o = - 51/18 = - 2,833 mit zwei Antrieben Al, A 2 vorgeschaltet, s. Radschema Abb .3.39. Im Normalbetrieb treiben zwei Elektromotoren die Sonnenräder mit gleicher, aber entgegengesetzter Drehrichtung an. Ihre Leistungen summieren sich im Steg 8 2 :

t GJElill

Pa;

l"IlI'I 5 ~ 3 ll'Il

-:= -

-

-

Wll

16 -1 7

([EIlI]

= 5,

:=

lBilll 52

-

ns

-,

Je

18 - + - 18 ill-B

-

A~

2

5

=

16

28

~2

nA,1

'-

;0=-1.1..=-283 18 . Wolfram- Satz ; =- 54,25

Abb. 3.39. Räderschema und Kutzbach-Plan zu Abb. 3.38.

~

j

"'IV /1/5

\

-,

<\..

l±EEJ

Eingan gsdifferentiaI ; =2

+

n,

~ ' ~IB -. = -

-

nA.l

B

\/

\.

/

.\ Y

., PA .2

_ ·-u---

2

A2

j

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieb en

69

Bei Ausfall eines Motors Al oder A 2 steht das entsprechende Sonnenrad still und der Antrieb wird durch den anderen Motor aufrecht erhalten, jedoch mit halber Drehzahl. nS 2 =tnA

}

TS L = 4 TA PS2=lPA

Antrieb nur durch Al oder A 2 •

Der Wirkungsgrad des Sammelgetriebes beträgt P S2

= _

11

=

PAl + PA2

1 - i o l1o 1 - io

=

1 + 2,833 . 0,98 3,833

=

°

985

,

.

In der Konstruktion Abb . 3.38 bilden zwei Wolfram-Sätze eine "Zwei-ScheibenAusführung". Zur Vermeidung von Kippkräften besteht der Stufenplanet aus zwei Planetenrädern 4 und einem Planetenrad 2 in der Mitte. Im Gegensatz zu dem oben beschriebenen Wolfram-Getriebe in Abb . 3.34 bis 3.36 ist hier der Abtrieb B jedoch mit dem Hohlrad 3 (am größeren Planetenrad 2) und die feste Abstützung C mit dem Hohlrad 5 (am kleineren Planetenrad 4) verbunden. Die Wälzleistungsflüsse ändern sich aber nicht, s. Vorzeichen im Drehzahlplan. Dadurch gilt für das wirkungsgleiche Koppelgetriebe unverändert der o.a. Ansatz mit den beiden Standgetriebe-Übersetzungen . Z3 '013 = - Zl

und

und den Drehzahlgrundgleichungen nl - i 0 13 n3 = (1 - i o 13) ns, n5- i 0 53 n3 = (1 - i 0 53) ns·

Jetzt gilt

nA = n l ,

nB = n3 ,

°

nc = n5 = und somit für Übersetzung und Wandlung i

13

1-.o i

'0 53

= -----'::::'_

1 1-.'053

i o 13 11013 i 0 53 110 53

1-~-'--'-'~

1 1---,-----i o 53 11053

Die Konstruktion Abb. 3.38 ist ausgeführt mit z}=28 ; z 2=17; Z3=Z5=63 ; 16; geschliffene Zahnflanken 11013 = 11053 = 0,98 (sichere Seite, incl. von Lagerund Plantschverlusten). Das führt im Wolfram-Satz mit i 0 13 = -2,25 und i 0 53 = +0,941176 auf Z4 =

i 13

54,25 +40,28 0,74

= -

/-l13 = 1113=

} bei Leistungsfluß von Antrieb Rad 1 zu Abtrieb Rad 3.

3 Grundlagen der Planetengetriebe

70

i 3l = -0,0184 } tt31

1'131

= +0,012 2 0,66

bei Leistungsfluß von Abtrieb Rad 3 zu Antrieb Rad 1.

=

Stellgetriebe für Industrieroboter

Die o. a. Eigenschaften des Wolfram-Satzes erfüllen in vielen Punkten die Anforderungen an ein Robotergetriebe, sei es als Grundachsantrieb oder als Handachsantrieb. Die angetriebenen Gelenke zwischen den Gliedern eines Roboters, Abb. 3.40, verlangen einen flachen und runden Bauraum, hohe Übersetzungen mit gutem Wirkungsgrad, Steifigkeit und präzise reproduzierbare Bewegungsübertragungen bei geringstem Spiel. Gute dynamische Eigenschaften des Roboters erfordern zusätzlich niedrige Masse und ein kleines Trägheitsmoment. Die Lösung ist wieder ein reduziertes Planetenkoppelgetriebe, der Wolfrom-Satz, Abb.3.41. Alle Räder haben eine Evolventen-Schrägverzahnung (besserer Eingriff durch Sprungüberdeckung, Laufruhe). Das Sonnenrad und die beiden Hohlräder sind konisch gestaltet; sie bilden mit dem zylindrischen Planetenrad eine Beveloid-Stirnradverzahnung. Durch Einstellscheiben können bei der Montage die Hohlräder gegenseitig und der gesamte Steg axial in den konischen Verzahnungen verschoben und damit ein minimales Zahnspiel (Verdrehspiel) eingestellt werden. Der Stufenplanet 2/4 hat eine gemeinsame durchgehende Schrägverzahnung Z2=Z4; die Verzahnungen 2 = 4 können in einem Arbeitsgang fertigbearbeitet werden. Versatzfehler bei der sonst notwendigen Indexierung bei getrennter Bearbeitung der Verzahnung entfallen vollkommen. Der Radsatz wird präziser und steifer [168] . Zurück zum Räderschema Abb . 3.34: Zur leichteren Montage sollte die mit dem Abtrieb B verbundene Hohlradverzahnung 5 größer sein als die andere Hohlradver-

Abb. 3.40. Planetengetriebe in den Gelenken von Roboterarmen, ZF.

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

71

Abb.3.41. Wolfram-Satz für Robotergetriebe, ZF. Antrieb A am Sonnenrad 1; Abtrieb B am Hohlrad 5; Abstützung C am Hohlrad 3; Stufenplanet 2 = 4; der Planetenträger Steg S läuft frei um . Dieser Aufbau gleicht zunächst dem Räderschema von Abb. 3.34.

zahnung 3. Das ist - trotz gleicher Verzahnung 2 = 4 des Stufenplaneten - möglich, in dem man die Zähnezahlen Z 3 und Z 5 und die Profilverschiebungen zwischen 2/3 und 4/5 so wählt, daß die Radien der Betriebswälzkreise rb4 und rb5 (rechts) größer sind als die Betriebswälzkreise rb2 und rb 3 (links), Abb. 3.42. Für die linke Verzahnung gilt

und für die rechte Verzahnung

In beiden Verzahnungen ist der Achsabstand a selbstverständlich gleich groß (gemeinsame Steglänge); daraus folgt

Wenn zur leichteren Montage die beiden Betriebswälzkreise rb4 und rb 5 größer als rb2 und rb 3 sein sollen, so muß deren Betriebsmodul m b45 > m b23 sein . Das ist an Hand der letzten Gleichung nur möglich, wenn die Zählerzahl Z 5 kleiner als Z3 ist. Das jetzt größere Hohlrad 5 hat also die kleinere Zähnezahl! Das sieht zunächst paradox aus , siehe auch Abb . 3.42 . Um von vornherein die Drehrichtungen, die Vorzeichen der Drehmomente und die Standgetriebe-Übersetzungen richtig zu erfassen, ist es ratsam, die Abb. 3.34 ent-

72

3 Grundlagen der Planetengetriebe

.~ J/ .--:/ !'

!

2

mbZ3'zZ

-f"

I--.:.t·-

. 5 - -~ . ~--..... /::::: /,tC.

= mb45 , z4

(bZ~= 2_ mb23 ' Z3 (br

2

(b4

z5

(b5 =

2

a

, -mb45 -2-

a

- - - - - _ . _. Abb.3.42. Unterschiedliche Betriebswälzkreise bei gleichem Achsabstand und gleicher Zähnezahl Z2= Z4 des Stufenplanetenrades; Betriebsmodul mb4S>mb23

0=3 = C

c::$ c::$

1------1

~ A C!EEl

r=ER

EEEl

Abb . 3.43 . Umzeichnung von Abb. 3.34. Hohlrad 5 jetzt größer als Hohlrad 3; Betriebswälzkreis Z 5< Z 3 ; Ausgleich durch unterschiedliche Profilverschiebungen.

rbS> rb3, trotz

sprechend zu korrigieren und das Hohlrad 5 größer als Hohlrad 3 zu zeichnen, wie in Abb . 3.43 geschehen. Der Drehzahlplan zeigt eine negative Übersetzung, also entgegengesetzte Drehrichtung von Abtrieb B zu Antrieb A, was für ein Robotergetriebe belanglos ist. Die Wirkungsliniender Kraftangriffe 2/3 und 4/5 bzw. jetzt 2/5 tauschen ihre Lage; dadurch drehen sich die Vorzeichen der entsprechenden Drehmomente um . Diese Vorinformationen über die Vorzeichen der Drehzahlen, Relativdrehzahlen zum Steg, Drehmomente, Leistungen und Wälzleistungen führen auf das wirkungsgleiche Koppelgetriebe II + III in Abb. 3.35 c, welches für das jetzige Beispiel in Abb. 3.44 neu herausgezeichnet ist. Jetzt gelten die Standgetriebe-Übersetzungen II

i 0 35

n3 S1 n5'SI

n3-nSI n5 ' -

nSI

=

+

25 2 2

=

ohne Verlust,

2423

mit Verlusten.

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

73

J[

][

0,) =C

Abb . 3.44. Zughöriges wirkungsgleiches Planeten-Koppelgetriebe 11 + III. Die vom Antrieb A über das Sonnenrad I eingeleitete Leistung (100 %) teilt sich im rechten Planetensatz: 96 bis 97 % fließen vom Steg S2 zum linken Steg SI und von dort in das Hohlrad 5' ; der Rest von nur 4 bzw. 3% direkt vom Sonnenrad I zum Hoh lrad 5", und dann gemeinsam zum Abtrieb B.

III

ohne Verlust,

i 0 1S nS"S2

ns " - nS2

mit Verlusten . Drehzahl-Grundgleichungen II

n 3 -

i 03Sns' =

(1 -

i 03S) • n Sb

III

nl -

i01Sns" =

(l -

i 0 1S) n S2 •

nA =nb nB = ns' nc = n3 nS I

= nS2

Z2

=Z4

n s" (angeschlossene Koppelwelle), 0, (freie Koppelwelle), (auch wenn unterschiedlich groß dargestellt).

Zs

Hieraus Übersetzung

nA nB

i 03S - i 0 1S i 03S -

1

Z3 Zs

-

Z3

Zs

+ZI

-1

ZI+ Z3

Zs

Z3 - Z s

ZI

Aus dieser Gleichung läßt sich ablesen: Um auf große Übersetzungen i zu kommen, muß i 0 1S groß (gro ßes Hohlrad 5 und kleine Sonne 1) sein und i 03S nahe an 1 (kle ine Zähnezah ldifferenz Z3 - zs) herangeführt werden.

3 Grundlagen der Planetengetriebe

74 i03 5 1J035 - i0 15 1]0 15 i035 1]035 - 1

Wandlung

Wirkungsgrad

1]

=

J.l

i .

Die Baureihe der ZF-Robotergetriebe RG besteht aus fiinf Größen. Die wichtigsten Daten sind in Tabelle 3.6 zusammengestellt. Tabelle 3.6. Technische Angaben der ZF-Robotergetriebe RG Baugröße RG Nenn-Abtriebsdrehmoment max. Antriebsdrehzahl Außendurchmcsser Länge (über alles) Masse

350

TB n Amax

D L

[mm]

m

[kg)

Zähnezahlen (Standardausfiihrung) z, - Sonnenrad - Planetenrad Zz - Statorhohlrad Z3 - Abtriebshohlrad Z, Standgetriebe-Übersetzung

i0 35 iOl 5

Standgetriebe-Wirkungsgrad 11 0 Übersetzung Wandlung Wirkungsgrad

[Nm] [min- '] [mm]

f.l 11

500

700

2500

5000

350 5000 159 97 ,5 6,4

500 5000 190 75,5 9,8

700 5000 220 114,5 16

2500 4000 325 198 52

5000 4000 370 173 76

22 25 74 70

29 28 87 83

37 36 111 107

14 35 85 82

11 31 76 73

0,9459 0,9647 0,9605 0,9540 0,9640 - 3, 18 18 - 2,862 1 - 2,89 19 - 5,857 1 - 6,6364 0,99 0,99 0,99 0,99 0,99 - 76 64 0,84

- 83 68 0,82

- 107 84 0,79

- 193 150 0,78

- 193 153 0,80

3.3.2.7 Reduziertes Planetengetriebe, R avigneaux-Satz '! Die Räderanordnung Abb. 3.45 zeigt schematisch den Planetenradsatz nach Ravigneaux, der in vielen automatischen Kraftfahrzeuggetrieben verwendet wird, z. B. in den Borg-Warn er-G etrieben BW 35 (einschließlich Vorläufer) oder in den ZF-Getriebeautomaten 3 HP 12. Den selben R ad aufbau haben auch die G etriebe Fordomatic und Du al range (Ford Thund erbird), Merc-O-Matic und Multidrive (Ford Mercury), Turbodrive (Ford Contine ntal Lincoln), Cruise-o-Matic (Ford Fairlane, Thunderbird), Flightomatic (Studebaker , Packard), Flashomatic (AMC Rambler) und andere. 12 Der Ravigneaux-Satz wird in Zwei- und Dreiganggetrieben verwendet. In beiden Fällen hat er den gleichen Radaufbau; der Unterschied liegt im verschiedenartigen Anschluß der Anund Abtriebswellen sowie der Reaktionsglieder.

Zweigang-Ravigneaux-Satz

Dreigang-Ravigneaux-Satz

Antriebswelle (untersetzte Vorwärtsgänge)

Abtriebswelle

größeres Sonnenrad kleineres Sonnenrad

Steg Hohlrad

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

75

Im 2. Gang ist das Getriebe folgendermaßen geschaltet: Antrieb A Abtrieb B Festglied C Steg S

=

Sonnenrad 1, Hohlrad 4, Sonnenrad 6, leer mitlaufend.

Mit drei Zentralrädern 1, 4 und 6 und einem Steg S ist der Ravigneaux-Satz ein reduziertes Planetengetriebe, welches zu einem wirkungsgleichen Planeten-Koppelgetriebe (Zweisteggetriebe) erweitert werden muß, damit die beiden Teilgetriebe (mit je zwei Zentralrädern und je einem Steg) mit den Berechnungsgrundlagen der einfachen Planetengetriebe angegangen werden können. Punkt I und 2: In Abb. 3.45a sind die Zentralräder 1, 4 und 6 und der Stufenplanet mit den Rädern 3 und 5 maßstäblich geze ichnet, während das im Dreieck räumlich versetzt angeordnete Planetenzwischenrad 2 (Abb. 3.6c) und sein Steghalbmesser durch die vereinfachte Darstellung in einer Zeichenebene nicht maßstäblich sind . Der korrekte , die räumliche Anordnung berücksichtigende Drehzahlplan ist relativ kompliziert ; für die überschlägige Beurteilung der Übersetzung, Drehrichtungen und Relativdrehzahlen genügt der vereinfachte ebene Drehzahlplan nach Abb. 3.45b. Die genauen Werte ergeben sich aus der Rechnung unter Punkt 6 und 9. Abb. 3.45b zeigt die gleichsinnige Drehrichtung von An- und Abtrieb: d. h. die Übersetzung ist positiv und beträgt i = n.Jne> + 1,5. Relativdrehzahlen: Antrieb A mit Sonnenrad 1 und Abtrieb B mit Hohlrad 4 drehen schneller als der Steg S; das Festglied C mit Sonnenrad 6 langsamer.

1)56

A ---=:::::::::::~--=-­ 1-1

anm EEEl

b

c

Abb.3.45. Planetensatz nach Ravigneaux, 2. Gang. a) Räderschema, vereinfachte Darstellung. in einer Zeichenebene; b) Kutzbach-Plan, vereinfachte Darstellung in einer Zeichenebene; c) Wälzleistungsfluß im Standgetriebe. Obere Vorzeichenzeile: Absolutdrehzahl, Drehmoment, Absolutleistung. Untere Vorzeichenzeile: Relativdrehzahl, Drehmoment, Wälzleistung.

76

3 Grundlagen der Planetengetriebe

Punkt 3: Die Vorzeichen von n, T und P an den Anschlußwellen A, Bund C in Abb . 3.45a führen auf zwei Wälzleistungsflüsse, s. Abb. 3.45c : P W1 vom Antrieb A über Räderkette 1-2-3-4 (mit i Ol 4 und 11014 = 11121123113411J zum Abtrieb B. Teilgetriebe 11:' P WII vom Antrieb A über Räderkette 1-2-3-5-6 (mit i Ol 6 und 11016 = 11121123115611J zum Festglied C. Teilgetriebe I:

Punkt 4: Die wälzleistungsdurchflossenen Räderketten I und 11 bestimmen das hinsichtlich Kinematik und Wirkungsgrad "wirkungsgleiche" Koppelgetriebe mit den Teilgetrieben rund II und der symbolischen Darstellung in Abb. 3.46 Punkt 5: Ansatz der Standgetriebe-Übersetzungen ohne Verluste, T 1 - -4- - - mit Verlusten. TI'

11014

T6

ohne Verluste,

TI"

T6 1 - - mit Verlusten. - -TI"

Punkt 6: Drehzahlgrundgleichungen I

nI' -

11

nl" -

i0 14 n4 = (1- i OI4) nS" i Ol 6 n6 = (1 - i 0 16) ns2 •

nA = nl = nB = n4, nc

11016

nl '

=

nl"

(angeschlossene Koppelwelle) ,

= n6 = 0, (freie Koppelwelle) . 0=6=(

oo @

- -0

- +e '+==~iFfl l 0 -(j)

5 -+e 6' - 0 I =-==--

-

-

C:::::;>

A

[3illJ + + (i)

-

A

- - +-?!

-B

/

lffiID (

- Te

Abb.3.46. Erweiterung des reduzierten Planetenradsatzes nach Ravigneaux zu einem wirkungsgleichen Koppelgetriebe mit den Teilgetrieben I und II und deren symbolische Darstellung. Eingerahmte Vorzeichenzeile und gerasterte Pfeile : Absolutleistung. Nicht eingerahmte Vorzeichenzeile und offene Pfeile: Wälzleistung.

3.3 Berechnungsgrundlagen von Planetengetrieben

77

Hieraus Übersetzung . nA 1=-=

nB

1- i Ol 6 1 _ ~016 1014

Punkt 7: Drehmomente Antrieb A : Abtrieb B: Festglied C: Sonnenrad l' + 1": Hohlrad 4: Sonnenrad 6:

TA, = TB Tc = Tl'+l" = T4 = = T6

-i11TA , (i11 -

1) TA,

-TA, -TB , -Tc ·

Mit diesen Größen lassen sich alle weiteren Drehmomente innerhalb der Teilgetriebe I und 11 berechnen, d.h. der detaillierte Drehmoment- und Leistungsverlauf zwischen Rad 2' und 3' und den beiden Stegreihen von SI im Teilgetriebe I, desgleichen zwischen Rad 2" und 3" und den beiden Stegreihen von S2 im Teilgetriebe 11, Abb. 3.46 . Auch hier ist eine vorangehende Bestimmung aller Vorzeichen eine sichere Hilfe für eine problemlose Lösung. Die Wellen von Hohlrad 4 und Steg S2 sind die Summenwellen ihrer Teilgetriebe, s. Doppelstriche in der symbolischen Darstellung von Abb . 3.46 , rechts. Punkt 8: Leistungsberechnung analog Beispiel in Abschn .3.3.2 .1 Punkt 9: Wandlung

J.l=-

1 - i 0 16 110 16 i o 16 11016 i 0 14 110 14

1-----'-':.:......:..:...::.:...

Wirkungsgrad

11

(1-

~016)

(1- i

) 0 16

(1 - i OI6 110 16)

0 14 J.l = -'----'-"-'--'---,-----:= - ---;'

I

(1- ~0 1611016)

•

10 14 11014

Erst jetzt werden für i o die Zähnezahlverhältnisse eingeführt und gleiche Zähnezahlen und Verzahnungswirkungsgrade in Zähler und Nenner gekürzt. Für das Beispiel Z I = 25, Zz = Z3 = Z s = 15, Z4 = 64, Z6 = 32 und 11014 = 11016 = 0,95 (für je drei Verzahnungseingriffe mit Lagern) erhält man Z6

1 +..:i

1 + -11016

ZI

=- - - = 1,52 und 1 +..:i

i

ZI

11

= ---=---- = 0,972 . 1 +..:i

Z4

ZI

Punkt 10: Einbaukriterien für Anordnung 3 x 120° I

f=

64 - 25 3 = 13 = ganze Zahl

11

f=

25 + 32 3 = 19 = ganze Zahl

} "mII,

In den anderen Gängen des Ravigneaux-Satzes sind die Berechnungsgänge wesentlich kürzer. Die Ergebnisse sind in Tabelle 3.7 zusammengestellt. Die Art der Darstel-

Tabelle 3.7. Übersetzungen, Wirkung sgrade und Relativdrehzahlen des Dre igang-Ravigneaux-Planetenradsatzes. Zahl energebnisse gültig für die Ausführung mit : ZI = 25; Z 2 = Z , = Z 5 = 15; Z 4 = 64; Z 6= 32; 1)014= 1)016= 0,95; 1)064=0,975. Vgl. auch Ravigneaux-Variante des ZF-Viergang -Automaten 4 HP 14, Abb. 6.82 und 6.83

00

nlO =

. -~=~=2,56:1

1 - nB

......

ZI

n40 n60

-p

11B -----p;:-=11014=0,95

nA = +1,0 = nB = +0,392 = -0,781

nSO =

°

= -1,781 nlS = +1,0 nl4 = +0,608 nps = + 1,667 n2S = - 1,667 n61

AI

~ ~

"TI

-

~

~a-V

I

B

2. Gang

nlO

Z 3 Z6

1+ i

ZIZS

=

1+

= 1,52 : I

1,0 = +0,658

= nA =

n4Q = nB

Z3 Z 6

n60

Z4 Z S

nSO =

=

°+ 0,439

-1,0 +0,561 n l4 = +0,342 nps = +0,934 n2S = -0,934 n61 =

Z Z3 6

AI

1r '" =

3. Gang

',,' I

11=

Planetensatz läuft als Block um

1 + ZI-ZS 110 16 Z3Z6 11016 1+ Z4-Z S 11014

Z3 Z6 1 +Z4ZS =

1+

Z3 Z6_

ZIZS

0972 ,

nlS =

~

i = 1:1 11=1

R.-Gang i = -

11

=

ZS Z4 Z 3 Z6

1:3

Q.

= -2:1

11064 = 0,975

= +1,0 n40 = nB = -0,5 nlO = -1,28 n60

=

nSO = n6 1 =

A

~ I-_~_!:u

=

1::'

-"ll:-H:I---*--l B

w

nA

°

+2 ,28 n lS = -1,28 nl4 = -0,78 nps = -2,133 n2S = +2 ,133

~1:3 Q.

... "'Cl [

CD

&:
79

3.4 Planetenüberlagerungs getriebe

lung - in Abb. 3.45 bis 3.47 befinden sich der Abtrieb B links und die Abstützung C rechts und in Tabelle 3.7 umgekehrt - ist dabei ohne Bedeutung. Die Konstruktionen der Abbildungen 6.43 , 6.46, 6.58, 6.64, 6.82 und 6.95 sind mit dem Ravigneaux-Satz ausgeführt.

3.4 Planetenüberlagerungsgetriebe Bisher wurden in Abschn. 3.3.1 und 3.3.2 nur einfache und zusammengesetzte Planetengetriebe mit einer An- und einer Abtriebswelle untersucht. Die dritte Welle war das Festglied. Für den allgemeinen Fall, dem Planetenüberlagerungsgetriebe mit drei umlaufenden Wellen, z.B. für das Sammelgetriebe mit zwei Antriebswellen und einer gemeinsamen Abtriebswelle oder umgekehrt für das Verteilgetriebe" mit einem Antrieb und zwei Abtrieben gelten zwischen den drei Drehzahlen und den An- bzw. Abtriebsleistungen bestimmte Gesetzmäßigkeiten, die im folgenden behandelt werden .

3.4.1 Leistungsverhältnisse Abbildung 3.47 zeigt das einfache Planetengetriebe (Stirnraddifferential) als Sammelgetriebe mit zwei Antrieben A und C und einem Abtrieb B . Die Standgetriebe-Übersetzung ist

Die beiden Antriebsdrehzahlen nA und ne sind frei wählbar und unabhängig voneinander; die resultierende Abtriebsdrehzahl nB ergibt sich aus der Drehzahl-Grundgleichung nB =

nA- ione 1- i o

(50)

Im Gegensatz zu den Antriebsdrehzahlen sind die beiden Antriebsdrehmomente TA und Te nicht unabhängig voneinander. Da das Planetenrad für ein Kräfte- bzw. Drehmomentgleichgewicht sorgt, stehen sie im Verhältnis der o. a. StandgetriebeÜbersetzung i o:

Te = -iot] oTA .

(51)

Das Abtriebsdrehmoment TB folgt aus der Summe (52)

In Abb . 3.47 sind an den drei Wellen A, Bund C die Drehzahlen und Drehmomente angeschrieben. Das Produkt von nT führt auf die Leistungen. Die Größe der zweiten Antriebsleistung Pe ist also über das bestehende Drehmomentverhältnis an die erste Antriebsleistung PA gebunden. Beide Antriebsleistungen addieren sich am Planetenrad und Steg zur Abtriebsleistung PB = 2rrn BTB , die an der Welle B angeschrieben ist. 13

Wird verschiedentlich auch als Getriebe mit Leistungsteiiung bezeichnet.

80

3 Grundlagen der Planetengetriebe

3.4.2 Wirkungsgrad Bei drei laufenden Wellen hängt der Gesamtwirkungsgrad tl nicht nur von der Standgetriebe-Übersetzung i o und dem Standgetriebe-Wirkungsgrad tl» ab, sondern auch vom gerade herrschenden Bewegungszustand. Er kann daher beim selben Getriebe mit wechselnden Drehzahlverhältnissen stark variieren . Es gilt tl = -

I I

P ab Summe aller Abtriebsleistungen Pan = - Summe aller Antriebsleistungen .

(53)

Praktischer Rechnungsgang: Drehzahlen und Drehmomente ermitteln und damit die drei äußeren Wellenleistungen PA Q nATA; PB Q nBTB; Pe Q neTe bestimmen und in Wirkungsgradgleichung einsetzen. Dabei werden die positiven (= Antriebs- )Leistungen in den Nenner, die negativen (=Abtriebs-)Leistungen in den Zähler geschrieben. Beispiel zu Sammelgetriebe Abb. 3.47 : (

nA- io.ne) 1 - 10 (-(1 - iotlo)TA) (nJ (TJ + (nd (-iotloTJ

(nA/ ne - i o) (1 - iotl 0) (nA/ ne - iotl 0) (1 - i o) .

(54)

Die Drehzahlpläne in Abb. 3.47 zeigen hierzu zwei Bewegungszustände links: rechts:

nA >nB ~S >ne nA
mit mit

w=+I, w=-l.

Zahlenbeispiel mit i o = - 3 und tl» = 0,975. nA/n e

w

6/1 3/1 1/1 1/3 1/6

+1 +1 ±1 -1 -1

0,9895 0,9937 1 (Block) 0,9962 0,9951

Die Umkehr der Absolutleistungsflüsse in Abb. 3.47 führt auf ein Verteilgetriebe mit Antrieb an der Stegwelle und Abtrieben an den beiden Zentralradwellen 1 und 3. Den Gesamtwirkungsgrad kann man auf die gleiche Art ableiten oder aus den Reziprokwerten von (54) bilden . Für den Bereich nA > ne erhält man (nA/n e - io/tlo) (1- i o) (nA/ne - io) (1 - io/tlo)

(55a)

(nA/n e-iotlo) (l-io) (nA/ne - i o) (1- iotlo) .

(55b)

und für n»: < ne gilt tl =

-

PA+Pe PB

Mit i o = -1 stellt (55a und b) die Wirkungsgradformel des Kraftfahrzeugdifferentials mit Kegel- oder Stirnausgleichsrädern dar. Für nA und ne setzt man zweckmäßi-

3,4 Planetenüb erlagerungsgetriebe

81

r--- -- -l

I

EJ -ia'7~ TA I C A

=$>

I

J,

;=;c;--+----------+---9--+-----9--+--~---c-+--P

--i= 2'1-"-1 +

+-+-+-_7"-_ _

-+-I-_

U

II

-/

p;' !

1

~ 11----====-----1

J

Wä lzleistung

1

W=+ 1

J

1

W=- 1

Abb .3,47. Einfaches Pla netengetriebe als Sammclgetrieb e mit zwei Antrieben A und C und einem Abtrieb B.

gerweise (n + Lln) und (n ± Lln). Hierin ist n die Drehzahl des Stegs, also des Differentialkäfigs oder Tellerrads, und Lln ist die Überlagerungsdrehzahl bei Kurvenfahrt, die sich nach Abb.l1.20 durch die Spurweite W und den mittleren Kurvenradius R m ausdrücken läßt. GI. (55)~ 'f/ =

2 ( n - Lln + 'f/O) n

(1 + 'f/o)

+ Lln (:

~ ~: + 1)

=

1 - 1 - 'f/o ~ 1 + tt» n

(56)

=

1 - 1 - 'f/o ~ 1 + n« 2 R m •

(57)

Bei Geradeausfahrt (Lln = 0 bzw. R m = 00) wird selbstverständlich 'f/ = 1, da das Differenti al ohne Ausgleichsbewegung als Block umläuft und keine verlustbringende Verzahnungswälzleistung der Ausgleichsträger entsteht. Mit Sn > 0 nimmt der Gesamtwirkungsgrad langsam ab, was aber bei den üblichen geringen Ausgleichsbewegungen praktisch bedeutungslos ist, wie das folgende Zahlenbeispiel zeigt: 'f/o = 0,96,

W = 2m

R minm 'f/pin % 00

20 15 10 5

100 99,90 99,86 99,80 99,59

3 Grundlagen der Planetengetriebe

82

3.4.3 Verstellbereich Planetenüberlagerungsgetriebe werden oft für stufenlos verstellbare Getriebekombinationen verwendet, z. B. in Wickelmaschinen, Streckmaschinen oder Fahrzeugen mit dem Ziel, einen stufenlos verstellbaren Getriebeteil (Hydrostat) mit einem mechanischen Getriebeteil zu vereinen. Dabei wird eine Antriebswelle mit stufenlos verstellbarer Drehzahl (und möglichst kleiner Leistung) und die andere Antriebswelle mit konstanter Drehzahl (bei größerer Leistung) angetrieben; der Abtrieb erfährt dabei eine ebenfalls stufenlose Abtriebsdrehzahl (mit der Gesamtleistung). Bei solchen Kombinationen sind wiederum zwei Drehzahlen unabhängig voneinander frei wählbar, während die Drehmomente untereinander von nur einer gewählten Ausgangsgröße abh ängen. Die sich hieraus ergebenden Gesetzmäßigkeiten sollen wieder an dem Sammelgetriebe von Abb. 3.47 herg eleitet werden. Die eine Antriebswelle A (mit Sonnenrad 1) wird durch einen Motor mit veränderlicher Drehzahl oder durch ein (nicht dargestelltes) vorgeschaltetes stufenloses Getriebe mit der Drehzahl nAmin bis nAmax und der Leistung P A min = 2rrnAminTA bis PAmax = 2rrnA maxTA angetrieben, während die zweite Antriebswelle C (mit Hohlrad 3) einen eigenen Antrieb mit konstanter Drehzahl ne und konstanter Leistung Pe = 2rrneTe hat. Nach (50) ergibt sich für die Abtriebsdrehzahl am Steg S

ione 1- i o

(58)

ione 1- i o

(59)

nAmin nBmin =

nBma x

nAmax -

=

Das Verhältnis der größten und kleinsten Drehzahlen wird mit Verstellverhältnis (früher Regelbereich) bezeichnet und erhält den Buchstaben (} . Antrieb A :

nAmax

(60)

(}A=--,

nAm in nBmax (}B = - - .

Abtrieb B:

(61)

nBmin

Die verschiedenen An- und Abtriebsdrehzahlen in (58) bis (61) führen bei der Übersetzung auf vier Eckwerte :

n . nBmin

(1

nAmax =

(1 - i

_ -Amm --

n

-1

') o
(62)

1 __ 1 nBmax

) o

(}B

_---'=_

1 ' 1--

(63)

(}A

n::in =

ne nBmax =

(1 - ~) (

1-

1) i;

~:~ ;B ,

(64)

~-1 (}B (}A -

1 .

(65)

3.4 Planetenüberlagerungsgetriebe

83

Bei gegebenen oder vorgeschriebenen Übersetzungs- und Verstellverhältnissen kann man diese Gleichungen auch nach der erforderlichen Standgetriebe-Übersetzung i o auflösen. (JA -1 nAmm io = 1 - - - - {lB - 1 nBmin

Aus (62):

(66)

1 I-i o =1-

Aus (63):

{lA

1 1--

nAmax

(67)

nBma x

{lB

1 -:-=1-

Aus (64):

'0

{lA

~= 1-

Aus (65):

'0

-1

{lA - {lB {lA

nc

(68)

nBmin

-1

~-1

(69) nBmax

{lB

Für die drei Drehmomente TA, Tc und TB gelten unverändert (51) und (52), da die Momenten- bzw. Kräftegleichgewichte eines Planetengetriebes unabhängig von seinem Bewegungszustand sind. Das Produkt der Drehzahlen (62) und (63) und Drehmomente nach (52) führt wieder auf die Leistungen. Bei Vernachlässigung der Verluste erhält man an der unteren Drehzahl- und Leistungsgrenze (70)

(- ;:tin

i

stufenlos

und an der oberen Grenze

1 1-{lA

( - ; : t ax

i

1 1--

{lA - 1 IlB ----IlB - 1 IlA·

(71)

{lB

stufenlos {lB und {lA waren die Verstellverhältnisse des Abtriebs B bzw. des stufenlos verstellbaren Antriebs A. Als Ergebnis der beiden letzten Gleichungen ist festzuhalten, daß das Verhältnis der Leistungen am Abtrieb Bund stufenlos verstellbaren Antrieb A allein von den beiden Verstellverhältnissen {lB und {lA abhängt. Es ist unabhängig von der Bauweise des Planetengetriebes, d. h. unabhängig von der Art der Räderkette und der StandgetriebeÜbersetzung i o. Die Leistungsverhältnisse (70) und (71) gelten daher nicht nur für das Sammelgetriebe von Abb. 3.47, sondern für jedes beliebige Planetenüberlagerungsgetriebe. Aus (70) und (71) geht ferner hervor, daß der Verstellbereich {lA des stufenlosen Antriebs größer als der Verstellbereich {lB des Abtriebs sein muß, wenn die Leistung im stufenlosen (oft komplizierteren und empfindlicheren) Getriebezweig kleiner als die Gesamtleistung sein soll." 14 Diese Gesetzmäßigkeit gilt auch für stufenlos verstellbare Leistungsverzweigungsgetriebe, wo innerhalb eines Getriebes ein direkter Zweig I und ein stufenlos verstellbarer Zweig TI durch ein Planetensammelgetriebe zusammengefaßt werden, vgl. Tabelle 3.8.

84

3 Grundlagen der Planetengetriebe

Abb.3.48. Leistung und Yerstellbereiche an einem Planeten-Sammelgetriebe.

Beispiel 1: In Abb. 3.48 ist ein stufenlos verstellbares Planetenüberlagerungsgetriebe skizziert. Am Abtr ieb B wird eine Leistung von PB = 100 kW (Prozent) bei einem Yerstellbereich von eB = 1,5 gefordert. Wie groß muß der Yerstellbereich eA des stufenlosen Antriebs A sein, wenn die stufenlose Antriebsleistung PA im ungünstigsten Fall nicht größer als 40 % der Abtriebsleistung sein darf?

a) Gegebene Werte : Leistung am stufenlosen Antrieb PA = +40, Leistung am konstanten Antrieb Pe = +60, Abtriebsleistung PB = -100, Yerstellbereich am Abtrieb eB = 1,5, (JA = ? Verstellbereich am Antrieb b) Für die obere Drehzahl- und Leistungsgrenze gilt GI. (71). Aus 1 __1_ PB) -100 {JA ( - PA max = - +40 = 1 _ 1 1,5

folgt

{JA = 6,

d. h. der Verstellbereich {JA des stufenlosen Antriebs A (mit maximal 40 kW) muß viermal größer sein als der geforderte Verstellbereich {JB am Abtrieb B (mit 100 kW); mit anderen Worten, die kleinere stufenlose Leistung muß mit einem größeren Verstellbereich erkauft werden . Dieser "Preis" ist unabhängig vom inneren Aufbau des Planetengetriebes. c) Für die untere Drehzahl- und Leistungsgrenze gilt (70)

d. h. bei der kleinen Drehzahl muß der stufenlose Antrieb A mit nur + 10 und der KonstantAntrieb C mit +90 Leistungseinheiten angetrieben werden . Beispi el 2: Es ist ein Planetenüberlagerungsgetriebe mit zwei Antrieben und einem Abtrieb zu entwerfen, Abb . 3.49 . Die mit der Abtriebswelle verbundene Arbeitsmaschine verlangt eine um etwa ± 10 % stufenlos veränderliche Drehzahlverstellung. Die m ittlere Abtriebsdrehzahl ist gleich der Drehzahl an der gleichförmig umlaufenden Antriebswelle. Die Leistung des stufenlosen Antriebs soll im Höchstfall 50 % der Gesamtleistung betragen. Wie groß sind die Leistungsanteile und Verstellbereiche an den beiden Antriebswellen und welche Standgetriebe-Übersetzung muß das Planeten-Sammelgetriebe haben? Mit den Bezeichnungen von Abb. 3.49 sind in diesem Beispiel folgende Werte gegeben:

a) Drehzahlen

nBrnittel nBrnax nB rnin

= ne = 1,0 , 1,1 , "" 0,9 . ""

b) Max . Leistungsverhältnis -1 PB) ( - PA max = - (f,5 = 2.

3.4 Planetenüberlagerungsgetriebe

85

ne= const A~

I~

nA = stufenlas ~max = 0.5 PB

io ? c~r--};

==t> B

=

?Tm , ?//

/

nB= ne±10% Q

(h = ?

=

B

1,lne ~ 12

Abb.3.49. Getriebe mit geringer Drehzahlüberlagerung am Abtrieb.

0,9ne '

c) Gesamtverstellbereich

Hieraus berechnen sich: d) der Verstellbereich Ih des stufenlosen Antriebs aus (71) : _1 =1-(1---'!'-) (JA (JA

(JB

(_~) =1-(1-_1) '2=2- , PA max 1,2 3

= t = 1,5 (größer als

(JB =

1,2 !);

e) die Leistungsverhältnisse im stufenlosen Antriebsarm A und am Antrieb C (verlustfrei) an der unteren Grenze nach (70): PB) -1- un d somit. - -1,5- - -1 - - ( -PA rnin -1,2-1 +0,4

PB Pe

- 1 --

PB Pe

--

-

+0,6 '

und an der oberen Grenze nach (71) :

(-;:L.x

1 __1_ -1

1,5

+0,5

1 __1_

1,2

und somit

-

-1

+0,5'

i

wie unter b) vorgegeben; f)

die maximale und minimale Übersetzung aus (64) und (65) ne 1,0 - - = - =11:1 nBmin 0,9 ' , ne 1,0 - - = - = 0 9 :1 ' nBmax

1,1

'

,

g) die Standgetriebe-Übersetzung i a aus (68) 1 i a = - - - - :;--- - 1- (JA-l ~ (JA - (JB

nBrnin

1 15 -1 1 - 1,5 _ 1,2 1,1

Diese Standgetriebe-Übersetzung ist z. B. mit einem Planetengetriebe (Minusgetriebe) gemäß Abb. 3.25c mit ZI = 25, Z2 = 9, z3 = 15 und Z4 = 50 (oder Vielfachen davon) zu verwirklichen. Man kann auch eine Planetenräderkette mit ausschließlich außenverzahnten Stirnrädern nach Abb. 3.25f heranziehen, wenn man ein Zwischenrad vorsieht, um auf eine negative Standgetriebe-Übersetzungen zu kommen .

Das Beispiel deutet die Vielzahl der Lösungsmöglichkeiten für eine Antriebsaufgabe an. v. Thüngen hat in den ATZ-Konstruktionstafeln [35, 36] für einige Planetengetriebeausführungen Nomogramme entworfen, die einen schnellen Überblick über

86

3 Grundlagen der Planetengetriebe

die Zusammenhänge zwischen den Übersetzungsverhältnissen, den Verstellverhältnissen, Leistungsverhältnissen und den Standgetriebe-Übersetzungen ermöglichen. Diese Diagramme können in gleicher Weise auch für andere Planetenräderketten aufgestellt werden.

3.5 Planeten-Stellkoppelgetriebe Die Verteilung der Antriebswellenleistung auf mehrere Zweige oder Arme im Inneren des Getriebes und die anschließende Zusammenfassung an der gemeinsamen Abtriebswelle bietet zwei Vorteile: 1. Die Leistung verteilt sich auf mehrere Wellen und Räder, wodurch sich die Kräfte und Drehmomente an den einzelnen Bauteilen und Zahneingriffsstellen verringern. Das Getriebe wird kompakter , kleiner und leichter (vgl. Abb.3 .28). 2. Bei stufenlosen Getriebekombinationen bietet sich die Möglichkeit, in dem Zweig mit der kleineren Leistung entsprechend kleinere stufenlos verstellbare und gegebenenfalls handelsübliche Getriebeeinheiten (Reibradgetriebe, Hydrostaten u. a.) anzuordnen, wodurch das Übersetzungsverhältnis des Gesamtgetriebes ebenfalls stufenlos verstellbar und der Gesamtwirkungsgrad angehoben wird.

Man unterscheidet Konstruktionen mit statisch unbestimmter und statisch bestimmter Lastverteilung . Zur ersten Gruppe gehören die Mehrwellen-Vorgelegegetriebe und auch die Planetengetriebe mit starr angeordneten Rädern , s. Abschn . 3.7. Bei den stufenlosen Planetengetriebe-Kombinationen, den sogenannten PlanetenStellkoppelgetrieben, verwendet man dagegen vorwiegend Räderanordnungen, die ein eindeutiges Kräftegleichgewicht zwischen den Leistungszweigen herstellen; hierzu dienen Planetenradsätze, Abschn. 3.4.2. Viele Erfinder solcher stufenlosen Getriebe machen sich lediglich Gedanken über die Drehzahlen und insbesondere über die vom Stillstand aus stufenlose Drehzahlregelung der Abtriebswelle, ohne dabei die im Innern des Getriebes auftretenden Drehmomente und Leistungen zu beachten. Die Berechnung der Leistungen in den einzelnen Getriebezweigen besteht grundsätzlich aus zwei Teilaufgaben: 1. Aus einer verhältnismäßig einfachen Bestimmung der Drehzahlen nach ihrem Vorzeichen und ihrem Betrag; sowie völlig un abhängig davon 2. aus einer Ermittlung der Drehmomente nach ihrem Vorzeichen und ihrem Betrag, die sich unter Umständen etwas schwieriger gestaltet [22].

Die Leistung eines jeden Zweigs ergibt sich aus dem Produkt seiner Drehzahl mit seinem Drehmoment. An Hand der so erhaltenen Gleichungen kann man mit oder ohne Berücksichtigung der Leistungsverluste leicht eine genaue Vorstellung über den Leistungsfluß und über den Betrag der Leistungen in den einzelnen Zweigen in Abhängigkeit von dem Gesamtübersetzungsverhältnis i oder dem stufenlosen Übersetzungsverhältnis iSt gewinnen . Im folgenden werden drei Planeten-Stellkoppelgetriebe vorgestellt. Die gezeigte Vorgehensweise verläuft ähnlich den zehn Arbeitsschritten bei der Berechnung zusammengesetzter Planetengetriebe, vgl. Abschn .3.3.2.

3.5.1 Planeten-Stellkoppelgetriebe, Grundlagen-Beispiel Für das in Abb. 3.50 dargest ellte bekannte Leistungsverzweigungs-Getriebe soll der Lösungsgang der beiden Teilaufgaben gezeigt und die Drehzahlen, die Drehmomente

87

3.5 Planeten-Stellkoppelgetriebe

Af - - - - - j EillI±l

'~ 8

C

/

Abb. 3.50. Stufenlos verstellbares Leistungsverzweigungsgetriebe. A, S, C Antrieb, Abtrieb, Festglied-Abstützung; 1 direkter Zweig , Leistung PI. 11 stufenloser Zweig, Leistung Pu; J, 2, 3, S Planetenüberlagerungsgetriebe; St stufenloses Getriebe im Zweig II; CSt Abstützung des stufenlosen Getriebes.

und die Leistungen in den beiden Zweigen I und II bzw. an den einzelnen Wellen und Zahnrädern in Abhängigkeit vom Übersetzungsverhältnis ermittelt werden. Gegeben: Kombination eines einfachen Planetengetriebes 1-2-3-S mit einem stufenlos verstellbaren Getriebe St .

Lösungsgang, 10 Arbeitsschritte: Punkt 1: Das Sonnenrad 1 ist mit dem Antrieb A direkt verbunden (Zweig I), während das Hohlrad 3 über den längeren Zweig II, zu dem die beiden Radpaare 7-6 und 5-4 mit dem dazwischen angeordneten stufenlosen Getriebe St gehören, an den Antrieb A angeschlossen ist. Der Steg bildet den Abtrieb B. C ist die äußere feste Abstützung des Getriebes um die versetzte Achse II innerhalb des Gesamtgetriebegehäuses. Die Zahnräder sind mit 1 bis 7 beziffert. Punkt 2: Zeichnerische Aufbereitung. Im Kutzbachschen Drehzahlplan wird davon ausgegangen, daß das Hohlrad 3 die gleiche positive Drehrichtung wie das Sonnenrad 1 (= Antrieb A) hat. Demzufolge haben Steg Sund Abtriebswelle B ebenfalls ein positives Drehzahl-Vorzeichen. Punkt 3: Vorzeichen von n, T und P. Mit dem Einstieg + ++ bei A und den von Punkt 2 her bekannten Drehrichtungen am Planetensatz und Abtrieb B lassen sich alle anderen Vorzeichen von n, T und P an allen anderen Bauteilen komplettieren. Die Antriebsleistung PA verzweigt sich gleich nach Getriebeeingang, Abb . 3.51. Ein Teil PI fließt auf dem direkten Zweig I über Rad 1 und Steg S zum Abtrieb B. Der andere Teil PlI durchläuft die Räder 7-6, das stufenlose Getriebe St , die Räder 5-4 und vereinigt sich nach Verlassen von Hohlrad 3 (-) am Steg mit Pi> um letztendlich am Abtrieb B abzufließen (-). Der Wälzleistungsanteil im Planetenradsatz fließt von 1 über 2 nach 3. Punkt 4: entfällt.

3 Grundlagen der Planetengetriebe

88

Abb. 3.51. Leistungsfluß im Getri ebe nach Abb . 3.50. Gerastert e Pfeile: Absolutieistung ; offene Pfeile: Wälzleistun g (nur im Planetenradsatz).

Punkt 5 und 6: Ansatz der Standgetriebe-Übersetzung • ' 0 13

nlS

nl -

n s __ _

Z3 Z 2

!2

n 3S

n3-

ns

Z2Z 1

Tl

= -- =

T3

- -

Tl

ohne Verluste , 1 - - mit Verlusten . 'fl0 13

Drehzahlgrundgleichung

nl =

n« ,

n s = nB, n3

Nebenrechnung für i 74 =

n7- A n4 = 3

n3

=.!!:J.... n6

=?

im Zweig 11

~ ~= (-~) ns

n4

(iSt)

(_~) = _!l Zs

Z7

= -

!l _1_ T7

Hieraus: n3

n7

nA

h4

h4

= n4 = -.- = -.- mit

th«

ohne Verluste,

T7

= 'fl76'flSt'fl S4 s. Leistungsfluß

Hieraus Gesamtübersetzung

In

i 74

ist die Übersetzung

i St

1- i 0 13 =~=3 1 - i 0 13 1 + -.! . i 74 6 des stufenlosen Getriebes enthalten.

Zahlenbeispiel für einen Betrieb spunkt i 013 = - 4

110 13=0,98

mit Verlusten .

'fl74

i 74 = ( -

;: )

(isu ( - : :)

= ( - 0,5)( + 8)(- 1,5) = +6 , 1174 = 0,99 . 0,80 . 0,99 = 0,78 .

Zahlenbeis pie l für ganzes Betriebsfeld s. Tabelle 3.8.

PlI '

89

3.5 Planeten-Stellkoppelgetriebe

Punkt 7: Die Drehmomentberechnung beginnt am Antrieb mit TA = + 1 und setzt sich von dort aus von Teil zu Teil fort. Wenn das - wie in diesem Falle - nicht möglich ist, beginnt man am Abtrieb mit TB = I-lTA und "steigt" von dort über den Planetenradsatz in das Getriebe ein. Allgemein gilt die Regel: in einem leistungsverzweigten Getriebe ist die Analyse der Drehmomente immer am Planetenradsatz zu beginnen. Drehmomentwandlung 1 + 4· 0,98 4. 098 = -2,68

1 - i 0 13 110 13 i o 13 11013 1- ---::..::.:......:.::.=..

1 + - -' -

6 '0,78

i 74 1174

(statt -3 bei verlustfreiem Getriebe) .

Ort

Drehmomente ohne Verluste

Drehmomente mit Verlusten

Antrieb A

TA = + 1 (Ausgangsbasis)

TA = + 1 (Ausgangsbasis)

Abtrieb B Festglied C

T B=-iTA=-3 T e= -(TA + TB) = +2

Te = +1 ,68

Steg S

T s=-TB=+ 3

T s = +2,68

Sonnenrad 1

Tl = 1 - i

Hohlrad 3

Tl

-Ts

=

Ol3

TB = /lTA = - 2,68

-3 = 1 + 4 = - 0,60

-iol3 Tl

Tl

= - 4 ' 0,60 = - 2,40

- 2 68 1 + 4: 0,98 = - 0,54

-Ts Tl = 1 - i ol3 11ol3 = -

i ol3 11ol3 Tl

= - 4 ' 0,98 ' 0,54 = - 2,14

Rad 4

T 4 = - Tl = + 2,40

T4 = +2,14

Rad 7

T7

Probe

Unter Punkt 4 galt T4 = - i 74 1174 T7 T 4 = -6 ' (-0,40) = +2 ,40 erfüllt T4 = -6· 0,78 ' (-0,40) = + 2,14 erfüllt

- (TA + Tl) = -(1 - 0,60) = -0,40

T7 = - (1- 0,54) = - 0,46

=

Jetzt muß von T7 und T4 (beide um die Zentralachse wirkend) auf T6 , T s und Te (um die versetzte Achse des stufenlosen Getriebes wirkend) umgerechnet werden. Rad 6

Aus Leistungsb ilanz n6T 6 =

-

n7T711 76 folgt: Z6

T6 = -

Z7

= 0,5 ' (-0,40) = -0,20 Rad 5

Aus Leistungsbilanz n4T4 =

T711 76 = 0,5 ' (-0,46) ' 0,99

= - 0,23 -

n sTs11 s4 folgt: Zs

1

1

1

r, =-T 4 - = 1 5 ' 2 ,14 ' 099 Z4 '154 , , 1 = 15' 2,40 = +1 ,60

= + 1,44

,

Abstützung SI

Te st = -(T6 + T s) = -( - 0,20 + 1,60) = -1,40

Te st = -( -0,23 + 1,44) = -1 ,21

90

3 Grundlagen der Planetengetriebe

Punkt 8 und 9: Leistungen und Wirkungsgrad 1 - io13 11013 1 _ iO.1311013 1741174

1- i013 1 _ i~13 174

Leistungen: Antrieb:

PA

= 2rrn ATA = 1 (Ausgangsbasis).

Zweig I, berechnet am Sonnenrad 1:

Zweig 11, berechnet am Rad 6 = Eingangsleistung zum stufenlosen Getriebe:

Ort

Leistungen ohne Verluste

Leistungen mit Verlusten

Zweig I (direkt)

PI i 3 -P = - 1 · - = 1+4 = 0,60

PI PA

Zweig 11 (stufenlos)

A

'0 13

Pu - 1

PA -

i

- 1 - i 0 13

/l

l - io 13 '10 13

- Pu =

PA

= 1 - 0,60 = 0,40

( 1+

.

=

2,68 1+4 '0,98

/l)

1 -1013'1013

=

0 54 '

'1 76

= 1 - 0,54 = 0,45

PB

Abtrieb B

-PA = -n= ., -0893 ,

Summe der Verluste

PA = - (1 - 'I) = -0,107 = - 10,7 %

Py

s. kleine Pfeile in Abb . 3.51

Punkt 10: Einbaukriterium. Im Planetenradsatz muß f= (ZI + Z3) /P eine ganze Zahl sein . Das bisherige Zahlenbeispiel galt nur für einen Betriebspunkt mit i = + 6. In Tabelle 3.8 sind die Ergebnisse der Übersetzungen und Leistungen für ein ganzes Betriebsfeld von i= +00 (Anfahren aus dem Stillstand) über i= 1:1 (Direktgang) bis i = - 00 (rückwärts Anfahren aus dem Stillstand) zusammengestellt; der Einfachheit wegen für das verlustfreie Getriebe (11 = 1). Es sind drei Leistungsbereiche zu unterscheiden: 1. Im mittleren Fahrbereich von i = 5 bis i = 0,833 haben Sonnenrad 1 und Hohlrad 3 gleiche Drehrichtungen, die Übersetzung i 74 im stufenlosen Zweig 11 ist posi-

91

3.5 Planeten-S tellkoppelgetriebe

Tabelle 3.8. Übersetzungs- und Leistungsverhältnisse in den Zweigen I und II für ein Getriebe mit Leistungsverzweigung nach Abb. 3.50. Die Richtung des Leistungsflusses bei positiven und negat iven P, und Pli ist in Abb. 3.50 durch Pfeile angegeben. Richtung der Übersetzungsverhältnis Gesamtübersetzung insgesamt in Zweig 11 nnA i= i 74 = nB n4 vorwärts (posit iv)

in Zweig I PI PA

00

- 4

00

-00

-10,67 - 14 -24

1,6 1,4 1,2

-0,6 -0,4 -0,2

-5 - 6 - 7 - 8 -00

1 0,8 0,6 0,5 0,4 0,2 0,167

negative Leistungsverzweigung im Vorwärt sge biet, Abb .3 .52

0 0,2 0,4 0,5 0,6 0,8 0,833

pos itive, echte Leistungsteilung PI < PA ; PlI< PA, Abb.3.51

-1 -1,2 -1 ,4 -1,6

2 2,2 2,4 2,6

negative Leistungsverzweigung im Rückwärtsgebiet, Abb.3.53

-

00

00

16 6 4 2,67 1 0,8 -2 -2,18 -2,33 -2,46 - 4

Bemerku ngen

in Zweig 11 PlI PA

8 7 6 5 4 3 2,5 2 1 0,833

rückwärts (negativ)

Leistungsverhältnis

00

tiv. Es stellt sich eine echte Leistungsverzweigung ein, Abb . 3.51. Die Leistungen in den Zweigen I und TI sind kleiner als die An- und Abtriebsleistung P A = + 1 bzw. PB = -1. Dieser Vorteil für das stufenlose Getriebe St wird mit einem größeren Verstellbereich eSt erkauft : Zu e = eAB = 510,833 = 6 gehört ein e 74 = eS! = 00 /0,8 = 00 oder - bei Auslassen der Zeile i = 5 mit i 74 = 00 zu eAB = 4/0,833 == 4,8 ein e74 = eS! = 1610,8 = 20, also die 4,17-fache Spannweite! 2. Im Anfahrbereich von i = 00 bis i = 6 ist die Überset zung i 74 des stufenlosen Zweigs negativ ; d. h. das Hoh lrad 3 dreht rückwärts. Jetz t fließt dort eine Leistung (Blindleistung) hinein, es kommt zu einem Leistungsrückfluß, Abb . 3.52. Da die durch das stufenlose Getriebe rückfließende Blindleistung aber noch kleiner als die Antriebsleistung ist, muß sein Verstellbereich ebenfalls größer als der des gesamten Getriebes sein. Aus Tabelle 3.8 folgt e = eAB = 8/6 = 1,33 und e74 = eSt = - 241 - 10,67 = 2,25 . 3. Im Rückwärtsfahrbereich von i = - 5 bis i = - 00 haben Steg Sund Hohlrad 3 eine negative Drehzahl. Es kommt zu einer Umkehr des Leistungsflusses, Abb . 3.53 . Die Antriebsleistung (PA = + 1) wird von der rückfließenden Leistung (PI = -1 bis -1,6 oder - (0) verstärkt. Beide fließen zusammen durch den stufenlosen Zweig. Für das stufenlose Getriebe ist das nur verträglich, wenn beim Rückwärtsfahren die volle Leistung (PA = + 1 oder PB = -1) nicht ausgefahren wird. Da jetzt PSt > PA ist, wird es, < eA B · Aus Tabelle 3.8 folgt e = eAB = - 8/- 5 = 1,6 und e 74 = e St = - 2,46/- 2 = 1,23. Die für den mittleren Fahrbereich (Abb. 3.51) angesetzten Formeln gelten auch für die anderen Fahrbereiche (Abb . 3.52 und 3.53). Ein Vorzeichenwechsel von i oder

92

3 Grundlagen der Planetengetriebe

Abb .3 .52. Leistungsfluß im Anfahrbereich, P" rückfließende Blindleistung « PA) ; = PA + P", Leistungsüberhöhung im Zweig I.

PI

Abb. 3.53. Leistung sfluß im Rückw ärts fahrbereich. PI rück fließende Blindleistung ( > PA); P" = P A + P r, Leistungsüberhöhung im Zweig H.

i74 stört das Gleichungssystem nicht. Bei Berücksichtigung der Verluste (durch 71013, 7174, 7176) ist jedoch darauf zu achten, daß bei Umkehr der Leistungsflußrichtung von P h PlI und /oder P W 13 sinngemäß der jeweilige Exponent von 71013' 7174' 7176

von w = + 1 in w = -1 umschlägt.

3.5.2 Leistungsverzweigtes Zweibereichgetriebe Als zweites Beispiel soll das " Dual Mode Transmission" der Sundstrand Corp. durchgerechnet werden, Abb . 3.54 [8]. Hierbei handelt es sich um ein leistungsverzweigtes Getriebe für Nutzfahrzeuge mit zwei Betriebsbereichen. Im Anfahrbereich (1) - vom Stillstand bis z. B. i = 3,33:1 - sind die Kupplungen K 1 offen und K z geschlossen ; das Stirnraddifferential D läuft als Block um . Die Leistung verteilt sich wie in einem Getriebe mit zwei Vorgelegewellen auf die beiden hydrostatischen Axialkolbenpumpen und -motoren P und M . Für eine gleichmäßige Aufteilung der Leistung auf beide hydrostatische Getriebe ist ein Belastungsausgleich (z. B. eine Querverbindung in den Ölleitungen) erforderlich. Im Fahrbereich (2) ist K 1 geschlossen und K z offen. Die Leistung verzweigt sich auf einen mechanischen und zwei hydrostatische Wege. Im Fahrbere ich i= 3,33:1 bis 1,111:1 kommt es zu einer negativen Leistungsverzweigung mit teilweise überhöhten Leistungsrückflüssen durch die Hydrostaten, während im anschließenden Fahrbereich i=1,111 :1 bis 0,667:1 (s. späteres Beispiel) eine echte Leistungsteilung stattfindet.

3.5 Planeten-Stel1koppelgetriebe

(1 ) .

93

I

• ( 2)

Stellung derKupplungen K1 und Kz

Abb.3.54. Aufbau des Dual Mode Transmission, Sundstrand Corp., [8], A, B An- und Abtriebswelle; I mechanischer Übertragungszweig; II hydrauli sche r Zweig; St hydro statische Axialkolbengetriebe mit Pumpe (P) und Motor (M) ; D Stirnraddifferential; K " K 2 form- oder reibschlüssige Kupplungen.

Für die Ableitung der Drehzahlen, Übersetzungen, Drehmomente, Leistungen und des Gesamtwirkungsgrades können beide hydrostatische Getriebe zu einem gemeinsamen Hydrostaten zusammengefaßt werden, so daß mit nur einem stufenlosen hydraulischen Zweig II und einem festen mechanischen Zweig I zu rechnen ist, Abb . 3.55. Für den Anfahrbereich (1) mit offener Kupplung K 1 und geschlossener Kupplung K z gilt: mit

Ansatz s. unter Punkt 5 und 6 ,

PlI = volle Leistung,

Im Fahrbereich (2) - K 1 geschlossen, K z offen - ergibt sich eine Leistungsverzweigung mit echter Leistungsteilung (oder mit Blindleistung/Leistungsrückfluß) auf den mechanischen Zweig I und den stufenlosen hydrostatischen Zweig 11.

Berechnung analog der 10 Arbeitsschritte: Punkt I: Funktionsmäßiger Aufbau und Bezeichnungen wie in Abb. 3.54 und 3.55 beschrieben. Punkt 2: Zeichnerische Aufbereitung. Kutzbachscher Drehzahlplan - Abb. 3.55 rechts - nur für den Planetenradsatz mit positiv angesetzten Drehzahlen n 9, n sund n 7 . Punkt 3: Vorzeichen von n, T und P. Mit dem Einstieg + + + am Antrieb A und den in Punkt 2 angesetzten Drehrichtungen am Planetenradsatz lassen sich die Vorzeichen von n, Tund P an allen anderen Stellen angeben, Abb. 3.55. Die Drehrichtungen von Rad 3 und 5 zu beiden Seiten des stufenlosen Getriebes sind negativ; die Übersetzung

94

3 Grundlagen der Planetengetriebe

O=C

A ==C> 1------=---1 ~

nmn

Abb .3.55. Räderschema des Getriebes in Abb . 3.54 mit Bezeichnung der Wellen und Zahnräder. Vorzeichen gültig für Fahrbereich (2). * Die unteren Vorzeichen gelten für die Best immung des Wälzleistungsflusses im Planetenradsatz.

Abb . 3.56. Leistungsfluß im Getriebe nach Abb. 3.55, gültig für Fahrbereich (2) mit positiven Drehzahlen n», n s und n 7 des Planetenradsatzes. Gerasterte Pfeile : Absolutleistung; offene Pfeile : Wälzleistung PW 79 (nur im Planetenradsatz), Pv Verlustleistungen. iSt = nJ n, oder n Jn , ist somit ebenfalls positiv. Mit diesen Ansätzen ergibt sich die in Abb . 3.56 dargestellte Leistungsverzweigung.

Punkt 4: entfallt. Punkt 5 und 6: Die Ansätze der Stand getriebe-Übersetzung im Planetenradsatz und der Übersetzungen des stufenlosen Getriebes sowie der Zahnräder erfolgt analog der in Abb . 3.56 gefundenen Leistungsflüsse. Z9Zg ZgZ7

T9 T7 T9 1 --T7 11079

nA

nl

.

Z4Z2

T4,

-=-=/14=--=-ns n4 Z3 Z1 TI

ohne Verluste, mit Verlusten . ohne Verluste, mit Verlusten .

3.5 Planeten-Stellkoppelgetriebe

95

ohne Verluste, iSt

T4" 1 T6 1/64

- -

mit Verlusten .

Drehzahlgrundgleichung Hieraus Übersetzung .

nA nB

/=-=

3,333 ' (-0,5) 1- (1 + 0,5)

i 14i0 79 i64 - (1 - i 0 79)

3,333

15

mit

Zahlenbeispiel für ein ganzes Betriebsfeld s. Tabelle 3.9 und 3.10. Punkt 7: Drehmomentwandlung und Drehmomente Für die Übersetzung galt für die Drehmomentwandlung gilt daher

Da die drei Teilübersetzungen den Leistungsflüssen von Abb. 3.56 angepaßt wurden, brauchen sie hier nur mit ihren Wirkungsgraden multipliziert zu werden. 3,333 ' 0,97 ' (-0,5' 0,97) 1· 0,78 - (1 + 0,5' 0,97) =

15

-2,224

(statt - 3,333 im verlustfreien Getriebe) .

Zahlenbeispiel, gültig für den Betriebspunkt: i 0 79 = -0,5

Z2

-

ZI

=0,555,

'1079

= 0,97

'114

=

'112'134 =

'164

=

'I65'134'1St

0,985 2 = 0,97 = 0,985 2 • 0,80 = 0,78

3 Grundlagen der Planetengetriebe

96 Ort

Drehmomente ohne Verluste

Antrieb A

TA

Abtr ieb B

TB = - i T A = -3,333

=

+ 1 (Ausgangsbasis)

Drehmomente mit Verlusten TA = + 1

(Ausgangsb asis)

TB = {lT A = - 2,224

Festglied C

Tc

= - (TA + TB) = +2 ,333

Tc

= + 1,224

Rad 1

Tl

= -TA=-1

Tl

=-TA =-1

Sonnenrad 9

T9

= -TB = + 3,333

T9

= - TB = + 2,224

Hohlrad 7

T7

=

Ts

=

Steg S

-!;..-= - ' 0 79

T9

3,333 = + 6,667 0,5

-(T7 + T 9) = - 10

2,224 0,5 ' 0,97 = +4,586

Ts

= -(T7 + T 9) = - 6,810 = - Ts = +6,810

Rad 4

T4 T6

= -Ts = + 10 = - T7 = -6,667

T4

Rad 6

T6

= - T7 = -4,586

Rad 4"

T 4 ..

=

-i64 T6 = 1 · (-6,667) = +6 ,667

T4..

= -

Rad 4'

T 4,

=

-i 14 Tl = - 3,333' (- 1) = + 3,333

T4, =-i 14 71l 4 T l = - 3,333 ' 0,97 . (-1) = + 3,233

Probe Rad 4

T4

= T 4 , + T 4.. = + 10

T4

s. oben

i 64 7164 T6 = - 1 ' 0,78 ' (-4,586) = + 3,577

= + 6,810

s. oben

Jetzt Übergang von Zentralachse auf Achse St des stufenlosen Getriebes: Rad 2

T2

=

~ Tl

T2

Zl

= 0,555 . (-1) = -0,555

=

~ 7112 Tl Zl

= 0,555' 0,985 ' (-1) = -0,547

Rad 3 1 =6 ' 10 = + 1,666 7

Rad 5

t,

= ~ 716s T6 Z6

1 = 6' 0,985' (-4,586) = - 0,753

Abstützung St

Te st = -(T2 + TJ + T s) =

°

a

Te st = - (T 2 +I TJ + T s) = +0,148

Im gewählten Betriebspunkt des Zahlenbeispiels arbeitet das stufenlose Getriebe St mit 1; d. h. als Kupplung; daher keine Drehmomentabstützung von St innerhalb des gesamten Getriebegehäuses. Die äußere Abstützung Tc erfolgt über die Lager von 2/3 an der Zentralachse bei C, s. Abb. 3.55 und 3.56. a

iS t =

3.5 Planeten-Stellk oppelgetriebe

97

Punkt 8 und 9: Leistungen und Wirkungsgrad Gesamtwirkungsgrad tJ = - ..!!:... = i

i64tJ64 - (1 - i079 tJ079)

-2,224 3,333

i14i079 i64 - (1 - i079)

=

0 667 16 '

i64 - (1 - i079)

= tJ14tJ0 79 1064 . 7]064 - (1 - 10 ' 79tJ079) . Leistungen: Ant rieb: PA = 2rrnATA =

+ 1 (Ausgangsbasis).

Zweig I, Gesamtle istung am Rad 4: ~=~ PA PA

t:

_1_ i 14 TA '

n4T4 n-: TA

Zweig 11, Leistungsrückfluß am Rad 5 = Eingangsle istung zum stufenlosen Getriebe: Pli PA

=

P5 - P6 - n6T6 PA = -P;: tJ65 = nATA tJ65 =

i 64

-t;; tJ65

T6 TA .

Ort

Leistu ngen ohne Verluste

Leistu ngen mit Verlu sten

Zweig I (direkt)

PI PA

!l=

1 - i079 1 - i079 - i64

PA

(1 + 0,5 . 0,97) . 0,97 1 + 0,5 ' 0,97 - 1 · 0,78

1 + 0,5 = 3 1 + 0,5 - 1 Zweig 11 (stufenlos)

PlI PA

t« 1 - i079 - i 64

~= PA

1 1 + 0,5 - 1 = 2 Abt rieb Summe de r Verluste

PB PA

(1 - i079Tf079) Tfl4 1 - i079Tf0 79 - i64 Tf64

iM Tf14 Tf65 1 - i079Tf0 79 - i64TfM 1 . 0,97 . 0,985 1 + 0,5 ' 0,97 - 1 . 0,78

2,043

1,355

PB = -Tf =-0667 16 PA '

-=-1

-

Py = 0 PA

Py PA =- (l-Tf) =-0,333 = -33 ,3 % s. kleine Pfeile in Abb. 3.56

Punkt 10: Einb aukriterien. Im Planetenradsatz muß f = (Z7 + Z9)/P eine ganze Zahl sein . Abstimmun g:

Die Zähnezahlen der acht Zahnräder sind untereinander so abzustimmen, daß sich ein harmonischer Übergang ergibt, wenn die Kupplungen K 1 und K 2 vom Anfahrbe16 Ursache für den sta rken Wirkun gsgradabfall: Im durchgerechneten Betriebs punkt ist das stufenlose Getriebe (mit TfSI = 0,8) mit der zweifachen Antri ebsleistung beaufschlagt.

98

3 Grundlagen der Planetengetriebe

reich (1) auf den Fahrbereich (2) umgeschaltet werden. Hierzu gehören die Bedingungen: 1. Im Umschaltpunkt (Index u) von Bereich (1) auf (2) soll die Übersetzung iSt des hydrostatischen Getriebes in beiden Bereichen gleich sein, um eine Unstetigkeit bzw. eine Doppelschaltung zu vermeiden : iSt(l)

= iSt(2) z. B. bei

i = (i)u

= 3,33:1.

2. Bei einer bevorzugten oder der maximalen Fahrgeschwindigkeit (Index a) von z. B. V a = 110 km/h, für die die Übersetzung i = (i)a gilt, soll das Verhältnis der hydraulischen Leistung zur Antriebsleistung einen bestimmten Wert, z. B. PliI P, = a = + 0,2 nicht überschreiten. 3. Die Standgetriebe-Übersetzung i o des Planetensatzes ist frei wählbar; darf aber aus konstruktiven Gründen (Größe des Planetenrads) nicht zu groß sein, z. B. i 079 = -Z9Iz7= -0,5 bzw. i 097 = -2. 4. Im Umschaltpunkt u sollen Pumpe P und Motor M des hydrostatischen Getriebes mit gleicher Drehzahl laufen ; d. h. beim Umschalten auf Fahrbereich (2) soll die stufenlose Übersetzung im hydraulischen Zweig mit iSt = (iSt)u = 1 beginnen. Aus diesen Vorgaben folgt:

(iSt)u

Z,Zs

Z2Z6 = Z,Z3

(i)u '

1

--=--, (i)u Z2 Z4

und (i)a =

l-a 1-

i097

(i)u ·

Zahlenbeispiel: Gegeben:

i 0 97 = - 2 = 0,19

Cist)u = 1:1 , 110 km /h, 1112 = 1134 = 1156 = 0,985 , 110 = 0,97, IJSt = [ Cist), s. Abb. 3.57. Gesucht: Leistungsfluß und Gesamtwirkungsgrad in den beiden Fahrbereichen (1) und (2). Aus den Vorgaben folgt zunächst:

a

(i)u = 3,33:1

bei

Va

=

und

·) 1 - 0,19 333 0 CI a = 1 + 2 . , =,9 .

1,0

0,8

-.....

1\

!

\

/

/

\

0,2

V

\ / \ I \ I

I/

.!l1,O - 0,8 -oß

- 44 - 42 0 0,2 ( Stillstand) y'isl-

44

4c

48 ~o

Abb.3.57. Wirkungsgrad IJ St eines hydrost atischen Getriebes (Pumpe und Motor) in Abhängigkeit seiner Übersetzung iSt.

3.5 Planeten-Stellkoppelgetriebe

99

Im Umschaltpunkt u gilt die Fahrgeschwindigkeit Vu

=

co,

Mi v. =

0,9 3,33 · 110 = 30 km/h ,

Für diese s Beispiel erhält man somit die in Tabelle 3.9 und 3.10 zusammengestellten Ergebnisse: Tabelle 3.9. Ergebnis se des Dual Mode Transmission im Anfahrbe reich (1)

1

km /h

Abb.3.57 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0

0 0,75 0,80 0,83 0,82 0,80

Anmerkung

v

I1St

0 0,667 1,333 2,0 2,667 3,333

co

5,0 2,5 1,667 1,25 1,0

0 6 12 18 24 30

0 0,728 0,776 0,805 0,795 0,776

Stillstand

Umschaltpunkt u

Tabelle 3.10. Dual Mode Transmission im Fahrbereich (2) iSt

iSt

n«

PI PA

Pn PA

11

1,0 1,059 1,333 1,5 2,571 20,0 0

1,0 0,944 0,75 0,667 0,389 0,05

1,075 1,000 0,9 0,667

-20,0 - 6,0 - 2,842 - 1,0

-0,05 -0,167 -0,352 -1,0

a b c d e f g

Anmerkung

km/h

Abb.3.57 3,333 3,0 2,222 2,0 1,5 1,149 1,111

v

0,80 0,81 0,82 0,83 0,80 0,18 0

+3 ,0 +2 ,7 +2,0 + 1,8 +1 ,35 + 1,035 +1,0

+2,0 +1 ,7 +1 ,0 + 0,8 +0,35 + 0,035 0

0,664 0,704 0,794 0,827 0,884 0,925 0,951

30 33 45 50 66 86 89

b

0,19 0,63 0,78 0,80

+0,97 + 0,90 +0 ,81 +0 ,60

-0,03 -0,10 - 0,19 - 0,40

0,827 0,897 0,900 0,860

92 99 110 149

c d e

a f

},

Umschaltpunkt U . Stillstehender Hydrostat (n 5 = 0). Direkter Gang. Übersetzung i= (i). mit Pn /PA=a= + 0,19 und v. = 110km/h . Endstellung Hydrostat, c-e = Schnellgangbereich. 1m Zweig 11 Leistungsrückfluß durch den Hydrostaten, Abb. 3.56. Echte Leistungsteilung mit 0 < Pt < PA und 0 < Pli < PA'

Im Bereich i = 3,333 bis i = 1,111 (d. h. bei positiver Übersetzung iSt des hydraulischen Getriebes) tritt im Zweig II eine Blindleistung auf, s. obige Berechnung und Abb . 3.56. Die durch den Hydrostaten zurückfließende Leistung ist bis zweimal so groß wie die Nennleistu ng an der Antrie bswelle. Erst unterhalb dieses Überse tzungsbereichs ist die Leistung im hydrauli schen Zweig, kleiner als die Antriebsleistung PA' Ab i ~ 1,111 kehrt sieh die Drehrichtung des Hydrosta ten um (iSt = negatives Vorzeichen) und es kommt zu einer echten Leistungsteilung, bei der die Leistungen im mechan i-

100

3 Grundlagen der Planetengetriebe

io 0,8

-~ ~ \i---E

I

/

/

/

t:X'

-

{},3

a

30

60 V__ 90

IZ0 km/h iSO

Abb . 3.58. Gesamtwirkungsgrad des Dual Mode Transmission. 1 Anfahrbereich; 2 Fahrbereich; E Betriebspunkt bei stillstehenden Hydrostaten; TIm ax z 93 % , vgl. hierzu den Wirkungsgrad des hydrostatischen Einzelaggregats in Abb. 3.57 .

sehen und hydraulischen Zweig je kleiner als PA sind. Der Gesamtwirkungsgrad (Zahnräder und hydraulische Getriebe) ist in Abb. 3.58 über der Fahrgeschwindigkeit aufgetragen. Die Einbuchtung an der Stelle E entsteht dadurch, daß das hydrostatische Getriebe bei dieser Fahrgeschwindigkeit (bzw. Übersetzung) still steht. In den Abschnitten, in denen die Leistung I Pli I < IPAI ist, verbessert sich der Wirkungsgrad bis zu 10 % gegenüber dem eines hydrostatischen Getriebes ohne Leistungsverzweigung.

3.5.3 Reduziertes Planeten-Stellkoppelgetriebe Im Schrifttum, in der Patentliteratur und in der Praxis gibt es Getriebe mit innerer Leistungsverzweigung, deren Übersetzung durch ein stufenlos verstellbares, hydrostatisches Getriebe eingestellt wird . Sie setzen sich zusammen aus einem mechanischen Getriebeteil (einem vierwelligen Planetengetriebe = reduziertes Planetenkoppelgetriebe mit einem Steg und drei Zentralrädern) und einem hydrostatischen Getriebeteil (meistens aus zwei kontinuierlich verstellbaren hydrostatischen Axialkolbeneinheiten, Pumpe und Motor). Ziel dieser Komb inationen ist die Vereinigung der Vorteile beider System: Übertragung hoher Leistungsdichten (Drehzahlen und Drehmomente) im mechanischen Zahnradteil und Stufenlosigke it im hydrostatischen Leistungszweig (bei relativ kleiner Drehzahl und hoher Kraftdichte). Vergleiche hierzu auch Abschnitt 4. Reduziertes Planeten-Stellkoppelgetriebe für PKW

Als erstes Beispiel der reduzierten Planeten-Stellkoppelgetriebe wird in Abb. 3.59 und 3.60 das englische Patent No. 787082 von Austin Motor Co., Ltd. beschrieben, [17] . Der Antrieb erfolgt über das Hohlrad J des reduzierten Planetengetriebes (drei Zentralräder!) und der Abtrieb ist fest mit dem Steg S verbunden. Dazwischen liegen Doppelplanetenräder 2-5, welche einerseits mit dem Hohlrad J und andererseits mit den beiden Sonnenrädern 3 und 4 im Eingriff stehen . Die beiden letzteren Räd er 3 und 4 sind durch Hohlwellen an das gehäusefeste hydrostatische Getriebe St (mit der Übersetzung iSt) angeschlossen. Deren Axialkolbeneinheiten wirken wechselseitig als Pumpe P und Motor M . Das reduzierte Planetengetriebe und das stufenlos verstellbare Hydrostatgetriebe bilden insgesamt ein Planeten-Stellkoppelgetriebe, vgI. Abb . 3.12d und e. Vom Ergebnis der Analyse sei vorweggenommen, daß die Leistung des stufenlosen Axialkolbengetriebes innerhalb eines breiten Übersetzungsbereichs (i = 3 : 1

101

3.5 Planeten-Stellkoppelgetriebe

Abb . 3.59. Leistungsverzweigtes Getriebe. Brit. Patent No. 787082 der Austin Moto r Co., Ltd. A , B, C, Antri eb, Abtrieb, Festglied = Abstützung ; 1 bis 5, S reduziertes Planetenkoppelgetriebe; SI hydrostatisches Getriebe mit Ax ialkolbenpumpe P und -motor M, stufenlos verstellbar; K Überbrückungskupplung

bis 1: 1) klein ist und sogar zwei Nullstellen hat. Dafür ergeben sich bei den Übersetzungen, die den Anfahrgängen entsprechen (z.B. i = 5 : 1 bis i = 4 : 1) und besonders im Rückwärtsgang (z. B. i = - 4 : I) überhöhte Blindleistungen, die vom hydrostatischen Getriebe aufgenommen werden müssen. 10 Arbeitsschritte Punkt I : Zur einfacheren zeichnerischen Darstellung ist das stufenlose Getriebe St in Abb. 3.60 zwischen den Rädern 3 und 4 eingezeichnet und die offene Überbrückungskupplung K weggelassen. Mit der o. a. Funktionsbeschreibung und den eingetragenen Bezeichnungen kann die zeichnerische und rechnerische Analyse beginnen.

Punkt 2: Kutzbachscher Drehzahlplan. In Abb. 3.60 wurde die Geschwindigkeitsgerade des Doppelplanetenrads 2-5 so gelegt, daß die daran anschließenden Räder und Stege 1-S-4-3 in einer Richtung drehen, also einheitlich positive Drehzahlvorzeichen haben. Punkt 3: Vorzeichen von n, Tund P . Die Vorzeichen der Drehzahlen können aus dem Drehzahlplan abgelesen und in das Räderschema übertragen werden, Abb. 3.60. Die Vorzeichen der Drehmomente TA = +, Tl = -, TB = - und Ts = + sind eindeutig. Für die Vorzeichen von T J und T 4 ist eine Zwischenrechnung erforderlich. Aus Drehzahlplan: nA

nl

nB

ns

=-=-=

und aus

+12 '

= - -

r, Tl

folgt

Ts = -iTl

=

-1,2Tl ,

102

3 Grundlagen der Planetengetriebe

O=C

A

*~_ :~ : ~ +-SI

cH

- - + *

/:

Abb.3.60. Räderschem a, Dreh zahlplan und Drehmomente zuAbb. 3.59 . * Die unteren Vorzeichen gelten für den Wäl zlei stungsfluß.

absolute Leistung

Wä lzl eistung

Abb. 3.61. Absolut- und Wälzleistung sfluß im Getriebe von Abb. 3.60.

Die Summe der vier auf das Doppelplanetenrad einwirkenden Drehmomente ist Null :

T, + Ts + T4 + T3 = 0, T, - iT, + T4 - istT4 = 0 ,

i-I 1,2 -1 T4 = - i - l T j = - 2-1 T j = - O , 2 Tj ; st

d. h. und

T 4 wirkt entgegengesetzt zu Tb daraus folgt T 4 = positiv, T3 wirkt entgegengesetzt zu T4 , daraus folgt T3 = negativ .

Das Produkt von nT führt in Abb. 3.60 auf die Vorzeichen der Absolutl eistungen (obere Zeile) und Wälzleistungen bei stehendem Steg (untere Zeile). Diese sind in Abb . 3.61 gesondert herausgezeichnet. Punkt 4: Zerlegung in Teilgetriebe . Der Verlauf der beiden Wälzle istungen

PW13

PW 43 führt auf ein wirkungsgleiches Planetenkoppelgetriebe mit den Teilgetrieben

I II

Steg Sj mit Räderkette 1-2-3 , Steg S2 mit Räderkette 4-5-2-3.

und

103

3.5 Planeten-Stellkoppelgetrieb e

n

<=t> A

A

anm

Abb. 3.62. Leistungsflüsse im wirkungsgle ichen Planeten-Stellkoppelgetriebe mit den bei den ein- fachen Planetengetrieben (Teilg etrieb en) I und 11. Gerasterte Pfeile : Absolutleistung; offene Pfeil e: Wälzle istung.

In Abb . 3.62 sind beide Teilgetri ebe "auseinandergezogen" dargestellt Punkt 5 und 6: Ansatz der Standgetriebe-Übersetzungen . nj - nS1 Z3 T3, = - ohne Verluste, 1013 = = - n3' - nS1

T,

Zj

=

_!ir,

_1_ '10 13

mit Verlusten . ohne Verluste,

= -

~

_1_ T4 '143'

Übersetzung des stufenlosen Getriebes . n4 T3 1----St - n3 T4 T3

-- - T;

mit Verlusten .

ohne Verluste , -

1

'ISt

mit Verlusten .

Drehzahlgrundgleichungen n j - i o13 n3' = (1 - i o13) ns 1 , n4 - i 0 43 n3" = (1 - i 0 43) ns, . nA = nj ,

nB = nSj = ns, n3' = n3" = n3

(angeschlossene Koppelwelle), (freie Koppelwelle).

Hieraus Übersetzung .

nA

1=-=

nB

iSt

(1-

i 0 13)

+ i 0 13 -

t« - i 0 43

i 0 43

3 Grundlagen der Planetengetriebe

104

Punkt 7: Wandlung und Drehmomente /l

=.!JL

iSt 17St (1- io 1317013)

~

TA = TB = Tc = Tl = T3, = Ts, = TS2 =

+ io 1317013 -

i0 4317043

~~-~~~~

+ 1 (Ausgangsbasis) , /lTA, -(TA + TB) = -(1 + /l) TA, - TA, - i o 1317013 Tl, -(Tl + T3.) , -(TS1 + TB) '

T3" = - i0 43 17043 T4 } T3" + T4 + TS2 = 0 T3 = T3gesamt = T3, + T3,, · Probe: T3 + T4 + Tc = 0 .

Punkt 8 und 9: Leistungen und Wirkungsgrad

Pi = 2nni1i, 17

= - ~, I

(Gleichungen für /l und i siehe oben) .

Punkt 10: Einbaukriterien I

f =

ZI + Z3

- p - - = ganze Zahl ,

rr Hinweis : Die dargestellten Zusammenhänge der Übersetzung i = f (i013 , i 0 43, iSt) und Wandlung /l = - f (i013 17013, i 04317043, t« 17st) gelten nur für den Bereich I, in dem alle Drehzahlen nl> n e, n4 und n , positive Drehrichtungen haben, s. Abb. 3.60 rechts. Wenn nun das stufenlos verstellbare Getriebe so verstellt wird, daß das Rad 3 entgegengesetzt zu Rad 4 dreht (Bereich rr mit i St < 0, d. h. n3 = negativ) dann wechselt nicht nur die Absolutleistung im stufenlosen Getriebe ihre Richtung, sondern es ändern sich auch die Wälzleistungsverläufe zwischen den Zentralrädern 1, 3 und 4. Die Zerlegung des reduzierten Planetenkoppelgetriebes in zwei .wirkungsgleiche" einfache Planetengetriebe muß dann entsprechend der veränderten Wälzleistungsflüsse erneut vorgenommen werden. Dasselbe gilt bei noch weiterer Verstellung des stufenlosen Getriebes für die Bereiche Irr mit n3<0, n4 <0, ns >O, n, >O und IV mit n .; < 0, n4 < 0, n s < 0, nl > (R.-Gang). Im R.-Gang beträgt die Leistung im stufenlosen Getriebe ein Vielfaches der Antriebsleistung. Der Wirkungsgrad wird negativ; d. h. es kommt theoretisch zur Selbsthemmung. Aus diesen Gründen ist es zweckmäßig, den Rückwärtsgang durch Einschaltung eines Umkehrrads zu bewerkstelligen.

°

3.5 Planet en-Stellkoppelgetriebe

105

Zahlenbeispiel:

Zähnezahlen

ZI =

96,

Z2 =

32,

Standgetri ebe-Übersetzungen

Z3 =

32,

. lOB = • 1043 =

Z4 = Z3

48 und 1

Z5 =

16;

3'

~= -

1 3

Z 3Z5

+ -- = + - , Z2Z4

Z2 Z4 Z5 Z1

i 0 14 = -

=-

1.

0,97 (zwei Verzahnungseingriffe), 0,85. Die Zahlenergebnisse für die Bereiche I bis IV sind in Tabell e 3.1 I zusammengestellt. Wirkungsgrade

110ik

=

11St

=

Tabelle 3.I I . Übersetzungen, Leistungsverh ältnisse und Gesamtwirkungsgrad eines leistungsverzweigten Getriebes nach Abb. 3.59 mit stufenlos verstellbaren hydrostatischen Ax ialkolbeneinheiten. Bereich

Übersetzungen i

I i= 1:1 bis 1,33:1

11 i = 1,33:1 bis 2:1

III i > 2:1

IV rückw. i < 0 a

b

= nA/nB

1 1,1 1,2 1,3 1,33

Absolutleistung im stufenlosen Teil

i SI

= n4/ n3

+1 + 1,286 + 2,0 + 7,0

+00 (n 3 = 0)

Ps'!PA

a

Gesamtwirkungsgrad 11

+1 +0 ,286 +0,13 + 0,027 0

0,908b 0,945 0,970 0,988 0,992

0 - 0,012 - 0,083 -0,089 0

0,992 0,990 0,977 0,973 0,985

1,33 1,35 1,5 1,75 2,0

- 13 -1 - 0,2

2,0 3,0 4,5 5,0

0 +0 ,2 +0 ,25 +0 ,2727

0 +0,833 + 2,0 +3 ,3

0,985 0,864 0,750 0,658

+ 0,375

-12,0

neg.

- 4,0

-

00

(n 3 = 0)

o (n4 =

0)

Verlustfreie Üb ertragung + Leistung P SI fließt im Gegenuhrzeigersinn (Abb. 3.61 und 3.62), - Leistung PS! fließt im Uhrzeigersinn (ohne Abbildung). Be i eingeschalteter Überbrückungskupplung K (Abb. 3.59) gilt 1] = 1.

Reduziertes Plan eten-Stellkoppelgetriebe für Omn ibuss e

Das Voith-SHL-Getriebe, ein Stufenlos Hydrostatisches L eistungsverzweigungsgetriebe, Abb . 3.63, gehört ebenfalls zu den reduzierten Planeten-Stellkoppelgetrieben. Es entstand im Rahmen eines BMFT-Forschungsvorhabens "Entwicklung, Bau und Funktionserprobung eines Antriebes zur Energieeinsparung und Rückgewinnung der Bremsenergie bei Stadtl inienbussen, [166, 167].

3 Grundlagen der Planetengetriebe

106 Speisepumpe Die selmotor

SP

I

Cb

Hydro- D einheit HZ

A Hydroeinheit Hl

Abb. 3.63. Antriebsstrang des Hydrobusses mit stufenlosern Voith-SHL-Getriebe.

Der Antrieb des Hydrobusses besteht aus einem konventionellen Dieselmotor 147 kW bei 2200 min : ' , dem hydromechanischen Leistungsverzweigungsgetriebe und den untereinander hydrostatisch gekoppelten Hydroeinheiten Hl und H2 mit den angeschlossenen Druckspeichem. Die Hydroeinheiten Hl und H2 sind wiederum mechanisch mit dem Hohlrad bzw. dem Steg oder kleinen Sonnenrad des vierwelligen Planetendifferentials verbunden. Die stufenlose Übersetzungsänderung zwischen Eingangs- und Ausgangsdrehzahl wird durch die kontinuierlich verstellbaren Schluck- bzw. Fördervolumina der Hydroeinheiten Hl und H2 erreicht. Das Getriebe bietet drei Fahrbereiche. Im ersten Fahrbereich ist die Hydroeinheit H2 über eine sperrsynchronisierte Klauenkupplung an den Steg und im zweiten Fahrbereich an das kleine Sonnenrad des Planetendifferentials gekoppelt. Im dritten Fahrbereich wird das kleine Sonnenrad durch die als Motor arbeitende Hydroeinheit H2 entgegengesetzt der Motordrehrichtung angetrieben und dadurch die Abtriebsdrehzahl gegenüber der Motordrehzahl erhöht (Schnellgang/Schongang). Hier sollen zunächst die drei Fahrbereiche analysiert werden. Erster Fahrbereich

In Abb. 3.64 sind nur die im ersten Fahrbereich leistungsführenden Teile herausgezeichnet. Im Anfahrpunkt (nB = ns = 0) fließt die Leistung vom Antrieb A über die Standgetriebe-Räderkette 1 - 2 - 3 - 5 zur Hydroeinheit Hl (Pumpe), die langsam von 0° bis 25° schwenkt. Dadurch wird die Leistung über die voll ausgeschwenkte Hydro-

3.5 Planeten-Stellkoppelgetriebe

107

o

H1

A/1

A

+--

+-++

9

8

8

+++ -+-

M

o

HZ

Abb.3 .64. Leistungsfluß im Fahrbereich I, hydraulisch: A - }- 2- 3 - 5 - 6 - 7 - H1 - H2 -K - 8- 9- B , mechanisch: A - l - 2 - S - B , gerasterte Pfeile : Absolutleistung; offene Pfeile : Wälzleistung.

einheit H2 (Motor), die geschlossene Kupplung K und das Radpaar 8/9 auf die Abtriebswelle geleitet. Mit ihr beginnt sich auch der Steg S zu drehen, und es entsteht der in Abb . 3.64 skizzierte Leistungsfluß. Hat die Hydrostateinheit HI ihren maximalen Schwenkwinkel erreicht, so schwenkt die Hydroeinheit H2 auf 0° zurück. Die Hydroeinheit Hl kommt somit fast zum Stillstand und die Leistung wird nur noch mechanisch vom Antrieb A über den Steg S zum Abtrieb B überrtragen. Zweiter Fahrbereich

Abb . 3.65 zeigt die Wirkungsweise im zweiten Fahrbereich. Jetzt ist die Hydrostateinheit H2 mit dem kleinen Sonnenrad 4 verbunden, und durch Umschalten der Ventile im Hochdrucksteuerblock ist die Anströmungsrichtung der Hydroeinheiten HI und H2 gewechselt. Die Hydroeinheit H2 schwenkt aus und arbeitet als Pumpe und treibt damit die Hydroeinheit HI als Motor an. Mit steigender Hohlrad-Drehzahl n s steigt auch die Steg- und damit die Abtriebswellen-Drehzahl nB an. Die hydrostatisch übertragene Leistung nimmt dabei zu (bis ca. 25%). Ist die Hydroeinheit H2 voll ausgeschwenkt, geht die Hydroeinheit Hl auf 0° zurück. Die Einheit H2 steht nahezu still. Die Leistungsübertragung erfolgt jetzt wieder rein mechanisch. Im Planetensatz sind alle vier Wellen (drei Zentralräder 1/4/5 und ein Steg S mit Drehzahlen und Drehmomenten beaufschlagt. Der Drehzahlplan zeigt die Richtungen

3 Grundlagen der Planetengetriebe

108

Hl

5 ::; - 7 ~

i=$~~*+~+:.:;+

= U [O ~ += L----===4.

A

+++

f------::=;====~ +c:!: ++!-j

+++

6 +-+-+-

+--

IOP

-

+ _ --j

B

+--

TL·

r

H2

Abb. 3.65. Drehzahlplan und Vorzeichen im Fahrbereich 2. Zahlenbeispiel für einen mittleren Betriebspunkt mit i = i Aß = 1,75 und iS t = 10.

der Absolutdrehzahlen und Relativdrehzahlen zum Steg an. Aus den zeichnerisch ablesbaren Übersetzungen lassen sich zunächst einige der Drehmomente und ihre Vorzeichen errechnen.

Die Summe der vier auf das Stufenplanetenrad einwirkenden Drehmomente ist Null.

+ Tl + Ts + r, = 0, T4 + Tl - i Tl - i 4 S T4 = 0, T4

i-I

T4 = - -. -1 TI = 14S -

175-1 Tl = - 0,083 Tl 10 -

-2....-1

d. h. T4 wirkt entgegengesetzt zu Tl, also positives Vorzeichen, und Ts wirkt entgegengesetzt zu T4 , also negatives Vorzeichen. Jetzt lassen sich in Abb . 3.65 alle Drehmoment-Vorzeichen vervollständigen und das Produkt n T fuhrt auf die Vorzeichen der Leistungen. An Hand dieser Vorzeichen erkennt man den Wälzleistungsfluß: Räderkette 1 - 2 - 3 - 5 mit i OI S , Räderkette 1 - 2 - 3 - 4 mit i 0 14 '

109

3.5 Planeten-Stellkoppelgetriebe

Hl M

A

+--

+++

10 JJ

HZ

/

Abb. 3.66. Erweitertes, wirkungsgleiches Planeten-Stellkoppelgetriebe für Fahrbereich 2 entspr. der Wälzleistungsflüsse von Abb . 3.65; gerasterte Pfeile : Absolutleistung; offene Pfeile : Wälzleistung.

Diese führen auf das "auseinandergezogene", wirkungsgleiche Planeten-Stellkoppelgetriebe in Abb . 3.66, jetzt bestehend aus zwei einfachen Planetengetrieben (Teilgetrieben) mit den beiden Standgetriebe-Übersetzungen i o ls und i Ol 4 und dem hydraulischen Leistungszweig 4 - 10/11 - K - H2 - H1 - 7/6-5. Ansatz der Standgetriebe-Übersetzungen 1 i Ol 4 =

nl,-nSI

n4 - nSl

= +

Z Z4 Z

= + 0,2727=

ohne Verluste,

Z3Z1

14 Tl '

nl" - n sz ns - nsz

- 1,1818

=

mit Verlusten. 17014

r,

ohne Verluste ,

TI "

T5 TI "

I

mit Verlusten. 17015

Zähnezahlen des Versuchsträgers: ZI = 33; Z 2 = 15; Z, = 30; Z4 = 18, Z 5 = 78 angenommene Teilwirkungsgrade: 11014 = 11015 = 0,97 ; 1145 = 0,7, stufenlose Übersetzung i St = i 45 = 10.

110

3 Grundlagen der Planetengetriebe

Übersetzung des stufenlosen Getriebeteiles zwischen Sonnenrad 4 und Hohlrad 5; hierin eingeschlossen sind Radpaar 10/11, Hydroeinheit H2, Hydroeinheit Hl, Radpaar 7/6. ohne Verluste,

mit Verlusten. Drehzahlgrundgleichungen nl ' - i Ol 4 n4 = (l -i OI4 ) nSI, nl" - i ols ns = (l-i o l s ) nS2. nA = nl' =nl", nB = nSI = nS2, n4 = i4S ns·

Hieraus Übersetzung

Drehmomente (zunächst ohne Verluste) TA = + 1 (Ausgangsbasis), TB = -iTA = - 1,742 Tc = - (TA + TB) = + 0,742 (Abstürtzung an den Hydroeinheiten), T4 T,

t,

=

= =

-i 0 14 Tl', - i OIS Tl",

- i 4S T4,

Hieraus

= 0,082, i Ol 4

i o ls

Ts = - i 4S T4 = - 0,82, TS1 = - (T4 + Tl.) = + 0,22, TS2 = - (T, + TI") = + 1,52, Probe: TSI + TS2 + TB = erfiillt .

°

Leistungen, allgemein: Pi

=

27< ni Ti,

3.5 Planeten-Stellkoppelgetriebe

111

an den einzelnen Bauteilen: P A= nA'TA = 1 '1=+1, = nB ' TB = 0,574' (-1,742) = - 1, P c = nc ' Tc = 0 · 1 = 0,

PB

= = PSI =

PI ' P4

TI ' = 1 . (-0,30) = - 0,30, T4 = 2,136' 0,082 = + 0,175 nSI' T S1 = 0,574' 0,22 = + 0,125 n l"

n4 '

P 1,,= n v- TI" = 1 . (-0,70) = - 0,70, P 5 = n5 ' T5 = 0,2136 ' (-0,82) = - 0,172, PS2 = n S2 • T S2 = 0,574 ' 1,52 = + 0,872

Das Zusammenwirken aller Leistungszweige ist in Abb . 3.66 zu sehen. Drehmomentwandlung, mit Berücksichtigung der Teilwirkungsgrade f.1

=

TB

= _ (1 - i Ol 4 11014) i Ol 5 11015 .

TA

-

101511015 -

(1 - i 01S 11015) i Ol4 11014 i45 1145 = - 1 829

•

•

10 1411014 1451145

,

•

Gesamtwirkungsgrad f.1

11 = - --:1

(Gleichungen für f.1 und i siehe oben).

Die beiden Planetenteilgetriebe (mit je 11

= 0,987 ,

110 =

0,97) führen allein auf

Verlust nur 1,3 %.

Hier wird die Aufteilung in verlustfreie Kupplungsleistung und dem kleinen verlustbehafteten Wälzleistungsanteil deutlich. Der stufenlose Zweig (mit 11 = 0,933,

1145 =

0,70) führt allein auf

Verlust nur 6,7%.

Hier wirkt sich die kleine Leistung P 4 ~ 5

""

18% im stufenlosen Zweig positiv aus .

Der Gesamtwirkungsgrad (mit je 110= 0,97 und 1145= 0,70) beträgt in dem hier beispielhaft durchgerechneten Betriebspunkt schließlich 11 =

0,922,

Verlust 7,8 %.

Sollen die Verluste im gesamten Leistungsverlauf berücksichtigt werden, so sind in den o.a. Drehmoment-Gleichungen die Teilgetriebe-Übersetzungen lediglich mit ihren Teilgetriebe-Wirkungsgraden zu multiplizieren. Dritter Fahrbereich Beim Übergang vom zweiten in den dritten Fahrbereich werden bei Volumenstrom 0 die Ventile im Hochdruckblock umgesteuert und damit die Anströmungsrichtungen der Hydroeinheiten gewechselt. Hl arbeitet als Pumpe und H2 als Motor mit entge-

3 Grundlagen der Planetengetriebe

112

r

HZ

Hl

5

+++ +++

A

+--

8 --+ +--

i045 1]045

M

HZ

Abb .3.67. Leistungsfluß im Fahrbereieh 3 , oben: reduzierter Planetensatz , unten: erweitertes Planetengetriebe.

3.5 Planeten-Stellkoppelgetriebe

113

gengesetzter Drehrichtung, s. Abb. 3.67 oben. Der Drehzahlplan und die Bestimmung der Vorzeichen von n /T/P (als Vorinformation für den Absolut- und Wälzleistungsfluß) führt auf das wirkungsgleiche Planeten-Stellkoppelgetriebe in Abb . 3.67 unten. Die Wälzleistungen fließen über die Räderketten 4 ' - 3 - 3 - 5 (mit i 045 und 11045) und 4"- 3 - 2 - 1 (mit i 04 1 und 11041)' und die hydrostatische Leistung fließt vom Hohlrad 5 über 6/7 - Hl - H2 - K -11 /10 zum Sonnenrad 4'und 4" (mit i 054 und 11054 , bzw. den Reziprokwerten i 045 und 11045 , wenn man für den jetzigen Fahrbereich 3 den Ansatz des Fahrbereiches 2 beibehalten will). Die Berechnung der Drehzahlen, Drehmomente, Leistungen und Wirkungsgrade erfolgt in der gleichen Weise. Übersetung i 45 (i 04 1 - i 045 ) + i 045 (l - i04 1) i = ---'---'--'------'-----'-.,-'------'i 04 1 (i45 - i 045) Wandlung J1= -

i 45/ 1145 (i041

11041 -

i 045 11045) + i 045 11045 (1 - i 041 11041)

i 041 11041 (i4 5 /114 5 - i 045 11045)

Gesamtwirkungsgrad J1 11= ---;- · 1

Der hydrostatisch übertragene Leistungsanteil - ausgedrückt durch die beiden Standgetriebe-Übersetzungen i o der Teil-Planetensätze und der Gesamtübersetzung i errechnet sich am Hohlrad 5, also praktisch am Hydrostat-Eingang, aus :

n 5

T5

nA

TA

=

i 045 - i 04 1 + i ' i 04 1 i· i 045

1 1+J1 - .-/041 11041

1-

Im ausgeführten Getriebe wird dieser Anteil am Ende des Fahrbereiches 3 auf 27 % begrenzt. Abschließend ist in Abb. 3.68 nochmals der Schnitt des Stufenlosen Hydrostatischen Leistungsverzweigungsgetriebes gezeigt. Die Merkmale dieses SHL-Antriebssystems sind zusammengefaßt : Fahren und Bremsen mit einem hydrostatischen Kreislauf, stufenlose Drehzahl- und Drehmomentwandlung, ohne Schaltstufen zügige Beschleunigung im gesamten Fahrbereich, hohe Zugkraft, hoher Wirkungsgrad in allen Fahrbereichen, gegenüber konventionellen Automatgetrieben in Omnibussen 10 bis 13% Kraftstoff-Ersparnis,

3 Grundlagen der Planetengetriebe

114 IJ

2

Abb. 3.68 . Aufbau des Voith-SHL-Getriebes (schematisiert). 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11

Torsionsschwingungsdämpfer; Antriebswelle; Abtriebswelle; Großes Sonnerad; Kleines Sonnenrad; Planetenträger; Kleines Planetenrad; Großes Planetenrad; Außenkranz; Zahnrad am Außenkranz HI Vorgelege; Zahnrad HI-Vorgelege;

12 Klauenkupplung H2- Welle; 13 Zahnrad auf Hl-Welle, H2-Vorgelege 1. Fahrbereich; 14 Zahnrad aufAbtriebswelle H2-Vorgelege 1. Fahrbereich; 15 Zahnrad; 16 Zahnrad aufkleinem Sonnenrad; H2-Vorgelege 2. und 3. Fahrbereich; 17 Lamellenbremse; 18 Hochdrucksteuerblock; 19 H2-Welle .

nahezu verschleißfreie Arbeitsweise, Bremskraft unabhängig von der Fahrgeschwindigkeit, beim Bremsen wird die kinetische Energie des Fahrzeuges in Wärme umgewandelt und an die Fahrzeugkühlanlage abgefiihrt, Möglichkeit der Energierückgewinnung durch Druckspeicher oder Schwungrad. Trotz dieser Vorteile konnten mit dem SHL-Projekt das Bauvolumen, das Gewicht und auch die Herstellkosten vergleichbarer hydrodynamischer Automatgetriebe nicht erreicht werden. Aus diesen Gründen wurde das Projekt gegenüber bestehenden Omnibusgetrieben eingestellt.

3.6 Synthese von Planetengetrieben

115

3.6 Synthese von Planetengetrieben Der Konstrukteur, dem die Aufgabe gestellt wird, ein mehrgängiges Planetenschaltgetriebe zu bauen, kann angesichts der überhaupt möglichen Möglichkeiten und der Vielfalt bereits ausgeführter Getriebe unsicher werden, ein eindeutiges Optimum zu finden . Ott hat in [26] gezeigt, wie man mit verhältnismäßig wenig Aufwand eine Planetengetriebe-Synthese systematisch betreiben kann und die brauchbaren Lösungsmöglichkeiten für eine vorgegebene Aufgabe direkt findet, ohne den Umweg über die Nachrechnung (Analyse) aller Varianten gehen zu müssen. Die Synthese von Planetengetrieben verfolgt das Ziel, für eine vorliegende Antriebsaufgabe die günstigste Anordnung und die Durchmesser- oder Zähnezahlverhältnisse der Getrieberäder zu ermitteln. Damit werden das Räderschema und die Übersetzung i o des Standgetriebes definiert und es wird festgelegt, welche der drei Anschlußwellen konstruktiv stillgelegt, welche als Antrieb und welche als Abtrieb benutzt werden soll. Die systematische Synthese muß zu diesem Zwecke alle möglichen Lösungen zur Verfügung stellen, aus denen die für eine vorliegende Aufgabe günstigste nach konstruktiven und wirtschaftlichen Gesichtspunkten ausgewählt wird. In Abb. 3.17 wurde von einem Getriebe mit unbekanntem Aufbau (black box) ausgegangen. Für die äußeren Anschlußwellen A, Bund C galt die Drehzahlgrundgleichung nA - iABnB -

(1 -

iAB)nc =

0

und durch Stillsetzen je eines Glieds ergaben sich für die anderen drehenden Glieder 3· 2 = 6 Übersetzungen; s. dazu nochmals Tabelle 3.1. Aus dieser Tabelle folgt, daß bei einer vorgegebenen Standgetriebe- oder Umlaufübersetzung die anderen Übersetzungen festliegen und daß zwei beliebige Planetengetriebe kinematisch gleichwertig sind , wenn eine beliebige Standgetriebe- oder Umlaufübersetzung des einen gleich einer beliebigen Standgetriebe- oder Umlaufübersetzung des anderen Getriebes ist [3; 25]. Beispiel für die Synthese eines Getriebes mit der Übersetzung i = -40; Abb. 3.69 a bis o. Mit der gestellten Aufgabe i = i AB = - 40 liegen von vornherein auch die beiden anderen Übersetzungen und ihre Reziprokwerte fest:

Reziprokwerte

Übersetzung

'B A

= +41

'CA

i AC

= 1-

.

1 41 = 1 - -. - = + -40

'BC

i AB

' AB

·

-40

·

I =-40

=

1 +41

' CB=

+41

·

40

Nun ist zu prüfen , welche dieser Übersetzungen als Standgetriebe-Übersetzung i o herangezogen wird und wie die entsprechenden Getriebe aussehen .

3 Grundlagen der Planetengetriebe

116

A = Antriebsg lied 8 = Abtriebsglied [ = Fe stglied

D

i 016 =- 40 0.97 0.97

i AB = -40

innere r Aufbau ~ ?

i 014 =+41 0.98 0.98 Lld *= 24

'lAB = '1 BA =

Lld*=

'l AB = '1BA =

21.2 c

b

a

[2

i 014 =+41/ 40 'iAB = 0.54 '1BA = 0.18 D/d * = 9.47 d

e

; 014 = +40/ 41 'l AB = 0. 54 '1BA ~ 0.18

ion = - 8.24

ion = -7.60

i046

D/d * = 5.33

TJB A

i 046 =- 4.26 0.96 '1BA = 0.9 6 D/d* = 7.60

= - 4.33 'lAB ~ 0.96

'lAB ~

= 0.96 8.24

üra" =

f

g

Abb.3 .69. Synthese eines Getriebes für i = - 40. a) Aufgabenstellung, Symbol; b) dreistufiges Standgetriebe; c) bis e) einfache Planetengetriebe; f) bis g) Reihenplanetengetriebe

Einfache Planetengetriebe 1. Möglichkeit: Mit i Aß = -40 als Standgetriebe-Übersetzung i a (d. h. Steg S = C) ergibt sich kein einfaches Planetengetriebe. Die hohe Übersetzung führt auf ein zweioder dreistufiges Standgetriebe mit außen- und/oder innenverzahnten Rädern, Beispiel Abb . 3.69b. 2. Möglichkeit: Mit i AC = + 41 als Standgetriebe-Übersetzung i o (d. h. Steg S = B) entsteht ein einfaches Planetengetriebe nach Abb . 3.69c mit Antrieb an der Welle

3.6 Synthese von Planetengetrieben

117

C Zmin,d *

8

Zmin~

Zmin

ion

= -

JJ

/cn

3.96

i 013 = - 3.07

= - 4,69 i045 = - 8.75 'J Aß ~ 0.96 'J ßA = 0.96

i 045 = - 7.26 'J Aß = 0.97 'JS A = 0.97 D/d *= 7.26

i0 45

i 013 = - 2.073 i 046 =- 2.15 'J AS = 0.47

= - 2,79

'J AS = 'JßA =

0,70 0.57 D/d* = 5.99

D/d *= 8.76

h

A

'J SA

=- 0.1 1 5.41

D/d*=

k Zmin. d *

i 013 =- 2.355 i 046 = -2.439 'J AS ~ 0.46 'J SA

ion =-5.316

~-0 .15

DId* =

8.18

m

=-

'J AS

~

0.3 7

'J SA

~ ~

0.63

D/d*

i 013 i 045

5.187

i 045

7.6 7

n

5.316 5.449 'J AS = 0. 37 'J SA = - 0.62 D/d* = 14.80 = -

~ -

o

i 013 = - 2.827 i045 =- 3.11 8 0,70 'l AS 0.58 '1SA D/d * = 5.96

Abb. 3.69 . (Forts .) h) Planeten-Koppelgetriebe mit Leistungsverzweigung. i) -o) Planeten-Koppelgetriebe mit Bl indleistung.

A = Zentralrad 1, Abtrieb an der Welle B = Steg S und Festglied an der Welle C = Zentralrad 4. 3. Möglichke it: Mit i BC = + 41/40 als Standg etriebe-Übersetzung i o (d. h. Steg S =A) ergeb en sich zwei einfache Planetengetriebe nach Abb . 3.69d und e mit Antrieb A = Steg S, Abtrieb B = Zentralrad 1 bzw. 4 und Festglied C = Zentralrad 4 bzw. 1. Die Reziprokwerte ergeben keine neuen Getriebe, sondern stellen nur eine Vertauschung von An- und Abtrieb dar.

Zusammengesetzte Planetengetriebe Erfüllen die gefundenen einfachen Planetengetriebe noch nicht die gestellte Aufgabe, so sind zusammengesetzte Planetengetriebe in Betracht zu ziehen. Dafür kommen Reihenplanetengetriebe nach Abb. 3.13a, Planeten-Koppelgetriebe nach Abb. 3.12a oder auch reduzierte Planeten-Koppelgetriebe nach Abb. 3.12c in Betracht. Da noch andere als in diesen Bildern beispielsweise dargestellte Bauarten der einfachen Teilge-

118

3 Grundlagen der Planetengetriebe

triebe möglich sind, ergibt sich eine kaum überschaubare Auswahl von Lösungen für die gleiche Übersetzung. Beschränkt man sich auf die Kombination von zwei Teilgetrieben einfachster Bauart nach Abb. 3.5 a (bestehend aus je einem Sonnenrad, einem Steg mit Einfachplaneten und einem Hohlrad), so ergeben sich durch Verbindung von Sonnenrad 1 mit Sonnenrad 2, Sonnenrad 1 mit Steg ... usw. und durch zyklische Vertauschung der Anund Abtriebswellen A und B sowie des Festgliedes C zunächst insgesamt 108 verschiedene Getriebevarianten. Nach Ausscheiden der Getriebe mit Übersetzung ins Schnelle (-1 < i < + 1) und mit positiver Übersetzung ins Langsame (i > 1) verbleiben für die geforderte Übersetzung i = -40 nur zehn Lösungen : zwei Reihenplanetengetriebe nach Abb. 3.69fund g, ein Planeten-Koppelgetriebe mit Leistungsverzweigung nach Abb.3.69h und sieben Planeten -Koppelgetriebe mit Blindleistung nachAbb.3 .69i bis o. Die Auswahl unter den gefundenen Möglichkeiten erfolgt nach konstruktiven, technologischen und wirtschaftlichen Gesichtspunkten, wie z. B. Verzahnungsabmessungen, Bauvolumen, Baulänge, Gesamtdurchmesser, Relativdrehzahlen, Fliehkräfte, Wirkungsgrad , Höhe der Blindleistung, Fertigungsaufwand, Montage . In Abb. 3.69b bis 0 sind die Radsätze zur Veranschaulichung der Größenunterschiede im gleichen Maßstab dargestellt. Für alle Getriebe sind gleiches Antriebsdrehmoment, gleiche Einzelwirkungsgrade TJik = 0,99 bzw. gleiche Standgetriebe-Wirkungsgrade TJo = 0,98, sowie gleiche Zähnezahl Zmin und gleiche Zahnfußspannung der jeweils kleinsten Zahnräder angenommen. d* ist der Durchmesser eines solchen kleinsten Zahnrads, ausgelegt für das Antriebsdrehmoment bei drei Zahneingriffen/Planetenrädern am Umfang. (Beachte: Der Bezugsdurchmesser d* kommt nur in den Getrieben von Abb. 3.69f, g, hund i vor), D ist der Außen- bzw. größere HohlradDurchmesser. Zum Vergleich sind inAbb. 3.69 für jedes der 14 Getriebe angegeben: die Standgetriebe-Übersetzung i o, der Gesamtwirkungsgrad TJ AB , der Gesamtwirkungsgrad TJBA bei umgekehrtem Leistungsfluß (Antrieb bei B, Abtrieb bei A; Schubbetrieb; Bremsen ; negative Werte bedeuten Selbsthemmung) und das Durchmesserverhältnis D/d* als Bewertungsgröße.für den maximalen Außendurchmesser. Weitere Anleitungen und Beispiele zur Synthese von zusammengesetzten Plane tengetrieben für genaue Übersetzungen, sowie für reduzierte Planeten-Koppelgetriebe und Planeten-Stellkoppelgetriebe finden sich in [3,26,28, 155, 170].

3.7 Belastungsausgleich in Planetengetrieben Bei Planetengetrieben lassen sich die übertragbaren Leistungen nur dann ausnutzen, wenn alle Planetenräder gleichmäßig an der Kraftübertragung beteiligt sind. In einer starren Getriebekonstruktion, in der sämtliche Zahnräder steif gelagert sind, wird das statische Kräftegleichgewicht bereits von einem einzigenPlanetenrad hergestellt. Jedes weitere Planetenrad führt zu statisch unbestimmten Systemen: seine Beteiligung an der Kraft- bzw. Leistungsübertragung hängt von der Elastizität und Lagerung der einzelnen Wellen und Räder, von dem Flankenspiel und den Teilungsfehlern der Verzahnung sowie von den Fertigungs- und Montagefehlern des gesamten Getriebes ab. Durch gelenkige oder elastisch nachgiebige Gestaltung und Anordnung der Zahnräder oder auch durch ungelagerte Räder, die sich allein in der Verzahnung zentrieren, läßt sich eine weitgehend gleichmäßige Verteilung der Kräfte - statisch und dynamisch - erreichen [19, 34].

3.7 Belastungsausgleich in Planetengetrieben

a ~~

b~

c ~

119

d~

~ e ~

Abb. 3.70. Einige prin zipielle Möglichkeiten des radialen Belastungsausgleichs in Planetengetrieben. Dunkle Teile: radial unbeweglich gelagert; weiße Teile : radial beweglich angeordnet; schraffiert : Getriebegehäuse. a) ungelagertes Sonnenrad; b) ungelagertes Hohlrad; c) nachgiebig gelagerte Planetenräder; d) nachgiebiges Sonnen- und Hohlrad; e) radialbeweglicher Planetenträger .

Abbildung 3.70 gibt einen Überblick über einige Möglichkeiten des radialen Belastungsausgleichs in einem einfachen, aus Sonnen-, Planeten- und Hohlrad bestehenden Planetensatz [10] . In Abb. 3.71 bis 3.82 folgen hierzu einige Konstruktionsbeispiele, die sinngemäß auch auf zusammengesetzte Planetengetriebe und auf Mehrwellen-Vorgelegegetriebe übertragen werden können. a) Ungelagertes Sonnenrad. Dieser Belastungsausgleich ist eine konstruktiv sehr einfache Lösung. Bei drei Planetenrädern stellt sich das Sonnenrad so ein, daß an allen drei Zahneingriffen gleich große Radialkräfte und damit auch gleiche Umfangskräfte herrschen . Das sich dabei ergebende statische Gleichgewicht wird durch die Planetenräder auch auf die drei äußeren Zahneingriffsstellen mit dem Hohlrad übertragen, so daß auch dort auf indirektem Wege ein Lastausgleich besteht. Abbildung 3.71 zeigt als Beispiel eine Planetenlenkachse. Die Achswelle ist an ihrem äußeren Ende ungelagert. Auf Grund des Zahnflankenspiels kann sich das von den Planetenradverzahnungen zentrierte Sonnenrad bis zu ±0,8 mm radial verschieben. b) Ungelagertes Hohlrad. Umkehrung von a) mit etwa gleicher Wirkung. Ein Kräfteausgleich am Hohlrad pflanzt sich indirekt auf die Sonnenradverzahnung fort. Eine dreh-

7

8 J

" 6

5

Abb.3.71. ZF-Planeten-Lenkachse mit ungelagertem Sonnenrad . 1 gete ilte Achswelle; 2 SechsKugelgelenk; 3 Sonnenrad; 4 Planetenräder; 5 Hohlrad (gehäusefest); 6 Steg; 7 Nabe ; 8 Anlaufpilz (Sicherung).

120

3 Grundlagen der Planetengetriebe

2

a

Abb.3 .72a. Elastische Abstützung des Hohlrads mit Hülsenfedern (Renk); b) Schema; I Hohlrad; 2 Paket mit geschlitzten Hül senfedern; 3 Hubbegrenzungsbolzen; 4 Geh äuse .

Abb.3 .73. Außenradabfederung an einem Turbinengetriebe für Bahnstromerzeugung (BHS).

elastische Lösung ist in Abb . 3.72 gezeigt. Am äußeren Umfang des Hohlrads sind halb im Hohlrad und halb im festen Getriebegehäuse - Hülsenfederpakete gleichmäßig verteilt angeordnet, so daß das Reaktionsmoment des Hohlrads elastisch am Getriebegehäuse abgestützt wird. Die elastische Aufh ängung ermöglicht dem Hohlrad eine Bewegungsfreiheit in radialer und Umfangrichtung sowie kippende Bewegungen aus der Teilkreisebene heraus . Die Hülsenfedem wirken außerdem dämpfend und beanspruchen nur wenig Einbauraum, [40]. Bei anderen Konstruktionen, insbesondere bei Aufsteckgetrieben wird das Hohlrad mitsamt dem Gehäuse über Federbeine am Fundament abgestützt, Abb. 3.73, [10]. c) Nachgiebig gelagerte Planetenräder. In Anwendungsfällen, die keine Wärmeoder Alterungsprobleme erwarten lassen, kann man die Planetenräder einzeln in elastischen Gummibüchsen lagern, Abb. 3.74 .

3.7 Belastungsausgleieh in Planetengetrieben

Abb.3 .74. Nachgiebige Lagerung der einzelnen Planetenräder mit Gummizwischenlagen

121

Abb .3 .75. Nachgiebigkeit der Planetenräder durch Freidrehungen

Eine sehr originelle Lösung ist in Abb. 3.75 gezeigt. Dort sind die Planetenräder auf Metallhülsen gleitgelagert, die nur an einem Ende mit dem Stegbolzen verbunden sind. Die durch die Radialkraft entstehenden Neigungen und Durchbiegungen des Bolzens und der Hülse erzeugen eine "gegenläufig gefaltete" elastische Biegelinie, mit dem Resultat, daß die Planetenräder unter Beibehaltung ihrer parallelen Achslage radial nachgeben können [33]. Eine gelenkige Radialbewegung der einzelnen Planetenräder wird in den Planetengetrieben von Simmering-Graz Pauker (SGP) angewandt; Abb. 3.76 zeigt das Prinzip und ein Photo der Drillings-Ausführung [11]. Die Planetenräder sind auf exzentrisch im Planetenträger drehbaren Bolzen gelagert. An jedem dieser Bolzen ist ein schräg nach innen ragender Hebel befestigt, dessen Ende in das Langloch eines freibeweglichen ungelagerten Rings eingreift. Durch die exzentrische Lagerung übt die im Mittelpunkt des Planetenrads wirksame Umfangskraft 2 F ein Moment auf den Hebel aus, wodurch am Ring eine Radialkraft R erzeugt wird. Da sich die drei um 120° versetzten Radialkräfte über den Ring das Gleichgewicht halten, müssen zwangläufig auch die

b a Abb .3.76 . SGP-Drillings-Planetengetriebe mit radialverschieblieh exzentrischer Lagerung der Planetenräder. F Umfangkraft am Zahneingriffvon Sonnen- und Hohlrad; 2F Umfangkraft in der Mitte des Planetenrads; R Radialkraft zwischen Verbindungsring und Hebel. a) Perspektivansicht; b) Hebelarme und Kräfte.

122

3 Grundlagen der Planetengetriebe

Abb.3.77. BHS -Turbo-Planetengetriebe, doppel-schrägverzahnt Typ RP (System Stoeckicht) . Lastausgleich : Sonnenrad = ungelagert; Hohlrad = gelenkig in Zahnkupplungen aufgehängt; Hohlradkranz bzw. Zahnkupplungsring = dünn und elastisch.

drei Planetenumfangskräfte gleich groß sein . Wenn ein Planetenrad überlastet ist, erzeugt dieses an seinem Hebelende eine größere Radialkraft, die den Ring verschiebt und die drei Exzenter dabei so verdreht, daß die beiden anderen Planetenräder stärker belastet werden. d) Nachgiebiges Sonnen- und Hohlrad (Kombination von a und b). Die elastische oder gelenkige Anordnung des Sonnen- und Hohlrads bringt einen direkten und voneinander unabhängigen Belastungsausgleich zu beiden Seiten der Planetenräder. Er ist sehr verbreitet und wird z. B. in hochtourigen Turbinengetrieben angewandt. Beim Stoekkicht-Lastausgleich - Bayerische Berg-, Hütten- und Salzwerke (BHS) - sind das ungelagerte Sonnen- und Hohlrad nachgiebig in Doppelzahnkupplungen aufgehängt, Abb. 3.77. Das geteilte Hohlrad erhöht die Anpassung der Zähne bei Flankenrichtungs- und Achslagefehlern, und die dünnwandigen elastischen Kupplungsteile sowie die Hohlwelle wirken stoßdämpfend. e) Radialbeweglicher Planetenträger. Hier orientiert sich der ungelagerte Planetenträger nach dem feststehenden Sonnen- und Hohlrad. In den FWH-Normplanetengetrieben

3.7 Belastungsausgleich in Planetengetrieben

5

5

123

7

Abb .3 .78. Einstufiges FWH-Nonnalplanetengetriebe mit ungelagertem Planetenträger. 1 Antriebswelle; 2 Sonnenrad; 3 Planctcnrädcr; 4 Hohlrad; 5 Planetenradträger; 6, 7 doppelgelenkige ballige Kronenzahnkupplung; 8 Abtriebswelle.

Abb.3.79. Planetenräder mit unterschiedlichen Eingriffswinkeln an der inneren und äußeren Verzahnung.

Abb. 3.80. Einstufiges Planetengetriebe, Desch, Baureihe GN . (Änderung der Übersetzung nur durch Variation der Sonnen- und Planetenräder.) Übersetzungen: oben i = 4; unten i = 13. i Antriebswelle mit Sonnenrad; 2 Antriebswel1e mit Planetenträger; 3 Gehäuse mit Hohlrandverzahnung.

124

3 Grundlagen der Planetengetriebe

der Rheinstahl Hüttenwerke AG, Werk Friedrich-Wilhelms-Hütte - Abb. 3.78 - besteht der Planetenträger aus zwei Teilen : aus einem dünnwandigen massearmen Kupplungsring, der eine trägheitsarme Nachgiebigkeit an die Außen- und Innenverzahnung ermöglicht - und einer schwereren ungelagerten Abtriebswelle, die fest auf der Arbeitsmaschine sitzt. Beide Teile sind durch eine doppelgelenkige ballige Kronenzahnkupplung miteinander verbunden; die neben dem Lastausgleich zugleich die Funktion einer Ausgleichskupplung zwischen Getriebe und Arbeitsmaschine erfüllt [18, 21]. Die radiale Bewegung der Planetenräder bzw. ihres Trägers wird gemäß [9] durch eine radiale Differenzkraft unterstützt, die durch unterschiedliche Eingriffswinkel zwischen HohlradlPlanetenrad und PlanetenradlSonnenrad entsteht, Abb. 3.79. Im Gegensatz zu den bisher beschriebenen Beispielen steht die PlanetengetriebeBaureihe GN von Deseh, Abb . 3.80 [21]. Für den Belastungsausgleich unter den Plane-

Abb. 3.81 . Automatische Kraftfahrzeuggetriebe mit nachgiebiger Aufhängung der Planetensatzteile.

Abb.3 .82. BHS-Turbo-Planetengetriebe, Baureihe RTP, Mehrwellen-Vorgelegegetriebe mit Doppelschrägverzahnung, Lastausgleich am Sonnen- und Hohlrad.

3.7 Belastungsausgleich in Planetengetrieben

125

tenrädern sind keine besonderen Konstruktionsmaßnahrnen getroffen. Er wird durch Überwachen der Fertigungstoleranzen, z. B. durch das Bohren des aus einem Stück bestehenden Planetenträgers ohne Vorrichtungen auf einem Lehrenbohrwerk und durch rund- und planschlagfreies Drehen der Radkörper und des Gehäuses sowie durch die Lagerluft der Ritzelwelle erreicht. Auch in den Planetensätzen der automatischen Kraftfahrzeuggetriebe sind keine zusätzlichen Konstruktionsmaßnahrnen für den Belastungsausgleich erforderlich. Wie aus Abb. 3.81 hervorgeht, sind das Sonnen- und Hohlrad sowie der Planetenträger durch elastische Hohlwellen und durch gelenkige Aufhängungen in den Lamellenkupplungen und -bremsen so nachgiebig angeordnet, daß sich in allen Gängen eine ausreichend gleichmäßige Lastverteilung ergibt. Die guten Erfahrungen und konstruktiven Merkmale des Belastungsausgleichs bei Planetengetrieben sind auch aufMehrwellen-Vorgelegegetriebe (Standgetriebe) übertragbar. Abbildung 3.82 zeigt hierzu ein Beispiel: Dieses Turbinengetriebe ist aus dem BHS-Stoeckicht-Planetengetriebe durch Festhalten des Planetenträgers entstanden. Das schnellaufende innere Sonnenrad ist nicht gelagert und ebenso wie das Hohlrad zum Lastausgleich in einer nachgiebigen Zahnkupplung eingehängt.

4 Vergleich verschiedener Getriebesysteme

Neben der reinen Bewegungs- oder Leistungsübertragung haben die Getriebe die Aufgabe, unterschiedliche Betriebsbedingungen zwischen Kraftmaschine und Arbeitsmaschine zu überbrücken oder einander anzupassen. In den meisten Antriebsfällen beschränkt sich diese Anpassung auf die Abstimmung der Drehzahlen oder Geschwindigke iten , z. B. zwischen einem schnellaufenden Elektromotor und einer langsam anzutreibenden Verpackungsm aschine oder zwischen schnellaufenden Dampfturbinen, Gasturbinen, Verbrennungsmotoren o. und langsamlaufenden Arbeitsmaschinen, wie Generatoren, Kreiselpumpen, Schiffsschrauben. Im umgekehrten Fall muß das Getriebe langsamlaufende Kraftmaschinen, wie Wasserturbinen, Asynchron- und Synchronmotoren o.ä., mit schnellaufenden Arbeitsmaschinen, Z.B. Generatoren, Turboverdichtern, Kreiselpumpen usw. verbinden. In anderen Antriebsfällen ist die Drehmomentwandlung, z. B. eine bestimmte Drehmomentsteigerung, ausschlaggebend für die erforderliche Getriebeübersetzung. Die Übersetzungen der aus Gruppen zusammengesetzten Werkzeugmaschinengetriebe müssen so abgestimmt werden, daß die möglichen Schaltkombinationen den geforderten Arbeits- und Schnittgeschwindigkeiten entsprechen, und in Schaltgetrieben für Kraftfahrzeuge , bei denen z. B. die Übersetzung des untersten Gangs durch eine geforderte Anfahrwandlung und die des obersten Gangs durch eine bestimmte Endgeschwindigkeit vorliegen, müssen die Übersetzungen der Zwischengänge so ausgewählt werden, daß das Fahrzeug entweder ein optimales Leistungs- oder ein günstiges Beschleunigungsverhalten erhält. Für die Auswahl der Getriebeart, z. B. mechanisch oder hydraulisch, reicht es nicht aus, mögliche Getriebesysteme nur nach "äußeren Merkmalen" wie ä.

Bauraum, Länge, Breite, Höhe, Fertigungsaufwand, Lebensdauer, Kosten, Preis, formschlüssig oder kraftschlüssig, stufenlos oder in Stufen schaltbar, Zahl der Gänge , mechanisch, hydrostatisch oder hydrodynamisch, von Hand oder automatisch schaltbar, Zahnradgetriebe oder Wälz- und Zugmittelgetriebe u. a. zu bewerten. Bei der Erfüllung der Getriebegrundaufgabe "Drehzahl- und Drehmomentwandlung" haben auch die "inneren Kontaktstellen" bei der Leistungsübertragung eine besondere Bedeutung, also etwa bei einem Kettengetriebe die Übergangsstelle vom Kettenantriebsrad auf den "Energieträger Kette" und von der Kette auf das Kettenabtriebsrad oder bei einem Zahnradgetriebe die Übergangsstellen von der Zahn-

4 Vergleich verschiedener Getriebesysteme lfd. Nr.

Getriebesystem

Kraft übert ragung

Zah nradgetriebe

formsch lüssig

127 Schema

~·O·+) · a:ll

Ketteng etriebe

-

Reibradge triebe

krattschlüssig

Kei triemengetriebe

hydrostatische s Flügelzellengetriebe

quasitormschlüssig

hydros tatisches Axialkolbengetriebe

hyd rostatisches Radialkolbengetriebe

elektrisches Getriebe

kraftschlüssig

hyd rodynamisches Getriebe

Abb. 4.1. Vergleich von neun Getriebesystemen.

.

.~

,~b D~ ~

'7

b/2

4 Vergleich verschiedener Getriebesysteme

128

flanke des Antriebsritzels auf den Ölfilm und vom Ölfilm auf die Zahnflanken des Abtriebsrads, Abb.4 .1. Das an einer Übertragungsstelle im Inneren des Getriebes zu übertragende Drehmoment läßt sich in zwei für die Bewertung besonders signifikante Faktoren zerlegen: Die Kraftdichte und das Energieträgervolumen, [41]. T=

~

V· 112rr,

(72)

P Tw A =-=-=~wl2~ V V H.

(73)

.

In diesen Gleichungen bedeuten: T ~

V

1I2rr A wl2rr

Drehmoment an den Übertragungsstellen in Nm, Kraftdichte im Energieträger in Nzrnm? als ein Vergleichsmaß für die Beanspruchung wie z. B. Spannung (J oder Druck p , Energieträgervolumen in m' oder mm! als Anhaltsgröße für die Abmessungen der einzelnen Getriebeelemente, Umrechnungsfaktor, Leistungsdichte, sekundliehe Umdrehung des Energieträgers .

Gleichung (72) besagt, daß sich das Drehmoment T aus dem Produkt der Kraftdichte ~ mit dem Energietr ägervolumen V zusammensetzt. In Bild 4.2 ist dieser Ansatz am Beispiel des Kettengetriebes hergeleitet: Die Zugkraft F errechnet sich aus der Zugspannung (J und dem Kettenlaschen-Querschnitt bh und das Drehmoment aus Zugkraft Fund Kettenradhalbmesser DI2 . Sämtliche Größen lassen sich zu einem Produkt zusammenfassen: Kraftdichte ~ x Energieträgervolumen V. Das Volumen V kann man sich in diesem Fall als Ringvolumen vorstellen, welches vom Umfang Dtt des Kettenrads und dem Querschnitt bh der Kettenglieder gebildet wird. Für jede Getriebeart gibt es einen oberen Grenzwert für die Kraftdichte ~ , z.B. die max. zulässige Zugspannung beim Kettengetriebe oder die Hertzsehe Pressung Po in

Zugkraft

F=

(J.

b- h

Drehmoment T = F. ~

= (j . D,.b. h· 1

2

..L

= ___ (j ' ------v------' J(.D,.b.h . Z:TL

Resultat

IT

=

L1

. V .

zk- I

Abb. 4.2. Drehmoment als Produkt aus Kraftdichte und Volumen des Energieträgers , Herleitung des Ansatzes am Beispiel Kettengetriebe.

Tabelle 4.1. Vergleich verschiedener Getriebesysteme nach Kraftdichte A, Ene rgietr ägervolumen V (für T = 100 Nm ) und Leistu ngsdichte A

1 2

Zahnradgetriebe Kettengetriebe

Kraftd ichte !:J.

Energieträgervolumen V

Nzmm!

mm!

Z rr(l - m Z) Po E

z rrDJ b ( DDJD + D ) tan

a

rrD Jbh

.l:>

~

oa

"

Zahlenbeispiel

ri'

::r

z

J

IX

~

!:J.

V

A

Nzrnm?

mm'

Nzrnm-s

g.

3250

J

25,5

24640

~

o Cl> 25

25 133

1190

S.

g.. Cl>

3

Re ibrad getriebe

z rr(l - m Z) #Po

E

'" '<

( DJDz ) rrDJb D + D z J

1,5

5

126000

240

419000

70

4

Keil riemengetr iebe

a(l-_l) e

rrDJbh

5

hydro statisches Flügel zellengetriebe

!:J.p

[(D Z- d Z) '} - az (D - d»)b

15

41900

720

6

hydrostati sche s Axialkolbengetriebe

!:J.p

z z rrDd k "4 tan IX

35

18000

840

7

hydrostatisches Rad ialkolbengetriebe

!:J.p

rrd k Te

40

15 700

2230

8

elektris che s Getriebe

Bjt

rrDbzmh

9

hydrod ynamisches Get riebe

gw[!:J.(rcu»)

rrZ(D - b)Zb-

1

JlfX

z z

0,1 1

IX

~

Cl>

0,23

62 83000

2 745000 574 000 oben bei v = 0 unten bei v = 0,95

2,4 100

1,1

N

'0

4 Vergleich verschiedener Getriebesysteme

130

Eckwertefür Tabelle 4.1 1 Zahnradgetriebe Hertzsehe Pressung Poissonsche Zahl E-Modul max. Drehzahl 2 Kettengetriebe Zugspannung max. Drehzahl 3 Reibradgetriebe Hertzsehe Pressung Reibwert Poissonsche Zahl E-Modul max. Drehzahl

= Po = 1400 Nzrnm/, m =0,3, E = 2,2 . 105 Nzrnm-, nmax = 8000 11min.

!i.

!i. = 0'= 25N/mm2, n max = 3000 11min.

!i.

= Po = 1200 Nzrnm-,

0,08, m 0,3, E 2,2 . 105 Nzrnm-, n max = 3 000 11min.

p,

= = =

4 Keilriemengetriebe (Gummiriemen mit Textileinlage) Zugspannung !i. = 0' = 5 Nzrnm-, Umschlingungswinkel (X = 1800 = 1T, Reibwert (Keilwirkung) p, = 3, max. Drehzahl nmax = 3000 11min. 5 Hydrostatisches Flügelzellengetriebe Druckdifferenz !i. =!i.p = 15 Nzmm-, max. Drehzahl n max = 3 000 l/min. 6 Hydrostatisches Axialkolbengetriebe Druckdifferenz !i. =!i.p = 35 Nzrnm-, max . Drehzahl n max = 1500 l/min . 7 Hydrostatisches Radialkolbengetriebe Druckdifferenz !i. =!i.p = 40 Nzrnm-, max. Drehzahl n max = 3500 11min. 8 Elektrisches Getriebe (Motor, Generator) B = 2 T, j = 5 Azrnm", t = 10 mm, n = 1500 11min.

magn. Induktion Stromdichte im Leiter Leiterbreite Drehzahl

9 Hydrodynamisches Getriebe (Trilok-Wandler)

v

}

Volumenstrom Für PKW-Wandler (} 240 0 aus Versuch: Dichte Differenz der Produkte !i.(rc) = 0,23 Nzmm,? u 1,1 Nzmm-, von Radius und Geschwindigkeit v = 0 (Anfahren), Drehzahlverhältnis v = 0,95 (Kupplungspunkte), n max = 6000. max. Drehzahl

4 Vergleich verschiedener Getriebesysteme

131

Zahn- und Reibradgetrieben oder die Druckdifferenz /).p in hydrostatischen Getrieben. Bei höheren Drehmomenten kann somit nur noch mit dem zweiten Faktor, also einer entsprechenden Erhöhung des Energieträgervolumens V operiert werden; das ist z. B. ein gedachtes Zahnringvolumen bei Zahnradgetrieben oder das Verdrängervolumen bei hydrostatischen Getrieben. Eine weitere wichtige Vergleichsgröße ist die Leistungsdichte Ä nach (73), ausgedruckt durch das Verhältnis von Leistung zu Energieträgervolumen. Bei der Leistungsdichte Ä kommt als weiterer Faktor die Winkelgeschwindigkeit IJ) des Energieträgers hinzu. Auch hier gibt es für jede Getriebeart obere, technische Grenzwerte: Ein Zahnrad darf z. B. sehr schnell drehen, ein Kettenrad wegen Abhebens der Kette und ein Reibrad oder Riemen wegen des Schlupfens bedeutend weniger schnell. Nach Tabelle 4.1 lassen sich die erreichbaren Drehmomente und Leistungen bei den einzelnen Getriebearten in eine Reihenfolge bringen. Hinsichtlich der Kraftdichte /). steht das hydrostatische Radial- und Axialkolbengetriebe an erster Stelle, direkt gefolgt vom Zahnradgetriebe. Hinsichtlich Leistungsdichte Ä ist das Zahnrad einsamer Spitzenreiter, gefolgt vom hydrostatischen Radialkolbengetriebe und Kettengetriebe, die nur zwei bzw. ein Drittel des Zahnradgetriebewerts erreichen. Der elektrische Antrieb liegt um drei Zehnerpotenzen schlechter. Der Vergleich in Tabelle 4.1 gilt nicht nur für Fahrzeuggetriebe, sondern für alle Getriebe, unabhängig von ihren Anwendungen und Einsatzgebieten. Die Spitzenstellung des Zahnradgetriebes wird noch entscheidend verbessert, wenn auch der Wirkungsgrad in den Vergleich einbezogen wird. Das Zahnradpaar hat keine Bewegungsverluste (Schlupf) und seine formschlüssige Drehmomentübertragung erfahrt nur sehr geringe Verluste durch Reibung. Der Wirkungsgrad ist deshalb besonders gut, er beträgt etwa 99 % je Radpaar. Es gibt daher keinen Grund zu der Annahme, daß das Zahnrad mit seiner hohen Kraftdichte, seiner hervorragenden Leistungsdichte und sei-

Tabelle 4.2. Bewertungskriterien Bewertungsmerkmale 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11. 12. 13. 14. 15. 16. 17. 18. 19. 20.

Wirkungsgrad Kraftstoffverbrauch Lebensdauer Anpassungsfähigkeit an die optimale Verbrauchs- und Emissionskurve des Motors Nutzung der Motorleistung Leistungsdichte am Energieträger Übersetzungsbereich Getriebebedingter Bedienungs- und Fahrkomfort Herstellkosten/Kaufpreis Geräuschverhalten Abgase Gewicht Bauraum Anfahre ignung Schubübertragungsfähigkeit Automatisierbarkeit Reparaturfreundlichkeit Geschwindigkeit der Übersetzungsänderung VersteIlbarkeit der Übersetzung im Stillstand Entwicklungsaufwand

4 Vergleich verschiedener Getriebesysteme

132

nem sehr guten Wirkungsgrad für die Erfüllung der Getriebeaufgabe von seiner Vorrangstellung verdrängt werden kann. Neben der Kraft- und Leistungsdichte spielen für die Auswahl und Bewertung der Getriebeart und für die Dimensionierung selbstverständlich auch viele andere Faktoren und Kriterien eine Rolle, die von "außen" bestimmt werden und vom jeweiligen Einsatzfall abhängen. Für das Gebiet der Fahrzeuggetriebe sind solche "äußeren" Kriterien in Tabelle 4.2 aufgelistet. Sie sind nach Umfang, Art und Bedeutung so komplex, daß sie einer rein objektiven, formalen Bewertung nicht zugänglich sind. Um dennoch eine Beurteilung zu ermöglichen, erfolgte eine subjektive Bewertung durch sachkundige Mitarbeiter der Fahrzeughersteller, Getriebehersteller, Fahrzeuganwender und Hochschulinstituten, die zu den in Tabelle 4.3 dargestellten Ergebnissen führte. Die Platzreihenfolge Platz 1: 4-Gang-Wandler-Automatgetriebe mit Wandlerüberbrückung, Platz 2: 5-Gang-Handschalt-Synchrongetriebe und Stahlgliederkette mit hydrodynamischem Anfahrelement, Platz 3: 4-Gang-Wandler-Automatgetriebe ohne Wandlerüberbrückung, Platz 4: 3-Gang-Wandler-Automatgetriebe mit Wandlerüberbrückung deckt sich mit folgenden technischen Überlegungen: a) Automatgetriebe sind auf Grund optimierbarer Schaltpunktlagen - zumindest im Stadtverkehr - verbrauchsgünstiger als Handschaltgetriebe (Bestätigung durch Simulationsrechnung, US- und Europa-Fahrzyklus, s. auch Abschn. 6.2.3: Elektronische Getriebesteuerung).

Tabelle 4.3. Neun Varianten für Fahrzeuggetriebe

Ergebnisse der Punktbewertung

Getriebebeschreibung

Wertigkeit

Platz

5-Gang-Synchrongetriebe mit fahrerbetätigter Scheiben-Trockenkupplung 4-Gang-Lastschaltgetriebe mit automatisierter (nasser) Scheibenkupplung 4-Gang-Lastschaltgetriebe mit Föttinger-Wandler ohne Überbrückungskupplung 4-Gang-Lastschaltgetriebe mit Föttinger-Wandler mit Überbrückungskupplung

0,779

2

0,730

6

0,770

3

3-Gang-Lastschaltgetriebe mit Föttinger-Wandler ohne Überbrückungskupplung 3-Gang-Lastschaltgetriebe mit Föttinger-Wandler m it Überbrückungskupplung Hydrostatgetriebe mit schaltbarer Zahnradgetriebeerweiterung Reibradgetriebe mit Zahnradgetriebeerweiterung mit Fliehkraftkupplung Stahlgliederkettengetriebe (stufenlos) mit hydrodynamischem Anfahrelement

0,786 0,742

5

0,755

4

0,694

7

0,640

8

0,779

2

4 Vergleich verschiedener Getriebesysteme

133

b) Trend zu erhöhter Gangzahl: 4-Gang-Automatgetriebe in Verbindung mit einer kleineren Hinterachsübersetzung schneiden günstiger ab als 3-Gang-Automatgetriebe. c) Darüberhinaus wurde das stufenlose Getriebe mit Stahlkette sehr gut bewertet, das insbesondere für kleine PKW geeignet ist. Reibradgetriebe und Hydrostatgetriebe wurden dagegen gemeinsam mit dem Schaltgetriebe mit automatisierter Scheibenkupplung , zumindest für den PKW-Einsatz, ungünstiger bewertet. Es gibt jedoch Fahrzeugkategorien mit andersartigen Einsatzverhältnissen, bei denen diese Getriebekonfigurationen Vorteile haben können .

5 Zusammenarbeit Kraftmaschine - Getriebe - Arbeitsmaschine

Wie bereits in der Einleitung von Kap. 4 dargestellt, haben Getriebe die Aufgabe, unterschiedliche Betriebsbedingungen zwischen Kraftmaschine und Arbeitsmaschine zu überbrücken oder einander anzupassen. Als Musterbeispiel einer solchen getriebetechnischen Abstimmung wird im folgenden an Hand einer gekürzten und vereinfachten Nachrechnung gezeigt, wie die Kennlinien eines Verbrennungsmotors (Kraftmaschine) mit den Daten eines mechanischen Schaltgetriebes bzw. eines hydrodynamischen Föttinger-Wandlers mit Nachschaltgetriebe und den Kennwerten eines Personenkraftwagens (Arbeitsmaschine) zusammengefügt werden, Abb. 5.1 und 5.2. Dabei wird zur Vereinfachung der Darstellung von einem stationären Zustand ausgegangen; die dynamischen Einflüsse während der Beschleunigungsphasen und des Schaltübergangs werden hier vernachlässigt.

5.1 Fahrwiderstandslinien Bei gleichförmiger Geschwindigkeit eines Fahrzeugs halten sich die Zugkräfte Z an den Treibrädern und die sich dem Fahrzeug entgegenstellenden Widerstandskräfte W, die sich aus den Roll-, Luft- und Steigerungswiderständen zusammensetzen, das Gleichgewicht , Abb. 5.3. (74)

An/rieb, M%r

I nA, ~,~

Kupplung

~I

SeM/lgelriebe

Achse, Abtrieb

@

~ f

+

Z

-:

Abb. 5.1. Kraftfahrzeugantrieb: Motor - Kupplung - Schaltgetriebe - Achse - Treibräder.

Motor

Fölf. Wandler

freilauf

Gefriebe

Achse

Abb. 5.2. Kraftfahrzeugantrieb mit hydrodyn amischem Wandle r und Nachschaltgetriebe. P Pumpenrad; T Turbinenrad; R Leitrad, Reaktionsglied.

5 Zusammenarbeit Kraftmaschine - Getriebe - Arbeitsmaschine

~• • • •i!Dm~~~z;'

135

Abb. 5.3. Kräfte am Fahrzeug.

Ihre Größe kann mit den in der .Fahrmechanik" üblichen Formeln berechnet werden, z. B. [42-46 ; 49; 50]; die Zahlenangaben von (WR + W L) werden jedoch meist aus dem Versuch gewonnen , und der Steigungswiderstand Ws berechnet sich aus Ws =

+

± Gsin IX,

Steigung, Gefalle,

G IX

(75)

Fahrzeuggewicht, Steigungswinkel.

Tabelle 5.1 zeigt ein Beispiel für einen PKW. Damit erhält man die in Abb. 5.4 rechts eingezei chneten Widerstandslinien, die später in das Zugkraft-Geschwindigkeitsdiagramm Abb. 5.4 Mitte übertragen werden. Tabelle 5.1. Beispiel für einen PKW, Gewicht G = 13 600 N

+ WL + Ws[N]

V

W = WR

km/h

0%

10 %

20 %

30 %

40 %

0 30 60 90 120 150

130 170 320 530 820 1180

1480 1520 1670 1880

2800 2840 2990

4040 4080

5180 52 20

5.2 Motorkennlinie Vom Motor wird ein Betriebsdiagramm als bekannt vorausgesetzt, aus dem die Volllastleistung PA oder das max. Drehmoment TA in Abhängigkeit der Motordrehzahl nA punktwe ise oder durch eine Kurve zu entnehmen ist, Abb. 5.4 links . Tabelle 5.2 zeigt ein Beispiel für einen PKW. Tabelle 5.2. Beispiel für einen PKW, Leistung 53 kW (72 PS) Ifd.

nA

Nr.

Ilmin

TA N

PA kW

1 2 3 4 5

1000 2000 3000 4000 5000

125 143 143 126 100

17 28 42 52 51

7000, N

'" ~ 4000 1= '"0> .:3 3000I /

\i

w

0-,

'=nF\

,"

L ~ ' oilt:-

I -

I

0

0

60

kW

2000 1 "

I

I

6000 N

'/~,<""

5

I

500 ) 1000 I

I

I

1- ' ~

c('

30%

400 )

c:: co

V>

cu

~

150 ~

,l"'s\

\

Nmc 75

~

Zahnradwechselgetriebe mit hydrodynamischem Anfahrwandler

"Ei

'"

300 I

"0

'3 .l= 200 I

10%

.s:

\)tt.~

x:

1000

2000 3000 Drehzah l nA

o

4000 min" 5000

~

o

9

2000 1

..

30

~

60 90 120 km/ h140 Geschwindigkeit V

t '~~

10001

.

JD

g.

I '"

()

e: ~

I ~ S. g. ;>

0'/, \ Ebene)

o

I "I

I ·."''''?:2i 1

- -' - -toI=~._- - :::r:-±-- - --±

~

T

20%

1000I

E

VI

T

~ o

0>

T

40% Steigung

[.

=!

3 '"'"o

50 90 120 km / h140 Geschwindigkeit V

0-

Motor

Getriebe

Abb. 5.4. Kennlinien: Motor - Getriebe - Fahrzeug. 0 1 maximales Moment; 0 2 maximale Leistung; 0 3 Motorhöchstdrehzahl.

Fahr zeug

r

5.4 Motor und Schaltgetriebe

137

5.3 Ideale Zugkrafthyperbel Die Aufgabe des Kraftfahrzeuggetriebes besteht jetzt darin, die etwa linear ansteigende und bei hoher Drehzahl wieder abfallende Kennlinie der Motorleistung in eine waagerechte Linie zu verwandeln, so daß das Fahrzeug bei jeder beliebigen Geschwindigkeit möglichst mit der Maximalleistung (Punkt a2 in Abb . 5.4 links) seines Motors fahren kann. Diese Kennungswandlung bedeutet rechnerisch, daß das Produkt von Drehmoment T X Drehzahl n = Zugkraft Z x Fahrgeschwindigkeit V in jedem Vollastbetriebspunkt i gleich der Maximalleistung im Punkt a2 ist. (76)

bzw. (77)

Im Zugkraft-Geschwindigkeitsdiagramm Abb . 5.4 Mitte stellen sich diese Gleichungen als Hyperbel H dar, die es bei der Konstruktion eines Fahrzeuggetriebes - gleich welcher Bauart - anzustreben gilt. Mit einem stufenlosen Getriebe könnte diese Hyperbel "abgefahren" werden. Die Bedeutung der "idealen Zugkrafthyperbel" darf aber nicht überschätzt werden , da vom Fahrzeug besonders im Bereich der kleinen Geschwindigkeiten nur selten die Höchstleistung abverlangt wird. So kann in diesem Gebiet die Zugkraft eines Getriebes durchaus unterhalb der Hyperbel liegen, wenn dafür die Konstruktion einfacher und preisgünstiger wird, oder andere Vorteile in der Getriebeanpassung (Beschleunigung, Kraftstoffverbrauch, automatische Steuerung, Stoßund Schwingungsdämpfung bei hydraulischen Zwischengliedern) wahrgenommen werden können.

5.4 Motor und Schaltgetriebe Durch das Schaltgetriebe und die Übersetzung in der Hinterachse wird unter Einbeziehung des wirksamen Reifenhalbmessers die Motordrehzahl nA [11min] in Fahrge schwindigkeit V [km/h] und das Motordrehmoment TA [Nm] in Zugkraft Z [N] an den Treibrädern umgewandelt, Abb. 5.1: V=

2nrn A·60 0,377 1000U. = nA in km/h,

----u:-

(78)

r

U.

Z = -1m.TA r

in N .

(79)

Hierin bedeuten i und i. die Übersetzungen des Schaltgetriebes und der Hinterachse (einschließlich einer eventuellen weiteren Zahnradstufe), 'TI und 'TI. die Wirkungsgrade dieser Getriebe und r der wirksame , dynamische Halbmesser der Treibreifen in m. Aus der Vollastlinie TA in Abb. 5.4 links entstehen hieraus die einzelnen Zugkraft kurven in Abb. 5.4 Mitte. Infolge der Getriebeverluste und der von Gang zu Gang auftretenden Grenze durch die Motorhöchstdrehzahl liegt der schraffierte einhüllende Kurvenzug etwas unterhalb der idealen Zugkrafthyperbel. In den unteren Gängen spielt diese Zugkrafteinbuße keine Rolle , da sie sich auf Grund der geringen Zeit - und Streckenanteile nur mit einem kleinen Bruchteil in der Gesamtbilanz von Durchschnittsgeschwindigkeit und Kraftstoffverbrauch auswirkt. Die Differenz zwischen maximal möglicher Zugkraft und Fahrzeugwiderstand

138

5 Zusammenarbeit Kraftmaschine - Getriebe - Arbeitsmaschine

ist - nach Abzug des Moments für die zu beschleunigenden Drehmassen von Motor, Getriebe und Rädern - ein Maß für die Beschleunigungskraft: . ii. F b = mb = (TA - 8w) - 1111. - W.

r

(80)

Im Fahrkennfeld Abb. 5.4 Mitte kann dieser Ausdruck für jeden Betriebspunkt abgelesen werden. Er ist etwas kleiner als der senkrechte Abstand zwischen der max . Zugkraft-Einhüllenden und der jeweiligen Widerstandslinie. Ferner gilt btg

>

tan a ;

d. h. die Kraft zur Überwindung einer Steigung von beispielsweise 10 % (tanze = 0,10) ist gleichbedeutend wie die Zugkraft , die erforderlich ist, um eine Beschleunigung von b ". 0,10' 9,81' 1 m/szu erreichen. Im obersten Gang wird das Schaltgetriebe meist durchgekuppelt, d. h. i= 1:1. Der verbleibende Quotient i/ r ist so abzustimmen, daß sich entweder eine gewünschte Endgeschwindigkeit oder eine ausreichende Beschleunigungsreserve in diesem direkten Gang ergibt. Die Übersetzung des ersten Gangs richtet sich nach der max . Steigfähigkeit, die bei einem PKW mit voller Zuladung bei 34 % liegt [47]. W34 % t, "7 1111 • TA

(81)

Hierbei ist zu überprüfen, ob noch Bodenhaftung besteht, indem das max. Moment "von hinten" aus der Achslast G (in der Ebene) mit Z = f.lG = (0,8 bis 1) G berechnet wird:

TA~

. f.l? 11.0g. 1• --,-1111.

(82)

Wenn die rechte Seite kleiner als TA ist, verlieren die Räder ihre Haftung und rutschen durch , noch ehe der Motor sein max. Drehmoment TA entwickelt hat. Ist die rechte Seite dagegen größer als TA, kommt es nicht zum Rutschen; das zur Verfügung stehende Motordrehmoment TA kann auf den Boden gebracht werden . Die Bestimmung der Übersetzungen der Zwischengänge derart, daß die in Abb . 5.4 Mitte unter der max . Zugkraftlinie liegende Fläche (~ ausnutzbare Leistung) ein Maximum wird, führt auf eine in etwa geometrische Stufung. In der Praxis geht man hiervon aber ab: Die unteren Zwischengänge werden mit einem größeren und die höheren Zwischengänge mit einem kleineren Abstand (Übersetzungssprung) voneinander ausgelegt, wodurch das Zugkraftdiagramm im Bereich der größeren Geschwindigkeiten besser ausgenutzt wird und sich ein günstigeres Beschleunigungsverhalten im gesamten Fahrbereich ergibt. Dieses Verfahren ist in [46] und [49] beschrieben. Der Wirkungsgrad eines im Leistungsfluß liegenden Zahnradpaars kann mit etwa 0,98 bis 0,99 angesetzt werden [48]. Durch das Ölpantschen und die Reibungen in den Lagern und leerlaufenden Zahnrädern gehen nochmals 1 bis 2 % Leistung verloren, so daß man bei einem zweistufigen Vorgelegegetriebe mit 11"'0,95 bis 0,96 in den unteren Gängen und mit 11 ". 0,98 im Direktgang rechnen kann. Für den Hinterachskegeltrieb gilt etwa 11. = 0,97.

5.5 Motor, Föttinger-Wandler (Trilok) und Nachschaltgetriebe Beispiel:

139

PKW, 53 kW, Antrieb nach Abb. 5.1, Fahrwiderst andslinien und Motorkennlinie wie oben, Vierganggetriebe i = 3,43:111,97:111,37:111 :1, '1 = 0,95/0,95/0,95/0,98, Wirkungsgrad Hinterachse t, = 4,11:1 mit '1. = 0,97, Reifenhalbmesser r = 0,290, Geschwindigkeit und Zugkraft s. Tabelle 5.3.

Tabelle 5.3. Geschwind igkeit V in km/h und Zugkraft Z in N nach (78) und (79) Ifd. Nr. 1 2 3 4 5

1. Gang

2. Gang

3. Gang

4. Gang

V

Z

V

Z

V

Z

V

Z

7,8 15,5 23,3 31,0 38,8

5600 6406 6406 5644 4480

13,5 27,0 40,5 54,0 67,5

3 216 3679 3679 3242 2573

19,4 38,8 58,3 77,7 97,1

22 37 2559 25 59 2254 1789

26,6 53,2 79,8 106,4 133,0

1684 1927 1927 1 698 1347

Das Ergebnis ist in Abb. 5.4 Mitte, oben dargestellt. Die Kurvenverläufe zeigen, bis zu welchen Geschwindigkeiten und Fahrwiderst änden (Steigungen) man in den einzelnen Gängen fahren kann .

5.5 Motor, Föttinger-Wandler (Trilok)! und Nachschaltgetriebe Die Funktion und der Aufbau von hydrodynamischen Drehmomentwandlem sind in Abb. 5.5 erläutert. Drehmomentwandler haben in der Normalausführung drei Schaufelräder, wobei die Pumpe P mechanische in Strömungsenergie, die Turbine T diese wieder in mechanische Energie umwande lt. Das Leitrad bewirkt in Abhängigkeit vom Drehzahlverhältnis nTurbine

p=--nPumpe

durch eine Umlenkung der Strömung eine Änderung des Dralls in der Weise, daß das von der Turbine abgegebene Moment größer ist als das der Pumpe vom Motor zugeführte . Die Hohlpfeile zeigen Größe und Richtung an:

TPumpe +

TA + TB+ Tc = 0 , + TLeitrad = O.

TTurbine

1 Herm ann Föttinger, 1877- 1945 [51-53]. Der Name Trilok bezieht sich auf die drei Ingenieu re Hans Kluge, Kurt von Sanden und Wilhelm Spannhake, die 1928 eine Forschungsgemeinschaft zur Entwicklung von Antrieben für Lokomotiven gründeten [54].

140

5 Zusammenarbeit Kraftma schine - Getrieb e - Arbeitsmasch ine

A

f--

--1

B

DTp ~+ 1 0

Abb. 5.5. Funktion eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers. A Antrieb; B Abtrieb; C Abstützung; P Pumpenrad; T Turbinenrad ; R Leitrad , Reakt ionsglied ; FFreilauf.

Die Berechnung des Zugkraftdi agramms eines Antriebes mit hydrodynamischer Kupplung oder Wandler erfolgt punktweise an Hand der Motor- und Wandlerkennlinien . Für die Hintereinanderschaltung von Motor und Wandler nach Abb. 5.2 gilt

Beim Wandler wird von einem Versuchsdi agramm ausgegangen, in dem das Pumpendrehmoment Tp und die Drehmomentwandlung f.l (Drehmomentverhältnis) über dem Drehzahlverhältnis v aufgetragen sind, Abb. 5.6.

(83)

(84)

Auf der Abszisse werden einige Drehzahlverhältn isse v = 0/0,2/0,4 ... (unten weit und oben eng) gewählt und die zugehörigen f.l- und Tp-Werte abgelesen, s. Spalte 1, 2 und 3 im folgenden Beispiel. Nun muß das Pumpendrehmoment T; = f(v) aus

141

5.5 Motor, Föttinger- Wandler (Trilok) und Nachschaltgetriebe

Abb. 5.6 so umgerechnet werden, daß es in das Motordiagramrn von Abb. 5.4 übertragen werden kann. Ein Strömungswandler wird durch die Gleichung Tp

=

k(v) D5n~

charakterisiert. Für das Versuchsprotokoll in Abb.5.6 mit np = = const gilt demnach

npy

= 2000 min ?

und für jede andere Pumpendrehzahl np

)2

Tp = Tpy ( -np npy

(85)

Der zusätzliche Index V kennzeichnet die aus Abb.5.6 stammenden Versuchsmeßwerte. Aus (85) lassen sich nun für mehrere Drehzahlen nA = np = 0, 1 000, 2 000, 3 000, ... min - 1 die Wandlerparabeln mit dem Parameter v = const berechnen - s. waagerechte Zeilen von Spalte 4 bis 8 - und zeichnerisch mit der Motorkennlinie TA = f(n~ von Abb. 5.4 zum Schnitt bringen, wie in Abb. 5.7 dargestellt ist. Die Schnittpunktskoordinaten np und T p sind in Spalte 9 und 10 herausgeschrieben. Die Weiterrechnung in Spalte 11 bis 19 vom Turbinenrad über das nachgeschaltete Zahnradgetriebe (i , Tl) und die Achse (i., Tl.) bis zu den Treibrädern (Geschwindigkeit V, Zugkraft Z) erfolgt nach den Beziehungen: Turbinendrehzahl

nT = vnp,

(86)

Turbinendrehmoment

TT = f.lTp ,

(87)

Wandlerwirkungsgrad

Tlw = vu,

(88)

V

Fahrgeschwindigkeit

=

0,~.77

nT

in km/h ,

(89)

/l.

r

Zugkraft

250 Nm

200

1150

-.

(90)

2,5 f-l

t,

2,0

<,

r---:...- -;;--~

p~ 2000~

0/1)~

::l.

':::'( '0

ClSI

100 50

f\ k\

W

o

o

I 0.2

0.4

0,6

v_

0,8

1,0

0.5

o

1,0

Abb. 5.6. Versuchsprotokoll eines Str ömungswandlers, Ausgangsdiagramm für die Zugkraftberechnung. T; Pumpendrehmoment; TT Turbinendrehmoment; np Pumpendrehzahl; nT Turbinendrehzahl; v Drehzahlverhältnis; /l Drehmomentenwandlung; /lo Anfahrwandlung; w Wandlungsbereich; k Kupplungsbereich.

2 Mit diesem Beispiel wird der Rechnungsgang sowohl für den hydrodynamischen Strömungswandler als auch für die hydrodynamische Strömungskupplung gezeigt.

5 Zusammenarbeit Kraftmaschine - Getriebe - Arbeitsmaschine

142

500r---,----,----,---,.------, Wan dlerparabeln

Nm

400 t--- -- t - - --+----vi'T-,f--I'----tr-T---j 300I----+----+-----u-,'-+~

1000

Beispiel:

5000

Abb. 5.7. Schnitt der Wandlerparabeln mit Motorkennlinie.

PKW, 53 kW, Antrieb nach Abb. 5.2, Fahrwiderstandslinien und Motorkennlinie wie oben , F öttinger-Trilok-Wandler' mit Kennwerten nach Versuchsprotokoll Abb. 5.6, Anfahrwandlung IJ-o = 2,45, Kupplungspunkt bei v = 0,81 3, Dreigang-Schaltgetriebe (Vorgelege- oder Planetenbauart), i = 2,56:1/1,52:111 :1, Übersetzungen Wirkungsgrad I'J = 0,95/0,95 /0,98 , Hinterachse t, = 3,56:1 mit n« = 0,97, Reifenhalbmesser r = 0,290 m.

Die Ergebnisse von Spalte 14 bis 19 sind in Abb. 5.4 Mitte , unten zusammengestellt. Aus dem Zugkraftverlauf geht deutlich hervor, daß mit dem Strömungswandler in allen Gängen des Zahnradgetriebes aus dem Stillstand heraus angefahren werden kann . Auch wenn das Schaltgetriebe durchgekuppelt ist (3. Gang, i= 1:1, untere Kurve), ergibt sich durch den hydrodynamischen Drehmomentwandler von V= 0 bis 61 km/h eine Zugkraftsteigerung gegenüber gegenüber dem Verlauf im 4. Gang von Abb.4.5. Die Knickpunkte K h K 2 , K 3 kennzeichnen den sogenannten "Kupplungspunkt", in dem das Leitrad vom Abstützfreilauf abhebt, so daß aus dem drehmomentsteigernden Wandler eine hydraulische Kupplung wird, deren Moment I I = ITT I nur noch durch die Übersetzungen im 1. und 2. Gang des Schaltgetriebes gesteigert wird. Die Ausbuchtungen rechts der Knickpunkte gehen auf den besseren hydraulischen Wirkungsgrad im Kupplungsbereich zurück , s. auch Spalte 13, lfd. Punkte 6 bis 11.

r,

5.6 Zahl der Gänge Die vollständigere Ausnutzung des Zugkraft-Geschwindigkeits-Diagramms sowie der unterschiedliche Einsatz eines PKW - z. B. für langsame schwer beladene Transportfahrten im Gebirge oder für schnelle Leerfahrten auf der Autobahn - erfordern vom Antrieb einen breiten Geschwindigkeits- und Kräftebereich, der nur von einem Ge3 Der Knick in Abb. 5.6 bei v = 0,81 entspricht dem Kupplungspunkt, wo die Abstützung am Leitrad aufhört und der Freilauf öffnet, so daß aus dem Trilok-Wandler eine Strömungskupplung wird.

143

5.6 Zahl der Gänge Fü r den im Text beschriebenen Rech enablauf wird Tabelle 5.4 angelegt: Ta belle 5.4. Zahlentabelle für Rechenablau f 2

3

v

/1

Abb. 5.6 wählen

Abb.5.6 ablesen

Tp np=2000 Abb.5.6 ablesen

Wand lerp arabeln nach (85) rechnen

0 0,2 0,4 0,6 0,7 0,8I3 0,85 0,90 0,925 0,95 0,96

2,45 2,10 1,71 1,36 1,18 1,0 0,99 0,98 0,97 0,94 0,90

175 168 157 134 118 95 80 56 40 26 16

0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0

Ifd. Nr.

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11

4

5

6

7

8

r,

Tp np= 1000

Tp np = 3 000

Tp np = 4000

Tp np = 5 000

700 672 628 536 472 380 320 224 160 104 64

1094 1050 981 838 738 594 500 350 250 163 100

np =O

44 42 39 34 30 24 20 14 10 07 04

394 378 353 302 266 214 180 126 90 59 36

triebe mit mindestens vier, besser fünf oder mehr Gängen bereitgestellt werden kann . Auch die schnell voranschreitende Entwicklung von strömungsgünstigen Fahrzeugen mit verringerten Luftwiderstandskräften bzw. Luftwiderstandsbeiwerten Cw wirkt sich maßgeblich auf die Auslegung von Motor und Getriebe aus. Die konventionelle Auslegung von Getriebe- und Achsübersetzungen erfolgt im allgemeinen so, daß die Höchstgeschwindigkeit in der Ebene gerade mit maximaler Motorleistung erreicht wird, vgl. die gestrichelt gezeichneten Antriebs- und Fahrwiderstandsle istungen für Cw = 0,45 für ein Fahrzeug mit Viergang-Getriebe in Abb. 5.8. Bei Fahrzeugen mit niedrigeren cw-Werten (z. B. 0,30) ergeben sich höhere Endge120,...-kW

---,--

-

----r-

-

--,---

--,--

-

--,--

-----,

100 f---

---+-

-

--+-

-

-+-

-

-t+------.--

+--

-----j

Cl...

g' 60 f------li:/---tR!l-~/.l'+_,

-ti

~

40 f---H--Rl+-~-/I,

50

100 150 200 Fahrgeschwindigkeit V

Abb. 5.8. Antriebs- und Fahrwiderstandsleistungen für verschiedene 250 km / h 300 cw- Wert e. Eins atz eine s 4-G ang-Ge triebes.

5 Zusammenarbeit Kraftmaschine - Getriebe - Arbeitsmaschine

144

Zahlentabelle (Fortset zung) 9

10

11

12

13

14

Ifd. Nr.

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11

nl '

Tp

nT

Abb .5 .7 ablesen

Abb .5.7 ablesen

GI. (86)

1800 1840 1 910 2060 2 200 2450 26 80 3160 3640 4270 5000

142 142 142 143 143 143 143 140 133 120 100

0 368 764 1236 1 540 1985 2278 2844 3367 4057 4800

TT

TJw

15

16

17

18

19

1. Gang

2. Gang

3. Gang

V Z km/h N

V Z km/h N

V Z km/ h N

GI. (87) GI. (88) rechn en rechnen rechnen Nach GI. (89) und (90) rechnen 348 298 244 194 169 143 142 137 129 113 90

0 0,420 0,684 0,816 0,826 0,810 0,842 0,882 0,897 0,893 0,864

0 4,4 9,2 14,8 18,5 23,8 27,3 34,1 40,4 48,7 57,5

10080 8 630 7 070 5620 4890 4140 4110 3970 3740 3270 2610

0 7,4 15,4 25,9 31,1 40,1 46,0 57,5 68,0 82,0 97,0

5980 0 4060 5120 11,3 3480 4200 23,5 2850 3340 38,0 2 260 2910 47,3 1970 2460 61,0 1670 2440 70,0 1 660 23 60 87,3 1600 2220 103,4 1510 1940 124,6 1320 15 50 147,4 10 50

schwindigkeiten und verschlechterte Fahrleistungen im unteren und mittleren Geschwindigkeitsbereich, s. durchgezogene Linien und schraffierte Flächen in Abb.5.8. Dieser Zielkonflikt kann durch das Einführen von zusätzlichen Gangstufen vermieden werden. Die unteren Gangstufen können dann wieder geschwind igkeitsbezogen bisherigen Auslegungen entsprechen und mit der zusätzlichen Gangstufe (5. Gang) wird die cw-bedingte höhere Endgeschwindigkeit ohne Nachteile bei der Fahrleistung erreicht, Abb.5.9. Unter Verzicht auf maximal mögliche Geschwindigkeit kann darüber hin aus eine 120,------,-----r----,-----,----,-----, kW 100 \-80 1---

--+- - -+- - -+-+-1!----7<-------+.-r---7I"'--7"''f--1+-

-;7''f- 6.6g

2.0verdrive

c»

~ 60 1-----1---1!f------t'---+- r-#'-ü-+---M"f---I-

+-----j

.~

50

100 150 200 Fahrgeschwindigkeit V

250 krn/h 300

Abb . 5.9. 5- und 6·G ang-Getriebe bei verkleinertem Cw' Wert .

5.6 Zahl der Gänge

145

zusätzliche Gangstufe (Overdrive) aber auch so ausgelegt werden, daß durch Absenkung der Drehzahl verbrauchsökonomischer gefahren werden kann . Diese Auslegung wird sinnvoll, wenn fahrwerks- und reifenabhängige Höchstgeschwindigkeitsgrenzen nicht überschritten werden sollten . Aufgrund dieser Überlegungen erscheint ein Getriebe mit sechs Gängen sinnvoll, mit dem gleichermaßen leistungs- und verbrauchsorientiert gefahren werden kann , Abb. 5.9. Dieser Zusammenhang zeigt den Trend zu Vielganggetrieben, gleichgültig ob handgeschaltet, teilautomatisiert oder vollautomatisch.

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Die Auswahl der Konstruktionsbeispiele hat den Verfasser vor mehrere Möglichkeiten gestellt. Der gemeinsame Nenner aller Getriebe sind die Zahnräder und ihre Verzahnungen. Dieses Gebiet sollte aber - s. Vorwort - ausgeklammert werden, da über diese Maschinenelemente in letzter Zeit genügend neues Schrifttum erschienen ist. Die zweite Möglichkeit, einen Querschnitt über Getriebe aus dem gesamten Maschinenbau zu bringen, würde auf Grund der vielen Anwendungsbereiche dazu führen, die einzelnen Konstruktionen nur kurz beschreiben zu können. Der bessere Weg scheint daher, die Beispiele einem Anwendungsgebiet zu entnehmen, wo an die Getriebe besonders hohe Anforderungen gestellt werden. Hierzu dürften wohl mit die Fahrzeuggetriebe gehören . Sie haben hinsichtlich Baugröße, Gewicht, Verzahnungsauslegung, Geräuschentwicklung, Fertigungsverfahren u. a. einen sehr hohen Entwicklungsstand erreicht, an dem sich viele andere Zweige des allgemeinen Maschinenbaus orientieren. Aber auch unter den Fahrzeuggetrieben muß eine einengende Auswahl getroffen werden; es soll deshalb so vorgegangen werden, daß bei einem Getriebe der konstruktive Aufbau, beim nächsten Verzahnungs- und Werkstoffangaben, beim dritten Beispiel die Schaltmöglichkeiten und beim vierten die Lagerung, Schmierung usw. beschrieben werden. Es bleibt dem Leser überlassen, die einzelnen Bauste ine auf andere Getriebekonstruktionen zu übertragen. Die Tabellen 6.1 und 6.10 geben einen Überblick über die ausgewählten Beispiele von PKW-Getrieben, geordnet nach Handschalt- und Automatgetrieben in Vorgelegeund Planetenbauweise, sowie nach Gangzahl und ohne bzw. mit Achsantrieb.

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetriebe Das Dreigang-Vorgelegegetriebe war früher die verbreitetste Handschaltgetriebeart bei Personenwagen. Sein einfacher Aufbau - es besteht aus drei Wellen mit insgesamt neun Zahnrädern und zwei Schaltgabeln [23] - sprachen für die Verwendung sowohl in einfachen, anspruchslosen Gebrauchswagen als auch in leistungsstarken Fahrzeugen (USA), die ohnehin wenig Gänge benötigen. Heutige PKW und leichte Nutzkraftwagen haben mindestens vier oder fünf Gänge, in Sonderfällen sogar sechs; der Trend hierzu wurde soeben am Schluß von Abschn. 5.6 erläutert. Entsprechend dem Aufbau des Fahrzeugs haben sich unter den unzähligen Konstruktionen nahezu zwei standardisierte Getriebetypen entwickelt : 1. Bei vorn liegendem Motor und Antrieb über die Hinterachse wird das Getriebe vornehmlich zusammen mit der Kupplung am Motorgehäuse angeflanscht, Abb. 6.1. Die Leistung fließt in zwei Übersetzungsstufen von der Getriebeeingangswelle über die "Konstante" auf die Vorgelegewelle und von dort über die den einzelnen Gängen entsprechenden Radpaare ("Losräder") zur koaxialen Abtriebs-

147

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetriebe

Tabelle 6.1. Übersicht und Gliederung der in Abschn . 6.1 beschriebenen Vorgelege- bzw. Handschaltgetriebe für PKW und leichte Nutzfahrzeuge Abb .6.1 Zweistufig ohne Achsantrieb (ZF, S 4-18 /3)

Antrieb ".--"f~§t---11I

1.

Abtrieb

tJung ...,.-----~

___'r---

2. (Jung ...,.-------,L-Jr~_----

J.(Jong 4. tJong

•

L-J

- . - -- - ------,=-----,- - -- -

R. (Jong ...,.-----~

_,~

Weitere Konstruktionsbeispiele: Abb. ZF 4-Gang 6.3 6.4-6.8 ZF 5-Gang Mercedes-Benz 5-Gang 6.13 - 6.14 Getrag 6-Gang 6.15 Getrag Motorrad 6.17 AP 4-Gang 6.42

welle. Die Schaltung der vier Vorwärtsgänge erfolgt in der Mehrheit durch zwei Synchronisationspakete, die sich auf der Abtriebswelle zwischen den Zahnrädern des 1.12. und 3.14. Ganges befinden. Der Rückwärtsgang wird vorwiegend durch ein Schieberad betätigt. 2. Bei Fahrzeugen mit Frontantrieb und solchen mit Heckantrieb liegt es nahe, das Schaltgetriebe mit dem Achsantrieb und dem Ausgleichsdifferential in einem geschlossenen Gehäuse zu vereinen , Abb. 6.2. Das Schaltgetriebe selbst ist ein einstufiges Vorgelege ohne durchschaltbaren direkten Gang. Die beiden Synchronisationspakete für die vier Vorwärtsgänge befinden sich entweder auf der Antriebsoder Vorgelegewelle oder sind aufbeiden verteilt. Der R.-Gang wird geschoben.

6.1.1 Zweistufige Vorgelegegetriebe ohne Achsantrieb 4 und 5 Gänge; ZF-Synchroma-Getriebe

Das viergängige ZF-Synchroma-Getriebe S 4-18/3, Abb. 6.1 und 6.3, ist für PKW und leichte Nutzfahrzeuge bestimmt. Tabelle 6.2 zeigt die Eingangsdrehmomente und Übersetzungen, Tabelle 6.3 die Verzahnungsdaten.

6 . Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

148

Fortsetzung vonTabelle 6.1 Abb. 6.2 Einstufig mit Achsantrieb (ZF, 4 DS-IO)

1. (Jllng

2. (lang 3. (Jong

*. (Jong

_--========:J ---======:J _--=====~

- ----====:=JI -

- --3 R. (Jong _--=======~ Weitere Konstruktionsbeispiele: Abb . 6.18 -6.20 VW 4-Gang VW 5-Gang 6.21 6.22-6.23 4-Gang VW 6.24 VW 5-Gang ZF 4-Gang 6.25 6.26 Opel 5-Gang 6-Gang Opel 6.27 Ford 5-Gang 6.28 6.29 -6.31 Ford 4-Gang4x4 5-Gang 6.32-6.34 Audi 6.35 -6.37 Audi 6-Gang 5-Gang Porsche 6.38 5-Gang Porsche 6.39 6.40 -6.41 Porsche 6-Gang Abb.6.1 und 6.2. Dreiviertelschnitt, Getriebeschema und Leistungsfluß der beiden wichtigs ten Ausführungsformen von Viergang-Vorgelegegetrieben für Personenkraftwagen. Tabelle 6.2. Drehmomente und Übersetzungen des ZF-Synchroma-Getriebes S 4-18/3 Ausführung

Eingangsdreh- Übersetzungen moment max . Nm

(kpm)

1. Ga ng

2. Gang

3. Gang

4. Gang

R.-Gang

für PKW

250

für leichte Nutzfahrzeuge

180

(25)

3,87

2,08

1,39

1,0

-4, 17

(18)

5,61

2,975

1,68

1,0

-6,0

149

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetrie be

A

T

Schnitt A-A

Schnitt B -B

Abb .6.3. ZF-S ynchrom a-Getriebe S 4-18/3. Leistungsllu ß: vgl. Abb.6 .1.

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

150

Tabelle 6.3. Verzahnungsdaten der PKW-Ausführung Gang

z/ z

mn

IX n

Po

Konst.

27/ 34 13/40 23/3 8 29/32 direkt 13/19 /44

2,25 2,75 2,25 2,25

15° Hochverzahnung 20° Norm alverzahnung 15° Hochverzahnung 15° Hochverzahnung

30° 21° 30° 30°

2,75

20° Norm alverzahnung

21°

l.

2. 3. 4.

R.

Sprung 1,26 3,87 2,08 1,39 1,0 - 4,26

1,86 1,50 1,39

Das Getriebe wird direkt am Motor angeflanscht. Alle vier Vorwärtsgänge sind sperrsynchronisiert, der R.-Gang hat Schubradschaltung. Besonders ist auf das Schaltgestänge hinzuwe isen : Die sonst üblichen Schubstangen mit den daran befestigten Schaltgabeln sind durch drei Flachb änder ersetzt, die über Drehgelenke mit ihren jeweiligen Schaltschwingen (= Schaltgabeln) verbunden sind, Schn itt A - A . Die Schaltschwingen sind rahmenartig gestaltet und in der Mitte oder an ihren unteren Enden am Geh äuse angelenkt, Schnitt B-B. Sie bestehen aus Leichtmetall-Druckguß mit eingegossenen Lagerbüchsen und Rastenblechen. Jedes Flachband bildet mit seiner Schaltschwinge ein "Schubkurbelgetriebe". Durch diese Konstruktion wird der gesamte Schaltmechanismus leichtgängig und zugleich stabil. Je nachdem, ob die Schaltschwinge in der Mitte oder an ihrem unteren Ende im Gehäuse gelagert ist, läßt sich die Schaltrichtung umkehren und sich somit mit dem Schaltknüppel jedes Schaltbild verwirklichen. Die Koppelstangenlänge kann in weiten Grenzen verändert werden, so daß sich der Schaltknüppel an der richtigen Stelle neben dem Fahrer befindet. Das Geh äuse ist in der Mitte quergete ilt und besteht sozusagen aus zwei Töpfen. Die Vorteile sind leichteres Gießen und einfache Montage .

-L :J-- --L 4.

5. 3.

2. R

l.G g.

Abb. 6.4. Zf --Synchroma-Get riebe S 5-16 bis 38.

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetriebe

151

Die fünfg ängigen ZF-Synchroma-Getriebe, Abb. 6.4, werden in vier Größen gebaut. Die Daten sind in Tabelle 6.4 zusammengestellt. Konstruktive Einzelheiten des Gehäuses, der Schalt- und Wählrastierung und der Verriegelung sind in Abb.6 .5 und 6.8 erläutert.

Tabelle 6.4. Technische Daten der ZF-Synchroma-Fünfganggetriebe Baumuster

S 5-16

S 5-26

S 5-32

S 5-38

Eingangsmax. Nm" drehmoment

170

210

210

240

315

345

440

Standardübersetzungen

1. Gang

4,23

3,72

4,33

3,84

3,84

3,50

3,84

2. Gang

2,17

2,04

2,35

2,20

2,20

2,09

2,23

3. Gang

1,39

1,34

1,39

1,39

1,39

1,33

1,37

4. Gang

1,0

1,0

1,0

1,0

1,0

1,0

1,0

5. Gang

0,82

0,80

0,81

0,81

0,81

0,81

0,80

-3 ,94

-3 ,54

- 3,73

-3,46

-3,58

-3,26

- 3,59

R.-Gang Masse

ca.kg

24

32

33

Einbau

direkt an den Motor angeflanscht

Schaltung

alle Vorwärtsgänge und der R.-Gang sind sperrsynchronisiert

Schaltbet ätigung

Schaltungsanschluß für zurückgezogene Knüppelschaltung

a

39

Richtwert (abh ängig von Fahrzeugart und Fahrzeugdaten sowie den Einsatzbedingungen ).

·_

·_

· ·- 1 -- - ··-++ 1}

Abb. 6.5. Konstruktive Einzelheit zu Abb. 6.4. Gehäuse. Topfgehäuse aus Leichtmetallguß mit integriertem Kupplungsge häuse .

152

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Abb. 6.6. Konstruktive Einzelheit zu Abb. 6.4. Schaltrastierung. a) Federrastierung der einzelnen Schaltschienen; b) Servorastierung an der Zentralschaltwelle zur Schaltunterstützung integriert mit Wählrastierung.

Abb.6.7. Konstruktive Einzelhe it zu Abb. 6.4. Wählrastierung. Federrastierung mit kunststoffgelagerter Kugel und Feingußrastenhebel als integrierte Wähl- und Schaltrastierung.

Abb. 6.8. Konstruktive Einzelheit zu Abb. 6.4. Schaltschienenverriegelung mit Sperrplatte.

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetriebe

153

Schaltelemente Für die Lagerung und Arretierung der Schaltwellen und Schaltstangen hat die Wälzlagerindustrie eine Reihe von einbaufertigen Maschinenelementen entwickelt; hier einige Beispiele von INA, mit Erläuterung der Anforderungen (A) und Merkmale (M) in den Bildunterschriften.

Abb.6.9. Wälzlager für Schaltwellen und Schaitstangen, INA. A: Lagern von runden Schaltwellen und Schaitstangen für Schwenk- und/oder Längsbewegungen in begrenzt kurzer oder langer Ausführung . B: Hülse als Außenlaufbahn, aus dünnw andigem Stahlband gezogen und einsatzgehärtet. Kugelkäfig geschlossen oder geschlitzt; je nach Ausführung leicht vorgespannt bzw. mit Schloßverriegelung. Käfigweg entspricht dem halben Weg der abgestützten Welle.

154

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

J

~ +++: I

'\- .

.

..J

--

--

--

J

Abb.6.10. Wälzlager für rechteckige Schaltschienen, INA. A: Unterstützen der reinen Längsbewegung gestanzter Schaltschienen. B: Zweiteiliges Lagerelement, bestehend aus einer dünnwandigen Hülse mit Montagetrichter, aus Stahlband gezogen und einsatzgehärtet und einer auffedernden Innenlaufbahnhülse mit Kugelkranz. Kugelkäfig aus Kunststoff oder Stahl. Innenhülse aus Stahlblech gewickelt und allseitig einsatzgehärtet.

5-Gang-Getriebe; Mercedes-Benz GL 68/20-5

Mercedes-BenzAG hat das frühere 4-Gang-Handschaltgetriebe GL 68120 vollständig ersetzt durch das 5-Gang-Handschaltgetriebe GL 68120-5, das jetzt in der gesamten C- und E-Klasse zum Einsatz kommt, Abb. 6.13. Einige technische Daten: Max. Eingangsdrehmoment 205 Nm, Gesamtmasse (mit Öl) 27,7 kg, Übersetzungen 3,9112,17/1,37/1,00/0,78 /-4,28, Konstante 1,59, Achsabstand 68 mm, alle Gehäuseteile GD-Al, alle Gänge (inkl . R.-Gang) schrägverzahnt,Außenkonus-Synchronisierung, Abb. 6.14, R.-Gang mit Stillstand-Synchronisierung.

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetriebe

--

-

--

-

--

-

- --

155

- -

--

--

...

--

Abb. 6.11. Wälzlager für Schaltwellen mit Drehmoment übertragung. INA . A : Lagern von Schaltwellen für begrenzte Längsbewegung. Abstützen der jeweiligen Schaltkräfte. Übertragen der Drehmomente von der Schaltwelle zum Hebel. M : Profilierte Hülse als Außenlaufbahn, aus dünnwandigem Stahlband gezogen und einsatzgehärtet. Kugelkäfig zur Wälzkörperfiihrung wahlweise aus Stahl oder Kunststoff.

156

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Abb. 6.12. Arretierung für Schaltwellen, Schaltstangen und Kulissen, INA . A: Positionieren und Fixieren. Den Schaltbewegungen einen definierten Widerstand entgegensetzen. Führungs- und An schlagfunktion der Anschlußbauteile . M : Je nach Ausführung bestehend aus : Büchse und Hülse , spanlos gezogen, je nach Anwendung eins atzgehärtet bzw. bodenseitig mit Oberflächenschutz versehen; Bol zen mit Wälzkörperlaufbahnen für Stützkugeln und Arretierkugel; Druckfedern; Halteblech und Kunststoffieil ; Kugelkäfig, leicht vorgespannt; Wäl zkörper (Stützkugeln) bis zu 100 Stück ; Gewinde-Einschraubkörper.

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetriebe

157

Abb .6.13. Fünfgang-Schaltgetriebe - GL 68/20-5 , Mercedes-Benz, C- und E-Klasse.

Abb . 6.14. Außenkonus-Synchronisierung der Getriebe GL 68/20-5

6-Gang-Vorgelegegetriebe; Getrag 286

Als Vertreter der Sechsgang-Handschaltgetriebe in Vorgelegebauweise soll das GETRAG-Getriebe Typ 286, konzipiert für BMW mit Zwölfzylindermotoren, näher betrachtet werden, Abb. 6.15 , [159]. Allgemeine Daten: Eingangsdrehmoment 560Nm bei 4500min- 1, Achsabstand 95 mm, Gewicht 57,8 kg (ohne Öl), Ölbeftillung 2,5 1 ATF. Fahrz eugtechnische Vorgaben für die Übersetzungsauslegung: Hohe Übersetzung im ersten Gang für große Durchzugskraft und guten Langsamfahrkomfort. Progressive Stufung der Zwischenübersetzungen. Der fünfte Gang hat den höchsten Fahranteil und wurde daher als Direktgang 1 : 1 ausgelegt; alle Zahnräder laufen unbelastet um. Der Overdrive im sechsten Gang muß die max. Fahrgeschwindigkeit mit genügender Überschußleistung erreichen.

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

158

Abb.6.15. 6-Gang-PKW-Handschaltgetriebe, GETRAG 286.

Gang I.

4,254

2.

2,534

3.

1,682

4.

1,235

5.

1,000

6.

0,831

R.

- 3,892

1,679 1,507 1,362 1,235 1,203

Gehäuse : Zweiteiliges, torsionssteifes Topfgehäuse, bestehend aus dem vorderen Getriebegehäuse mit integrierter Kupp lungsglocke und dem hinteren Getriebedeckel. Schwingungoptimierte Auslegung mit Hilfe einer FEM-Simulation. Werkstoff Aluminium-Druckguß GD -A1Si9Cu3' Radaufbau: Zunächst übliche Vorgelegeanordnung; d. h. Antriebswelle, Konstante 42: 29 = 1,45, Vorgelegewelle, dann zweite Stufe zur Abtriebswelle. Um im Direktgang die Synchronisierung 3/4 nicht mit voller Motordrehzahl laufen zu lassen (Rasselgeräusche), ist diese auf die 1,45 langsamer laufende Vorgelegewelle verlagert.

..) -q

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetriebe

,

f"'-'>-~~"1

159

\

.

Abb. 6.16. Clean-Baring Lager, schmutzgeschützt, öldurchlässig.

Die Synchronisierung 1/2 verbleibt dagegen auf der Abtriebswelle, da sonst die Relativdrehzahlen der Losräder zu groß würden. Alle Laufverzahnungen sind einsatzgehärtet und geschliffen (Reishauer). Synchronisierungen: Alle Gänge sperrsynchronisiert, Kegelwinkel 6,5° . Zur Nivellierung der Schaltkräfte sind in den unteren und mittleren Gängen Mehrfachkegel eingesetzt. 1./2. Gang: Dreifachkegel-Synchronisierung 0 94/88 /82 mm, Schaltweg 9,5 mm , 3./4. Gang: Doppelkegel-Synchronisierung 0 94/88 mm , Schaltweg 9,5 mm, 5./6. Gang: Einfachkegel-Synchronisierung 0 92 mm, Schaltweg 9,5 mm, R. Gang: Einfachkegel-Synchronisierung 0 84 mm, Schaltweg 8,5 mm. Als Beläge werden anorganische Sinterreibbeläge und Molybdänbeläge eingesetzt. Wellen: Zur Gewichtserspamis bestehen die Abtriebs- und die Vorgelegewelle aus jeweils zwei kelchförmigen Rohteilen, die hohlgebohrt und nach dem Ausdrehen reibgeschweißt werden. Lagerungen: Antriebwelle zweireihiges, abgedichtetes Schrägkugellager, Abb. 6.16 , Vorgelegewelle ebenfalls zweireihiges Schrägkugellager auf der Gehäuse-Seite und Rollenhülse auf der Deckel-Seite; Abtriebswelle nochmals zweireihiges Schrägkugellager; Pilotlager als Rollenkranz; Losräder zweireihige Nadelkränze mit geschlitzten Kunststoflkäfigen.

5-Gang-Motorradgetriebe Im Motorradbau werden heute allgemein klauengeschaltete Getriebe verwendet. Abbildung 6.17 zeigt den Schnitt durch ein solches Getriebe für Motorräder der höchsten Leistungsklasse mit 800 ccm bis 1000 ccm-Motoren. Kurbel- und Getriebegehäuse bilden ein Leichtmetall-Gußstück und sind in Fahrzeuglängsrichtung angeordnet, wodurch ein Winkelgetriebe entfällt. Die Antriebswelle ist mit einem Torsions-Schwingungsdämpfer ausgerüstet und nimmt in der Zentralbohrung die Druckstange für die Kupplungsbetätigung auf. Die Abtriebswelle ist über eine Kardanwelle mit dem Hinterrad verbunden. Der Leistungsfluß in Gang 1 bis 5 geht aus den an den Schieberädern angeschriebenen Ziffern hervor. Die Schaltung erfolgt über eine durch einen Fußschaltapparat betätigte Schaltwalze in Leichtbauweise (Aluminium hartcoatiert). Die Schaltgabeln bestehen ebenfalls aus Aluminium mit Hartcoatschicht.

160

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Abb.6.17. GETRAG F ünfgang-Motorradgetriebe mit Klauenschaltung.

6.1.2 Einstufige Vorgelegegetriebe mit Achsantrieb In Fahrzeugen mit Front- oder Heckantrieb wird - wie in Abb. 6.2 dargelegt - das Schaltgetriebe häufig mit dem Achsantrieb und dem Ausgleichsgetriebe in einem Gehäuse untergebracht. Die Abb. 6.18 bis 6.20 zeigen hierzu als "historisches" Beispiel die Entwicklung der "Transaxle"-Getriebe für den VW-Käfer und Abb. 6.21 zeigt als Kontrast den heutigen Entwicklungsstand, nämlich das Schaltgetriebe 020 "frontquer" für die VW-Golf-Klasse. Die Schaltung des Re-Gangs und die Synchronisierung des 1. und 2. Gangs sind auf der Abtriebswelle und das Synchronisierungspaket für den 3. und 4. Gang auf der Antriebswelle angeordnet. Das spart Baulänge. Der E-Gang (Econony = 5. Gang) ist gehäusemäßig als Zusatz angehängt, so daß für die 4- und 5-Gang-Ausführungen ein gleiches Grundgetriebe vorliegt. Auf das Schaltgetriebe folgt unmittelbar die Stirnradübersetzung zum Kegelradausgleichsgetriebe. Gang Übersetzung l.

2. 3. 4. 5. R.

38/11 35/18 36/28 30/33 38/51 -38 /12

= 3,455 = 1,944 = 1,286 = 0,909 = 0,745 = -3,17

Sprung 1,777 1,512 1,414 1,222

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetriebe

161

Abb .6.18 . Entwicklungsstand des Vierganggetriebes für den VW-Käfer, nicht synchronisiert, Stand 1950 .

Abb .6. 19. Entwicklungsstand des Vierganggetriebes für den VW-Käfer, teilsynchronisiert (nicht synchronisierter I. Gang mit R-Gang kombiniert), ab 1952.

Abb. 6.20. Entwicklungsstand des Vierganggetriebes für den VW-Käfer, vollsynchronisiert, mit Doppelschrägkugellager, ab 1959 .

162

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftw agen

Abb. 6.2 1. Schal tgetriebe und Ausgle ichsgetrieb e für VW-Golf, Stand 1983, für 4- und 5-Gänge, angehängter E-G ang.

An dieser Stelle sollen noch die VW-Transporter-Getriebe vorgestellt werden, zunächst in Abb. 6.22 und 6.23 die frühere -l-Gang-Au sführung und dann in Abb. 6.24 das heutige 5-Gang-Getriebe . Einzelheiten zum 5-G ang -Sch altgetriebe 094 .Jieckläng s" für VW-Transporter, Abb . 6.24 : Anordnung: Heckmotor und Getriebe in Längsrichtung angeordnet, dazwischen angetriebene Hinterachse, fünf Vorwärtsgänge und Ri-Gang vollsynchronisiert, Bolzensperrsynchronisierung für 1. und R.-Gang auf Abtriebswelle , Zwei Reibringsperrsynchronisierungen für 2. und 3. Gang auf Abtriebswelle, desgleichen für 4. und 5. Gang auf Antriebswelle ; dadurch kurze Baulänge, Lagerung: Antriebswelle : Zwei Nadellager, dazwischen großes Kugelrillenlager, Abtriebswelle: Nadellager und Doppelkegelrollenlager, Losräder : sämtlich nadelgel agert, Gleason-Hypoid-Verzahnung, Achsversatz 10 m. 4- Gang-Tran saxle; ZF-Syn chroma-Getriebe 4 DS 18

Auch das ZF-Synchroma-Getriebe 4 DS-18 führt durch die "verteilte" Anordnung der Synchronisationspakete auf Antriebs- und Vorgelegewelle auf eine gedrungene Konstruktion mit kurzer Baulänge. So befinden sich auf der Antriebswelle - in

6.1 Vorge1egegetriebe - Handschaltgetriebe

163

Abb. 6.22 . Vierganggetriebe für VW-Transporter, Stand Mitte 1950. Längsschnitt.

Abb. 6.23. Vierganggetriebe für VW-Transporter, Draufsicht von Abb. 6.22.

Gang Übersetzung l. 2. 3. 4.

5. R.

37/9 = 4,111 35/15 = 2,333 31/21 = 1,476 57/56 = 1,018 51/62 = 0,823 -33 /9 = -3,667

Sprung 1,762 1,581 1,450 1,237

Abb . 6.25 von links nach rechts - die beiden Losräder für den 4. und 3. Gang mit ihren Sperrsynchronisationen (System ZF-B, s. Abschn. 12.3) , daneben die drei Festräder für den 2., R. und 1. Gang mit dem dahinterliegenden Schiebe-Zwischenrad. Auf der gegenüberliegenden Vorgelegewelle (Achsabstand a = 84 mm) liegen - von rechts nach links - die Sperrsynchronisationen für die 1. und 2. Gang-Losräder und links daneben die Gegenräder von Gang 3 und 4. Weitere technische Daten s. Tabelle 6.5 und 6.6 .

164

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Abb. 6.24 . Fünfgang-Scha1tgetriebe für VW-Transporter.

Abb.6.25 . ZF-S ynchroma-Getriebe 4 DS-18 mit Ach santri eb. 4 = Zahl der Vorwärtsg änge, D = mit Achsantrieb und Differential, S = sperr synchronis ierte Vorwärtsgänge, 18 = Richtwert für Eingangsdrehmoment in mkp.

Das linksgängige Ritzel der Klingelnberg-Spiralverzahnung (z /z= 7/44; m n = 3,75; IXn = 20°; Pr = 3]012') und die Zahnschrägen der Stirnräder erzeugen bei Zugbetrieb an der Vorgelegewelle eine resultierende Axialkraft, die von der Kegelspitze weg zeigt und unmittelbar hinter dem Kegelritzel über ein Doppelkegelrollenlager von der Gehäusemittelwand aufgenommen wird.

165

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetriebe Tabelle 6.5 . Drehmomente und Übersetzungen des ZF-Synchroma-Getriebes 4 DS-18 Eingangs drehmoment max .Nm

Übersetzungen Schaltgetriebe 1.Gg.

2.Gg.

3.Gg.

4.G.

R.-Gg.

130 145

4,33

2,41

1,42

0,92

- 3,64

180

Kegeltrieb

Tacho

wahlweise

wahlweise

6,17

2,66

5,85

3,0

5,585

Tabelle 6.6. Verzahnungsdaten der Standardausführung 4 DS-18 Gang

z/z

mn

IX n

ß

1. 2. 3. 4. R.

12/52 22/53 31/44 39/36 11/21/40

2,4176 2,0 2,0 2,0 2,9167

20° 20° 20° 20° 20°

20° rechts/links 24° rechts/links 26° rechts /links 26° links/rechts 0°

5- und 6-Gang-Transaxle-Getriebe; Opel F-Reihe

Für frontgetriebene PKW hat Opel zwei Fünfganggetriebe F 13-5 und F 18-5 und ein Sechsganggetriebe F 28-6 entwickelt, Abb . 6.26 und 6.27, sowie Tabelle 6.7. Das F steht für Frontantrieb, die Zahlen 13/18/28 für das max . Eingangsdrehmoment in mkp und die 5 und 6 für die Gangzahl. Tabelle 6.7. Übersetzungen der Opel-Schaltgetriebe und Achse n Gang

1. 2. 3. 4. 5. 6. R. Achsen

Getriebetyp F 13-5

F 18-5

3,55 1,96 1,3 0,89 0,7 1

3,42 1,95 1,28 0,89 0,71

- 3,18

-3,33

3,74 3,94 4,18 4,53

3,74 3,94 4, 19

F 28-6 3,57 2,16 1,45 1,10 0,89 0,74 - 3,72 3,72

166

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Konstruktionsmerkmale der Fünfganggetriebe: Vorwärtsgänge schrägverzahnt . R.-Gang geradverzahnt, Übertragung des Motorenmoments auf den als Hohlwelle ausgebildeten Zahnradblock. Die Gangräder laufen z. T. ohne zusätzliche Lager direkt auf der mit Ölnuten versehenen und gehärteten Hauptwelle, oberer Ölsumpf für die Gangräder, unterer Ölsumpf für das Ausgleichsgetriebe, dadurch geringe Plantschverluste, drei bis vier verschiedene Stirnradübersetzungen zwischen Schaltgetriebe und Ausgleichsgetriebe, reparaturfreundliche Anordnung: Motorschwungrad, Hauptkupplung, Zahnradsatz, Schaltelemente und Ausgleichsgetriebe können bei eingebautem Getriebe ausgewechselt werden ; es braucht nur der Deckel 3 des Kupplungsgehäuses geöffnet zu werden . Das Sechsganggetriebe F 28 -6 von Opel für den Calibra Turbo wurde 1991/92 in Serie genommen; Fertigung durch Getrag; [146],Abb. 6.27 : Frontantrieb, Quereinbau, Schaltgetriebe einstufig, integrierter Achsantrieb mit Ausgleichsgetriebe mit anflanschbarem Verteilergetriebe für Allradantrieb (in Abb . 6.27 nicht dargestellt).

Abb . 6.26 . Getriebe F 13-5 m it gezogener Antriebswelle - ohne Deckel-Kupplungsgehäuse, Ope\.

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetriebe

167

Abb. 6.27. Sechsgang-Handschaltg etriebe F 28-6, Opel.

Technische Daten: Eingangsdrehmoment: Einsatztemperaturbereich: Masse: Gesamtlänge: Ölfüllung: Synchronisierung:

Kupplungsbauraum : Achsabstände:

280 Nm bei 2400/min, -30 "C bis + 150 "C, 49kg, 349mm, 1,81 M75, I . und 2. Gang-Doppelkegelsynchronisierung 0 81/76. 3. bis 6. Gang-Einfachkegelsynchronisierung 0 72 , Rückwärtsgang-Einfachkegelsynchronisierung 0 65, 65 mm Einbautiefe für Druckplatte, 85 mm (Antriebswelle-Vorgelegewelle), 136 mm (Vorgelegewelle-Abtriebswelle),

168

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Weitere Konstruktionsmerkmale: zweiteiliges Aluminium-Druckgehäuse, das von einem Zink-Nickel-beschichteten Stahldeckel geschlossen wird, alle Übertragungselemente für die Schaltbetätigungen sind wälzgelagert; konsequente Trennung zwischen Dreh- und Schub bewegungen, der Rückwärtsgang verläuft vom Festrad des ersten Ganges über ein Vorgelege mit geteilten Zwischenrädern zum Losrad des fünften Ganges. Die beiden Zwischenräder werden durch eine Synchronisierung geschaltet. Diese Anordnung erspart das sonst übliche Radpaar für den R.-Gang; das Getriebe baut kürzer. 5-Gang- Transaxle; Ford

Das Fünfganggetriebe von Ford für die Fahrzeuge Fiesta und Escort, Abb. 6.28, basiert auf dem 4-Gang Transaxle, wobei die 5. Gang-Einheit angehängt wurde. Eine Be-

Abb. 6.28 . Fünfgang-Transaxle Schaltgetriebe, Ford.

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetriebe

169

sonderheit ist, daß alle Losräder Stahl-auf-Stahl auf der Hauptwelle gelagert sind . Schmierung erfolgt durch Bohrungen in der Welle. Eingangsdrehmoment 160 Nm . Übersetzungen des Achsantriebes 4,29; 4,06; 3,84; 3,58; 3,33:1; wahlweise je nach Motorversion .

Transaxl e und permanenter Allradantrieb; Ford MTX-75-4 x4

Für Fahrzeuge mit Vorderradantrieb und quer eingebauten Motoren mit Drehmomenten bis 220 Nm hat Ford eine Baureihe MTX-75 (Manual Transaxle) entwickelt, [149], Abb. 6.29, obere Bildhälfte. Dieses kann durch ein Verteilergetriebe zu einem permanenten Allradantrieb MTX-75 4 x 4 (ohne Zuschalten) erweitert werden, wobei sich jedoch die Verteilergetriebe für den Ford-Escort und Ford-Mondeo erheblich unterscheiden.

Abb. 6.29. Fünfgang -Schaltgetriebe mit Verteilergetriebe MTX-75-4 x 4 für Ford Escort. 1 getriebescitige Gehäusehälfte ;

2 3 4 5

kupplungsseitige Gehäusehälfte; Antriebswelle ; Abtriebswelle; Achsantrieb ;

6 7 8 9 10

Verteilergetriebe; Vorderachs-Ausgleichgetriebe ; Viscomatic-Sperre; Vorderachs-Seitenwelle; Antriebsg ehäuse.

170

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Zunächst das MTX-75: Konventioneller einstufiger Achsantrieb, Achsabstand 75 nun, zweistufiger Achsantrieb mit geschlossenem Ende, Antriebswelle mit Synchronkupplungen 3./4.-Gang, Abtriebswelle mit Synchronkupplungen 1./2. und 5./R-Gang, Stirnradpaar zwischen Schaltgetriebe und Vorderachse, übliches Kegelrad-Ausgleichsgetriebe (in Abb. 6.29 nicht dargestellt).

Nun das MTX-75-4 x 4: Hier ist das große Stirnrad zur Vorderachse nicht direkt mit dem Steg des Ausgleichsgetriebes verbunden, sondern über eine Hohlwelle mit einem angeflanschten Verteilergetriebe, untere Bildhälfte in Abb . 6.29. Die Abtriebsleistung fließt also zunächst in dieses Verteilergetriebe und wird von dort differentialgesteuert permanent auf die Vorder- und Hinterachse verteilt. Das Verteilergetriebe Escort, Abb . 6.29 unten und 6.30, besteht aus einem einfachen Planetengetriebe (io = -1 ,5), Antrieb am Steg (Ts = 100%), Abtrieb zum Kegelraddifferential der Vorderachse am Sonnenrad (Ty = 40%), Abtrieb zum Hinterachs-Ausgleichsgetriebe am Hohlrad (111= 60%). Traktionsunterschiede zwischen Vorder- und Hinterachse werden im Vorderachs-Ausgleichsgetriebe mittels einer Viscomatic-Sperre ausgeglichen, siehe Pos. 8 in Abb. 6.29 . Das Verteilergetriebe Mondeo, Abb. 6.31 , besteht auch aus einem einfachen Planetengetriebe (Sounenrad, Steg, Hohlrad), jedoch mit einem Planetenradpaar, vergl. Abb . 9.19: Plusgetriebe, Standgetriebe-Übersetzung i 014 = + 2,38, Antrieb am Hohlrad (TA = 100%), Abtrieb zur Vorderachse am Steg (Ty = 58%), Abtrieb zur Hinterachse am Sonnenrad (Tl! = 42 %). Konstruktiv interessant ist die Lösung, wie das Sonnenrad mit seinem rechten Hohlwellenende um Planetenträger und Hohlrad herum mit dem Stirnrad auf der linken Seite des ganzen Planetensatzes verbunden ist. Das führt zu einer schmalen, zur Mitte der Gelenkwelle hin orientierten Anordnung.

5-Gang-Transaxle; Audi B 80 Die AUDI AG hat für den Einsatz im Audi A 4, A 6 und A 8 die B 80-GetriebeBaureihe entwickelt. Die gemeinsamen Hauptdaten sind: Gangzahl 5 Achsabstand 71 nun, Tellerraddurchmesser 170 mm für 4-Zyl.-Motor und Allrad, 182 mm für 5-Zyl.-Motor, Hypoidversatz 12 mm . Abbildung 6.32 zeigt das Front-Fünfgang-Getriebe für zwei Drehmomentklassen mit Tellerraddurchmesser 182 nun und Differentialkugel-Durchmesser 90 mm für ein max. Drehmoment von 275 Nm ; und in einer leichteren Version mit Tellerraddurchmesser 170 nun und Differentialkugeldurchmesser 80 nun bis 175 Nm (unterer Differentialhalbschnitt).

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetriebe

171

Abb. 6.30. Verteilergetriebe Ford Escort.

Abb. 6.31. Verteilergetriebe Ford Mondeo .

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14

1 Planetenträger mit Verzahnung zum Vorderachs-Differential; 2 Hohlrad mit Steekverzahnung; 3 Sonnenrad mit Stirnradverzahnung; 4 Zwischenrad; 5 Kegelrad; 6 Kegelradwelle .

Verteilergehäuse; Sonnenradwelle; Planetenträger; Hohlrad; Wellendichtring - Vorderachs-Seitenwelle; Zwischenrad; Kegelrad; Kegelradwelle; Wellendichtring - Kegelradwelle ; Wellendichtring - Antriebsgehäuse; O-Ring - VerteilergetriebelTransachse; Wellendichtring - Vorderachs-Seitenwelle; Verbindung zum Antriebsgehäuse; Verbindung zum Vorderachs-Ausgleichgetriebe.

Konstruktive Einzelheiten: Alle sechs Zahnradpaare liegen zwischen den Lagerstellen, der Rückwärtsgang ist vollsynchronisiert, die Wärmedehnungskompensation für die Kegelrollenlager der Trieblingswelle erfolgt durch eine Gummischeibe, die Antriebswelle hat eine gesonderte Beölungseinrichtung, die Verzahnungsdaten sind in Tabelle 6.8 zusammengestellt. Abbildung 6.33 zeigt die Weiterentwicklung dieses 5-Gang-Getriebes für den permanenten Allradantrieb mit Torsen- Verteilerdifferential. Im Unterschied zu Abb. 6.32

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Last kraftwagen

172

Tabelle 6.8 . Verzahnungsdaten, z. B. für den 66 kW 1,92-TDiMotor im Audi A 4 Gang

Z 21z,

1. 2. 3. 4. 5.

35/10 35/ 18 38/31 31/37 28/41 - 31/9 35/9

R. Achse

3,500 1,944 1,226 0,838 0,683 - 3,444 3,889

mn

ßo

ano

2,75 2,20 1,75 1,75 1,75 2,50 3,37

27° 33°45' 31°26' 32°46' 32°46' 30° Oerlikon

22° 18° 15° 15° 15° 22°

befinden sich die Zahnräder der Ritzelwelle auf einer Hohlwelle, die an ihrem rechten Ende mit dem Planetenträger/ Steg des Torsen-Ausgleichsdifferentials verbunden ist. Das Torsend ifferential (Torque-Sensitive) macht sich die Selbsthemmungswirkung des Schneckentriebes zu eigen und wirkt in Antriebsrichtung als Sperrdifferential; beim Bremsen wird die ABS -Funktion nich t beeinträchtigt. Getriebeauslegung s. Tabelle 6.9. Abbi ldung 6.34 zeigt letzlieh den gesamten Allrad-Antriebsstrang mit dem Hinterachsgetriebe (Tellerrad-Durchmesser 182 mm, Hypoidversatz 35 mm) und Ausschnitte der Hohlwellenkonstruktion mit dem Torsen-Längsdifferential und dem Hinterachsquerdifferential. Die Kardanwel1e hat an beiden Getriebeanschlüssen ein Gleichlaufgelenk und ist mitt ig über ein Lager und ein Kardangelenk im Tunnel gestützt.

Abb. 6.32 . Fünfganggetriebe Audi A 4, A 6 und A 8.

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetriebe 173

174

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Vorderochsgetriebe

Hohlwelle

Querschnitt Hinterochsgetriebe

Hinterochsgetriebe

Abb. 6.34 . Allrad-Antriebsstrang Audi quattro.

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetriebe

175

Tabelle 6.9. Verzahnungsdaten, z. B. fiir den 128 kW 2,82 V6Motor im Audi A 6 quattro Gang 1. 2. 3. 4. 5.

R. Achse

Z2 / Z1

35/10 35/18 39/30 33/35 30/38 - 3 1/9 37/9

3,500 1,944 1,300 0,943 0,789 - 3,444 4,11 1

mn

ßo

a no

2,75 2,20 1,75 1,75 1,75 2,50 3,21

27° 33°45' 32°46' 32°46' 32°46' 30° Oerlikon

22° 18° 15° 15° 15° 22°

Das Hinterachsdifferential hat keine mechanische Sperre. Das Durchdrehen von Rädern wird mittels einer Elektronischen Differential Sperre (EDS) durc h Au tba u eines entsprechenden Bremsdruckes verhindert. 5 + 6-Gang-Transaxle; Audi C 90

Für Fahrzeuge mit Front- , Heck- und Quattroantrieben baut Audi seit 1991 ein einstufiges Schaltgetriebe C90 mit fünf bzw. sechs Gängen, Abb. 6.35 . Übertragbare Momente Front 5. Gang Front 6. Gang Quattro 6. Gang:

300 Nm 300 Mm 420 Nm

Getrie begewichte : 59,5 kg, 61,Okg, 73,0 kg.

Hauptmaße: Wellenabstand Hypoidversatz Tellerraddurchmesser Audi Tellerraddurchmesser Porsche

75mm, 12 mm , 188mm, 2 16mm.

Beschreib ung : Gehäuse aus AlS igCu3, Zwischengehäuse aus GGV30 (zur Wärmedehnungskompensation, Radsatzautbau: 1.-4. und R.-Gang zwischen den Lagerstellen, 5. und 6. Gang angehängt, weiteres Stützlager, Synchronisierung: 1.- 6. Gang Außenkonussynchronisierung, R.-Gang Abbremsung der Antriebswelle auf Stillstand, Einscheibentrockenkupplung, hydraulisch betätigt. Eine Besonderheit des C 90-Getriebes ist seine Schaltbetätigung, auf die hier näher eingegangen werden soll . AutbauAbb. 6.36 und 6.37: Schaltstange l./2.-Gang mit fest verstifteter Schaltgabel und drehbar gelagertem Mitnehmer l./2.-Gang, beidseitig wälzgelagert, rastiert mit Arretierungsschraube (federbclastete wälzgelagerte Kugel) .

176

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Abb.6.35. Sechsganggetriebe Audi C 90 Front. Beim 5-Gang-Getriebe entfallen lediglich die Zahnräder des 6. Ganges.

Schaltstange 3.!4.-Gang mit schwenkbarer Schaltgabel und fest verstiftetem Mitnehmer 3.-/4.-Gang, beidseitig wälzgelagert, rastiert mit Arretierungsschraube. Schaltstange 5.!6.-Gang mit eingeschmiedetem Mitnehmer und schwenkbarer Schaltgabel, einseitig wälzgelagert, rastiert mit Arretierrungsschraube. In der 5-Gang-Ausführung verhindert eine zusätzliche Sperrhülse die Schaltbewegung in Richtung 6. Gang. Rückwärtsgangmitnehmer auf 5.!6.-Gang Schaltstange gelagert, Eingriffsschlitz für Umlenkhebel zum Rückwärtsgangzwischenrad, rastiert mit Arretierungsschraube. Schaltwelle: Im belasteten Teil wälzgelagert. An dem Ende, das aus dem Getriebe ragt, wird ein Hebel befestigt und die Verbindung zum Schaltknauf hergestellt. Durch axiales Schieben der Schaltwelle wird der Schaltfinger in den entsprechenden Mitnehmer geschoben und durch anschließendes Drehen der Schaltwelle wird die Schaltstange axial bewegt und über die Schaltgabel die Schiebemuffe in die Kurzverzahnung des Schaltrades geschoben. Schaltzylinder: Feingußteil, über einen Spiralspannstift mit der Schaltwelle verbunden; er hat folgende Funktionen: • •

•

Schaltfinger: Er greift in den Mitnehmer ein und verhindert bei eingeschaltenem Gang das Wählen in eine Nachbargasse. Abb.6.36 zeigt die Neutralstellung, Abb . 6.37 den eingelegten 5. Gang. Sperryzlinder: Zur Verhinderung von Doppelschaltungen. Die Mitnehmer, die nicht geschaltet werden dürfen, stützen sich über die Spermocken (am Mitnehmer) an der Zylinderfläche ab. Schlitze im Schaltzylinder geben den Sperrnocken des zu schaltenden Mitnehmers freie Bahn. Wählkulisse: Die federbelastete wälzgelagerte Kugel der Arretierungsschraube rastiert die Schaltwelle in der 314-Ebene. Zum Wählen nach 1/2 und weiter nach R-Ebene bzw. nach 5/6-Ebene rollt die Kugel über anfänglich steile Rampen auf

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetri ebe Sperrzylinder \

177

Scha ll welle Arretierungsschraube

~'\=

Sperrhülse nur bei 5- Gang- Ausführung

R-Gang -Mitnehmer

Schaltgabel

Abb. 6.36. Audi C 90: Zusammenwirken der Schaltstangen mit Schaltfinge r, Sperrzylinder und Schaltwelle. Arretierungsschraube

>< (Federbelastete. wälzgelagerte Kugel) Wähl kulisse Q>

Rastierun gsram pe

Schallwelle

Abb. 6.37. Räumliche Ansicht von Abb. 6.36.

•

flach e Rampen in die Endlage und erzeugt somit am Schaltknauf eine reduzierte Haltekraft. Schaltkulisse: Die sonst in Schaltgetrieben nicht übliche Kulisse führt in den geschaltenen Gängen die Schaltwelle in Wählrichtung mit deutlicher Spielreduzierung und erzeugt am Schaltknauf eine exakte Führung. Ferner wird das Diagonalschalten vom 2. Gang in den 3. Gang und vom 4 . Gang in den 5. Gang , bzw. die entsprechenden Rückschaltungen, durch Führungsrampen unterstützt.

5-Gang-Transaxle; Porsche 928

Das in Abb . 6.38 gez eigte Porsche-Fünfganggetriebe Typ 928 gehört zum Fahrzeug Porsche 928 S4. Es ist ausgelegt für Motoren mit Eingangsdrehmoment 430 Nm bei 4100 min " und Eingangsleistung 235 kW bei 5900 min " ,

178

6 Getriebe für Personen- , Sport- und Renn sportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Schnitt A -3 Abb. 6.38. Porsche-Fünfganggetriebc mit Achsantrieb Typ 928.

Übersetzungen: 1. Gang 3,7651, 2. Gang 2,512/1, 3. Gang 1,790/1, 4. Gang 1,354/1 5. Gang 1/1 direkt, R.-Gang - 3,306/1. Achsabstand 85 mm. Achskegeltrieb, spiralverzahnt 2,727/1. Besonderheiten: Anordnung des Getriebes im Fahrzeugheck, Kupplung in eigenem Kupplungsgehäuse vorne beim Motor. Motor und Getr iebe mit einem Stahlrohr (100 x 3 mm) zu einer Montageeinheit verbunden.

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetriebe

179

5~Gang-Direktgetriebe mit Achstrieb verblockt. Einteiliges Aluminium-Druckgußgehäuse für Schaltgetriebe und Achstrieb/Differential oben und hinten mit Deckeln verschlossen. Dieses Getriebegehäuse zählt zu den größten Aluminium-Druckgußteilen (Hochdruckguß). Schrägverzahnungen mit nahezu völligem Axialkraftausgleich zwischen Gangübersetzung und konstanter Vorgelegeübersetzung (Konstante). Daher keine spezielle Axiallagerung der Vorgelegewelle. nur Anlaufscheiben. Alle Gänge (vorwärts und rückwärts) sind zwischen zwei Lagerebenen angeordnet. Kegelritzel (Abtriebswelle) mittels einer Graugußbüchse in Kegelrollenlagern gelagert. Vollkugeldifferential mit einteiligem Ausgleichsgehäuse, wahlweise ZF LamellenSelbstsperrdifferential.

Doppel-Kupplungsgetriebe; Porsche PDK

Als Alternative zu den üblichen Handschaltgetrieben oder als sportlichen Vollautomaten entwickelte Porsche ein sogenanntes PDK-Getriebe (Porsche-Doppel-Kupplungsgetriebe), Abb. 6.39. Einsatz: Renn- und Rallyefahrzeuge, sportliche Serienfahrzeuge, auch Nutzfahrzeugbereich denkbar. Funktionsweise: Das PDK-Getriebe ist ein elektronisch gesteuertes Stirnrad-Vorgelegegetriebe. Durch die Aufteilung der Eingangswellen in Voll- und Hohlwelle kann die Motorleistung un-

Kl

K2

Abb.6.39. Porsche Doppelkupplungsgetriebe Typ 2612, eingesetzt in Fahrzeugen Porsche 944 Turbo sowie Rennfahrzeugen Porsche 962.

180

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

terschiedlich - über die Kupplung K) oder über die Kupplung K2 - ins Getriebe eingeleitet werden . Solange die Leistung über die Kupplung K) und ihre zugeordnete Vollwelle läuft, ist die Kupplung K2 geöffnet. Die auf der Hohlwelle angeordneten Gänge können somit beliebig vorgewählt werden . Die eigentliche Schaltung ohne Zugkraftunterbrechung wird dann wirksam, wenn von der Kupplung K) auf die Kupplung K2 umgeschaltet wird. Die Anpreßkräfte der Kupplungen werden dabei so gesteuert, daß sich jederzeit ein vertretbarer Schaltruck bei minimalem Kupplungsverschleiß ergibt. Ist der Kupplungswechsel abgeschlossen (K) offen), wird der vorher wirksame Gang ausgeschaltet oder ein neuer Gang entsprechend dem momentanen Wunsch eingelegt. Die Kupplungen werden als Anfahr- und Schaltkupplung verwendet.

Die Vorteile des PDK-Getriebes sind: Guter Wirkungsgrad, ähnlich Handschaltgetriebe, lastschaltbar, weitgehend freie Wahl der Getriebeübersetzungen bei fünf und mehr Gängen (kein Koppelgetriebe), automatisierbar als Halb- oder Vollautomat, Integrationsmöglichkeit in zukünftige elektronische Überwachungssysteme zur Steigerung der Fahrsicherheit. Varianten oder Automatisierungsstufen: Der Anfahrvorgang kann erfolgen : mittels Kupplungspedal wie beim Rennfahrzeug, durch automatisiertes Anfahren. Dabei wird das Anfahrmoment entsprechend der FahrpedalsteIlung gesteuert. Das Kupplungspedal entfällt, durch automatisches Anfahren mit vorgeschalteter hydrodynamischer Kupplung oder Drehmomentwandler. Der Gangwechsel kann erfolgen durch: manuelle Gangvorwahl (mit beliebiger Wählhebelausführung). vollautomatisches Schalten: Gangwechsel in Abhäng igkeit von FahrpedalsteIlung, Geschwindigkeit und Schalthysterese, vollautomatisches Schaltprogramm mit Leistungsregelung: Motoreingriff, Motorbetrieb im Bereich besten Wirkungsgrads, fahrweiseabhängiges Schaltprogramm, Berücksichtigung der Fahrerwünsche, z. B. Rückschaltung vor der Kurve, Sicherheitsfunktionen zur Vermeidung unzulässiger Fahrsituationen. Vermeidung von Fehlbedienungen durch den Fahrer. In Abb . 6.39 ist als Beispiel das PDK-Getriebe, Typ 2612 /00, dargestellt. Dieses Getriebe wird für die Serienvorentwicklung im Fahrzeug Porsche 944 Turbo sowie bei Kurz- und Langstreckenrennen Rennfahrzeug Typ 962 eingesetzt. Bei Vorgelegegetrieben ist normalerweise für jeden Gang ein Radpaar erforderlich. Das ermöglicht einen relativ einfachen Aufbau; nämlich dre i Wellen (Antriebswelle, Vorgelegewelle, Abtriebswelle) bei zwei stufigen Vorgelegegetrieben (Abb . 6.1) bzw. zwei Wellen (Antriebswelle, Abtriebswelle) bei einstufigen Getrieben (Abb .6.2). Diesem ein fachen Aufbau steht der Nachteil gegenüber, daß diese Getriebe mit zunehmender Gangzahl lang bauen. Bei Handschaltgetrieben liegt die Grenze etwa bei sechs Gängen. Will man besonders kurz bauen, muß man die An- und Abtriebswellen unterteilen und einzelne Radpaare mehrfach für verschiedene Gänge nutzen.

6.1 Vorgelegegetrie be - Handschaltgetriebe

18 1

Porsc he-Aisin-6-Gang-Kompaktgetriebe Als Beispiel dieser Bau art dient das in Abb. 6.40 dargestellte Sechsgang-Kompaktgetrie be, eine Ge meinschaftsentwicklung von Porsche und Aisin/Japan. Zur Darstellung der Funktion ist in Ab b. 6.41 das Rä derschema herausgezeichnet. Antriebswelle A und Abtriebswelle B verfügen - vom R.-Gang abgesehen - über vier Radpaare mit entspr. Fest- und Losrädern. Da mit wären an und für sich nur vier Vorwärtsgänge möglich. Um zwei wei tere Gänge zu erhalten, ist die Antriebswelle A unterteilt in eine Vollwelle (mit den Rädern 1 und 3) und eine Hohlwelle (mit den Rädern 5 und 7), die mit einer Synchronisierung SI zu einer Gesamtan triebswelle verb unden werden können. Die Losräder 2 un d 4 werden durch die Synchronisierung Sz und die Losräder 6 und 8 durc h die Synchronisierung S3geschaltet, s. Schema Ab b. 6.4 1. Die Radpaare 1/2,3/4, 5/6 und 7/8 bilden einstufig die Gänge 2, 5, 6 und 4. Das Radpaar 1/2 wird jedoch in Verbindung mit 6/5 und 7/8 (=Nachschaltgruppe) zusätzlich für den 1. Gang benutzt. Ebenso das Radpaar 3/4 in Verbindung mit 6/5 und 7/8 für den 3. Gang. Die folgende Aufstellung zeigt die Schaltung, den Leistungsfluß und die Übersetzung in den einzelnen Gängen.

1. Gang:

SI offen, Sz links, S3rechts A - 1/2 - 6/5 - 7/8 - B, drei stufig. ·

Zz

Ill.-Gg.l = ~

2. Gang:

·

·

·

3,54

}

47

Zz

z; = 2i =

Z4

z;-

Z5

Z;

Z8

z:; =

Z8 Z7

·

Z4 Z3

40 39 35 39 32 27 =

1,62

35 = 27 =

1,30

40 = 39 =

·

16.-Gg.1 =

Z6 Z5

32 = 39 =

S3

1,38

Sz + S 3

1,25

SI

1,26

SI+ S Z+ S 3

} } }

1,03 }

SI links, Sz offen, S3 links, A - 5/6 - B , einstufig, 1

1,58

· 2,24

SI offen, s, rechts, S3 links, A - 3/4 - B , einstufig, !15.-Gg.l =

6. Gang:

47 39 35 32 27 =

2T

SI links, Sz offen, S3rechts, A - 7/8 - B , einstufig, 114 .-Gg.l =

5. Gang:

=

SI offen, Sz rechts, S 3 rechts, A - 3/4 - 6/5 - 7/8 - B, dreistufig, 113-Gg! =

4. Gang:

Z8 Z7

SI offen, Szlinks, S3 links, A - 1/2 - B, einstufig. 11z.-Ggl =

3. Gang :

Z5 Z6

Sprung Gangwechsel durch: q>

1,25 0,82

+Sz

182

6 Getriebe für Person en-, Sport - und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

R.-Gang: SI rechts, s. offen, S3 rechts, A - 112 - 2/9 - 10/11 - 7/8 - B, vierstufig

li R.-Gg. I =

~

Z g ~ Zg Z I Z z ZIO Z 7

= 47 30 32 35 = 296 21 47 20 27 '

i Achse

Abb. 6.40. Porsche-Aisin-6-Gang-Kompaktgetriebe.

lb 3m

~~ nI~~I ~E

[j~~ D~iJ 2 5 . .

5' 1'3. 6. 4.

I'

R. 2. Gg .-

5. Gg.-

6. Gg.-

Abb. 6.41. Räderschema zu Abb. 6.40. 4. Gg.-Radsatz

6.1 Vorgelegegetriebe - Handschaltgetriebe

183

Zwischen der Welle B und der Achse schließt sich einheitlich noch ein Stirnradpaar mit der Übersetzung IiAch sel = 76/18 = 4,22 an. Jeder Gang wird durch Schalten von zwei Synchronisierungen eingelegt. Die mechanische Verknüpfung erfolgt durch eine Schaltwalze. Die Schaltung wird vom Fahrer durch Vor- oder Zurückbewegen des Schalthebels in einer Gasse ausgeführt; sequentielle Schaltung oder Tipp-Schaltung. Das gesamte Konzept mit sechs Gängen, vier Vorwärts-Radpaaren und nur drei Synchronpaketen (allerdings mit Doppelbetätigung und höherer Stufenzahl in einigen Gängen) baut kurz und leicht. Das Zielgewicht ist 35 kg für 200 - 230 Nm Drehmoment. Eine Übertragung auflängsangeordnete Getriebe ist möglich.

Vollautomatisiertes AP- Viergang- Vorgelegegetriebe

Automotive Products (AP), England, hat für Fahrzeuge mit Frontantrieb und Quermotor auf der Basis eines normalen Schaltgetriebes ein Doppelkupplungsgetriebe mit vier bzw. sechs Gängen entwickelt. Funktionsweise der Viergang-Ausführung, Abb . 6.42: Die Zahnräder des ersten , dritten und des Rückwärtsganges sitzen auf einer Hohlwelle und werden über die normale Anfahrkupplung 1 mit dem Motor verbunden. Diese Anfahrkupplung wird über ein hydraulisches Zwischenglied betätigt, das es erlaubt, die Kupplung beim Anfahren sorgfältig, beim Gangwechsel indessen sehr rasch einzurükken. Durch die Hohlwelle hindurch führt eine zweite Welle, die direkt vom Schwungrad aus angetrieben wird und an deren hinterem Ende sich eine zweite Trockenkupp-

Abb. 6.42 . Vollautomatisiertes AP- Vierganggetriebe. 1 Anfahrkupplung mit Schwungrad; 2 Sekundärkupplung; 3 hydraulische Verstelleinrichtung für die Synchronisierung; 4 Ölpumpe für das hydraulische System; 5 Hydraulikzylinder für Hauptkupplung.

184

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

lung 2 befindet, über die die Zahnräder des zweiten und des vierten Gangs angetrieben werden. Beide Kupplungen sind nie gleichzeitig im Eingriff; ihr wechselseitiges Arbeiten wird von einem Computer ebenso gesteuert wie die hydraulische Betätigung der Verschiebemuffe der Synchronkupplungen, mit denen die Stirnzahnräder mit der Abtriebswelle verbunden werden. Der Computer erhält seine Signale durch Geschwindigkeitssensoren an der Motor- und der Abtriebswelle sowie von der Drosselklappe. Die Schaltvorgänge: Bei Leerlaufdrehzahl des Motors wird der Gangwählhebel in die Position "Drive" gestellt. Die Hauptkupplung wird getrennt und der erste Gang eingeschaltet. Beim Gasgeben vermindert der Computer den hydraulischen Druck im Zylinder der Kupplungsbetätigung, worauf das Fahrzeug sanft anfahrt. Wenn der Computer den richtigen Zeitpunkt zum Umschalten auf den zweiten Gang erkennt, wird die Synchronmuffe auf der nicht angetriebenen Welle mit den Zahnrädern des zweiten und des vierten Gangs in Richtung zweiter Gang verschoben . Erst daraufhin löst sich die Hauptkupplung, und die Sekundärkupplung stellt den Kraftschluß her. Somit wird ohne Gaswegnahme der Gangwechsel vollzogen. In gleicher Weise wird beim Umschalten vom zweiten in den dritten Gang verfahren: zuerst Umschalten über die Synchronkupplung der frei drehenden Welle und sodann Umkuppeln von der Sekundärzur Hauptkupplung. Das Spiel wiederholt sich beim Aufwärtsschalten zum vierten Gang sowie bei jedem Zurückschalten oder beim Einlegen des Rückwärtsgangs. Bei letzterem wird mit der Hauptkupplung angefahren . Beim heutigen Stand dieser Getriebeentwicklung wird die Computerlogik, die zusammen mit der Firma Lucas erarbeitet wurde, nur auf die Getriebeschaltung ausgerichtet. Für einen späteren Zeitpunkt ist ein Ausbau des Systems mit Einschluß von Zündungsverstellung, Treibstoffdosierung, Ansaugerohrunterdruck und anderen Daten vorgesehen. Damit würde ein allumfassendes Regelsystem von Motor und Getriebe erreicht. AP stellt das komplette Getriebe nicht selbst her, sondern beschränkt sich auf die Zulieferung der Kupplungen und des Steuerteils an die Automobilhersteller.

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe In einem automatischen Fahrzeuggetriebe müssen zwei Vorgänge - einzeln oder gemeinsam - automatisiert werden: a) Das Anfahren und b) das Schalten der Gänge. Zu a): Otto- und Dieselmotoren können allein nicht aus dem Stillstand heraus anfahren , da Gemischbildung und Zündfolge nicht in der Lage sind, Last zu übernehmen . Sie benötigen einen Anlasser, der den Motor auf Leerlaufdrehzahl bringt. Sodann ist eine Anfahreinrichtung erforderlich, die das stehende Fahrzeug mit dem drehenden Motor koppelt. Das ist möglich mit kraftschlüssigen, stufenlos verstellbaren (mechanischen oder hydrostatischen) Getrieben mit Stellbereich bis Null; evtl. zur Erfüllung von a) und b), mit kraftschlüssigen Schlupfgetrieben, wie hydrodynamischen Drehmomentwandlern, mit kraftschlüssig schaltbaren Kupplungen (mechanisch trocken , mechanisch naß oder hydraulisch/hydrodynamisch).

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe

185

Tabelle 6.10 . Übersicht und Gliederung der in Abschn. 6.2 beschriebenen Planeten-Automatgetriebe für PKW und leichte Nutzfahrzeuge Abschn. 6.2.1 Wandler und 2-Gang-Planetengetriebe Abb . GMCBuick 6.43 Dynaflow 6.44 Dual Path Turbine GMCBuick Abschn. 6.2.2 Wandler und 3-Gang-Planetengetriebe BW Detroit-Gear 6.45 Ford Fordomatic 6.46 Chrysler Torqueflite-Eight 6.48 -49 VW Baukastensystem 6.50 -53 Ford 3-Gang 6.54 Abschn. 6.2.3 Wandler und 4-Gang-Planetengetriebe 4-Gang 6.55 -57 BMC 4-Gang 6.58-6.60 Mercedes- Benz 4-Gang 6.61-63 Ford 4-Gang 6.64 Ford Wandler 6.65-66 F&S 4-Gang 6.67 - 75 ZF Abschn. 6.2.4 Wandler und 5-Gang-Planetengetriebe Mercedes-Benz 5-Gang 6.76 -77 ZF 5-Gang 6.78 ZF 5-Gang 6.79 -80 Abschn. 6.2.5 PKW-Automatgetriebe für Frontantrieb 4-Gang quer 6.82 -90 ZF 4-Gang quer 6.91 -94 ZF 3-Gang quer 6.95 Ford

Bei Automatgetrieben hat sich die zweite Alternative, der hydrodynamische Drehmomentwandler durchgesetzt. Der Schlupf gehört zu seinem Betriebsverhalten. Er entwickelt beim Anfahren aus Null heraus eine selbständige und stufenlose Anpassung von Drehzahl- und Drehmomentwandlung, dämpft Drehmomentstöße und arbeitet verschleißfrei und selbsttätig ohne Eingriff von außen. Zu b): Die Automatisierung von konventionellen formschlüssen Zahnrad-Handschaltgetrieben in Vorgelegebauart hat sich nicht voll durchgesetzt. In heutigen Automatgetrieben sind nahezu ausschließlich lastschaltbare Planetengetriebe zu finden . Ihre koaxiale, kompakte und runde Bauform paßt sich mit den Band- und Lamellenkupplungen und -bremsen harmonisch an den ebenfalls runden hydrodynamischen Wandler an. Die Summe von a) und' b) begründet den heutigen Standard der Automatgetriebe: Hydrodynamischer Föttinger-Wandler und Planeten-Lastschaltgetriebe. Beim PKW führte die Entwicklung dieser Kombination vom Zwei- über das Dreizum Vier- und F ünfgang-Automatgetriebe. In dieser Reihenfolge werden in den folgenden Abschnitten zunächst einige historische Ausführungen und dann heutige Automatgetriebe beschrieben. Tabelle 6.10 zeigt eine Übersicht.

186

6 Getriebe fiir Personen- , Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

An dieser Stelle soll zunächst auf zwei bekannte Konstruktionen hingewiesen werden, die als Vorstufe heutiger Automatgetriebe betrachtet werden können. Soden-Getriebe: Halbautomatisches Vorwählgetriebe aus dem Jahre 1921 von Graf von Soden (ZF) , bei dem die Gänge 1 bis 4 und R von Hand mittels eines Bowdenzugs vorgewählt, aber erst nach dem nächsten Auskuppeln und der damit verbundenen Freigabe einer Steuer- und Riegelwalze geschaltet werden [80]. Saxornat von Fichtel und Sachs (F & S): Eine Zwischenstufe der Automatisierung von PKW-Getrieben bestand darin, vom Kuppeln und Schalten nur den Kupplungsvorgang zu automatisieren. Die bekannteste Konstruktion ist der Kupplungsautomat "Saxornat" von Fichtel und Sachs, bei dem am Beginn der Betätigung des Getriebeschalthebels zunächst ein Kontakt für ein elektromagnetisches Ventil geschlossen und im weiteren Verlauf mit Hilfe eines Unterdruck-Servomotors (Gummimembran) die mechanische Fahrzeugkupplung automatisch geöffnet wird, so daß der anschließende Gangwechsel leicht von Hand vollzogen werden kann [63, 72]. Und nun zu einigen "historischen" automatischen Wandler-Planetengetrieben.

6.2.1 Strömungswandler und Zweigang-Planetengetriebe Historie Diese Kombination stellt auf Grund des einfachen Zahnradteils und der einfachen automatischen Steuerung, die nur zwischen zwei Gängen Zu wählen hat, eine hinsichtlich Bauaufwand, Fertigung und Preis sehr günstige Lösung für einen PKW-Getriebeautomaten dar. Sie war besonders in amerikanischen Fahrzeugen zu finden, die mit ihren leistungsstarken Motoren nur wenig Getriebegänge erfordern. Bei einigen Konstruktionen wurde der Wirkungsgrad des Strömungswandlers und der Übergang vom Wandlungs- zum Kupplungsbereich durch Leiträder mit verstellbaren Schaufeln oder durch mehrere, über Freiläufe verbundene Pumpen- und Leiträder verbessert. Diese "Mehrphasenwandler" (Polyphase-Converter) arbeiten im Getriebe so, als kämen nacheinander mehrere in der Charakteristik unterschiedliche Föttinger-Trilok-Wandler zum Einsatz.

Dynaflow-Getriebe: Getriebeautomat von Buick (GMC) aus dem Jahre 1948, [62] Mehrphasenwandler mit zwei Pumpen-, einem Turbinen- und zwei Leiträdern. Durch das nacheinander erfolgende Abheben der Freiläufe wird der Knick der Zugkraftlinie an der Übergangsstelle zwischen Wandler- und Kupplungsbereich weitgehend geglät tet. Die Zahnräder für den 1. und R.-Gang sind in einem Raoigneaux-Satz' zusammengefaßt, Abb. 6.43 . Im 2. Gang wird die Kupplung K geschlossen, so daß der Planetensatz als Block mit i = I : I umläuft. 1 Der Ravigneaux-Satz wird in Zwei- und Dreiganggetrieben verwendet, s. Abschn .3.3.2.7 und 6.2.2. In beiden Fällen hat er den gleichen Radaufbau; der Unterschied liegt im versch iedenartigen Anschluß der An- und Abtriebswellen sowie der Reaktionsglieder.

Zweigang-Ravigneaux-Satz Dreigang-Rav igneaux-Satz

Antriebswelle (untersetzte Vorwärtsgänge)

Abtriebswelle

größeres Sonnenrad kleineres Sonnenrad

Steg Hohlrad

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe

187

A f----J

Abb. 6.43 . Sch ema des GMC-Buick-Dynaflow-Getriebes. A Antriebswelle; B Abtriebswelle; P I, P 2 Pumpenräder; T Turb inenrad ; R h R 2 Leiträder; F 2 , F 3 Freiläufe; K Lamellenkupplung für direkten Gang ; Cl Bandbrems e für I. Gang ; C 2 Bandbremse für R. -Gang; 1 bis 5 Zahnräder des Pl anetensatz es.

r.,

Dynaflow Twin Turbine (1953, 1955): Zur Steigerung der Wandlung des hydrodynamischen Teils besteht der Mehrphasenwandler dieser Konstruktion aus einem Pumpen-, zwei Turbinen- und einem Leitrad mit festen (1955) oder in zwei Stufen verstellbaren Leitschaufeln (Variable Pitch, 1955). Die beiden Turb inenräder stehen über das Hohlrad und den Steg eines einfachen Stirnraddifferentials, dessen Sonnenrad am Leitrad angeschlossen ist und sich mit diesem im Kupplungsbereich von der Geh äuseabst ützung abheben kann , miteinander in Verbindung. Der Aufbau des Zahnradteils ist der gleiche wie beim Dynaflow-Getriebe [81]. Dynaflow-Two Stage (1956): Dieses Modell unterscheidet sich vom vorherigen nur durch ein zusätzliches Leitrad mit festen Schaufeln zwischen erster und zweiter Turbine, womit sich die Anfahrwandlung 110 von 2,5 auf 3,5 erhöht [81]. Dynaflow Flight Pitch (1958), Turboglide (GMC-Chevrolet), Triple Turbine (GMCBuick): Eine nahezu stufenlose Arbeitsweise ergibt sich, wenn man das zuletzt hinzugekommene Leitrad auch als Turb inenrad ausbildet und die Drehz ahlen und Drehmomente aller drei Turbinen mit zwei Summ ierungsd ifferentialen, die mit zwei Freiläufen untereinander und mit dem Gehäuse verbunden sind, zusammenfaßt, und ferner die Leitradbeschaufelung in Abhängigkeit vom Gaspedal kontinuierlich verstellt [81, 82]. Diese hier nur kurz beschriebene Entwicklungsreihe der Dynaflow-Getriebe zeigt, wie vielseitig die Möglichkeiten der Einglied erung des Wandlers in das Getriebe unab hängig vom Zahnradteil sind.

Weitere Kombin ationen "Strömungskupplung und Zweigang-Planetengetriebe": Dual Path Turbine Drive (GMC-Buick, 1961): Normaler dreiteiliger Einphasen-Dreh-

momentw andler, in dessen Mitte der Planetensatz und die 2.-Gang-Lamellenkupplung untergebracht sind . Hinter dem Wandler befinde n sich lediglich die Servoorgane, zwei Bremsen, zwei Abstützfreiläufe, eine Kupplung für den R.-Gang und eine Ölpumpe. Die Schaltung erfolgt automatisch in Abhängigkeit der Fahrgeschwind igkeit und der Gaspedalstellung [64, 81, 87].

188

6 Getriebe für Personen- , Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

1. Gang:

Cl, F b F2 geschlossen; x. , K 2 , C2 offen, Leistungsfluß A -P-T-3-2-S-B, 1'0 = 2,5 , i meeh = 1,58 : 1 .

2. Gang:

C b r., s, geschlossen; K 2 , C2 , F2 offen, Leistungsteilung: 63%VOnPAÜberwandler} A/,P-T-3""2_S_B 37%vonPAüberKI ""K l - ] / ' , v = 1,0 ~ i = 1: 1, v = 0,98 ~ i = 1,01 : 1.

Ri-Gang: C2 , K 2 , r, geschlossen; Cl, x.. F2 offen. Dadurch wird T zum gehäusefesten Abstützglied, während R als Turbine arbeitet. Leistungsfluß A-P-R-F I-K 2-1-2-S-B, i meeh = 2,725 : 1. Super Turbine Drive 300 bzw. Jetaway (GMC , 1961): Getriebeautomat für den Buick"Special" bzw. Oldsmobile F 85 und Jetstar, bestehend aus einem dreiteiligen Einphascn-Drehmomentwandler mit verstellbaren Leitradschaufeln und Abstützfreilauf (Trilok) und einem nachgeschalteten Zahnradteil wie Abb. 6.44 [55, 66, 87]. Powerglide (GMC-Chcvrolct, 1950) : Aufbau, Mehrphascnwandler, Planetenradsatz und Schaltung wie Dynaflow-Gctriebe, Abb. 6.43. Der konstruktive Unterschied liegt im wesentlichen in einer im Kernführungsring des Wandlers untergebrachten hydrodynamischen Hilfskupplung, die durch die Art ihrer Beschaufelung nur in einer Relativdrehrichtung kuppelnd wirkt, wenn bei schiebendem Fahrzeug das Wandlerturbinenrad schneller als das Pumpenrad laufen will. Dadurch kann mit dem Motor besser gebremst werden. Fertigungstechnisch unterscheidet sich das Powerglide-Getriebe vom Dynaflow-Getriebe, welches vorwiegend aus Gußteilen besteht, durch die Verwendung von blechgepreßten Teilen für die Wandlerräder, Kupplungskolben, Kupplungsteile, Planetenträger u. a. m. [73, 82].

Powerglide (1953): Dieses Modell hat wieder einen normalen Einphasen-Drehmomentwandler mit je einem Pumpen-, Turbinen- und Leitrad. Der Radaufbau (Zweigang-Ravigneaux-Satz) wurde beibehalten. Dieses Getriebe wurde im Opel Diplomat, Admiral und Kapitän eingebaut.

A

Abb . 6.44 . Schema des Bu ick " Dual Path Turbin e Drive" für Buick-i .Special" (3,541 ; 157 SAE-PS).

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe

189

Zweigang-Fordomatic (1959): Blechwandler und Planetengetriebe ähnlich Powerglide 1953 [58]. Packard-Ultramatic-Getriebe: Drehmomentwandler aus Leichtmetallguß, vierteilig: Pumpenrad, Turbine I, Leitrad mit Abstützfreilauf, Turbine 11 (fest mit I verbunden). Zur Überbrückung des Wandlers im direkten Gang ist zwischen Pumpen- und Turbinenrad eine Scheibenkupplung angeordnet, die durch einen gesonderten hydraulischen Regler in Abhängigkeit von der Gashebelstellung und der Fahrgeschwindigkeit vollautomatisch geschaltet wird. Der Aufbau des nachgeschalteten zweigängigen Zahnradteils entspricht dem Zweigang-Ravigneaux-Satz des Dynaflow- und Powerglide-Getriebes, vgl. Abb. 6.43, [73]. Coroair-Powerglide-Getriebe (GMC Chevrolet-i.Corvair", 1959): Der Wandler und das Planetennachschaltgetriebe gleichen denen des Powerglide-Modells 1953. Auf Grund des Heckantriebs mußten jedoch beide Baugruppen zu einer "Transaxle-Anordnung"2 auseinandergezogen werden . Der Wandler befindet sich zusammen mit dem Motor hinter und das Zahnradgetriebe vor der Radachse, dazwischen liegt der Achsantrieb mit Kegelritzel, Tellerrad und Ausgleichsdifferential. Tempest Torque (GMC Pontiac-.Tempest"): In diesem Fahrzeug liegt der Motor vom und die Transaxle-Getriebeeinheit, die sich im wesentlichen aus Teilen des CorvairPowerglide-Getriebes zusammensetzt, über der hinteren Radachse. Da die durch den ganzen Wagen geleitete Verbindungswelle auch durch das Getriebe hindurchgeführt werden muß , liegt es nahe, diese mit der Innenhälfte der Kupplung K (vgl. Abb. 6.44) zu verbinden . Dadurch entsteht im direkten Gang eine Leistungsverzweigung. 55 % des Eingangsdrehmoments (~ Leistung) gehen über den Strömungswandler und 45 % direkt zum Planetenradsatz, wo beide Zweige zusammengefaßt und über den Steg zum Kegelritzel auf der Abtriebswelle geleitet werden [56, 64].

6.2.2 Strömungswandler und Dreigang-Planetengetriebe Historie Die Kombination eines F öttinger-Trilok-Wandlers mit einem nachgeschalteten hydraulisch bet ätigten Planetendreiganggetriebe war bis vor wenigen Jahren der Standardtyp für PKW-Automatikgetriebe. Dabei haben die drei Gänge des Nachschaltge triebes etwa dieselben Übersetzungen wie in einem handgeschalteten Dreigangvorgelegegetriebe mit Durchkupplung im Direktgang, so daß dem Wandler weniger die Bedeutung eines vierten Gangs , sondern mehr die Erhöhung des Beschleunigungsund Steigvermögens in allen Gängen zukommt. Weiterhin werden durch seinen selbsttätigen Übergang vom Kupplungsbereich zum stufenlosen Wandlerbereich alle einzelnen Gänge "aufgestockt", wodurch sich neben dem günstigen Anfahrverhalten eine wesentliche Verringerung der Schalthäufigkeit im gedrängten Stadtverkehr und beim Kolonnefahren ergibt. Dieser Fahrkomfort ist wichtiger als das Streben, im gesamten Fahrbereich die ideale Zugkrafthyperbel oder Vollastlinie des Handschaltgetriebes zu erreichen. Im theoretischen Teil - Kap.3 - wurden die Übersetzungen und Wirkungsgrade des .Detroit-Gear-Getriebes", .Raoigneaux-Satzes" und .Simpson-Satzes" berechnet. Diese Planetensätze bilden die Grundlage vieler ausgeführter Wandler-Dreigang-Getriebe, die im folgenden beschrieben werden . 2

Transaxle = Transmission + Axle.

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

190 K,

A

Abb. 6.45. Aufbau des Detroit-Gear-Getriebes (Borg Warner/Studebaker): Wandler und DreigangNachschaltgetriebe, bestehend aus zwei einfachen hintereinandergeschalteten Planetensätzen. K" K 2 Kupplungen; C" C 2 , C 3 Bandbremsen; F" F2 Freiläufe.

Detroit-Gear-Getriebe: Dieses Getriebe wurde um 1950 von Borg-Warner für Studebaker entwickelt und später in den Mercedes 300 D und einigen englischen Wagen (z.B. Ford Zephir und Zodiac, Austin, Wolseley Riley, Humber, Vanden Plas, Princess 3-Litre u.a.) eingebaut, [66, 69, 73] . Der schematische Aufbau geht aus Abb. 6.45 hervor; s. auch Abb. 3.31. Die drei Vorwärtsgänge und der R.-Gang des Planetengetriebes werden von zwei Kupplungen - einer Einscheibenüberbrückungskupplung K] für den direkten Gang und einer Lamellenkupplung K 2 für den mittleren zweiten Gang - sowie von drei Bandbremsen Cl> C2 , C3 und zwei gegenläufig sperrenden Freiläufen Fl> F2 für die Lastschaltung und Abstützung der jeweiligen Reaktionsmomente getätigt. Getriebe mit Ravigneaux-Planetenradsatz: Um 1951 hat Borg-Warner (USA) ein automatisches Wandler-Dreigang-Getriebe herausgebracht, welches im Schrifttum zunächst die Bezeichnung "Warner Gear-Getriebe" erhielt! [66, 77]. Die Automobilfirrnen insbesondere Ford und American Motors Corp. - haben diesem Getriebe in Anlehnung an ihre Fahrzeugmodelle viele andere Namen gegeben. So ist die im Prinzip gleiche oder nur geringfügig abgeänderte Konstruktion unter folgenden Getriebenamen bekannt:

Fordomatic, Merc-O-Matic, Multidrive, Cruise-O- Matic ,

Turbodrive, Dual Range, Flightomatic, Flash-O-Matic.

Auch das Borg-Warner-Getriebe Modell 35 gehörte in diese Reihe. Es stellt im Prinzip eine verkleinerte Ausfl.ihrung des Dreigang-Fordomatic-Getriebes für Wagen mit 1,5 bis 2,51 Hubraum dar [65,83 ,84] (Abb . 6.46) . Das frühere Getriebe 3 HP-12 der Zahnradfabrik Friedrichshafen (ZF) hat auch einen Ravigneaux-Satz. Der Aufbau ist im Prinzip dem des Fordomatic- oder BW35-Getriebes ähnlich; die Unterschiede liegen in der konstruktiven Gestaltung, [57, 78, 79]: An Stelle der Bandbremsen werden nachstellfreie Lamellenbremsen verwendet, ein zusätzlicher Freilauf vereinfacht den Schaltvorgang vom 2. zum 3. Gang und auf die Sekundärpumpe wurde zur Verringerung der Eigenverluste verzichtet. 3

Warn er Gear = Name einer Getriebefabrik von Borg Warner Corp. in Muncie/USA.

6.2 Planetengetriebe -

Automatgetriebe

191

K,

A

Abb. 6.46. Aufbau des Fordomatic. Getriebes. Wandler und DreigangRavigneaux-Satz , s. auch Abb. 3.45 und 3.4 6. K" K 2 Lamellenkupplungen ; C " C 2 Bandbrem sen ; F Freila uf.

C,

Cl

C2

Ei

fIm

~S2

F,

F2 ' 4

A

g

~

5

•

2 I

8

~ g

Abb. 6.47. Wandl er-D reigang-Getri ebe mit Simpson-Satz. K " K 2 Kupplungen ; C I. C 2 , Cl Brems en ; F 1 , F 2 Freiläu fe.

Getriebe mit Simpson-Planetenradsatz: Diese Getriebe zeichnen sich durch ihre einfache Konstruktion im Verzahnungsteil aus, der aus zwei Planetensätzen mit gleichen Sonnenrädern (z , =Z4)' gleichen Planetenrädern (Z2 =Z S) und gleichen Hohlrädern (Z3=Z 6) besteh t, Abb. 6.47 . Die Üb ersetzungen und Wirkungsgrade wurden in Tabell e 3.4 berechnet. Nach diesem Prinzip sind u. .a folgende Getriebe aufgebaut: Torquejlite-Getriebe (Chrysler, 1957): Dreiteiliger Föttinger-Trilok-Wandler mit Anfahrwandlung /-10 = 2,7 : 1, ohne Durchkupplung [66]. K J, K 2 sind als hydraulisch betätigte Lamellenkupplungen und Cl C2 als Bandbremsen ausgebildet. Der Schaltfreilauf F, mit der Bremse C3 entfällt in dieser Konstruktion. Zwischen Kupplungs - und Zahnradteil ist eine Mittelwand eingesetzt.

Torquejlite-Six-Getriebe (Chrysler, 1960) und Torqueflite-Eight-Getriebe (Chrysler, 1963): Für verschiedene Compaktwagen von Chrysler, Dodge und Plymouth wurden aus dem großen Torqueflite-Get riebe zwe i kleinere, konstruktiv vereinfachte Getriebeautomaten entw ickelt, Abb. 6.48 und 6.49 [64, 66]. Die Wandlerglocke und das mittlere Gehäuse bestehen aus einem Gußstück. Wandler- und Getrieberaum sind durch eine von innen eingeschraubte und abgedichtete Wand vonein ander getrennt. Die Mittelwand zwischen dem Kupplungs- und Zahnradteil entfällt. Ford-Modell C 4, Ford Dual Range converter transmission, Taunomatic: Dreigang-Wand ler-Getriebe für Mittelklassewagen, Aufbau wie Torqueflite-Six-Getriebe [66, 85].

192

6 Getriebe für Personen- , Sport- und Renn sportwagen sowie leichte Lastkr aftwagen

Abb.6.48.

Kj

A

Fahrt (Drive) 1. Gang 2. Gang 3. Gang Berg (Low) 1. Gang 2. Gang R.-Gang

K2

C

j

C2

F2

• • • • • • • • • • • • •

Abb.6.49. Abb.6.48 und 6.49 . Längsschnitt und Schema des Torqueflite-Eight-Getriebes von Chrysler. 1 Vordere Ö lpumpe ; 2 Lame llen -Kupplung K }, 3 keine hint ere Ö lpumpe ; 4 Steuergerät; 5 Parkspe rre ; 6 Tacho schn ecke.

Ford C 6 Dual Range Transmission: Weiterentwicklung des Ford Modell C 4 mit "vertauschtem" Simpson-Satz. Die Vorwärtslamellenkupplung greift wie beim TorquefliteEight-Getriebe (Abb . 6.48, 6.49) über den vorderen Planetenradsatz. An Stelle der Bandbremse C 2 enthält das C 6-Getriebe eine hydraulische betätigte Lamellenbremse. Buick Super Turbine 400 = Turbo-Hydramatic : Automatgetriebe für die großen Modelle von GMC-Buick bzw. GMC-Cadillac, -Oldsmobile und -Pontiac [66, 87]. Die Ausruh rung 1964 hat einen drei rädrigen Wandler mit festen Leitradschaufeln, das Modell 1965 einen solchen mit verstellbaren Schaufeln. Es folgt ein Dreigang-Planetengetriebe mit Simpson-Satz.

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe Automotikgetriebe 010 (Front quer) GolflJetto Sciroco Fiot-Ritmo

/

I

+--

193 Automotikgetriebe 089 (Front löngs) Possot Audi 80 Audi 100

- -" II:=:~~

rl~---"

r'

+-- -- l-IlbJ.-~="'~r-JI-lI­

---iH-f-

II

rJ

' ,,

I

I ,J

J

~:::;::::::4J

'c\

~ Fohrtrichtung 0

Fohrtrichtung -

]~"'" ""re",""

•

E']11

1~/-"hrt ichlo~

Fohrtrichtung ~

,J

I -;:-._ _ .-tt'\.,--t A14Jt,---H

i I

r L ...

Automotikgetriebe 087 (Front löngslTronsoxle ) Audi 100/Z00 Porsche 924/944

_

Automotikgetriebe 090 (Heck löngs) Tronsporter Typ2

Abb. 6.50 . Prinzip des Baukastensystems der VW-Automatikgetriebe.

Heutige Ausführungen Das Baukastensystem des VW-Automatik-Getriebes

Volkswagen hat ein Konzept entwickelt, bei dem ein einheitliches automatisches Dreigang-Planetengetriebe in Verbindung mit vier verschiedenen Achsantrieben in Fahrzeugen mit Front- oder Heckantrieb in Querbauweise oder Längsanordnung eingesetzt werden kann, Abb. 6.50, [60]. Die Bauelemente des Automatikgetriebes zeigen Abb. 6.51 und 6.52. Das Automatikgetriebe besitzt einen aus Blech gepreßten Föttinger-Wandler in Trilok-Bauart, der die Aufgaben einer Motor-Schwungmasse. eines Schwingungsdämpfers, einer Kupplung und die des kleinsten Getriebegangs, darüber hinaus die Funktion eines Lüfters für die Getriebe- und für die Achsantriebskühlung übernimmt. Der Lüfter auf dem Wandler kann wahlweise durch einen Wasser- Öl-Wärmetauscher ergänzt oder ersetzt werden. Der Wandler (244 mm Außendurchmesser) kann mit acht Beschaufelungs-Auslegungen (vier Pumpen- und zwei Leitradvarianten) versehen werden.

194

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Abb. 6.51 . Längsschnitt VW-Automatikgetriebe mit Ac hsantrieb in Querbauweise.

Abb. 6.52. Längsschnitt durch ein VW-Automatikgetriebe mit Achsantrieb in Längsbauweise.

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe C,

C2

F

K,

•

195

P

ral ---0

T

~

A

Wählhebelstel1ung

Gang Cl

N

0 1

Dund 2 Dund2 D 1 R.

-D-

2 3 1 R.

C2

Kl

•

K2

• • •• • • • •

F

• 0

~

Abb . 6.53. Räder schem a des Planetenradsatzes des VW-Automatikgetriebes, vgl. Simpson-Satz in Abschn . 3.3.2.2. P , L , T Pump e, Leitr ad und Turbine des Wandlers mit Lüfterblech; K 1 Kupplung für sämtliche Vorwärt sgänge; K 2 Kupplung für 3. Gang und R.-Gang; Cl Bremse für 1. und R.-Gang: C 2 Brems e für 2. Gang ; F Stützfreilauf für I . Gang und R.-Gang (Schub) .

Der Planetenteil besteht aus einem abgewandelten Simpson-Satz mit den Übersetzungen 2,71 ; 1,50; 1,00; -2,43 . Räderschema s. Abb. 6.53 . Sowohl Spreizung als auch Rückwärtsgang sind größer als im normalen Simpson-Satz. Für Automatenteil und für Achsantriebsteil ist je ein Ölsumpf vorgesehen. Aus dem mit Automatik Transmissions Fluid (ATF) gefüllten Raum werden Planetensatz, hydrostatische Elemente und der Wandler versorgt. Der zweite Ölsumpf für den Stirnrad-Achsantrieb (Querb auweise) sowie für den Hypoid-Achsantrieb (Längsbauweise) wird mit EP Hypoidgetriebeöl GL 5 (API) = Mil-L 2105 Bund C gefüllt. Der Hin - und Hertransport des Wandlerfluids durch den mit Hypoidöl gefüllten Achsraum zwischen Wandler und Planetensatz erfolgt mit Hilfe der beiden ringförmigen Kan äle, die sich aufgrund der rückkehrenden Bauweise aus den drei ineinandergesteckten Wellen ergeben , verlangt also keinen zusätzlichen Bauaufwand. Der hydrostatischen Steuerung des Automatenteils dienen folgende Elemente: Ölpumpe, Schieberkasten, Fliehkraftregler, vier Kolben für zwei Kupplungen und zwei Planeten-Bremsen sowie ein hydraulischer Akkumulator. Übersicht der technischen Daten: 1. Drehmomentwandler. Trilok -Prinzip mit einem Freil auf und Leitrad aus Aluminium, Wandler aus Blech gepreßt, Pumpen- und Turbinenschaufeln verlötet. 2. Wandler-Beschaufelung. Bei konstant gehaltenem Turbinenrad können mit zwei

Leiträdern und vier Pumpenrädern acht unterschiedliche Wandlerkennungen angeboten werden. 3. Wandler-Durchmesser. 244 mm 4. Max . Wandlung bei Festbremsdrehzahl (stall-speed). 2,0 bis 2,6 je nach Beschaufe-

lung . 5. Festbremsdrehzahl (stall-speed). 2100 bis 2 600/m in je nach Motor und Wandler-Be-

schaufelung. 6. Schalt glieder des Getriebes. Zwei Kupplungen, eine Band- und eine Lamellen-

bremse, Freilauf für 1. Gang, Parksperre.

6 Getriebe für Personen- , Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

196

Abb. 6.54. Wandler-Dreigang-Automatikgetriebe C 5, FordlUSA. 1 Drehmomentwandler; 2 Überbrückungskupplung; 3 Antriebswelle; 4 Lamellenkupplung 3. + R.-Gang; 5 Lamellenkupplung für Vorwärtsgänge 1/2 /3 ; 6 Bandbremse 2.Gang; 7 Bandbremse für Steg im Gang I/R; 8 Freilauf zwischen Gang lIR und Gehäuse; 9 Planetensatz Vorwärtsgänge ; 10 Planetensatz für Gang lIR; 11 Abtriebswelle; 12 Parksperre; 13 Pumpe für Wandler, Getriebe und Steuerung; 14 Geschwindigkeitssensor für Hydrauliksteuerung; 15 Ventilblock für Wandler, Kupplungen und Bremsen; 16 Servoeinheit für Gang lIR.

7. Übersetzungen des Getriebes. 2,552; 1,448; 1;-2,462 wahlweise 2,448; 1,448; 1;-2,2

und im Versuch: 2.710; 1,500; 1;-2 ,430. 8. Anzahl der Kupplungslamellen in der Kupplung "K I". Drei, wahlweise vier oder fünf (abhängig von Motorleistung). In der Kupplung "K z": Drei; wahlweise vier. 9. Anzahl der Bremslamellen für 1. und R.-Gang in der Bremse BI' Vier, wahlweise

fünf. 10. Ölpumpen-Fördermenge (theoretisch) 12,51 je 1 000 Umdrehungen 11. Ölmenge im Planetengetriebe. ca. 61 ATF 12. Getriebegehäuse. Aluminium-Druckguß, Ölwanne aus Blech gepreßt. 13. Achsgehäuse. Aluminium-Druckguß (für Transporter-Getriebe: Grauguß) . 14. Ölkühlung. Luftkühlung durch Lüfter auf Wandler oder Kühlung über Wärmetau-

scher (Öl - Wasser). Dreigangautomatik von Ford

Das automatische Wandler-Dreiganggetriebe von Ford/USA, Abb . 6.54, besteht aus einem Wandler mit integrierter Überbrückungskupplung und Torsionsdämpfer (für 3.Gang) und einem Planetenkoppelgetriebe nach Simpson mit zwei Lamellenkupplungen und zwei Bandbremsen. Radaufbau und Wirkungsweise s. Tabelle 3.4. Dreigangautomatik ATX von Ford für PKW mit Frontantrieb s. Abschn. 6.2.5.

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe

197

6.2.3 Strömungswandler und Viergang-Planetengetriebe Historie BMC-Wandler- Vierganggetriebe mit Kegelrddern 1965 stellte die British Motor Corporation (BMC) für ihre Kleinwagen mit quergestelltem Motor ein von der Automotive Products Group of Companies (AP) entwickeltes Automatgetriebe vor, welches wahlweise an Stelle des Standardgetriebes treten kann, Abb . 6.55 und 6.56 [61, 71, 86,88] . Standardausführung: 71jg" Kupplung (181 mm) auf der Kurbelwelle, feste Zahnradübersetzung mit Zwischenrad zur parallelen Getriebewelle, a = 5~" = 133,4 mm, ZI"Z2-Z3 = 24-31-24 (i = 1: 1), synchronisiertes Schaltgetriebe mit den Übersetzungen 3,627; 2,172; 1,412; 1,0 und - 3,627 im Re-Gang. Sonderausfiihrung: Viergang-Automatgetriebe, Abb. 6.55 und 6.56. An die Stelle der Kupplung und des Schwungrads tritt der Föttinger-Trilok-Wandler mit u = 2 : I bis 1: 1 und 10l Xt = 271,5 mm Durchmesser. Vergrößerter Achsabstand 6%" = 161,9 mm, Zahnrad überbrückung mit ZI-Z2-Z3 = 27-37-31 (i = 1,148) und m = 2,54 mm (10 DP), Po = 30°, txnO = 20°. Die Übersetzungen des in Abhängigkeit der Geschwindigkeit (Fliehkraftregler) und Belastung (DrosselklappensteIlung) automatisch hydraulisch geschalteten Kegelrad-Planetengetriebes betragen 2,692; 1,846; 1,457; 1,0 und -2,692 im R.-Gang . Die Berechnung der Übersetzungen und Wirkungsgrade der beiden ineinandergeschachtelten Kegelrad-Planetensätze ist sehr interessant und soll hier als Ergänzung des theoretischen Teils - Kap. 3 - durchgeführt werden. Dabei geht es weniger um den rechnerischen Nachweis eines günstigen Zahlenergebnisses, sondern mehr darum, die Art und Weise der Wirkungsgrad-Berechnung bei zusammengesetzten Kegelrad-Differentialen zu zeigen.

Abb .6.55. Längsschnitt des automatischen BMC -Wandler-Vierg anggetri ebes für Austin und Morris Mini und 1100.

6 Getriebe für Personcn- , Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

198 G ang

Cl

C2

C

Kl

1.

0 0 0 0

0

0 0

••

2. 3. 4. R.

•

•

• fest

•

0 0 0 0

0 0

K2

F

•

0 0 0

• •

0 0 0 0

• •

0

gelöst

Drehzahlen: Unabhängig von jeder Formelsammlung erhält man die Drehzahlzusammenhänge des in Abb. 6.56 schematisierten BMC-Getriebes am einfachsten dadurch, indem man die beiden Planetensätze zunächst als Block um die Drehzahl + ns dreht' und anschließend das Zahnrad 4 bei festgehaltenem Steg (Standgetriebe) um ein Stück + t1n4 weiterdreht und untersucht, wie sich dabei die anderen Zahnräder drehen, Tabelle 6.11. Hierin sind die Faktoren i Oik die Standgetriebe-Übersetzungen:

Umkehrung: .

1

IOik=-. IOki

Übersetzungen: Die Gesamtübersetzung des Getriebes setzt sich aus den Einzelübersetzungen des Wandlers, der vorgeschalteten drei Zahnräder 1-2-3 und der jeweiligen Stufenübersetzung des Planetenschaltgetriebes zusammen. .

nA nB

nA ~p

nT n4 n3 nB

1=-=----

nT

=-l~~ V z\

nB

'-v--' __

I

Iin allen Gängen gleich.

von Gang zu Gang verschieden

Der letzte Bruch n4/nB ergibt sich aus den obigen Drehzahlgleichungen. Tabelle 6.11. Superposition der Drehzahlen Teil, Zahnrad

1. Teildrehung

2. Teildrehung

o

S 4

+lJ.n4

6 7 9

+ i 064lJ.n 4 + i 074lJ.n4 + i 094lJ.n 4

Summe

ns = ns n4 = ns + lJ.n4--">lJ.n4 = n4 - ns n6 = ns + i 064 lJ.n 4 = (1 - i 064) nS + n 7 = ns + i 074 lJ.n 4 = (1 - i 074) nS + n9 = ns + i 094lJ.n4 = (1 - i 094) nS +

i 064 n4 i 074 n4 i 094 n4

4 Bei fehlendem zweiten Index handelt es sich immer um Drehzahlen relativ zum Gehäuse 0; z.B . ns = nSO ; n4 = n40 usw .

6.2 Planetengetriebe - Automatgetr iebe

199

Abb. 6.56 . Schema des BMC-Getriebes. P-T-R Wandler ; 1-2-3 Zahnräder zur GetriebeeingangsweIle; 4-5-6 äußerer Kegelr ad-Pl anetensatz; 7-8-9 innerer Kegelrad-Planetens atz. F Abstützfreilauf auf 1. Ga ng; CI Bandbremse für R.-Gang; C2 Bandbrem se für 2. Gang ; C3 Bandbremse für 3. Gang ; K I Lamellenkupplung für alle Vorwärtsgänge; K 2 Lamellenkupplung für 4. und R.-Gang.

1. Gang:

K I , F geschlos sen; dadurch n- = no und ns = 0 (8 = festes Abst ützglied). Ci> C2 , C3 , K 2 offen ; dadurch 6 und 9 leer mitlaufend. Leistungsfluß: A-P-T-1 -2-3-4-5-8-7-K I-B . n4 -

no

.

1

Z3

z,

Z7

V

Zl

Z4

Zg '

=----

I

1. Gg.

2. Gang:

n4 1 . ZSZ7 = - = -· - = ' 0 47 = - - , ' n7 10 74 Z4Zg

C2 , K I geschlossen; dadurch n 7 = nB und n 9 = 0 (9 = festes Abst ützglied) . Ci> C3 , K 2 , F offen ; dadurch 6 und 8 leer mitlaufend. Leistungsfluß: wie 1. Gang, jedoch mit dem Unterschied, daß jetzt das Zahnrad 9 das feste Abstüt zglied ist und der Steg 8 unbelastet umläuft. = -

1

i 0 94 .

-

n4,

' 0 94 Z4 Zg

n4

n4

1 - i 0 94

nB

n7

i 0 74 - i 0 94

. ' 2. Gg.

1

Z3

V

ZI

=--

1 - i 0 94 i 0 74 - i 0 94

1+-ZSZ9 Z4Zg

Z4Zg

ZSZ7

ZSZ9

--+--

ZSZ9

1+-Z4Zg

I-t;~ Z7

200

3. Gang:

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

C3, K 1 geschlossen; dadurch n7 = n B und n6 = 0 (6 = festes Abstützglied). Ch C2 , K 2 offen ; dadurch 9 und S leer mitlaufend. Leistungsfluß: wie 1. Gang, jedoch mit anderem Abstützglied.

n4 nB

. 13. Gg.

4. Gang:

1+~

1 - i 0 64

n4 n7

Z6

i 0 74 - i 0 64

1 Z3 =-v Zl

Z4Zg

Z4

--+ZS Z7 Z6

1 +~ Z4

Z6Z g

1+-ZSZ7

1 - i 0 64 i 0 74 - i 0 64

«; K 2 geschlossen; Ch

C2, C3, F offen. Durch die beiden geschlossenen Lamellenkuppl ungen ist zwischen den Zahnrädern 7 und 9 keine Relativdrehung möglich ; der ganze Planetensatz läuft als Block mit

um; 3 und S sind dabei unbelastet. .

1

14. Gg.

Ri-Gang:

=-;

Z3 ~.

Ch K 2 geschlossen; dadurch n9 = n B und n s = 0 (Standgetriebe, S = Abstü tzglied). C2 , C3 , K 1 , F offen; dadurch 6 und 7 leer mitlaufend. Leistungsfluß: A .p: T-I-2-3-4-5-8-9-K rB .

Zahlenbeispiel:

Zl = Z2 =

Z3 =

27 37 31

Z4 = 29 z, = 35 Z6 = 29

Übersetzung der vorgeschalteten Zahnräder: Z3

~=

31

27 = 1,148: 1.

= 29 = 13 Z9 = 29 . Z7

Zg

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe

201

Standgetriebe-Übersetzungen des Planetensatzes: ·

1064 = -

· 1074

· 1094

29 = 29

1,

-

29·13 = + 35. 29 = +0,371, 29·13 = - 35 .29 = -0,371.

Gesamtübersetzung des Getriebes (ohne Wandler, v = 1): i1.og.

=

1 1,148 0371

i 2 0 g.

=

1 + 0,371 1,148 0371 + 0 371

i 3. 0 g.

=

1+1 1,148 0371 + 1

i 4. 0 g.

= 1,148 '1 = 1,148: 1,

i R .-Og

=

,

1,148 ' 2,692 = 3,091 : 1,

=

,

,

,

-1 1,148 0 371

,

=

=

1,148 ' 1,846 = 2,120: 1,

1,148 ' 1,457 = 1,673 : 1 ,

1,148 ' (-2,692)

=

= -

3,091: 1.

Wirkungsgrade: 1. Gang: Da der Planetensatz als Standgetriebe arbeitet (ns = 0), ist der Wälzleistungsfluß gleich dem Absolutleistungsfluß. Der Gesamtwirkungsgrad 1'] kann daher unmittelbar als Produkt der im Leistungsfluß liegenden Einzelwirkungsgrade angegeben werden. rh.o g. = ___ vll w '-v-' 11121']23 '-v-' 1']451']87

I

I

Planetensatz

vorgeschaltete Zahnräder

hydrodynamischer Wandler 2. Gang: Nach Abschn. 3.3.1.7 berechnet sich der Gesamtwirkungsgrad tengetriebes aus dem Verhältnis 1']=

1']

eines Plane-

_J!:...

i'

Die Drehmomentwandlung Il erhält man aus der (kinematischen) Drehzahlübersetzung i indem man die darin enthaltenen Wälzleistungsanteile, die durch die jeweiligen Standgetriebe-Übersetzungen i Oik zum Ausdruck kommen, mit den entsprechenden Verzahnungswirkungsgraden 1']ik multipliziert oder dividiert. Bei den Stirnrad-Planetengetrieben wurde der Wälzleistungsfluß an Hand des graphischen Drehzahlplans und der Vorzeichenregel bestimmt. Bei den Kegelrad-Planetengetrieben bereitet jedoch der zeichnerische Entwurf des Drehzahlplans Schwierigkeiten; deshalb ist es hier geeigneter, sich die Drehzahlen der Zahnräder und des Stegs zahlenmäßig zu vergegenwärtigen und daraus qualitativ auf den Wälzleistungsfluß zu schließen. In Abb. 6.57 sind für den 2. Gang die Drehzahl-, Drehmoment- und Leistungsvorzeichen am Plane-

202

6 Getriebe fiir Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

1000 min-I

Null

0 -0

0 + 0

- - +

- + -

c

Ir Die Vorzeichen bedeuten:

9

~ ++ +

+540min-1

• •

Abso lutleistung Wö lzleistung

Leistung Drehmoment Drehzohl, Relotivdrehzohl om Steg

, +- -

++ +

• • • •

+ - -

Abb. 6.57. Absolut- und Wälzleistungsfluß im Kegelrad-Planetens atz, 2. Gang .

tens atz angegeben. Die obere Zeile gilt für die Absolutleistung. Wenn die Drehzahl des treibenden Teils mit 1000 min - I angenommen wird, hat die Abtriebswelle auf Grund des Übersetzungsverhältnisses i 2 = 1,846:1 eine Drehz ahl von 542 min- I , und der Steg dreht sich mit 271 min - I leer mit. Das Zahnrad 9 steht dagegen still . Relativ zum Steg mit +271 min - I haben die Zahnräder 3, 4, 7 eine positive und das Rad 9 eine negative Drehzahl. Diese Vorzeichen sind in der unteren Zeile eingetragen und führen nach Multiplikation mit den von der oberen Zeile übernommenen Drehmomentvorzeichen auf die Vorzeichen der Wälzleistung. Es zeigt sich , daß sich die vom Kegelrad 4 kommende Wälzleistung im Doppelplanetenrad 5/8 verteilt und in die Kegelräder 7 und 9 hineinfließt. Für die mit der Wälzleistung verbundenen Verzahnungsverluste sind daher die Standgetriebe-Übersetzungen i 0 47 und i 0 49 heranzuziehen und mit den Verzahnungswirkungsgraden 1145 , 1187 und 1189 zu behaften. (Man achte auf die Indizes.) Aus der kinemat ischen Übersetzung i erh ält man somit für die Drehmomentwandlung

1-

Z3

Ji = - Jiw ~

und der Gesamtwirkungsgr ad

11 =

i0941 11451189

111211 23 i 0 74 111451187 -

-

i

0 94 1114

51189 •

Jil i berechnet sich hieraus zu

Z3

Jiw ~

112. Gg .

11121123

i

1114 51187 -

i0

1 11451189

0 74 94 = _--'-_ _---':..:...:........:..,:.::....:..:cc_..::..::..:--=....:"--'-"'-

1

Z3

1 - i 0 94

Fü r i 0 74 und i 0 94 sind die obigen Zähnezahlverhältnisse einzusetzen. 3. Gang: Die sinngemäß gleichen Überlegungen führen im dritten Gang auf einen Wälzleistungsfluß von 4 nach 6 (Standge triebe-Übersetzung i 0 46 mit 11451156) und von 4 nach 7 (Standgetriebe-Übersetzung i 0 47 mit 11451187)' so daß man folgenden Gesamtw irkungsgrad erh ält:

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe

113. Gg. =

203

1 Z3 V

= Vflw11121123 (1

1 - i 064 Zi i 074 - i 064

. ) (i1074/ 11451187 - 1064 . / 11451156) . - 1064

4. Gang: In dem als Block umlaufenden Planetensatz treten keine relativen Wälzbewegungen und somit keine Verzahnungswälzverluste auf. Der Gesamtwirkungsgrad beschränkt sich daher allein auf die Verluste im Wandler und den vorgeschalteten drei Zahnrädern 114.Gg. =

Vflw11i21123'

R.-Gang: Der Planetensatz arbeitet wie im 1. Gang als Standgetriebe, so daß man den Gesamtwirkungsgrad wieder unmittelbar an Hand des fortschreitenden Leistungsflusses angeben kann: 11R.-Gg. =

Vflw1112112311451189 '

Zahlenbeispiel: Zähnezahlen und Standgetriebe-Übersetzungen wie oben. Verzahnungswirkungsgrad 11ik =

/ 0,985 je Stirnradeingriff, -,

"'- 0,980 je Kegelradeingriff.?

Gesamtwirkungsgrad des Getriebes (ohne Wandler, 111. Gg. = 0,985 2. 0,98 2 = 0,932,

Vflw =

1):

_ _ 2 (1 + 0,371/0,98 2) (0,371 + 0,371) 112.Gg. - 0,985 (1 + 0,371) (0,37110,982 + 0,37110,982) - 0,942, _ _ 2 (1 + 110,982) (0,371 + 1) 113 Gg. - 0,985 (1 + 1) (0,37110,982 + 110,982) - 0,951, 114.Gg. = 0,985 2 = 0,970, 11R.-Gg. = 0,985 2 . 0,98 2 = 0,932 .

Heutige Ausführungen Wandler-Viergang-Getriebe von Mercedes Anläßlich der Automobilausstellung 1979 in Frankfurt stellte die Daimler-BenzAG ihr neues automatisches Wandler-Vierganggetriebe W4A 040 für PKW mit Motorleistungen bis ca . 180 kW vor, Abb . 6.58 bis 6.60, [67, 68, 76]. Das Getriebe ist als Zweigruppengetriebe aufgebaut. Die erste Gruppe wird durch einen Ravigneaux-Satz, die zweite durch einen einfachen Planetensatz gebildet. Diese Anordnung hat den Vorteil, daß im 1.,2. und Rückwärtsgang die Gesamtübersetzung aus der Multiplikation der Übersetzung der einzelnen Gruppen gebildet wird, daß im 3. Gang die vordere Gruppe als Block umläuft und schließlich, daß im 4. Gang beim Getriebefreilauf keine Relativdrehzahl mehr vorhanden ist. 5

Willkürlich angenommene Werte.

204

6 Getriebe für Personen -, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

a

Abb.6.58. a) Längs- und b) Querschnitt des MB-Automatikgetriebes W4A 040 .

1. Funktionsweise In Abb. 6.59 sind die Übersetzungen in den einzelnen Gängen genannt, und es ist auch angegeben, welche Servoglieder in welchen Gängen betätigt werden . Im ersten Gang sind Bremse C2 und Kupplung K 2 betätigt. Damit stehen das Hohlrad des Ravigneaux-Satzes und das Sonnenrad des hinteren Planetensatzes fest. Die Gesamtübersetzung von 3,68 ist das Produkt der Übersetzung des Ravigneaux-Satzes und der Übersetzung des hinteren Planetensatzes. Im' zweiten Gang wid die Kupplung K 2 gelöst und das Bremsband Cl betätigt. Damit stehen im Ravigneaux-Satz das kleine Sonnenrad, im hinteren Planetensatz weiterhin das Sonnenrad still. Die Gesamtübersetzung von 2,41 ergibt sich wieder aus dem Produkt der Einzelübersetzungen des Ravigneaux-Satzes und des hinteren Planetensatzes.

6.2 Planetengetriebe - Automatg etriebe

205

A [>1--_-'

Abb.6.59. Getriebeschema und Schaltung des W4A 040 .

Gang

K1

K2

•

l. 2. 3. 4.

R. a

• •

• •

Cl

C2

•

•

C3

•

F

Übers etzung a

•

3,68 bis 7,0 2,41 1,44 1,00 - 5, 14 bis -9,8

•

•

•

Die Anfahrwandlung im Strömungsgetriebe beträgt ca. 1,9

Im dritten Gang werden das Bremsband Cl gelöst und die Kupplung K, geschlossen. Das Bremsband C2 bleibt geschlossen, dadurch läuft der Ravigneaux-Satz als Block um und es wirkt nur noch die Übersetzung des hinteren Planetensatzes von 1,44. Im vierten Gang, dem Direktgang, werden auch das Bremsband C2 gelöst und die Kupplung K 2 geschlossen, damit laufen alle Planetensätze als Block um . Im Rückwärtsgang ist die Lamellenbremse C3 wirksam. Sie hält den Steg des Ravigneaux-Satzes und auch das Hohlrad des hinteren Planetensatzes fest. Der Freilauf und die Kupplung K 2 werden wieder wirksam. Die Leistung wird jetzt vom vorderen Planetensatz (Drehrichtungsumkehr) über das vordere Hohlrad auf das hintere Sonnenrad übertragen. Die Gesamtübersetzung ergibt sich als Produkt aus den Übersetzungen des Ravigneau x-Satzes mal der jetzt wesentlich größeren Übersetzungen des hinteren Planetensatzes. Die relativ hohe Gesamt übersetzung im Rückwärtsgang von -5,14 erweist sich als sehr vorteilhaft für alle Rückwärtsfahrmanöver. 2. Konstruktion

Abbildung 6.58 zeigte den techn ischen Schnitt des Getriebes. Der Profildurchmes ser des hydrodynami schen Drehmomentwandlers wurde von bisher 310 mrn auf 290 mrn reduziert. Besonderer Wert wurde dabei auf eine steife Kennlinie im Kupplungsbereich gelegt. Pumpenrad, Turbinenrad und Wandlerdeckel sind aus Blechpreßteilen hergestellt ; das Leitrad ist ein axial ziehbares Druckgußteil. Das Leitrad stützt sich in der Wandlerphase über einen Rollenfreilauf mit Klemmbahnen am Außenring ab. Der Leitradfreil auf hat einzeln angefederte Rollen. Der Außenring ist über eine selbstschne idende Verzahnung mit dem Leitrad verbunden . Zur Aufnahme des Leitrad-Axialschubs dient ein Nadellager, alle anderen Lager sind als Gleitlager ausgebildet. Wandlergeh äuse, Getriebegehäuse und der hintere Getriebeteil sind ein Druckgußstück, in das die Nuten für die Außenlamellen der Bremse C3 eingegossen sind . Es enthält in Fahrtrichtung rechts zugleich die beiden Zylinder für die Bremsen Cl und C2

206

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Renn sportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

und auf der Unterseite Kanäle zur Verteilung des Öls. Zwischen Wandler und Planetengetriebe ist ein Leichtmetalldruckgußdeckel eingesetzt, der verschiedene Ölkanäle und auch das Gehäuse der Primärpumpe trägt. Zur Gewichtserleichterung ist nur das Pumpengehäuse aus Grauguß. Das Getriebegehäuse wird im hinteren Teil durch eine Wand unterteilt. Vor dieser Wand befinden sich die Planetensätze und Schaltelernente, hinter ihr sind der Antrieb für den Regler und die Sekundärpumpe, der Sensor für die Drehzahl der Getriebeabtriebswelle (meist Regler genannt) und das Parksperrenrad angeordnet. Das Getriebegehäuse wird hinten durch einen Deckel verschlossen. Von unten wird die Steuerplatte, die alle Ventile enthält, an das Getriebegehäuse angeschraubt, das ganze wird durch eine Blechölwanne, die auch den Ölsumpf bildet , geschlossen . Große Sorgfalt wurde auf eine Reduzierung der Leistungsaufnahme der Primärölpumpe gelegt, weil diese noch immer den größten Anteil der mechanischen Verluste des Getriebes darstellt. Durch Verringerung der Radbreite, durch die Wahl einer günstigeren Verzahnung und durch sorgfaltige Ausbildung der Saug- und Druckkanäle konnte die Leistungsaufnahme der Pumpe bei gleicher Förderleistung auf etwa 80 % ihrer Vorgängerin gesenkt werden. Der vordere Deckel ist ein relativ kompliziertes Druckgußstück. Er trägt alle Kanäle für die Primärölpumpe und den Ölzufluß zum Wandler und ist gleichzeitig Zylinder für die Bremse C3 • In den vorderen Deckel ist die Hülse zur Abstützung des Leitrads eingesetzt, die auch die Lagerung für die erste Lamellenkupplung trägt. Der Betätigungskolben für die Bremse C3 hat wegen der großen erforderlichen Kräfte einen sehr großen Durchmesser und überträgt seine Kräfte auf die erste Außenlamelle über einen geschlitzten Zylinder, der über die erste Kupplung K , und das erste Bremsband Cl greift. Dadurch konnte die Rückwärtsgangbremse direkt über dem vorderen Teil des Ravigneaux-Satzes angeordnet werden, wodurch Baulänge gespart wird. Die Anordnung der rotierenden Teile ist so gewählt, daß vorne und hinten je eine Lamellenkupplung angeordnet ist, deren Außenlamellenträger gleichzeitig die Trommel für das jeweilige Bremsband bildet. Durch die Mittellage der Planetensätze lassen sich Hohlwellen und Glocken fast ganz vermeiden. Die Verbindung zwischen dem Hohlrad des Ravigneaux-Satzes und dem Außenring des Freilaufs erfolgt über eine Hülse in Leichtmetalldruckguß. Der hintere Außenlamellenträger, der gleichzeitig den Zylinder für die Kupplung K 2 trägt, ist auf einer an der hinteren Zwischenwand angeschraubten Nabe gelagert, über die auch der Ölzufluß geführt wird. Der zwischen den Planetensätzen und der hinteren Kupplung angeordnete Freilauf ist ein Rollenfreilauf mit einzelangefederten Rollen. Die Parksperrenbetätigung hat das bewährte Grundprinzip übernommen. Alle von Reibung behafteten Stellen sind wälzgelagert. Die Betätigungsebene der Schaltrolle für die Klinke ist um 90° gedreht. Durch den Einbau einer Sekundärpumpe besteht wie bisher die Möglichkeit, die Fahrzeuge anzuschleppen. Damit keine zusätzlichen Leistungsverluste auftreten, wird die außenverzahnte Ölpumpe nur bei Bedarf, nur bei stehendem Motor und rollendem Fahrzeug, über eine Klauenkupplung zugeschaltet. 3. Schaltprogramm Wählhebelstellung D. Dies ist die normale , in den meisten Fällen richtige Fahrstellung, weil immer alle 'vier Gänge in Abhängigkeit vom Beschleunigungswunsch des Fahrers und von der Geschwindigkeit des Fahrzeugs geschaltet werden . In Abb. 6.60 sind die Schaltgrenzen für Teilgas, Vollgas und Übergas (Kick down) jeweils für die Hoch- und Rückschaltung angegeben . Mit wenig Gas fahren die Fahrzeuge im 2.Gang, mit mehr

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe

,---_._---_.

4. 3. 2.

-i

J"

I

c;

..-----_.

4. . 3. 2. , _____ .J 1.

--.r-...J

r

3.

__.----_._------_.r-----

r----------...1

Rückscho ltung

J

0,3 0,4 0,5 0,5 Fohrgeschwindigkeit V/ Vmax

0,2

0.1

:...J

Wöhlhebelstellun ,,0"

0>

o

__._------_. r-Hoch schollung

._ S-

1.1=-...,....-=-~

<.<>

207

0,8

0,7

-HöChSCtiOTfu-n-g- - - ; : : - - - - - - - - -

~: ~=

j----::...J Wöhlhebelstellung " 3"

0>

g 3. ~ - - - - --- - . - . -. -~ ~ 2. ,------...1 Rückschollung 1. ...J

° 21.· b ·

I

0,1

0,2

I

I

-===:=,======:!:-.F='--!

0>

g 1.2' bo -F-~--------J

°

I

0,3 0,4 0,5 Fahrgeschwindigkeit V/Vmox

I

0,5

I

.• HOchscbhalltUtngll

Wohlhe e s e ung" I

I

0,8

0,7

2"

[

Rü ckschaltung

1 1 ~':----;'-'::---::"::------:L ' _ _:':-_--:'_ _-"lI ' _---::': 0,7 0,5 0,8 0.1 0,2 0,3 0,4 0,5 Fah rgeschwi ndigkeit V/Vmox

- - - Teilgas - - Vollgas - - - Überga s

Abb .6.60. Das Schaltprogramm des W4A040. P = Parken; R = Rückwärtsgang; N = Neutral; D=Gang 1-4; 3 = Gang 1-3; 2 =Gang 1-2.

Gas im 1. Gang an. Zum Zwecke der Kraftstoffersparnis liegen die Hochschaltpunkte bei Teillast schon sehr früh und der direkte Gang wird z.B. bei einer zugrundegelegten Endgeschwindigkeit von 200 km/h schon bei ca. 32 km/h erreicht. Bei Vollgas liegen die Hochschaltgeschwindigkeiten später. Zur Reduzierung des Geräusches werden bei Vollgas die Motordrehzahlen im 1., 2. u. 3. Gang nicht ausgenutzt. Bei Übergas, bei dem der Fahrer durch Übertreten eines federnden Anschlags dem Getriebe den Wunsch nach höchster Beschleunigung mitteilt (Kick down), werden auch die unteren Gänge ausgefahren, um so die höchstmögliche Beschleunigung sicherzustellen. In der Wahl des Rückschaltprogramms prägt sich dasselbe Ziel aus: Bei Teilgas so sparsam wie möglich und nur bei Übergas so stark wie nötig. So findet die automatische Rückschaltung vom 4. in den 3. Gang bei Teilgas - wieder unter der Annahme der Endgeschwindigkeit 200 km/h - erst bei ca. 21 km/h statt. Mit Übergas dagegen ist der 3.Gang schon unterhalb von etwa 120 km/h zu holen . Um nicht immer Übergas treten zu müssen, ist der Bereich der automatischen Rückschaltung bei Vollgas nach

208

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

oben erweitert . Bei Vollgas findet die Schaltung vom 4. in den 3. Gang schon bei ca. 75 km/h statt. WählhebelsteIlung 3. Da in dieser Stellung das Getriebe nur bis zum 3. Gang schaltet, ist die WählhebelsteIlung 3 bei Fahrt auf Bergstraßen zu wählen, weil damit auch bergab im 3. Gang mit dem Motor gebremst werden kann . Das Schaltprogramm der Gänge 1 bis 3 deckt sich weitgehend mit dem der Stellung D. WählhebelsteIlung 2. Da das Getriebe in dieser Wählhebelstellung nur bis zum 2.Gang schaltet, ist sie einerseits zur Überwindung von Steilstrecken, insbesondere mit Wohnanhänger - dort auch schon bei normalen Paßstraßen - zu empfehlen. Durch Wahl von Stellung 2 kann bei Bergfahrt im 2. Gang gebremst werden. Das Schaltprogramm unterscheidet sich deutlich von dem der eigentlichen Fahrstellungen D und 3. In WählhebelsteIlung 2 wird nämlich der 1. Gang unabhängig von der GashebelsteIlung fast bis an die Drehzahlgrenze ausgefahren, erst dann schaltet das Getriebe auf den 2. Gang . Dieses Programm wurde so gewählt, damit bei Kolonnenfahrt im Gebirge der Anschluß an den Vordermann mit Sicherheit gehalten werden kann und nicht beim Gaswegnehmen eine Hochschaltung in den 2. Gang erfolgt. Diese Programmart hat sich für Vierganggetriebe als sehr zweckmäßig erwiesen. Für das Rückschaltprogramm in Stellung 2 muß ein Komprorniß gefunden werden, der den meisten vorkommenden Paß- und Bergstraßen entspricht. Gut ausgebaute Bergstraßen erlauben Geschwindigkeiten, die zweckmäßigerweise im 2.Gang gefahren werden . Enge Haarnadelkurven erfordern aber eine Verringerung der Geschwindigkeit so weit, daß die Wiederbeschleunigung im 1. Gang stattfinden muß. Daher wurde die Rückschaltung mit Kick-down auf ca. 28 km/h, bei Vollgas auf ca. 18 km/h gelegt. Die Rückschaltung in den 1. Gang bei Teilgas wurde auf die sehr niedrige Geschwindigkeit von ca. 12 km/h festgesetzt - dieser Wert wieder für das Fahrzeug mit 200 km/h Höchstgeschwindigkeit. Dieser Schaltpunkt ist wegen der Bergabfahrt so niedrig gewählt, die ja in der Regel bei steileren Straßen im 2.Gang durchgeführt wird. Mit niedrigem Teilgasschaltpunkt kann vermieden werden, daß beim Durchfahren der Haarnadelkurven und anschließendem Wiederbeschleunigen der 1. Gang eingeschaltet wird. Für Kenner und Wohnwagenfahrer sei noch auf einen Tip hingewiesen: An Steilstrecken läßt sich auch im 1. Gang mit dem Motor bremsen. Dazu ist es notwendig , in Stellung 2 anzufahren und dann nur darauf zu achten, daß die Fahrgeschwindigkeit im Beispiel unterhalb ca. 43 km/h bleibt, weil sonst eine automatische Hochschaltung stattfindet. Beim Umlegen des Wählhebels von Stellung D nach 3 oder 2 und von Stellung 3 nach 2 wird in jedem Fall in den 3. bzw. 2. Gang geschaltet. Bewußt wurde auf den Einbau von sogenannten Sicherheitsschaltungen verzichtet, um dem Fahrer die Entscheidung, ob er die Stellung 3 oder 2 zum Bremsen heranzieht, zu überlassen. Fehl bewegungen werden durch eine Kulisse des Wählhebels verhindert. Der Fahrer muß bei Bremsrückschaltungen innerhalb der auf dem Tacho angegebenen Marken für die Gänge bleiben. Der Verzicht auf Sicherheitsschaltung erlaubt aber, im Gefahrenfall auch von dieser Einschränkung abzuweichen. Eine Fehlbedienung der Stellungen Parken und Rückwärts wird durch einen hydraulischen Sperrkolben oberhalb ganz kleiner Fahrgeschwindigkeiten verhindert. Viergangautomatik von Ford

Unter der Bezeichnung A 4 LD (Automatie 4-Speed Lock-up Over-Drive) hat Ford / Köln ein automatisches Vierganggetriebe mit überbrückbarem Drehmomentwandler

6.2 Planet engetriebe - Automatgetriebe

209

Abb. 6.6 1. Längsschnitt durch das Viergang-Automatikgetriebe A4LD, FordlK öln .

(im 3. und 4. Gang) und Schnell- oder Schongangübersetzung (im 4.Gang) in konventioneller Bauweise für Frontmotor und Hinterradantrieb entwi ckelt, Abb. 6.61 [75] . Das Planetengetriebe baut auf seinem Vorgänger, dem C 3 Dreiganggetriebe, auf. Durch einen zusätzl ichen Plan etenradsatz mit Bremsband, Kupplung und Freilauf wurde der 4. Gang als Schnellgang realisi ert . Der schematische Aufb au und die Le istungsflüsse in den einzelnen Gäng en sind in Abb. 6.62 dargestellt, die zugehörige Schaltrnatrix in Abb. 6.63 . Technische Daten

Drehmoment Getriebeeingang (ohne Wandler) 540 Nm , Ölkühler im Motorkühler, Gewicht mit Wandler und Öl ca. 67,0 kg, Wählhebelstellungen: P-R-N-D- 3-2-l, P = Park (Motorst art möglich) R = Rückwärtsgang N = Neutral (Motorstart möglich) D = Vorwärts Economy (Drive Economy) Automatisches Schalten aller vier Gänge und Freilauf-Wirkung (Schub) 3 = Vorwärts (Drive) Wie "D" jedoch ohne 4. Gang/Overdrive 2 = Nur 2. Gang ; auch beim Anfahren; keine Freilaufwirkung 1 = Nur 1. Gang; keine Freilaufwirkung

Gang

Übersetzungen

1. 2. 3. 4.

2,474 :1 1,474 :1 1,0:1 0,75:1 -2,11:1

R.

Sprung 1,678 1,474 1,333

210

6 Getriebe fiir Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

WK

1.Gang in 1 A

2. Gang in 2

1. Gang in OE

2.Gang in OE

3. Gang in OE

4. Gang in OE

R-Gang Abb. 6.62. Schema und Leistungsfluß des A4LD.

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe Reib- und Reaktionselemente in Funktion

Wählhebel-Positionen

WK

P

Park

R

Rückwärtsgang

N

Neutral

D

Vorwärts (Drive Economy)

Vorwärts (Drive)

3

2

2. Gang

1

1. Gang

211

KI

CI

• 1 2 3 4 I 2 3

•

•

•

FI

K2

•

•

• • • • ••

•

• •

• •

• • •

K3

C2

C3

F2

• • •

• • • •• • •

•

•

•

• • •

WK = Wandlerkupplung K = Kupplung

C

=

F

=

Bandbremse Freil auf

Abb . 6.63. A4LD-Funktionsmatrix.

Leistungsfluß in den einzelnen Schaltpositionen:

Schaltposition D - Drive Economy D - 1. Gang Zugbetrieb Die Leistung fließt über den Wandler, Freilauf Fb geschlossener Vorwärtskupplung K 3 zum Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes. Zwischen dem zweiten und dritten Planetenrads atz - einem "vertauschten" Simpson-Satz , vgl. Tabelle 3.4. - ergibt sich eine Leistungste ilung. Übersetzung i = 2,474. D - 1. Gang Schubbetrieb Im Schubbetrieb wird der hintere Freilauf F 2 überrollt, so daß kein Durchtrieb zum Wandler besteht und der Motor auf Leerlaufdrehzahl abfallen kann . Auch der Overdrive-Freilauf F I würde überrollen, aber dies kommt nicht mehr zum Tragen. D - 2. Gang Zugbetrieb Durch zusätzliches Schließen des zweiten Gangbands B 2 wird das Sonnenrad des zweiten Planetensatzes abgebremst. Der dritte Satz wird entlastet und läuft leer. Die Übersetzung zwischen Hohlrad und Steg führt auf i = 1,474. D - 2. Gang Schubbetrieb Im Schubbetrieb treibt die Abtriebswelle den Planetenträger des zweiten Planetensatzes an, der sich dadurch mit seinen Planetenrädem um das gehaltene Sonnenrad dreht und über das Hohlrad und die Vorwärtskupplung K 3 die Mittenwelle antre ibt. Der Leistungsfluß endet am Freilauf Fb der in Schubrichtung überrollt wird. Dadurch kann der Motor auf Leerlaufdrehzahl abfallen .

212

6 Getriebe fiir Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

D - 3. Gang Zugbetrieb Der Wechsel vom 2. zum 3. Gang ist dadurch gekennzeichnet, daß das zweite Gangband B 2 löst und dafür die Rückwärts- und Direktgangkupplung K 2 schließt. Der zweite Planetensatz läuft jetzt als Block 1:1 um. Zusätzlich wird nach der Zwei/dreiSchaltung auch die Wandlerüberbrückungskupplung angelegt, so daß der Wandler ohne Schlupf arbeitet. Dadurch wird im 3. Gang eine echte 1:I-Übersetzung erreicht. D - 3. Gang Schubbetrieb Wie im 2. Gang wird der Freilauf F I überrollt und der Motor kann auf Leerlaufdrehzahl abfallen . D - 4. Gang Zugbetrieb Durch Schließen des Bandes BI wird das Sonnenrad des ersten Planetensatzes festgehalten. Der Freilauf F I hebt ab. Zwischen dem antreibenden Steg und dem angetriebenen Hohlrad entsteht eine Übersetzung i = 0,75:1 ins Schnelle. D - 4. Gang Schubbetrieb Im 4. Gang wird das Sonnenrad auch im Schub festgehalten . Somit wird der Planetenträger von der Mittenwelle angetrieben. Dadurch dreht der Motor immer mit der Drehzahl, die der Fahrzeuggeschwindigkeit in Verbindung mit der Driveline- Übersetzung entspricht. Es findet die im 4. Gang mögliche Motorbremsung statt . Schaltposition 3 In der Position 3 schaltet das Getriebe beim Anfahren aus dem Stillstand oder dem Beschleunigen aus den kleineren Gängen nur bis zum 3.Gang einschließlich des Anlegens der Wandlerüberbrückungskupplung beziehungsweise schaltet sofort vom 4. in den 3. Gang zurück, wenn der Wählhebel von D nach 3 gelegt wird und das Fahrzeug zuvor im 4. Gang fuhr. Schaltposition 2 Der Leistungsfluß und das Übersetzungsverhältnis im Zugbetrieb ist gleich wie in Position D - 2. Gang beschrieben. Im Gegensatz zu den Positionen D und 3 fährt das Fahrzeug direkt im 2. Gang an und schaltet nicht hoch. Die Motorbremsung wird durch das Anlegen der Kupplung K I erreicht. Beim Anwählen der Position 2, bei hohen Geschwindigkeiten schaltet das Getriebe geschwindigkeitsabhängig in den 2.Gang zurück. Schaltposition 1 Auch in dieser Wählhebelstellung ist der Leistungsfluß und das Übersetzungsverhältnis zum Zugbetrieb gleich wie in Position D - 1. Gang beschrieben. Zusätzlich wird über das hintere Bremsband B 3 die Rückwärtsgangtrommel gehalten. Da auch in dieser Position die Kupplung K I beaufschlagt wird, findet eine Motorbremsung statt. Beim Anwählen der Position 1 bei hohen Geschwindigkeiten schaltet das Getriebe geschwindigkeitsabhängig in den 1. Gang. Ein Hochschalten aus dem 1. Gang findet nicht statt. Weitere Getriebe von Ford/USA Das automatische Personenwagengetriebe AOT (Automatie Overdriv e Transmiss ion) von Ford nach Abb. 6.64 ist ebenfalls ein Wandler- Vierganggetriebe mit Schnellgang . Der Planetengetriebeteil ist ein Ravigneaux-Satz. Räderaufbau und Schaltungsart: s. Abb. 6.82 bis 6.90.

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe

213

Abb. 6.64. Wandler- Viergang-Automatgetriebe AOI) mit Schnellgang, Foni/USA.

1. Gang:

Wandler und Übersetzung im Ravigneaux-Satz bei stehendem Steg S, s. Abb.6.84. 2. Gang: Wandler und Übersetzung im Ravigneaux-Satz bei stehendem Sonnenrad 5, s. Abb. 6.85 und 6.86. 3. Gang: Leistungsverzweigung 60% mechanisch, 40% über Wandler. Planetensatz nahezu Block. Übersetzung i"" 1: 1, nahezu Direktgang, s. Abb. 6.87 und 6.88. 4 . Gang: Wandler unbelastet, nur mechanische Übertragung über Torsionsdämpfer zum Steg des Planetensatzes, s. Abb. 6.89. R.-Gang: Wandler und Übersetzung im Ravigneaux-Satz bei stehendem Steg S, s. Abb.6.90. ZF-Automatgetriebe mit Wandler- Überbrückungskupplung

Das neue ZF-Automatgetriebe 4 HP 22, Abb . 6.67, wurde für den Einsatz in Personenwagen und leichten Nutzfahrzeugen entwickelt , z. B. BMW, Ford/USA und Volvo. Es besteht aus einem hydrodynamischen Drehmomentwandler mit integrierter Überbrükkungskupplung und einem nachgeschalteten Viergang-Planetengetriebe. Wandler und Planetengetriebe können in ihrer Auslegung bzw. Ausführung dem verwendeten Motor weitgehend angepaßt werden, so daß dadurch das Automatgetriebe für verschiedene Motorleistungen verwendbar ist. Der grundsätzliche Aufbau und die verschiedenen Bauformen hydrodynamischer Wandler sind in Abb. 6.65 und 6.66 erläutert. Pumpe, Turbine und Leitrad sind die drei wichtigsten Baugruppen. Eine zusätzliche Überbrückungskupplung vermeidet Schlupf zwischen Pumpe und Turbine bei hohen Drehzahlverhältnissen. Für Anwendungsfälle bei Leistungsteilung in Getrieben" kann anstatt der Überbrückungskupplung ein Torsionsdämpfer vorgesehen werden. Das mechanische Planetengetriebe mit seinen vier Vorwärtsgängen und einem Rückwärtsgang ist dem in allen Gängen wirksamen Wandler nachgeschaltet. Im 4. Gang wird der Wandler jedoch ab einer bestimmten Fahrgeschwindigkeit und Gas6

S. ZF-Automatgetriebe 4 HP 14,3. Gang. Abb. 6.82 und 6.87 .

214

6 Getriebe fiir Personen- , Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Abb. 6.65. Baugruppen eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers (F & S). 1 Pumpe; 2 Turbine; 3 Leitrad; 4 Überbriickungskupplung, Torsionsdämpfer; 5 Wandlerdeckel.

pedalstellung durch die integrierte Überbrückungskupplung ausgeschaltet und dadurch eine rein mechanische Kraftübertragung erreicht. Als Schaltelement im Getriebe dienen hydraulisch betätigte Lamellenkupplungen bzw. -Bremsen und Freiläufe (Abb. 6.67). In Abb . 6.68 ist der Leistungsfluß in den einzelnen Gängen dargestellt. Das Getriebe besteht aus einem Dreigangteil, dem bewährten "Simpson-Radsatz" (mit den

Abb. 6.66. Bauformen hydrodynamischer Wandler. a) Bauart R, runde Ausfiihrung; b) Bauart S, schmale Ausftihrung für beengte Einbauverhältnisse (z .B. Quermotor); c) Bauart S + ÜK, schmal mit Überbriickungskupplung; d) Bauart S + TD, schmal mit Torsionsdämpfer.

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe

215

Abb .6.67. ZF-Automatgetriebe 4 HP 22 m it Wandler-Überbruckungskupplung.

gleichen Zähnezahlen und Standgetriebe-Übersetzungen wie in Abschn . 3.3.2.2, Tabelle 3.4), dem ein weiterer Planetensatz für den 4. Gang mit einer Lamellenbremse, einer Kupplung und einem Freilauf angehängt wurde, [59]. Die Abtriebswelle aus dem Dreigangteil führt auf den Planetenträger des 4.Gangs. Das Sonnenrad ist mit der Kupplung F verbunden. Wird diese Kupplung im 4. Gang geschlossen, steht das Sonnenrad (z = 30) fest und das Hohlrad (z = 79) dreht 1,37mal schneller auf die Abtriebswelle als die Drehzahl des Planetenstegs, (io = -79/30 = -2,70). Im 1., 2. und 3. sowie R.-Gang ist die Kupplung E geschlossen und der 3.Planetenradsatz läuft durch die direkte Verbindung von Sonnenrad und Hohlrad als Block um . Der parallel zur Kupplung E angebrachte Freilauf dient dazu, die Schaltqualitäten bei den Schaltungen 3-4 und 4-3 zu verbessern. Einige Hinweise zum hydrodynamischen Wandler:

Der Kreislauf des Wandlers ist aus Bauraumgründen in axialer Richtung gedrückt. Zur Verfügung stehen Wandler Typ 230 S, 260 Sund 280 S von Fichtel & Sachs; die Ziffern kennzeichnen den äußeren Strömungsdurchmesser in mm, S steht für schmal, .s. Abb. 6.66. Zwischen der Turbine und dem Deckel auf der Motorseite ist die Wandlerkupplung (WK) angeordnet. Ist der Wandler in Betrieb, läuft das durchströmende Öl zwischen dem Deckel des Wandlers und dem Kolben der Wandlerkupplung in den Kreislauf des Wandlers und strömt zwischen der Wandlernabe, welche die Ölpumpe antreibt und der Leitradwelle gegen ein in der Steuerung installiertes Überdruckventil in das Getriebe zurück . Beim Einlegen der Wandlerkupplung wird der Raum zwischen Deckel und Wandlerkupplungskolben entlüftet und im Wandlerraum entsteht ein durch die hydraulische Steueranlage im Getriebe aufgebauter Innendruck, welcher den Kolben mit dem Reibbelag gegen den Deckel schiebt und eine direkte Verbindung vom Deckel über den Wandlerkupplungskolben und die Torsionsdämpferfedern auf die Turbinenwelle herstellt; dadurch wird der Schlupf des Wandlers aufgehoben. Weitere technische Angaben und Einbaumaße sind aus Abb. 6.69 zu entnehmen. Die

216

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkr aftwagen

1. Gong i = 2,48

ü~

F

,-----, TI"

A

2.Gong i = 1,48

3.Gong i

=

1, 00

4.Gong i

= 0,73

R- Gong i = -2 ,09

-

_]lWJ ~]lWJ

ltJilIlll~

Abb . 6.68. Getriebes chema und Leistung sfluß des Automatikg etriebes 4 HP 22.

Übersetzungsreihe mit dem größeren Gesamtsprung findet vorwiegend bei Motoren geringerer Leistung bzw. bei Fahrzeugen mit ungünstigerem Leistungsgewicht Anwendung , vorzugsweise auch bei kleinen Nutzfahrzeugen. Das Getriebe kann auch mit einer elektronisch-hydraulischen Steuerung ausgerüstet werden, die gegenüber der hydraulischen Steuerung folgende wesentliche Vorteile bietet: optimale Schaltpunktlage und Schaltqualität durch elektronische Erfassung von Motor- und Fahrzeugdaten, unterschiedliche Schaltprogramme, die vom Fahrer auch während der Fahrt gewählt werden können. In der elektronisch-hydraulischen Steuerung, Abb. 6.70 [70, 74], übernimmt die Elektronik die Modulierdruckregelung und die Betätigun g der Magnetschaltventile: die

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe

217

..A..-

-t-- - - - I,05 - -- --1- B" 20- ::::::j 1,3.5i 5~1

=

2b2c ~ß~ I

iC

\

0

2

10

7

1.159' 6" 2, 150' 12' ) 3. 141' 8' ) 0 134' 9' ) N 114' S1' )

R116'5 6')

Abb. 6.69. Technische Angaben und Einbaumaße des ZF-Au tomatgetriebes 4 HP 22. 1 Hydrodynamischer Drehmom~mtwandler 2 Gaskabelzug a - Stellung Kick-down b - Stellung Vollgas c - Stellung Leerlauf 3 Abtrieb 4 Tachometeranschluß möglich 5 Wählhebelstellungen P - Parksperre, R - Rückwärtsgang, N - LeerlaufsteIlung, D - Automatikbetrieb (1. bis 4. Gang), 3 - Automatikbetrieb (1. bis 3.G ang), 2 - Berg- und Bremsgang (1. und 2.Gang) , 1 - Langsamer Berg- und Bremsgang (nur 1.Gang) 6 Anschluß für Öleinfüllrohr 7 Anschluß für Anlaßsperr- und Rückfahrlichtschalter 8 Ölablaß 9 Anschluß vom Wärmeaustauscher 10 Anschluß zum Wärmetauscher Die Wandleranschlußglocke "A" und das Getriebeende "B" können den Einbauverhältnissen im Fahrzeug entsprechend angepaßt werden.

Kraftbetätigung der Kupplungen wird von der Hydraulik ausgeführt. Dargestellt sind die erforderlichen vier Magnetventile und der für die Modulierdruckbeeinflussung notwendige Druckregler. Das Prin zip der Getriebesteuerung ist in Abb. 6.71 dargestellt. Mit Sensoren werden die folgenden Größen erfaßt und als elekt rische Größen dem elektronischen Steuergerät zugeführt: Motordrehzahl, Motorl astsignal, Leerlauf- Vollast-Kick-down-Signale, Getriebeausgangsdrehzahl (entsprechend Fahrge schwindigkeit), Temperatur, Wählhebelposition, Programmwahl.

218

6 Getriebe für Personen- , Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Baumuster

4 HP22

Eingangsdrehmoment für Pkw

100 bis 380

Nm

für leichte Nkw 100 bis 230

Übersetzungen (mechanisch)

1. Gang 2. Gang 3. Gang 4. Gang R.-Gang

2,48 1,48 1,0 0,73 -2,09

Masse (ohne Wandler)

ca.kg

45,5

Ö leinfüllmengeca. dm' Ge nach Wandlertyp)

2,73 1,56 1,0 0,73 -2,09

6,8 bis 8,2

Die max. Drehmomentsteigerung der verschiedenen Wandler beträgt 1,9 bis 2,3 a

Getriebe mit Wandler bei Erstbefü llung

,------------, I I I I

L.---,_--.Jl

I I

Druckregler

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Abb . 6.70. Sche ma der elektronisch-hydraulischen Getriebesteuerung .

I I I

I

I

iI

~

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe

219

Abb. 6.71 . Einflußgrößen der elektronisch-hydraulischen Getriebesteuerung.

Die Mikroprozessor-Elektronik bestimmt nach einem vorgegebenen Rechenprogramm den zu schaltenden Gang und ermöglicht im Zusammenwirken Getriebeelektronik-Motorelektronik durch den Motoreingriff einen Schaltkomfort, bei dem spürbare Schaltrucke auf ein Minimum reduziert sind. Die Funktionsfolge ist in Abb. 6.72 erkennbar. Wird im Schaltkennfeld eine Hochoder Rückschaltkennlinie erreicht, löst die Elektronik gleichzeitig das Programm "Motorbeeinflussung" aus, das nach vorbestimmtem Ablauf das Zündkennfeld des Motors während des Schaltvorgangs beeinflußt. Während des Schaltvorgangs wird das Drehmoment reduziert, die Reibelemente werden geringer belastet und der Schaltvorgang erreicht einen Schaltkomfort, der ohne Motorbeeinflussung nicht erreichbar ist. Die Elektronik bietet außerdem die Möglichkeit, verschiedene Schaltprogramme anzubieten, die in Abb. 6.73 dargestellt sind. Aus der Vielfalt der Möglichkeiten wurden ein verbrauchs- und komfortorientiertes Programm, ein leistungsorientiertes Programm, das gleichzeitig für Berg- und Anhängerbetrieb geeignet ist, und ein manuelles Programm ausgewählt. Das Komfort- bzw. Economy-Programm E berücksichtigt die Zielvorgabe niedrige Motordrehzahlen und höhere Lastanteile, während im Leistungsprogramm S höhere Drehzahlen erreicht werden. Das Schaltprogramm H des hydraulisch gesteuerten Getriebes liegt als universelles Programm in weiten Bereichen zwi-

220

6 Getriebe für Personen- , Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkr aftwagen BE GINN Motoreingrift

BEG INN Motoreingriff

Einsotzd rehzoh l erreicht

Motoreingriff ENDE

Hochschaltung

Rück schaltung

Abb. 6.72. Ablaufschema des Motoreing riffs im Schaltvorgang. KD r-------------,rn----.,-,---, VL r-------===~~~~~

- - Hochscholfung - - Rückschalt ung L LOL-----"~'"-::':------L-------l

100 Geschwindigkeit v

km/h

150

Abb . 6.73. Vergl eich der Schaltpunktlagen: E EconomyProgramm, S Leistungsprogramm, H hydraulisch gesteuertes Getriebe, KD Kick down (Übergas) , VL Vollast, LL Leerlauf.

sehen E und S, und zwar bei niederen Geschwindigkeiten mehr beim Economy-Programm E und bei höheren Geschwindigkeiten mehr beim Leistungsprogramm S. Die Elektronik ermöglicht in allen Bereichen eine Hysterese zur Vermeidung von Pendelschaltungen. Wird vom Fahrer durch extreme Fahrpedalbewegung eine Doppelrückschaltung angewählt, sorgt ein vorgegebener Zeitverzug innerhalb der Elektronik für die Schaltung der Gänge nacheinander.

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe

221

Bei Ausfall der Elektronik im Fahrzeug bleibt ein hydraulisch arbeitendes Fahrprogramm mit den Funktionen P, R, N und 3 erhalten. Zusammenfassend kann gesagt werden, daß durch den Übergang von Hardware in Software bei der Realisierung von Funktionen mit der elektronisch-hydraulischen Steuerung folgende Vorteile erreicht werden: bessere Anpassung der Schaltkennlinien (mit geringerer Toleranz) an unterschiedliche Anforderung, eine größere Zahl der zu verarbeitenden Einflußgrößen, Reduzierung des mechanischen Aufwands (Steuergerät, Regler, mechanische Verbindungen), Erhöhung des Schaltkomforts durch Motoreingriff, Programmwahl für unterschiedliche Einsatzfälle, hohes Weiterentwicklungspotential.

Adaptive Getriebesteuerungen Die konsequente Weiterentwicklung von elektronisch-hydraulischen Getriebesteuerungen mit unterschiedlichen festen Fahrprogrammen führt zu sich selb stanpassenden Adaptiven Getriebe-Steuerungen (AGS). Hierbei werden im Programmspeicher eine Vielzahl von Schaltprogrammen mit unterschiedlichen Schaltpunkten abgelegt, die in Abh ängigkeit von vordefinierten Bedingungen ausgewählt werden. 1990/91 wurde gemeinsam von Bosch, Porsche und ZF für das Getriebe 4 HP 22 die Steuerung " Porsche Tiptronic" vorgestellt, Abb . 6.74 und 6.75 , [154 , 156]. Sie enth ält ein intelligentes Schaltprogramm (ISP) . Weitere Sensoren erfassen die Stellung und Verstellgeschwindigkeit des Gaspedals, die Längs- und Querbeschleunigungen des Fahrzeuges sowie Drehzahlunterschiede zwischen Vorder- und Antriebsrädern. Aus dem permanenten Strom der Daten erkennt das ISP die aktuelle fahrdynamische Situation und die Absichten des Fahre rs. Die Steuerung unterscheidet beispielsweise aus den erfaßten Längs- und Querbeschleunigungen zwis chen einem leistungsorientierten und einem zurückhaltenden Fahrer und wählt selbständig unter fünf Schaltprogrammen das geeignetste aus. Die Querbeschleunigung und ein langsames Zurücknehmen des Gases läßt auf Kurven schl ießen, so daß beim Befahren der Kurven selbst nicht erst hochund dann wieder zurückgeschaltet wird. In Verbindung mit den ABS-Sensoren erkennt das ISP auch durchdrehende Antri ebsräder bei niedrigem Beschleunigungsniveau und schaltet in ein Winter-Fahrprogramm. Die Programmwahl durch den Fahrer erübrigt sich. Besonders engagierte Fahrer - oder solche, die sich noch nicht ganz an die Automatik gewöhnt haben - können auch rein manuell schalten. Der Wählhebel, Abb . 6.75, wird von der linken Automatikgasse in die rechte Manuellgasse gelegt, und von dort aus wird durch Antippen des Wählhebels nach vom oder hinten das Getr iebe um je einen Gang hoch- oder zurückgeschaltet. BMW nennt seine Kombination von adaptiver Getriebesteuerung und manueller Gangwahl " Steptronic" , [153, 169]. Der AGS-Teil berücksichtigt die speziellen Anforderungen beim Anfahren, Bremsen, bergauflbergab, Stop & Go, Warmlauf, Temperatur, Kurvenfahrt, Winterfahrt. Beim Bedienen des manuellen Steptronic-Teils werden die in der Elektronik zusätzlich abgelegten Informationen berücksichtigt, z. B. das Verhindern von Rückschaltungen bei zu hohen Motordrehzahlen.

222

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Abb.6.74. Steuerung und Sensorik des ZF 4 HP 22 HL (Porsche Tiptronic) . 1 Getriebesteuerung;

2 3 4 5 6

Schaltkonsole; Sensor fiir die Querbeschleunigung; ABS-Rechner; digitale Motorelektronik; mechanische Verbindung des Wählhebels zum Getriebe ; 7 Sensor für die Drosselklappe (Gaspedal); 8 Automatgetriebe; 9 Motor.

Abb. 6.75. Wähl- und Schalthebel des Porsche Tiptroni c-Getriebes, Links: Automatik-Gasse, Rechts : Manuelle Gasse .

6.2.4 Strömungswandler und Fünfgang-Planetengetriebe 5-Gang-Automatgetriebe; Mercedes-Benz W5A 030 In Ergänzung zum 4-Gang-Automatgetriebe W4A 040 hat Mercedes-Benz seit 1989 für die Momentenklasse bis 320 Nm (nur 6-Zylinder-Motoren) das 5-Gang-Automatgetriebe W5A 030 in der E-Klasse, der S-Klasse und im SL im Serieneinsatz, Abb . 6.76, [164]. Erhöhte Anforderungen an die Zugkraft beim Anfahren konnten nicht allein durch eine höhere Anfahrwandlung im hydraulischen Wandler erfüllt werden . Auch höhere Ansprüche an den Fahrkomfort in Bezug aufTorsionsschwingungen und Lastwechselverhalten erforderten eine neue Übersetzungsabstimmung mit größerer Spreizung - also einen Gang mehr - mit progressiven Gangsprüngen, d.h. engen Gangabstufungen in den oberen Gängen mit ihren hohen Fahranteilen. Das neue Wandler-Fünfgang-Automatikgetriebe ist eine Kombination aus dem oben in Abschnitt 6.2.3 beschriebenen Viergang-Wandler Automatgetriebe W4A 040 und einem nachgeschalteten Planetensatz mit seinen zugehörigen Schaltelementen. Der Drehmomentwandler mit Profildurchmesser 270 mm wurde in der Kennlinie auf den neuen Sechszylindermotor mit Vierventiltechnik M 104 abgestimmt. Zur Unterbringung des Nachschaltsatzes wurde das Gehäuse des Grundgetriebes im hinteren Bereich im Durchmesser vergrößert. Der Nachschaltsatz besteht aus einem einfachen

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe

223

224

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

A

B

I>

I>

Abb.6.77. Getriebe- und Schaltschema des W5A 030 von Abb. 6.76.

Gang 1. 2. 3. 4. 5. R.

K]

• •

•

K2

K3

•

•

• • •

• • •

Cl

C2

•

• •

•

C3

•

C4

•

F!

F2

Übersetzung

•

• • • •

3,871 2,247 1,436 1,000 0,750 - 5,586

•

Planetengetriebe- mit vier Einfachp lanetenrädern: Antrieb am Planetenträger, Abtrieb am Hohlrad (ZHo = 90) und Abstützung am Sonnenrad (zso = 30); das bedeutet eine Schnellgangübersetzung von i s = 0,75: 1. Der Leistungsfluß und die Betätigung der Schalte lemente sind aus Abb . 6.77 ersichtlich. Die Gänge 1 bis 4 werden im Grundgetriebe gebildet. Der Nachschaltsatz läuft verblockt um . In den ersten vier Gängen werden im Zugbetrieb das Sonnenrad und das Hohlrad des Nachschaltsatzes durch ihre Belastungen automatisch über den Freilauf F 2 miteinander verbunden. Parallel zum Freilauf F 2 ist in diesen Gängen die Kupplung K 3 zugeschaltet; sie überträgt die vom Fahrzeug kommenden Sch ubmomente. Im fünften Gang läuft das Viergang-Grundgetriebe verblockt um (die Kupplung K! und K 2 sind geschaltet). Im Nachschaltsatzwird das Sonnenrad über die Lamellenbremse C4 festgehalten. Der Rückwärts-Gang wird nur im Grundgetriebe geb ildet. Im Nachschaltsatz ist die Kupplung K 3 geschaltet.

5-Gang-Automatgetriebe; ZF 5 HP 18 Aus dem Vierganggetriebe 4 HP 18 (Fro nt-Quer, Ravigneaux-Satz, Abschn . 6.2.5) ist durch Anhängen eines weiteren Planetensatzes ein Fünfgang-Automatgetriebe 5 HP 18 für Personenkraftwagen mit Stan dardantrieb (Längseinbau) entstanden, Abb. 6.78. Vortei le : Größere Gesamtspreizung, dadurch bessere Beschleunigungswerte und größere Steigfähigkeit in den unteren Gängen und niedrigere Kraftstoffverbrauchswerte in den hohen Gängen mit langer Übersetzung; gesteigerter Fahrtkomfort; Anwendung z.B. BMW im 6- und 8-Zylinder-Bereich, [147, 152]. In den niederen Gängen 1/2/R übersetzt der zusätzliche Planetensatz bei Antrieb am Hohlrad, Abtrieb am Steg und Festglied am Sonnenrad die Drehzahl um 1,42 : 1 ins Langsame. In den oberen Gängen 3/4/5 läuft der Planetensatz als Block 1 : 1 um. Die Schaltungen und Leistungsflüsse sind identisch mit Gang 2/3/4 von 4 HP 14/1 8, vergl. Abb . 6.85 bis 6.89 .

6.2 Planetengetriebe -

cu

ca, ca,

C

0> V>

=> N c:

g>

LU

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S!2 a...

= .....

Automatgetriebe

225

p...

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~

226

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Abb.6.79. Zf-Fünfgang-Automatgetriebe 5 HP 30.

5-Gang-Automatgetriebe; ZF 5 HP 24 und 5 HP 30 Für Fahrzeuge der Oberklasse wurden zwei Standardantriebe entwickelt: ein "kleines" Fünfgang-Automatgetriebe 5 HP 24 für Fahrzeuge mit 3 I Hubraum und 6 bis 8-Zylinder-Motoren (230 kW, 420 Nm) und ein "großes" Fünfgang-Automatgetriebe 5 HP 30 für solche mit 41 Hubraum und 8 bis 12-Zylinder-Motoren (320 kW, 560 Nm), Abb .6.79. Beide bestehen aus einem hydrodynamischen Drehmomentwandler mit schlupfgeregelter Wandlerüberbrückungskupplung und einem lastschaltbaren Planetengetriebe mit drei einfachen Planetensätzen (Wilsonbauweise, Abb. 7.10 und 7.47/ 7.48). Als Schaltelemente werden drei umlaufende Lamellenkupplungen, vier Lamellenbremsen und zwei Freiläufe verwendet, Abb. 6.80. Beim Schalten von Gang zu Gang wird jeweils nur ein Getriebeteil anders gebunden: In Gang I und 4 ist jeweils nur der dritte Planetensatz in Aktion, in Gang 2 verteilt sich die Leistung auf den zweiten und dritten Planetensatz und in den Gängen 3/5/R sind jeweils alle drei Sätze wirksam. Besondere Anforderungen waren : absolute Wartungsfreiheit über die gesamte-Getriebe-Lebensdauer; z. B. durch ATF-ÖI (halbsynthetisches Hydrocracköl) für eine Lebensdauerbefüllung, hohe Zuverlässigkeit (Nullfehlerstrategie), hoher Bedienungs- und Schaltkomfort, z.B. mehrere Fahrtprogramme durch Schaltpunktsteuerung, adaptive Drucksteuerung zur Anpassung der Ist-Schaltzeit an eine belastungs- und drehzahlabhängige Soll-Schaltzeit, Motoreingriffwährend der Schaltung, umfangreiche Diagnose und Sicherheitsfunktionen. Gg .

A

1.

• • • •

2. 3. 4. 5.

R.

B

C

D

EI

• • • •

• •

E2

F

i

( .)

3,55

•

2,24 1,55

<3 <3

1,00

<3

0.79

•

- 3,68

qJ

1,58 1,45 1,55 1,27

227

6.2 Planetengetriebe - Automa tgetriebe

~ 1. Gong ..

1IWr. ffi!. 1

1

0

0

E2

~

2. Gong .. WK I I I I

I I

3. Gong ..

I I I

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L

4. Gong .. WK I I I

5. Gong ..

R-Gong ..

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L

TIml. TTII1l. rJml. 0

I I

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~

~ ~nl1TijJl.

Abb. 6.80. Schaltung der einzelnen Gänge, 5 HP 30. Die an der Leistungsübertragung beteiligten Elemente sind jeweils stark hervorgehoben.

228

6 Getriebe für Personen- , Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

6.2.5 PKW-Automatgetriebe für Frontantrieb Historisch gesehen ist das lastschaltbare Automatgetriebe im Frontantriebssystem ein Nachzügler zum Standardgetriebe in Längsbauordnung bei Hinterachsantrieb. Durch die Vielfältigkeit der Antriebsstrangführungen vom Motor bis zum Antriebsrad wird es beim Frontantrieb fast unmöglich, in so großzügiger Weise wie beim Standardgetriebe mit einem Grundgetriebe auszukommen [58]: In Abb. 6.81 sind die bekanntesten Varianten in Schemabildern zusammengestellt. Links oben der kompakte Standardantrieb a als Vergleich . In den Ausführungen c und d liegt der Antriebsstrang vom Motor bis zum Ausgang des mechanischen Getriebeteils in einer Achse und der Übergang zu den Antriebsrädern erfolgt zwischen dem hydrodynamischen Wandler und dem mechanischen Getriebeteil. Dies bedingt gegenüber der Standardausführung, daß der me-

Slandardantrieb

d

längsgestellt

Frontontrieb:Molor+Getriebe in Reihe liegend

~

~ t '- - - j!.

I1

5J~llfu~

e

f

längsgestellt

-

[2]~ ~

Frontantrieb: Matar+Getriebe paralle l liegend

Abb.6.81. Antriebsanordnungen Frontantrieb.

quergestellt

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe

229

chanische Getriebeteil umgekehrt angeordnet ist und mehr Wellen ineinander geschachtelt werden müssen . Bei VW-Audi, Renault und Ford werden diese Systeme verwendet. Bei den Ausführungen e und f ist der Wandler ebenfalls direkt am Motor angeflanscht, die Getriebeachse liegt aber parallel zur Motorachse und wird durch einen Ketten- bzw. Rädersatz miteinander verbunden. Typische Vertreter der Anordnung e waren die Getriebe der Oldsmobile Tornado und Cadillac Eldorado Mitte der 60er Jahre . Gegenwärtig ist der "Tercel" von Toyota mit diesem Antrieb ausgerüstet. Das erste Automatgetriebe nach Anordnung fkam von Borg Warner im Austin Morris zum Einsatz . Mit dem selben Antriebssystem sind die X-Cars von GM ausgerüstet. Dort erfolgt der Antrieb auf die Räder nicht über die Stirnräder, sondern über einen Planetenradsatz am Getriebeausgang und eine der Seitenwellen führt koaxial durch das Getriebe zum Antriebsrad. Die Ausführungen e und f haben folgenden Vorteil: Durch die parallele Anordnung des Getriebeteils unter oder unterhalb seitlich des Motors steht dem Getriebe mehr Längenbauraum zur Verfügung und die Originalteile des mechanischen Getriebeteils aus dem Standardantrieb, deren Herstellung sehr hohe Investitionen erfordern, können mit Ausnahme der Gehäuse oftmals weitgehendst verwendet werden. Bei den Anordnungen c und d muß aus Einbauraumgründen das Gesamtlängenmaß Motor und Getriebe so kurz wie möglich gehalten sein. Dies führt beim mechanischen Getriebeteil zu besonderen Konstruktionsmerkmalen; man versucht, die Baugruppe möglichst in- und übereinander zu verschachteln und dies führt zu größeren Durchmessern. Tabelle 6.12 . Technische Daten der ZF-Automatgetriebe mit Frontantrieb Baumuster

4 HP 14

4 HP 18

4HP20

Schn ittbild

Abb .6.82

-

6.91

Räderschema Leistungsfluß

Abb.6.83 -6.90

-

6.92 -6.94

Eingangsdrehmoment für Pkw

100.. . 180

100.. .270

330

Nm

für leichte Nkw

-

100. .. 180

330

Übersetzungen (mechanisch)

I . Gang 2. Gang 3. Gang 4 . Gang R.-Gang

2,41 1,37 1,0 0,74 - 2,83

2,58 1,41 1,0 0,74 - 2,88

2,72 1,48 1,00 0,72 - 2,57

3,07 . . .4,45

2,56 .. .4,2

2,64 . ..4,70

53

58

88

Stimtriebe: (möglicher Übersetzungsbereich auf die Antri ebsachse) Mas se (ohne Wandler)

ca .kg

max . Drehmomentsteigerung der verschiedenen Wandler

1,9. . .2,4

1,8

230

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Für das quergestellte Frontantriebssystem nach Anordnung d gibt es Weiterentwicklungen gemäß Ausführung b. Der ganze Block, Motor, Wandler und mechanischer Getriebeteil ist dort von der Anordnung her identisch mit dem Standardgetriebe. Am Ausgang des Automat-Getriebeteils erfolgt der Abtrieb über zwei Stimradpaare auf das Differential. Ohne Veränderung der Achsabstände können in Grenzen die Konstantübersetzungen auf die Antriebsräder geändert werden. Dieses ist sehr wichtig, wenn das Getriebe für eine große Motor- und Fahrzeugpalette zum Einsatz kommen soll. Die Gesamtanordnung der Ausführung b kann kürzer als Ausführung d bauen. Diese Anordnung findet man im Lancia Beta mit dem AP Getriebe, im Chrysler Horizon mit eigenem Getriebe und in den folgenden ZF-Getrieben.

ZF-Automatgetriebe für Frontantrieb Für Personen- und leichte Nutzkraftwagen mit Frontantrieb bei querstehendem Motor stellt die ZF drei lastschaltbare Automatikgetriebevarianten mit vier Gängen her, Tabelle 6.12. Aufbau der Vierganggetriebe 4 HP 14 und 18, Abb .6.82 und 6.83: Hydrodynamischer Drehmomentwandler 230 Sund 260S mit integriertem Torsionsdämpfer, Viergang-Planetengetriebe (einer Variante des Dreigang-Ravigneaux-Satzes, s. Absehn . 3.3.2 .7 und Tabelle 3.7), zwei Stirnradpaare mit Seitenwellen, Kegelradausgleichsgetriebe.

Abb .6.82. Längsschnitt des ZF-Automatgetriebes 4 HP 14.

231

6.2 Planetenget riebe - Automatg etriebe C'

~o

E n S~ S

~

6

Abb.6.83. Räder sehem a des Getriebe s 4 HP 14. Z I = 34 Z6 = 51 } Z = 59 Z 2 = 18 z: = 16 variabel Z 3 = 26 Z 9 = 59 z. = 82 Z 5 = 29

Abb. 6.84. Leistung sfluß im I. Gang.

A

Die Leistungstlüsse in den einzelnen Gängen sind in Abb . 6.84 bis 6.90 dargestellt. Im 1. Gang arbeitet der Planetensatz als Standg etriebe, Abb. 6.84. Bei stehendem Steg fließt die Leistung nach Passieren des Wandlers und der geschlossenen Kupplung A vom Sonnenrad 1 über die Planetenräder 2 und 3 zum Hohlrad 4 und zum Abtr ieb B . Für den mechanischen Planetenradsatz gilt . I I. Gg.

nA

=-

nB

11AB

.

=

1014

=

11014

nlS

Z.Z3Z2

n4S

Z3Z 2Z 1

82 = 2,412 , 34

= -- = + --- = =

111211231134111.

= 0,95

7.

Bei Einbezug des hydrodynamischen Wandlers ist die Übersetzung zusätzlich mit lIv

= np/nT und der Wirkungsgrad mit nT~T = VII zu multiplizieren. n p1 p

7

Angenommener Wert für drei Verzahnungseingriffe einschließlich Lager.

232

6 Getrieb e für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Im 2. Gang ist der Planetensatz ein reduziertes Planetenkoppelgetriebe mit drei Zentralrädem und einem Steg, Abb. 6.85 und 6.86. Durch die räumlich versetzte Anordnung der Planetenräder 2 und 3 und durch die unterschiedliche Größe des antreibenden Sonnenrads 1 zum stehenden Sonnenrad 5 ist der Kutzbachsche Drehzahlplan relativ aufwendig und darf daher ausgelassen werden. Für die Rechnung stehen die drei Standgetriebe-Übersetzungen i 014, i Ol5 und i 054 (bzw. ihre Reziprokwerte) mit den Standgetriebe-Wirkungsgraden '17014, '17015 und '17054 zur Verfügung. Der Einstieg erfolgt wahlweise mit i Ol4 und i 015. Das Ergebnis wird zeigen, ob die Räderketten 1-2-3-4 und 1-2-3-5 von Wälzleistungen durchflossen werden. Wenn nicht, ist mit i 054 und '17054 zu arbeiten. Ansatz der Standgetriebe-Übersetzungen: . _ nl - ns _ Z4 Z3 Z2 _ 82 _ 2 412 , '014- + - - - + - - +, n4 - ns Z3Z2Z1 34

Hieraus Drehzahlgrundgleichungen: nl - i Ol4n4 = (1 - i 014) ns, nl - i Ol5n5 = (1 - i 015) ns ·

= nJ, = n4, = n5 = 0, = ns, = ns (freie Koppelwelle) .

nA nB nc ns!

Hieraus Übersetzung:

1-~015 =1,369 . '015 1-.1014

Absolutdrehzahlen: nA = nB

=

nl = +1, 1/1,369 = +0,731,

n4 =

nC=n5=0,

nl ns = 1 - i

Ol5

1 = 1,853 = +0,540 .

Relativdrehzahlen gegenüber Steg: = nBS = ncs =

nAS

nA -

nB nc -

ns = +1- 0,540 = +0,460, ns = +0,731 - 0,540 = +0,191, ns = 0,540 = -0,540.

°-

Nach Kenntnis dieser Drehzahlwerte können jetzt die Vorzeichen der Absolutund Relativdrehzahlen, der Drehmomente sowie der Absolut- und Wälzleistungen an den äußeren Anschlußwellen A, Bund ein Abb . 6.86 angeschrieben werden . Eine Wälzleistung fließt von A über die Räderkette 1-2-3-4 nach B und die andere Wälzleistung ebenfalls von A über die Räderkette 1-2-3-5 nach C. Die gewählten Standgetriebe-Übersetzungen i o14 und i o15 repräsentieren also das "wirkungsgleiche" Planeten-

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe

233

C'

r===::;iT.fo

Abb. 6.85. Leistungsfluß im 2. Gang .

A

I±EEJ I±EEJ 8

Abb. 6.86. Reduziertes Planetenkoppelgetriebe. Auszug aus Abb. 6.85. Sonnenrad / = Antrieb A, Hohlrad 4 = Abtrieb B, Sonnenrad 5 = Abstützung C, Steg S = leer mitlaufend, PW14 Wälzleistung über Räderkette 1-2-3-4, P W 15 Wälzleistung über Räderkette /-2-3-5.

koppelgetriebe. Bei Berücksichtigung der Zahn- und Lagerverluste sind die i o mit ihren jeweiligen Standgetriebe-Wirkungsgraden TJo zu multiplizieren. Drehmomentwandlung: IJ=-

1 - i 0 15 TJOl5 1 _ ~015 TJOl5 1014

-1,337.

8

TJo 14

Gesamtwirkungsgrad des Planetensatzes: TJ = -

IJ

i

=-

-1,337 1,369

0,977.

Bei Einbezug des hydrodynamischen Wandlers ist die Übersetzung - wie oben beim 1. Gang - mit lIv und der Gesamtwirkungsgrad mit VIJ zu multiplizieren. Im dritten Gang arbeitet das Getriebe mit Leistungsteilung zwischen Drehmomentwandler und Planetensatz, Abb. 6.87 und 6.88. Im Planetensatz läuft das Sonnenrad 5 leer um. Die Leistungsübertragung erfolgt einmal über den Wandler (mit v und IJ) und der nachfolgenden Räderkette 1-2-3-4 des Plusgetriebes mit

Der zweite Leistungszweig geht vom Antrieb A über den Torsionsdämpfer und der geschlossenen Kupplung E (in Abb. 6.88 nicht eingezeichnet) direkt zum Steg S. 8

Gültig für

1/014 = 1/015 =

0,95 (je drei Verzahnungseingriffe mit Lagern) .

234

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Abb. 6.87. Schaltun g des 3. Gangs .

A

Abb.6.88. Auszug aus Abb .6.87 3. Gang .

ZUf

Vorzeichenbestimmung der Leistung sverzwe igung im

Aus der Standgetriebe-Übersetzung i 014 errechnen sich die Drehzahlgrundgleichungen, die Übersetzung i , die Wandlung f.l und der Gesamtwirkungsgrad 1'/ zu : n1 -

vnA .

I

i 014 n 4 = (1- iOI 4)

n S,

i014 n B = (1 - i 014) nA , nA

--3.Gg. - nB -

i 014 2,412 i 014 + v-I - 2,412 + v-I '

i o14/1'/ 014 i 014 / 1'/014 + V/1'/wandl. - 1 '

_.!!.-

i .

Übersetzung, Wandlung und Wirkungsgr ad hängen im geringen Maße vom Schlupf (1 - v) des Wandlers ab. v

0,80 0,85 0,90 0,95 0,99 1,00

1,090 1,066 1,043 1,021 1,004 1,00

1'/ Wandl.

f.l

1'/

1,00 0,99 0,98 0,94 0,90

-1,087 -1,060 -1,034 -0,996 -0,961

0,998 0,995 0,991 0,975 0,958

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe

235

Abb . 6.89. Leistungsfluß im 4. Gang.

A

Im 4. Gang sind die Kupplungen A und B geöffnet; der hydrodynamische Wandler läuft unbelastet leer um. Die gesamte Antriebsleistung wird mechanisch über den Wandlerdeckel und den integrierten Torsionsdämpfer über den Steg in das Planetengetriebe eingeleitet, Abb. 6.89. Aus der Standgetriebe-Übersetzung . n5 - ns Z4 82 1054= = - - = - - = -2,827 n4 - ns Z5 29

erhält man die Drehzahlgrundgleichung, die Übersetzung i , die Wandlung fJ und den Gesamtwirkungsgrad 1] n5- i 054 n4 = (1 - i 054) ns, 0- i 054nB = (l - i 054) nA,

i = ~ = - i O•54 = 2,827 = 0,739, nB 1 - 10 54 3,827

TB TA

fJ=-=fJ

1]= -j= -

- i 054. 1]054 1 - i 054. 1]054

d. h. Übersetzung ins Schnelle , Schnellgang , Schongang, Spargang;

2,827 ' 0,975 9 1 + 2827 = -0,734 , , · 0975 ,

-0,734 0,739 =0,993 .

Im Rückwärtsgang, Abb. 6.90, ist der hydrodynamische Wandler wieder voll wirksam. Der Planetensatz (Minusgetriebe mit Antrieb am Sonnenrad 5, Abstützung am Steg S und Abtrieb am Hohlrad 4) führt im mechanischen Getriebeteil auf die Übersetzung .

IR.-Gg.

. =~ n5S = - 29 82 = -2828 = 1054 , .

C'

E

4 3

[1 5

5

1

A 9

Angenommener Wert für zwei Zahneingriffe mit Lagern .

Abb. 6.90 . Leistungsfluß im R.-Gang .

6 Getriebe für Personen- , Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

236

-t-Gang-Automatgetriebe, Front-Quer; ZF 4 HP 20

Als Weiterentwicklung der Vierganggetriebe 4 HP 14 und 18 ist das Automatgetriebe 4 HP 20 anzusehen. Die Forderungen waren: Einsatz in PKW und leichten Nutzfahrzeugen, Front-Queranordnung, vier Gänge, kurze Baulänge, niedriges Gewicht, geringe Teilezahl, Leistung 170 kW (bei 6000 - 1) , Drehmoment 330 Nm (bei 3500- 1) . Hieraus entstand eine Neukonstruktion auf der Basis eines Zwei steg-Getriebes mit einfachen Planetensätzen (keine Stufenplanetenräder, keine Planetenradpaare, keine Schaltfreiläufe), Abb. 6.91 und 6.92 . Im 1. Gang sind beide Planetensätze an der Übertragung beteiligt, Abb. 6.93. Die Antriebsleistung fließt über den Wandler und die geschlossene Kupplung B zum rechten Sonnenrad 1. Das linke Sonnenrad 4 wird durch die Bremse F zum Festglied. Auf dem Wege 6-5-52-3-2-51 ergibt sich ein Leistungsrückfluß, der kleiner als die Antriebsleistung ist. Mit i o 13 = - 95/37 = -2,5676 und i 046 = - 8 1/39 = -2,0769 und 17013 = n046 = 0,98 erhält man für Übersetzung, Wandlung und Wirkungsgrad

J1

17

- ~ = 0,978 .

Die rückfließende Leistung am Hohlrad 3 beträgt

Abb.6.91. ZF-Automatgetriebe 4 HP 20.

237

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe F

0

C

ty~ 1wnmJJID 'Q

~

o

~

Abb . 6.92 . Räderschema und SchaItelemente des Getriebes 4 HP 20.

Gang

Wandlerkupplung WK

Kupplung E

B

Bremse C

D

•

l.

2.

o

3.

o

4.

o

• •

•

•

• •

•

R.

F

•

•

o = je nach Betriebszustand

Im 2. Gang fließt die Leistung nur über den linken Planetenradsatz vom Hohlrad zum Steg =

I I - -. -

=

1,481,

1046

J1 = - (1 -

?046) = - 1,472, 1046

1) =

0,994.

Im 3. Gang sind die beiden Kupplungen Bund E geschlossen; der linke Planetensatz läuft leer um, der rechte als Block. Übersetzung i = 1 : 1, Gesatmwirkungsgrad der beiden Planetensätze 1) = 1. Interessant ist die Leistungs- bzw. Drehmomentverteilung infolge der geschlossenen Kupplungen Bund E, Abb. 6.94: Sonnenrad 1 und Kupp-

238

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

+

All

A l!EB

Abb. 6.93. Leistungsfluß im I. Gang, mechanischer Teil; gerasterte Pfeile; Absolutleistung; offene Pfeile: Wälzleistung .

lung B sind mit 0,39 PA beaufschlagt; Kupplung E und Steg S mit 1,39 PA' Das sind für ein blockiertes System geringe Werte. Der 4. Gang ist wieder trivial: Nur rechter Planetensatz in Aktion; Antrieb A Abtrieb B = Hohlrad 3; Festglied C = Sonnenrad 1.

J1 = 1] =

=

Steg S;

- i 0 13 17013 = - 0 7 16 I - i 0 13 17013 "

0,994.

Im R-Gang ist ebenfalls nur der rechte Planetensatz wirksam, und zwar als Standgetriebe iR.-G g.

= i 0 13 = - 2,568.

B

Abb.6.94. 3. Gang: i> I : I (Block), Drehmomentverteilung = Leistungsfluß.

6.2 Planetengetriebe - Automatgetriebe

239

Tabelle 6.13. Zusamm enfassung aller Übersetzungen im Planete ngetriebe Gang

I.

nachgeschaltete Zahnräder, s. Abb. 6.92

Übersetzung i

Gangsprung

Endübersetzung


Z9 / ZIO

Zwischenübersetzung Z7/ZS 66/61

68/59

71/58

1,082

1,153

1,224

2,718 1,835

2.

1,481

61/25

2,440

2,640

2,812

2,987

66/23

2,870

3,105

3,307

3,513

69/20

3,450

3,733

3,976

4,223

73/19

3,842

-

4,428

4,703

1,481 3.

1,000 1,389

4. R.

0,720 Gesamt 3,78

- 2,568

2

3

5

6

Abb .6.95. Längsschnitt durch das Wandler-Dre igang-Transaxle-Getriebe ATX für Frontantrieb, Ford/USA. 1 Sonnenra d R.-Ga ng, über Freilauf mit Turbi ne verbunden; 2 Hohlrad, schrägverzahnt; 3 Planete nträger; 4 Trommel mit Sonn enrad, welches in das brei te Planetenrad eingreift; 5 Freilauf zu 1; 6 Direktgangku pplu ng. s. Text ; 7 2.Gang-Kupp lung oder Zwischenkupplung ; 8 Rückwärtsgangku pplung. 9 Bremsband.

240

6 Getriebe für Personen-, Sport- und Rennsportwagen sowie leichte Lastkraftwagen

Ford Automatie Transaxle ATX Abschließend soll in diesem Abschnitt über Frontantriebe noch das von Ford/USA neu entwickelte Wandler-Dreiganggetriebe ATX (Automatie Transaxle) in Kompaktbauweise mit Achsgetriebe vorgestellt werden, Abb. 6.95 [76]. Es besteht aus einem hydrodynamischen Wandler, einem Planetensatz (als Sammelgetriebe, rechts neben dem Turbinenrad), einem Ravigneaux-Satz'" (als Schaltgetriebe) mit drei Lamellenkupplungen und einer Bandbremse, sowie drei Stirnrädern als Endabtrieb und einem Kegelradausgleichsgetriebe.

Leistungsverlauf in den einzelnen Gängen : 1. Gang :

Wandler und Ravigneaux-Satz, Antrieb = kleines Sonnenrad, = Steg, Abtrieb = großes Sonnenrad, über Bandbremse 9, Abstützung leer mitlaufend = kleines Sonnenrad, Übersetzung 2,79:1, Anfahrübersetzung mit Wandler 5,6:1.

2.Gang:

Leistungsverzweigung: 62 % mechanisch vom Wandlerpumpenrad über einen Schwingungsdämpfer (Kombination aus Federdämpfer und Reibungsdämpfer) direkt zum Hohlrad des Planetensammelgetriebes, 38 % hydraulisch über den Wandler zum Sonnenrad des gleichen Planetensamrnelgetriebes . Zusammenfassung der Leistungen am Steg und Weiterleitung über die Zwischenkupplung 7 zum Hohlrad des Ravigneaux-Satzes; dort gilt Antrieb = Hohlrad, = Steg, Abtrieb = großes Sonnenrad, über Bremsband 9, Abstützung leer mitlaufend = kleines Sonnenrad, Übersetzung 1,596:1.

3.Gang:

Leistungsverzweigung durch zusätzliches Schließen der Direktgangkupplung 6 wird im Ravigneaux-Satz das kleine Sonnenrad und das Hohlrad zu einem Block verbunden . Dadurch läuft auch das Planetensammelgetriebe als Block um. Übersetzung 1:1 Drehmoment- bzw. Leistungsaufteilung: 93 % mechanisch, 7 % hydraulisch. Re-Gang : Wandler und Ravigneaux-Satz Antrieb = kleines Sonnenrad, = Steg, Abtrieb = Hohlrad, über Rückwärtsgangkupplung 8, Abstützung leer mitlaufend = großes Sonnenrad, Übersetzung 2,032:1, Anfahrübersetzung mit Wandler 4,6:1.

IOVgl.Tabelle 3.7 und Abb. 6.83.

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Historie Bereits 1759 hat sich James Watt mit der Verwendung von Dampfmaschinen in Straßenfahrzeugen befaßt und 1784 hat er für ein mehrstufiges Zahnradgetriebe solcher Straßendampfwagen ein Patent erhalten, Abb.7.1. Er nennt diese Einrichtung eine "gewisse neuartige Verbesserung an Feuer- und Dampfmaschinen, sowie von diesen angetriebenen Arbeitsmaschinen". In der Beschreibung heißt es wörtlich: "Um der Arbeitsmaschine eine größere Leistungsfähigkeit zu verleihen, wenn schlechte Straßen oder starke Steigungen es erfordern, ordne ich auf der Achse des Wagens zwei oder mehrere Zahnräder mit verschieden großem Durchmesser an", [95]. Damit war das Vorgelegegetriebe (mit Dauereingriff der Zahnräder und Klauenkupplung) geboren . Weitere wichtige Elemente und Patente für Fahrzeuggetriebe: 1821 1827

Im brit. Patent von Griffith wird ein 2-Gang -Getriebe in Verbindung mit einem Dampfmaschinenantrieb beschrieben, bei dem die Zahnräder im Stillstand axial verschoben werden, Abb . 7.2. Die erste Anwendung eines Differentials im Straßenfahrzeug stammt von Pecqueur, Frankreich.

Watt- Patent 1784

Abb.7.1. Schaltgetriebe für Straßen dampfmaschine, James Watt 1784.

242

a

g

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

243

Griffith

Pecqueur

Bodmer

Seiden - Potent

1821

1827

1834

1879

Abb.7.2. Getriebe und Schaltelemente des 19.Jahrhunderts.

1834

1879

Von George Bodmer (England) wurde erstmalig ein Planetengetriebe mit festzubremsendem Hohlrad durch Festziehen eines Bremsbands vorgeschlagen. Es ist dies das erste Planetengetriebe als Übersetzungsorgan. das zum Antrieb eines Fahrzeugs während der Fahrt schaltbar war. Im Patent von Seiden (Amerika) wird erstmals auf die Notwendigkeit einer Kupplung zum Abtrennen des Motors vom Fahrzeugantrieb (Wechselradgetriebe mit Schieberädern und Rückwärtsfahreinrichtung) hingewiesen. Weiterhin hat Seiden das Einkapseln sämtlicher Zahnräder vorgeschlagen.

Heutige Schaltelemente sind in Abb. 7.3 dargestellt. Die ungefähre chronologische Entwicklung der Nutzfahrzeuggetriebe ist in Abb.7.4 wiedergegeben. Sie begann mit einfachen viergängigen Vorgelegegetrieben mit geradverzahnten Schieberädern. Es folgten die Klauen- und Allklauengetriebe, bei denen ein Teil oder sämtliche Laufverzahnungen im Dauereingriff bleiben und die seitlich der Stirnräder befindlichen klauenartigen Kurzverzahnungen durch Schiebemuffen mit ihren Wellen verbunden werden. Auf Grund des Dauereingriffs konnten die Laufverzahnungen mit schrägen Zähnen versehen, geschliffen und auf Laufruhe gezüchtet werden. Zur Schalterleichterung wurden die Klauen mit Synchronisier- und Sperrsynchronisiereinrichtungen ergänzt. Dieser Stand ist auch bei heutigen handgeschalteten Synchrongetrieben noch die Norm. Die Gangzahl des reinen VorgelegeSchaltgetriebes hat sich dabei auf fünf und sechs erhöht. Auf Grund der Erfahrungen mit Föttinger-Kupplungen und -Wandlern in Personenwagengetrieben fand die Hydrodynamik auch in Nutzfahrzeugen Eingang; in Lastkraftwagen langsamer und in Omnibussen schneller, da man dort infolge des dichten Straßenverkehrs und der kurzen Haltestellenabstände (Stadtbusse) eine Schalterleichterung und im Fernverkehr (Reisebusse) einen größeren Fahrkomfort verlangt. Mit Hilfe von (vorwiegend hydraulisch betätigten) Kupplungen können die Gangwechsel unter Last und ohne Zugkraftunterbrechung vollzogen werden. Damit eröffnete sich der Übergang zu halb- und vollautomatischen Lastschaltgetrieben in Vorgelege- und Planetenbauweise.

+Abb. 7.3. Schaltelemente in Fahrzeuggetrieben. a) Schubzahnräder; b) formschlüssige Kupplungen (Schaltmuffen mit Klauen) für Getr iebe mit Laufverzahnungen im Dauereingriff; c) formschlüssige Kupplungen als Stiftschaltung; d) formschlüss ige Kupplungen mit Reibungsvorkupplung (Synchronisierung); e) formschlüssige Kupplungen mit Sperrsynchronisierung, die das Schalten nur bei Gleichlaufdrehzahl zuläßt ; f) formschlüssige Kupplungen mit Servo-Sperrsynchronisierung zur Verringerung der Schaltkraft ; g) reibungsschlüssige Kupplungen, z. B. Lamellenkupplung, für die Schaltung unter Last; h) Bremsen an Zentralrädern oder Steg bei Planetengetrieben für die Schaltung unter Last.

244

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

b

e

g

h

Abb. 7.4. Entwicklungsreihe der Nutzfahrzeuggetriebe. a) Getr iebe mit Schieberädem; b) Getriebe mit Klauenschaltung; c) Synchrongetriebe; d) Getriebe mit hydroWandler, Trennkupplung und nachgeschaltetem Synchrongetriebe, teils halbautomatisch; e) Getriebe mit Lamellenkupplungs-Schaltung; f) Getriebe mit Wandler und nachgeschaltetem VollastSchaltgetriebe, Halb- oder Vollautomat; g) Hydro-Planetengetriebe; h) Lastschaltgetriebe, Vollautomatik.

Abb.7 .5. Das erste ZF-Dreigang -Einheitsgetriebe für Lastwagen (1925).

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

245

Hierzu einige.historlsche" Beispiele: Im Jahr 1925 entstanden die ZF-Einheitsgetriebe für verschiedene Fahrzeuge mit Eingangsdrehmomenten bis 450 Nm . Obwohl die Klauenschaltung bereits bekannt war, entschied man sich bei der Drei- und Viergang-Ausführung für die preisgünstigeren Schieberäder mit geraden Zähnen, Abb. 7.5 [97). Die Einheitsgetriebe waren einfach im Aufbau, die Graugußgehäuse hatten erstmals keine Lagerbüchsen und auf besondere Axiallager wurde verzichtet. Wie bei PKW-Getrieben wurde auch beim Lastwagen die Forderung nach Laufruhe der Gebrauchsgänge gestellt . Die Fünfgang-Getriebe, Abb. 7.6, erhielten für die oberen Gänge synchronisierte Schrägverzahnungen (Dauereingrift) und für die unteren Gänge gerade Schieberäder ohne Schalthilfe. Die Anwendung von schrägverzahnten Schieberädem war nur vorübergehend. Das mit Elektrokupplungen arbeitende 6-Gang-Lastschaltgetriebe, Abb.7.7, bei dem mit vier geschliffenen Schrägräderpaaren sechs Gänge erzielt wurden, fand besonders in Schienenfahrzeugen und Omnibussen Verwendung . Dieses Getriebe kann als erstes Seriengetriebe mit Lastschaltung für alle Gänge bezeichnet werden .

Abb. 7.6. ZF-Fünfgang-Lastwageneinheitsgetriebe (1933).

Abb .7.7. ZF-Sechsgang-Elektrogetriebe bis 250 PS, lastschaltend (1938).

246

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Abb .7 .8. Viergang-Vorgelegegetriebe des Gelenkbusses Saurer 4 HP mit achsversetzter An - und Abtriebswelle und hydraulisch betätigten Mehrscheibenkupplungen.

Stellvertretend für die Getriebe mit hydraulisch betätigten Schaltkupplungen ist in Abb. 7.8 ein Viergang-Vorgelegegetriebe von Saurer gezeigt, [101]. Die Gänge werden durch einen Hebel elektrisch vorgewählt und beim Treten des Kupplungspedals durch hydraulisch betätigte Mehrscheibenkupplungen geschaltet. Die Übersetzung des 1. und R.-Gangs erfolgt in drei Stufen, der 2. und 4. Gang ist dagegen einstufig. Die drei Stirnradpaare sind schrägverzahnt und je zu ihren beiden Seiten kugelgelagert, wodurch Wellendurchbiegungen ausgeschaltet werden und sich ein sehr ruhiger Lauf ergibt. In Stadtomnibussen, Kommunalfahrzeugen und Schienenfahrzeugen, wie Triebwagen und Grubenlokomotiven, ist die kupplungsfreie Bedienung und der durch eine Fingertippschaltung ausgelöste automatische Gangwechsel eine wichtige und verbreitete Vorstufe vollautomatischer Wandlergetriebe. Für diesen Verwendungszweck wurden bereits vor mehr als drei Jahrzehnten "Hydromedia-Dreiganggetriebe" in Vorgelegebauart entwickelt, Abb.7.9. Der Trilok-Wandler (mit einer Anfahrwandlung von Po = 2,5 bis 3,3) wirkt nur im ersten und im Rückwärtsgang . Dabei geht die Leistung nach Passieren des Pumpen- und Turbinenrads über die linke Konstante auf die Vorgelegewelle und dann über die 1.-Gang-Kupplung bzw. über die in Abb.7.9 nicht sichtbare R.-Gang-Klauenkupplung auf die koaxiale Abtriebswelle zurück . Im 2. und 3. Gang wurde der Wandler zur Wirkungsgradverbesserung mit einer Zahnwelle umgangen.

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

247

Abb.7.9. ZF-Hydromedia-Getriebe 3 HM-60: Wandler und Dreigang-Vorgelegegetriebe . I Lamellenkupplung 1. Gang ; II Lamellenkupplung 2. Gang ; III Lamellenkupplung 3. Gang .

Abb.7.10 . Viergang-Planetengetriebe (Wilson) von Self-Changing Gears Ltd . mit halb- oder vollautomatischer, pneumatischer oder hydraulischer Schaltung.

Unter den ersten Planetenschaltgetrieben für Nutzfahrzeuge ist das Wilson-Getriebe das bekannteste, Abb. 7.10 und 7.11. Aus den früheren Patenten von Wilson hatte sich für Nutzfahrzeuge und Busse das Modell RV 28 entwickelt, welches von Self-Changing Gears Ud. und in Lizenz von Leyland hergestellt wurde. Das Getriebe besteht aus vier Planetensätzen mit je einem Sonnenrad, fünf Planetenrädem und

248

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Abb .7.11. Schnitt durch einen Planetensatz nach Abb. 7.10.

einem Hohlrad, die untereinander so verbunden sind, daß durch Schließen jeweils nur einer Bandbremse oder einer Kupplung vier Vorwärtsgänge und ein Rückwärtsgang entstehen, [96]. Der Weg zu heutigen modernen Nutzfahrzeuggetrieben Nach diesem Rückblick soll nun auf den heutigen Stand übergeleitet werden. Im Vergleich zu PKW-Getrieben ist die Stückzahl bei den Getrieben für Nutzfahrzeuge und Arbeitsmaschinen seit jeher klein oder mittelgroß. Das zwang zu einem Baukastensystem mit einem im Mittelpunkt stehenden Handschaltgetriebe (Grundgetriebe) mit fünf oder sechs synchronisierten oder klauengeschalteten Gängen und Zusatzaggregaten (wie Wandler, Schaltkupplung, Retarder, Nebenabtriebe, Verteilergetriebe) auf der An- und Abtriebsseite, Abb. 7.12. Im weiteren Verlauf wurden die Grundgetriebe zu Kombinationen mit vor- und/ oder nachgeschalteten Split- und Bereichsgruppen erweitert; oder an ihre Stelle treten halbautomatische Synchrongetriebe mit Wandlerschaltkupplungen, automatisierte Synchrongetriebe oder vollautomatische Lastschaltgetriebe. Die Reihenfolge der hier beschriebenen Getriebeausführungen ist in Tabelle 7.1 wiedergegeben.

7.1 Mechanische Handschaltgetriebe mit fünf und sechs Gängen ZF-Ecolite-Baureihe

Für leichte und mittlere LKW sind niedrige Kosten pro Tonne Nutzlast und die Entlastung des Fahrers entscheidende Kriterien. Auf das Getriebe bezogen, bedeutet das: Herabsetzung des Gewichts und der Schaltkraft, z. B. durch Leichtmetallgehäuse und Kurzweg-Synchronisierungen. Diese Forderungen werden speziell von der EcoliteBaureihe erfüllt, Abb. 7.13 und 7.14, technische Daten Tabelle 7.2. Merkmale des Baumusters S 5-42:

7.1 Mechanische Handschaltgetriebe mit fünfund sechs Gängen

Antriebsseite

249

Abtriebsseite

Abb .7.12 . Baukastenreihe für Nutzfahrzeuggetriebe. 1 Allklauen- oder Synchrongetriebe; 2 Kupplungsglocke (nach SAE- bzw. ISO-Norm); 3 Kupplungsbremse (Anschluß an Vorgelegewelle); 4 Vorschaltsplitgruppe oder -wendegetriebe; 5 motorabhängiger Nebenabtrieb; 6 Wandlerschaltkupplung (WSK); 7 kupplungsabhängige Nebenabtriebe; 8 Allradverteilergetriebe; 7 fahrabhängiger Nebenabtrieb; 8 kupplungsabhängige Nebenabtriebe; 9 Adapter für Retarderanbau; 10 Adapter für Parkbremse; 11 Verteilergetriebe für Allradantrieb.

250

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Tabelle 7.1. Übersicht und Gliederung der in Kap. 7 beschriebenen Getriebe für Nutzfahrzeuge, LKW und Omnibusse Abschn.7.1 Handschaltgetriebe, 5 und 6 Gänge Abb. ZF Mercedes-Benz Mercedes-Benz Eaton

5 + 6-Gang 5-Gang 6-Gang 6-Gang

7.13 -7.14 7.15 7.16 7.17

Abschn. 7.2 Handschaltgetriebe, 8 bis 16 Gänge Eaton ZF Eaton ZF ZF Mercedes-Benz Volvo Volvo Fuller Eaton

9-Gang 2 x 6 = 12-Gang 4 x 3 = 12-Gang 9-Gang 2 x4 x 2 = 16-Gang 2x4x2= 16-Gang 2 x 3 x 2 = 12-Gang 2 x 4 x 2 = 16-Gang 13-Gang 2 x 4x 2 = 16-Gang

7.18 7.21-7.24 7.25 -7.26 7.27 7.28 -7.31 7.32 7.33 7.34 7.36 7.37 -7.38

Abschn.7.3 Halbautomatische Schaltgetriebe ZF Fiat

Transmatic Hydro-Trans

7.39 7.43 -7.44

Abschn.7.4 Automatische Synchrongetriebe ZF

Ecosplit mit AS

7.46

Abschn.7.5 Vollautomatische Wandler-Schaltgetriebe SCG Mercedes-Benz Mercedes-Benz Mercedes-Benz ZF Voith Voith Renk Renk Saab Scania Allison Allison

4-Gang Wilson 4-Gang Transp. 3-Gang 4-Gang 4-5-6-Gang Ecomat 3-GangDIWA 3-Gang Midimat 4-Gang Doromat 5-6-7-Gang Remat 4-Gang 4-Gang 6-7-Gang MD, HO

7.47 -7.48 7.49 -7.50 7.51 -7.52 7.53 7.57-7.68 7.69 -7.70 7.71 -7.72 7.73 -7.74 7.75 7.76 7.77 7.78 -7.84

Aluminium-Druckguß-Gehäuse mit quergeteiltem Topfgehäuse mit nur einer Trennfläche im abtriebsseitigen Bereich ; dadurch besonders verdrehsteif und öldicht, mit oder ohne Kupplungsglocke. Schrägverzahnung mit großer Überdeckung für hohe Laufruhe. Kurzweg-Synchronisierung für niedrige Schaltkraft. Kreuzgelenkschaltung mit hohem Wirkungsgrad, mit Einfederungsmechanismus für präzise Gassenfindung und Durchschaltservoeffekt.

7.1 Mechanische Handschaltgetriebe mit fünf und sechs Gängen

251

900 Nm

650

13

16

161281

16(32) I

Abb .7.13. ZF-Ecolite-Baureihe. Fünf- und Sechsgang-Getriebe für NKW der leichten Mittelklasse bis ca. 900 Nm.

Tabelle 7.2. Technische Angaben der Zf' -Ecolite-Baureihe Baumu ster

Synchrongetriebe

S 5-42

S 5-48

S 6-36

S 6-66

Klaue ngetriebe

-

-

-

K 6-66

IV

Eingangsdrehm oment max. Nm' Stand ardÜbersetzungen

Lkw-Einsatz 420

a

550

-

540

670

-

670

-

-

650

650

-

900

-

900

550

7,55

6,56

5,72

4,14

8,15

6,98

6,69

8,97

7,43

6,93

9,06

7,36

6,78

6,37

2. Gang

3,89

3,48

2,94

2,37

4,36

3,74

3,29

5,22

4,32

4,03

5,25

4,27

3,93

3,71 2,15

~

3. Ga ng

2,18

2,04

1,61

1,42

2,50

2,35

1,78

3,10

2,57

2,36

3,25

2,76

2,41 -

4. Ga ng

1,35

1,26

1,0

1,0

1,47

1,42

1,0

1,96

1,62

1,40

1,98

1,85

1,51

1,36

5. Ga ng

1,0

1,0

0,76

0,77

1,0

1,0

0,75

1,33

1,21

1,0

1,36

1,25

1,0

1,0

6. Ga ng

-

-

-

-

-

-

-

1,0

1,0

0,80

1,0

1,0

0,83

0,82

R.-Gang

- 6,76

- 6,01

- 5,24

- 3,79

- 7,13

- 6,11

- 5,86

-8 ,05

-6 ,67

- 8,27

- 6,72

- 6,34

- 5,88

Tacho

1,545

1,545

1,545

angeflanscht am Motor stehend

angeflanscht am Motor, stehend, liegend links bzw, liegend rechts

angeflan scht oder getrennt vom Motor stehend, liegend links oder stehend oder liegend links liegend rechts

S-Getriebe

sämtliche Vorwärtsgänge sperrsynchronisiert, R.-Gang klauen geschaltet oder wahlweise sperrsynchronisiert

- 6,22

1,545

l

Vorwärtsgänge sperrsync hron isiert, R.-Gang mit Klauenschaltung

Drehwellenschaltun g für Fernbedienung Kn üppe l- oder Drehwellen schaltung Drehwellensch altu ng oder zentrale Knüpp elschaltun g (Der Anschluß der Drehwellenschaltung kan n den Einbaubed ingungen im Fahrze ug weitgehe nd augepaßt werden) S-Get riebe

Cl

"Ei. "er "21 ....

Z

~

pr>

[ ~" ."on o

~

@

@ r'

g;

alle Vorwärtsgänge un d der Rückwärtsgang mit Klauenschaltung

I

Schaltbet ätigu ng

Öleinfüllmenge (bei Erstbefüllung) ca.dm'

480

IV

540

1. Gang

K-Getriebe

Masse ca. kg

560

Bus-Einsatz

Einba u

Schaltung

460

v-

[

i

;:1

§

67

82

99

145

K-Getriebe

-

-

-

137

§

stehend

3,5

5,0

5,0

6,0

5' con

liegend

-

7,0

7,5

9,0

"

Richtwert (abhängig von Fahrzeuga rt und Fahrzeug daten sowie den Einsatzbe dingungen)

0.

o

on

7.1 Mechanische Handschaltgetriebe mit fünf und sechs Gängen

1.Gang Z. Gang 3.Gang (Gang - - -- - - - - -- - - - - -

~l-~===_==;==c==== ---,I

5.Gang ~;,::R-Gang

253

Abb.7.14. Längsschnitt des Baumusters S 5-42 der ZFEcolite Baureihe.

5- und 6-Gang-Getriebe; Mercedes-Benz

Auch die bei den nächsten Beispiele von Mercedes-Benz zeigen einen ähnlichen Aufbau. 5-Gang-Schaltgetriebe G 16 (Abb . 7.15) und G 28 (ohne Bild): eingesetzt im MB-Transporter "Sprinter", Übersetzungsbereich 4,87 bis 0,78 bzw. 5,05 bis 0,78 , Drehmoment 160 Nm bzw. 280 Nm, Gewichtsoptimierung durch Alu-Gehäuse mit integrierter Kupplungsglocke, Geräuschoptimierung durch Schrägverzahnungen sämtlicher Laufverzahnungen, Schaltkraftreduzierung durch Doppelkonussynchronisierung im 1./2. Gang, Kostenoptimierung durch Einsatz gestanzter Schaltungsteile. 6-Gang-Schaltgetriebe G 4/65-6, Abb. 7.16: max. Motorleistung 150 kW/640 Nml2 600 rnin ", max. Lastzuggewicht 32 t, Übersetzung im 1. Gang 9,0, Außensynchronisierung 1.-6. Gang, DrehkopfschaItung mit gleichen Schaltteilen für Links- und Rechtslenker.

254

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Abb.7.15. Län gs- und Querschnitt des Fünfgang-Schaltergetriebes G 16, Mer cede s Benz.

7.1 Mechanische Handschaltgetriebe mit fünf und sechs Gängen

6.

255

5. 4.

Abb . 7.16 . Sechsgang-Schaltgetriebe G 4/65-6 /9,0 (Mercedes-Benz).

Synchrongetriebe-Reihe; Eaton Für Nutzfahrzeuge bis zu 32,5 t Gesamtgewicht mit Eingangsdrehmomenten bis zu 1100 Nm bei Motorleistungen bis zu 200 kW hat jetzt auch Eaton eine Baureihe von 5-, 6- und 9-Gang-Synchrongetrieben entwickelt, s. Tabelle 7.3. Bei den Gehäusen, Synchroneinrichtungen, Lagern und Schaltmechanismen wurden gleichartige Baugruppen in Modulbauweise verwendet. So zeigt Abb. 7.17 einen Perspektivschnitt der Sechsganggetriebe 4106 und 5206 mit einem zweiteiligen Topfgehäuse (AluminiumDruckguß) und Abb. 7.18 das Neunganggetriebe 6109 und 8209 (5-Gang-Basisgetriebe + Planeten-Nachschaltgruppe) mit einem dreiteiligen Topfgehäuse mit gleichen Gehäuse-Vorderteilen. Die Gänge der Grundgetriebe werden einheitlich durch einen Ein-Schienen-Schaltmechanismus geschaltet, die Nachschaltgruppe pneumatisch.

N

Tabelle 7.3. Eaton-Synchrongetriebe für mittlere und mittel schwere Nutzfahrzeuge

u.

0\

Baureihe

Gänge

Max . Eingangsdrehmoment (Nm)

Über setzungen

K

(2) Länge Gewicht (mm) (kg)

(I)

I

2

3

4

5

6

FS-5105A

5

650

7,11

3,84

2,28

1,46

1,00

FS-4106A FSO -4106B FS-4106B FS-5206A FS-5206B

6 6 6 6 6

640 650 650 700 700

9,03 6,08 7,54 9,03 7,54

5,25 3,53 4,38 5,25 4,38

3,10 2,09 2,80 3,10 2,80

2,00 1,35 1,87 2,00 1,87

1,38 1,00 1,30 1,38 1,30

1,00 0,79 1,00 1,00 1,00

FS-6109A FSO-6109A FS-8209A FSO-8209A

9 9 9 9

930 930 1100 1100

8,81 6,59 8,81 6,59

6,55 4,90 6,55 4,90

4,77 3,55 4,77 3,55

3,55 2,65 3,55 2,65

2,48 1,86 2,48 1,86

1,85 1,38 1,85 1,38

FS-4005A FS-4005B FS-4005C FS-5005A FS-5005B FS-5005C FS-6105A FS-6105B

5 5 5 5 5 5 5 5

570 570 570 700 700 700 850 850

8,05 6,99 6,99 7,52 6,82 6,82 7,22 7,22

4,35 3,78 3,78 4,35 3,68 3,68 3,89 3,89

2,45 2,13 2,13 2,54 2,15 1,99 2,22 2,22

1,48 1,28 1,17 1,52 1,28 1,17 1,39 1,27

1,00 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00

FS-5106A FS-6206A FS-7206A FS-8206A

6 6 6 6

700 800 1000 1180

9,01 9,01 9,00 9,00

5,27 5,27 4,98 4,98

3,22 3,22 2,98 2,98

2,04 2,04 1,89 1,89

1,36 1,36 1,32 1,32

12,64 9,45 12,64 9,45

(I) von Anschlußfläche Kuppl ungsgehäuse an das Getriebe bis Anschlußfläche Gelenkwelle. (2) ohne Kupplungsge häuse, mit Standardschaltung und Abtriebsflansch.

1,00 1,00 1,00 1,00

7

1,34 1,00 1,34 1,00

8

1,00 0,75 1,00 0,75

R

- 6,35

526

106

-

8,07 5,43 6,74 8,07 6,74

555 555 555 555 555

117 117 117 117 117

-

13,2 1 9,88 13,2 1 9,88

690 690 690 6<)0

152 152 152 152

-

8,05 6,99 6,99 6,27 5,30 5,30 7,22 7,22

515 515 515 589 5.89 589 650 650

94 94 94 104 104 104 154 154

-

8,63 8,63 8,00 8,00

650 650 724 724

155 156 177 180

-..l

Cl ~

::1 .

g.. "21 "1

~

~

J 00

(")

I @

r-

'" ~ öl

I §

c,

o

§

Ö' ~ 00

"

7.2 Mechanische Handschaltgetriebe mit acht bis sechzehn Gäng en

257

Abb . 7.17. Sechsgang-Synchrongetriebe, Eaton 410 6 und 5206 .

Abb. 7. 18. Neungang-Synchrongetriebe, Eaton 6 109 und 8209. Dies es Getriebe mit nachgeschalteter Berei chsgruppe gehört eigentlich in den Abschnitt 7.2. Um die Tabell e 7.3 nicht zu teilen, ist es abe r hier zusammen mit den anderen Eaton-G etrieben aufgeführt.

7.2 Mechanische Handschaltgetriebe mit acht bis sechzehn Gängen Vorgelegegetriebe mit acht und mehr Gängen können nicht durch ein belieb iges Nebeneinander von Zahnradpaaren gebildet werden. Das Getriebe würde zu lang, die Wellen würden sich zu stark durchbiegen und die Zahnräder zu wenig übertragen. Gangzahlen über sechs werden deshalb vornehmlich durch vor- oder nachgeschaltete Gruppengetriebe gebildet , die am Haupt- oder Grundgetriebe angeschraubt oder in das Getriebegehäuse integriert werden. Dabei besteht die Möglichkeit, die Übersetzungen beider Getriebe so zu wählen, daß mit dem Gruppengetriebe enge Zwischen-

258

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Abb.7.19. Feinunterteilung des Übersetzungsbereichs von Schaltgetrieben durch vorgeschaltete Splitgruppe . Gangabstufung, wenn das Schaltgetriebe mit 16 Gangstufen gefahren wird.

v

v Abb. 7.20. Erweiterung des Übersetzungsbereichs von Schaltgetrieben durch nachgeordnete Gruppengetriebe. Gangabstufung, wenn das Schaltgetriebe als B-Gang-Getriebe gefahren wird.

stufen erreicht werden, Abb. 7.19, oder daß mit dem Haupt- und Gruppengetriebe zwei Übersetzungsbereiche hintereinander durchfahren werden, die entweder unmittelbar aneinander anschließen, Abb. 7.20, oder soweit auseinander liegen, daß man von einem "Mehrbereichsgetriebe" mit einer "Gelände- und Straßengruppe" spricht. Schaltgetriebe mit Splitgruppe; ZF S 6-36

Als Vertreter der feingestuften Schaltgetriebe mit Splitgruppe ist in Abb. 7.21 das ZF-Synchroma-Getriebe S 6-36 dargestellt. Es besteht aus einem Sechsgangteil mit integrierter Splitgruppe , d. h. zwei Konstanten mit verschiedenen Eingangsübersetzungen i K I = -43/17 =-2 ,529 und i K2 = -44121 = -2,095. Die Standard-Übersetzungen für drei Ausführungen mit unterschiedlichen Gesamtübersetzungen (beginnend mit dem 1. Gang) für verschiedene Motoren und Hinterachsen sind in Tabelle 7.2 (rechts) aufgeführt, Der Sechsgangteil mit R.-Gang wird mechanisch über eine Drehwellenschaltung betätigt. Die integrierte Splitgruppe wird pneumatisch geschaltet und zwar mit einem am Schalthebel angebrachten Vorsteuerventil (Kipphebel, Abb. 7.30). Mit der Splitgruppe kann die Gangzahl des Getriebes verdoppelt werden, d.h. der Stufensprung der

7.2 Mechanische Handschaltgetriebe mit acht bis sechzehn Gängen

259

Abb. 7.21. ZF-Synchroma-Getriebe S 6-36 mit vorgeschalteter integrierter Splitgruppe , 2 x 6 = 12 Gänge .

Abb. 7.22. Beispiel einer Drehwellen-Fernschaltung, dargestellt an einem Fünfganggetriebe mit Schubstangen (ZF).

sechs Gänge wird im Mittel halbiert und somit der gesamte Übersetzungsbereich in zwölf feine Gangabstufungen aufgegliedert. Je nach Einsatzbedingungen des Fahrzeugs besteht die Möglichkeit, sämtliche Gänge oder auch nur einzelne Gänge zu splitten. Die erwähnten Schalthilfen sind in Abb. 7.22 bis 7.24 erläutert. Abbildung 7.22: Drehwellenschaltung für Getriebe mit Schubstangen. Durch Umdrehen des Schalthebelfestlagers und des gekröpften Stangenkopfes kann man sowohl die Wähl- als auch die Schaltrichtung umkehren und sich dem jeweiligen Fahrzeug anpassen.

260

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Abb.7 .23. Fernschaltung mit Fernschaltbock, Drehwelle und schwingend gelagerten Schaltgabeln (ZF).

Abbildung 7.23: Drehwellenschaltung für Getriebe mit Schaltschwingen. Die üblichen Schubstangen mit den daran befestigten Schaltgabeln sind durch ein Paket Flachbänder ersetzt, die über Drehgelenke und Schaltschwingen mit ihren jeweiligen Schaltgabeln verbunden sind. Die Schaltschwingen sind rahmenförmig gestaltet und in der Mitte oder an ihren unteren Enden mit Nadellagern am Gehäuse angelenkt. Jedes Flachband bildet mit seiner Schaltschwinge ein Schubkurbelgetriebe, s. auch perspektivische Darstellung und Ansichten in Abb.6.1 und 6.3. Durch diese Konstruktion wird der gesamte Schaltmechanismus leichtgängig und zugleich stabil. Je nach dem, ob die Schaltschwinge in der Mitte oder an ihrem unteren Ende im Gehäuse gelagert ist, lassen sich die Schaltrichtungen umkehren und sich somit mit dem Schaltknüppel vielfache Schaltbilder verwirklichen . Abbildung 7.24: Pneumatische Schalthilfen zur Fernbedienung von Split- und Bereichsgruppen verringern Schaltkräfte und verkürzen Schaltwege. J2-Gang-Getriebe; Eaton Twin Splitter

Beim Twin-Splitter-Getriebe von Eaton ist die Splittergruppe dem Grund- oder Hauptgetriebe nachgeschaltet, Abb. 7.25 und 7.26. Die Bauart 4 x 3 besteht aus einem Hauptgetriebe mit vier Vorwärtsgängen und einem Rückwärtsgang und einer nachgeschalteten Getriebegruppe mit drei Splitg ängen, Jeder Gang kann somit dreimal gesplittet werden; damit stehen insgesamt zwölf Vorwärtsgänge zur Verfügung . Das Hauptgetriebe hat zwei Vorgelegewellen (Leistungsteilung), die Splittergruppe eine Vorgelegewelle. Das 4 x 3 Twin Splitter Getriebe TS/TSO-11612 ist ausgelegt für den Einsatz im schweren Nutzfahrzeug mit 40 t Gesamtzuggewicht und für Motoren mit einem Drehmoment bis 1560 Nm. Die Ausstattung des Twin-Splitter-Getriebes mit einer elektronischen Steuerung (Fingertippschaltung, Ganganzeige, Schalten ohne Kupplungsbetätigung) führt die Bezeichnung Eaton-SAMT-Getriebe.

7.2 Mechanische Handschaltgetriebe mit acht bis sechzehn Gängen

261

6

Abb.7 .24. Pneumatische Schalthilfe. 1 Steuerventi1; 2 Hebel für Schaltungsanschluß; 3 Schaltgestänge; 4 Zweistellungs-Druckluftzylinder; 5 hydraulischer Dämpfer mit integriertem Ölbehälter; 6 Druckluftleitung vom Vorratsbehälter.

Abb. 7.25. Twin Splitter Getriebe mit nachgeschalteter integrierter Splitgruppe 4 x 3 = 12 Gänge (Eaton) . Perspektivansicht.

7 Getriebe für Nu tzfahrzeuge , schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

262

Tabelle 7.4 . Technische Angaben der ZF -Ecomid-Baureihe Beschreibung des mittleren Baumusters 9 S 109 im Text Baumuster

Synchro ngetriebe

Eingangsdrehmoment max . Nm ' Standard-Übersetzungen (wahlweise)"

9 S 75 770

Crawler

L S

13,16

1. Gang

L S

8,91

2. Gang

L S

3. Gang

L S

4,67

4 . Gang

L S

3,50

5. Gang

L S

2,55

6. Gang

L S

1,86

7. Ga ng

L S

1,33

8. Gang

L S

1,00

R.-Ga ng

L S

- 11,74

16 S 109

9 S 109 900

1100

1150

12,91 9,56

1100

1100

-

-

10,24

6,57

13,30 11,26

13,53 11,10

4,78

9,47 8,02

9,58 7,86

3,53

6,64 5,6 1

6,51 5,34

2,61

4,69 3,97

4,52 3,7 1

1,86

3,35 2,84

2,99 2,45

1,35

2,39 2,02

2,12 1,74

1,00

1,67 1,42

1,44 1,18

0,74

1,18 1,0

1,00 0,82

- 9,44

- 11,50 - 9,74

- 12,46 - 10,23

8,96 6,47

650

6,37 4,72 4,71 3,50 3,53 2,54 2,54 1,85 1,81 1,35 1,34 1,00 1,00 0,73 - 12,20 - 8,52

Einbau (auf den Abtriebsflanseh gesehen)

liegend links , mit Schaltungsabgang für Lin ks- oder Rechtslenker-Fahrzeuge

Schaltung

Viergangteil

Vorwärtsgänge sperrsynchronisiert, R.-Gang klauengeschaltet

Bereichsgruppe

sperrsynchronisiert

Splitgruppe

-

Schaltbetätigung

sperrsynchronisiert

-

Viergangteil

mechanisch über Dre hwellensc haltung

Bereichsgruppe

die Umschaltung wird pneumatisch gesteuert un d erfo lgt selbsttätig

Splitgruppe

-

-

pneumatisch, Vorsteuerventil am Schalthebel

Masse ca. kg

125

170

185

Längemm

630

701

751

10

8

Öleinfüllmenge ca. dm 3 a b

8,5

Ric htwert (abhängig von Fahrze ugart und Fahrze ugdate n sowie den Einsatzbedi ngungen) L = Langsame Übersetzung, S = Schnelle Übersetzung.

7.2 Mechanische Handschaltgetriebe mit acht bis sechzehn Gängen

Abb. 7.26. Längsschnitt von Abb. 7.25. Hauptgetriebe: mechanisch klauengeschaltet. Splitgruppe : pneumatisch sperrsynchronisiert.

Viergangteil mit Crawler und R-Gang

Crawler 1.Gang 2.Gang JGang 4- Gang 5.Gang 6 Gang 7.Gang 8.Gang R-Gang

t t

I

Bereichsgruppe

tt

Abb.7 .27. Zf'-Synchrongetriebe 9 S 109 mit nachgeschaiteter integrierter Bereichsgruppe , Crawler und 4 x 2 = 9 Gänge .

263

264

7 Getriebe für Nutzfahr zeuge, schwere re Las tkra ftwagen und Omnibusse

Schaltgetriebe mit Bereichsgrupp e; ZF-Ecomid-Ba ureihe

Als Vertreter der Handschaltgetriebe mit nachgeschalteter Bereichsgruppe wird in Abb.7.27 das Synchronge triebe 9 S 109 vorgestellt. Es gehört zur ZF-Ecomid-Baureihe (Ecomi d = Economy in Midrange) für Nutzkraftwagen der oberen Mittelklasse (bis ca . 240 kW), Tabelle 7.4. Das Grundgetriebe ist ein Viergang- Vorgelege mit zusätzlichem Crawler und Rückwärtsgang; die Bereichsgruppe ist ein gedrungenes kurz bauendes Planetengetriebe mit den Übersetzungen 3,53 : 1 in der Direktgang-Ausführung und 2,61 in der Schnellgang-Ausführung und 1 : 1 (Block). Durch die Bereichsgruppe wird die Gangzahl des Viergangteils verdoppelt, so daß dadurch mit dem Crawler insgesamt neun nacheinander schaltbare Vorwärtsgänge vorhanden sind. Weitere Merkmale: Verwindungssteifes Topfgehäuse aus Leicht metall, dadurch 20 bis 50 % Gewicht sersparnis gegenüber vergleichbaren Getrieben. Kurzweg-Synchronisierung mit schmalen Synchronpaketen, dadurch 30 bis 50 % niedrig ere Schaltkräfte und breitere Zahnräder. Schaltgetriebe mit Split- und Bereichsgruppe; ZF-Ecosplit-Baureihe

Die nächste Erwe iterung der o.a. Baureihe mechanischer Handschaltgetriebe war die ZF-Ecosplit-Baureihe (Economy und Splitter), eine Kombination von vorgeschalteter Splitgruppe (zwei Gänge) mit Grundgetriebe (vier Gänge und R.-Gang) und nachgeschalteter Bereichsgruppe (zwei Gänge) in Planetenbauweise. Dies e Kombinationen

q

Eco split 1 • Verzohnung geschobt 1979

• Groug ußgehäuse

~~ 16S16o

-~

• Übersetzung 13,B-1

16.2..!90

Ecosplit 2 • KurzwegSynchron. . Ooppelkonus19BB Synch ron. • Ve rzohnung geschliffen • Übersetzung 16,5- 1

16 S150

I

I 16 S220

Ecosplit 3 • AI-Oruckguß gehäuse Mn , S ,1M31 1992 • Integrierte Ku pplung sglocke • R,-Gong mit i =15.4 • Integrierter Retorder Dr ehmoment Nm

Abb.7.28. Entwicklungsverlauf der ZF-Ecosplit-Baureihe.

BOO

1200

I

~

f fT

1600 2000 2400

7.2 Mechanische Handschaltgetriebe mit acht bis sechzehn Gängen

Stellung des Vorsteuerventils L 1.Gang S L 2.Gang S

L Hang S

I

Splitgruppe

~

Viergongteil mit R-Gong

265

j8ereiChsgruppej

!§c:=:Jr-L-J

c:=:J}----c:=:J}_-- - c:=:J1----c:=:J}-- - - c:=:J1-- - --

L -------,~,----------1c:=:J}----tG ang S - - - - - - - -- - - - -- ----jc:=:JI-- - - L 5.Gang S L 6.Gang S

L 7.Gang S L 8.Gang S

---------,~

------,~, - ---- - - ---- - - ---

L RoGang S

Abb .7.29. ZF-Ecosplit 16-Gang-Getriebe 16 S 221 mit integrierter Split- und Bereichsgruppe fiir schwere LKW. Schaltschema fiir Direktgang-Ausführung: L = langsame Splitgruppe S = schnelle Splitgruppe

haben also 16 Gänge. Sie erfüllen die Anforderungen an schwere Lastzüge: Vielganggetriebe mit hohen mechanischen Gesamtübersetzungen/Gesamtspreizungen von ca. 17 bis 1 (bzw. 14 bis 0,85 bei den Schnellgangausführungen) zur fülligen Abdcckung des gesamten Motor- bzw. Zugkraft- und Geschwindigkeitsfeldes schwerer LKW mit Antriebsdrehmomenten bis 2300 Nm, kostengünstiger Einsatz. Bei geschulten Fahrern, die die Fein- und Vielstufigkeit voll ausnutzen, liegen die Kraftstoffersparnisse zwischen 5 und 30 % (Eckwerte), im Mittel bei 10 %. Die Gänge können einzeln geschaltet oder beliebig übersprungen werden. Anzumerken ist an dieser Stelle, daß sich in Europa Synchrongetriebe mit einem Anteil von heute nahezu 90% durchgesetzt haben. Die Klauenschaltgetriebe gehen weiter zurück.

266

7 Getriebe fiir Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Die Entwicklung dieser ZF-Ecosplit-Baureihe erfolgte von 1979 bis 1992 in drei Stufen, s. Übersicht Abb. 7.28. Während sich die Überarbeitung der Ecosplit 2-Generation im wesentlichen auf die leistungsfiihrenden Innenteile bezog, waren beim Ecosplit 3 die Änderungen schwerpunktmäßig auf die Gehäuse beschränkt. Neben einer Gewichtseinsparung von nahezu 100 kg durch Verwendung von Aluminium konnte zusammen mit der integrierten Kupplungsglocke und durch die steife Gehäuseform eine Geräuschabsenkung von bis zu 6 dBA erzielt werden. Von den ursprünglichen vier Baumustern (Abb .7.28 oben) verblieben 1992 nur noch zwei Typen (16 S 151 und 16 S 221) . Das große Baumuster ist in Abb . 7.29 im Schnitt dargeste11t. DerViergang-Getriebeteil und die nachgeschaltete Bereichsgruppe werden mechanisch mittels Doppel-H-Schaltung betätigt, Abb . 7.30. Dabei wird die Bereichsgruppe pneumatisch selbsttätig beim Wechsel der Gasse 3-4 in 5-6 bzw. umgekehrt geschaltet. Die integrierte vorgeschaltete Splitgruppe wird über ein Ventil am Schalthebel betätigt und ebenfalls pneumatisch geschaltet.

Kipphebel oben : Schnelle Splitgruppe (S) Kipp hebel unten: Langsame Splitgruppe (L)

Abb.7.30. Schalthebel mit Vorsteuerventil.

Weitere Vorteile der beiden Getriebe 16 S 151 und 16 S 221 (Ecosplit 3) gegenüber den bisherigen Baumustern sind : höheres Leistungsgewicht durch Verwendung von Leichtmetall-Gehäusen und kompakterer Bauweise, integrierte Kupplungsglocke, dadurch ist das Getriebe komplett fiir die Montage vorbereitet, gesteigerte Laufruhe durch computer-optimierte Gehäusegestaltung und geräuscharme Verzahnung, reduzierte Schaltkräfte durch den Einsatz einer Doppelkonus-Synchronisierung im 1./2. Gang, s. Abschn. 12.3. Eingangsdrehmomente (oben: Schnellgang; unten : Direktgang): 16 S 151 16 S 221 I

I

I

I

I

I

1400

1600

1800

2000

2200

2400

7.2 Mechanische Handschaltgetriebe mit acht bis sechzehn Gängen

267

Tabelle 7.5. Übersetzungen der ZF-Ecosplit-Baureihe Gang 1.

2.

3.

4.

5.

6.

7.

8.

R.

L

S L

S L

S L

S L

S L

S L

S L

S L

S

Direktgang

Schnellgang

16,47 13,79

13,80 11,55

11,32 9,48

9,59 8,02

7,79 6,52

6,81 5,70

5,48 4,58

4,58 3,84

3,59 3,01

3,01 2,52

2,47 2,07

2,09 1,75

1,70 1,42

1,49 1,24

1,20 1,00

1,00 0,84

-1 5,42 -12,91

-13 ,17 -11 ,03

In zunehmendem Maße werden Retarder eingesetzt, da sie einen wesentlichen Beitrag zur Verbesserung der Siche rheit der Fahrzeuge leisten. Höhere Talgeschwindigkeiten und die Reduktion des Verschleißes an den Bremsbelägen bringen auch wirtschaftliche Vorteile . Der in den Ecosplit-Get rieben verfügbare integrierte Retarder, Abb . 7.31, hat folgende Merkmale: keine Verlängerung der Getriebeeinbaumaße, alle Nebenabtriebe voll nutzb ar, gem einsamer Ölhaushalt mit dem Getriebe, wodurch die Leistung des Ölkühlers auch für das Getriebe zur Wirkung kommt und damit im Durchschnitt niedrigere Öltemperaturen erreicht werden, die integ rierte Hochtreiberstufen bringt eine hohe Bremswirkung auch bei kleinen Geschwindigkeiten. In Kombination mit der Motorbremse, die als Primärretarder wirkt, lassen sich hohe Dauerverzögerungswerte erreichen, wodurch die Radbremsen im Normalfall auf die Funktion des Haltens bei Fahrz eugstillstand reduziert werd en, die elektronisch stufenlos steuerbare Bremsleistung, wom it der Retarder in ein Bremsenmanagement einbez iebar ist (ABS und andere Verknüpfungen) . Weitere technische Merkmale s. Abschn. 7.6. 16-Gang-Schaltgetriebe; Mercedes-Benz G 240

Einen ganz ähnlichen Aufbau 2 x 4 x 2 hat das 16-Gang-Schaltg etriebe G 240 von MB , welches in schweren LKW mit EURO lI-Motoren eingesetzt wird, Abb. 7.32 .

268

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Abb. 7.31. Eco split 16 S 221 mit ZF-Intarder. 1 Hochtreiber; 2 Rotor/Stator; 3 hydraulische Steuerung;

4 Wärmetauscher; 5 Speicher; 6 Pumpe .

Abb.7.32. Längsschnitt des 16-Gang-Schaltgetriebes G 240 , Mercedes-Benz.

7.2 Mechanische Handschaltgetriebe mit acht bis sechzehn Gängen

269

Übersetzungsbereich 11,72 bis 0,69, zwei Schnellgänge, Kapazität 2500 Nm. Gegenüber dem Vorgängermodell G 200 weist es bei unveränderten Außenabmessungen folgende Verbesserungen auf: Der größere Gesamt-Übersetzungsbereich (von 14 auf 17 erhöht) erlaubt verbrauchsgünstigen Fahrbetrieb ohne Nachteile beim Anfahren bzw. Rangieren, größeres Verzahnungsvolumen durch kompakte Synchronpakete ermöglicht höhere Lebensdauer, größere Schrägungswinkel und schlankere Zähne bringen mehr Laufruhe, das Zweifach-Schnellgang-Konzept bedeutet höhere Drehmoment-Kapazität durch Verschieben des Wandlungsbereichs in Richtung kleinerer Übersetzungen. 12- und 16-Gang-Synchrongetriebe; volvo SR 70 und SR 62

Die Abb. 7.33 und 7.34 zeigen zwei ähnliche Kombinationen von Volvo/Schweden.

Abb.7.33. 12-Gang-Synchrongetriebe und Crawler, Vo1vo SR 70, mit Split- und Bereichsgruppe (2 x 3 x 2) . Drehmoment: 1600 Nm ; Übersetzungen: 10,39 bis 1,0 (Crawler 15,04) .

Schaltgetriebe mit nachgeschalteter Bereichs- und Splitgruppe; Fuller-Roadranger RTO 11613

Die Fuller-Roadranger-Getriebe bestehen aus einem Hauptgetriebe mit bis zu fünf Gängen und verschiedenen Nachschaltgruppen mit zwei oder drei Gängen. Die Kombination führt auf acht, neun, zehn bzw. 13 und 15 ausgenutzte Gänge. Das Hauptgetriebe hat zwei Vorgelegewellen, Abb. 7.35 und 7.36. Die Laufverzahnungen sind im Dauereingriff. Die Schaltung im Hauptgetriebe erfolgt mechanisch durch Verschieben der Schaltmuffen 5, die jeweils in eine Kupplungsinnenverzahnung der Hauptwellenzahnräder 3 eingreifen. Die Leistungsverzweigung erlaubt eine Reduzierung der Zahn-

270

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Abb. 7.34. 16-Gang-Synchrongetriebe, Vo1vo SR 62 mit Sp1it- und Bereichsgruppe (2 x 4 x 2) . Drehmoment. 1350Nm; Übersetzungen: 11,22 bis 0,843 .

breite um 40 %. Der Belastungsausgleich wird durch eine in radialer Richtung schwimmende Hauptwelle gewährleistet. Festgelegte Radialtoleranzen in den Lagerstellen der Hauptwelle sorgen dennoch für eine ausreichende Zentrierung. Die Nachschaltgruppen haben ebenfalls zwei Vorgelegewellen. Das Schalten der Bereichsgruppe erfolgt mittels Druckluft durch Verschieben einer reibsynchronisierten Schaltklaue. Die Splitgruppe, die nur im schnellen Bereich genutzt wird, ist klauengeschaltet: s. Abb. 7.36 . Die Getriebe haben eine gerade Feinverzahnung, die - bedingt durch ein speziell entwickeltes Zahnprofil und einen Überdeckungsgrad von e> 2,2 - vergleichbar gute Laufeigenschaften und Lebensdauer wie die häufiger angewendete Schrägverzahnung hat. Das Fuller/Eaton 13-Gang-Getriebe RTO-11613, Abb. 7.36, [98, 100] besteht aus einem Hauptgetriebe mit fiinfGängen (Kriechgang und vier Gänge und R.-Gang) und einer Nachschaltbereichsgruppe mit vier Gängen im unteren Fahrbereich und 2 . 4 gesplitteten Gängen im oberen Fahrbereich. Summe = 13 Vorwärtsgänge und zwei

3 Hauptwellen Zahnrad

I Antriebswelle und Antriebsrod

2 VargelegewellenZahnrad

Abb.7.35. Schematischer Aufbau eines Getriebes mit zwei Vorgelegewellen.

7.2 Mechanische Hands chaltg etriebe mit acht bis sechzehn Gängen

271

Abb.7.36. Fuller-Roadranger-Getriebe RTO-11613 , Hauptgetriebe und Nachschaltbereichsgruppe. Tabelle 7.6. Fuller/Eaton 13-Gang-Getriebe RTO-I1316. Aufteilung der Übersetzungen auf Hauptgetriebe und nachgeschalteter Bereichs- und Splitgruppe. Übersetzung gesamt

Hauptgetriebe

Nachschaltgetriebe Bereichsgruppe 3,38 1,00 Spl1'tgruppe { 0,87

Cr. 1. 2. 3. 4.

3,72 2,46 1,83 1,34 1,00

3,38 3,38 3,38 3,38 3,38

12,57 8,31 6,19 4,53 3,38

5. 6.

2,46 2,46

1,00 0,87

2,46 2,14

7. 8.

1,83 1,83

1,00 0,87

1,83 1,59

9. 10.

1,34 1,34

1,00 0,87

1,34 1,17

11. 12.

1,0 1,0

1,00 0,87

1,00 0,87

R] R2

- 3,89 -3,89

3,38 1,0

- 13,13 - 3,89

Rückwärtsgänge. In dem Nachschaltgetriebe ist also eine Bereichsgruppe und eine Splitgruppe enthalten. Die Übersetzungen sind in Tabelle 7.6 zusammengestellt. 16-Gang-Synchrongetriebe; Eaton RTS Als Fortsetzung der Fuller-Roadranger-Getriebe wurde von Eaton eine schwere S-Getriebebaureihe, z.Zt . bestehend aus zwei Synchrongetrieben RTS-123 16A und RTS-173 16A, für Fahrzeuge bis 44 t Gesam tgewicht und Drehmomenten bis 1750

272

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Abb .7.37. Perspektivschnitt der Eaton-S-Getriebebaureihe.

Abb. 7.38 . LF.-Synchronisierung der Eaton-S-Getriebebaureihe. 1 Synchronkörper; 2 Synchronring; 3 Synchronscheibe; 4 Vorspann-Mechanismus; 5 Rampen im Keilwellenprofil; 6 Zahnrad; 7 Hauptwelle; 8 Schiebemuffe; vergl. auch Bolzen-Sperrsynchronisierung in Abb. 12.6.

273

7.2 Mechanische Handschaltgetriebe mit acht bis sechzehn Gängen Tabelle 7.7. Übersetzungen der Eaton-Getriebe RTS-123 16A und RTS-I 73 16A.

Gang

RTS-123 16A/ 173 16A Sprung

RTSO-12316A/173 16A Übersetzung Sprung

8/S

1.00

8/L

1.22

7/S

1.46

7/L

1.78

6/S

2.14

6/L

2.60

5/S

3.15

5/L

3.83

4/S

4.58

4/L

5.58

3/S

6.72

3/L

8. 17

2/S

9.79

2/L

11.9 1

l/S

14.45

I/L

17.58

14.45

RlL

16.57

13.62

RlS

13.62

11.34

1,22 1,20 1,22 1,20 1.21 1,21 1,22 1,20 1,22 1,20 1,22 1,20 1,22 1,22 1,22

1.00 1.22 1.46 1.78 2.14 2.60 3.15 3.83 4.58 5.58 6.72 8.17 9.79 11.91

1,20 1,22 1,20 1,22 1,20 1,21 1,21 1,22 1,20 1,22 1,20 1,22 1,20 1,22 1,22

bzw. 2375 Nm entwickelt, Abb .7.37. Die l6-Gang-Kombinationen bestehen ähnlich wie die ZF-Ecosplit-1 6-Gang-Getriebe, Abb.7.29 - aus einem 2-GangSpli tgetriebe, einem 4-Gang-Hauptgetriebe und einem 2-Gang-Nachschaltgetriebe, jedoch jeweils mit zwei Vorgelegewellen, vergl. Abb. 7.36. Die Übersetzungen sind in Tabelle 7.7 und die Schaltungen in Abb. 7.38 angegeben. Die sog . LF.-Synchronisierungen (LF. = Low Force) sind stets auf der Zentralwelle ange ord net und "bedienen" jeweils zwei Vorgelegeräder. Die Wirkungsweise soll an Hand von Abb. 7.38 erlä utert werden. Zu Beginn des Schaltvorganges bewegt der Fahrer den Schalthebel in Richtung der neuen Gangposition. Dabei bringt die Synchronscheibe 3 den Synchronring 2 mit dem neuen Gangrad in Reibeingriff. Durch diese Bewegung wird das Syste m von einem federbelasteten Mec hanis mus 4 vorgespannt, und die Synchronscheibe 3 bewegt sich gegen speziell geformte Rampen 5 im Keilwellenprofil der Hauptwelle 7. Diese Rampen wandeln die Rotationskraft des Reibeingriffs in eine axiale, gegen das zu schaltende Gangrad 6 gerichtete Kraft um, Servoeffekt. Die Axialkraft hat zwei Effekte: Erstens wird der Schaltvorgang beschleunigt und die Zeit zum Synchronisieren der Drehzahlen von Synchronring und Gangrad verkü rzt. Zweitens wird die vom Fahrer am Schalthebel aufzu bringende Kraft reduziert . Das Ergebnis sind schne llere und leichtere Gangwechsel.

274

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge , schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

7.3 Halbautomatische Schaltgetriebe Nun stellt sich die Frage nach einer Teil- oder Vollautomatisierung von NKW-Getrieben, und zwar die nach -

der Automatisierung des Anfahrvorgangs und der Automatisierung der eigentlichen Schaltvorgänge .

Die Forderungen von Ökonomie/Kraftstoffverbrauch, Fahrerleichterung/Unabhängigkeit von der Fahrweise des Fahrers und Mehrkosten/Investition des Getriebes gehen hier bei NKW teilweise über Kreuz. Die Mehraufwendungen für ein Automatgetriebe sollten auf Seiten des Fahrzeughalters eine Kraftstoffersparnis von ca. 10 % bringen . Das ist in den verschiedensten Anwendungsfällen nicht mit dem gleichen Getriebekonzept möglich . Teilautomatisiertes 16-Gang-Schaltgetriebe; ZF- Transmatic Aus der in Abschn. 7.1 und 7.2 beschriebenen Baureihe - Ecolite, Ecomid, Ecosplit . - ist die Kombination aus einer Wandlerschaltkupplung (WSK) mit Retarder und Synchrongetriebe hervorgegangen, Längsschnitt s. Abb.7.39. Der Einbau kann in Blockbauweise oder in aufgelöster Bauweise erfolgen, Abb. 7040. Das bevorzugte Einsatzgebiet sind Schwer- und Schwerstfahrzeuge mit vorherrschend schweren oder häufigen Anfahrvorgängen, Beispiele Abb . 7041. Die technischen Daten sind in Abb. 7042 und Tabelle 7.8 zusammengestellt. Die WSK - als Anfahrhilfe und das kostengünstige Synchronschaltgetriebe für die Gänge - führt praktisch zu einem Halbautomaten. Die Hauptvorteile sind erhebliche Bedienungserleichterung durch einfaches Anfahren, weniger Schaltvorgänge und Einsatz von Kick-down, Erhöhung der Verkehrssicherheit,

2 Abb .7.39 . ZF-Transmatic : Wandlerschaltkupplung WSK 400 mit integriertem Retarder und angebautem Ecosplit Getriebe 16 S 221. 1 Hydrodynamischer Drehmomentwandler mit Schubfreilau f; 2 automatisch gesteuerte Wandlcr-Überbrückungskupplung; 3 integrierter PrimärRetarder; 4 Schaltkupplung (Trockenkupplung).

7.3 Halbautomatische Scha ltgetriebe

275

Abb .7.40. Einbau der WSK-Anlage. a) Blockbauweis e; b) WSK am Motor ang eflan scht ; c) WSK am Schaltgetrieb e angeflanscht.

Abb . 7.41. Einsatz gebiete der WSK-Anl age .

Bremsen mit dem Motor durch Schubfreilauf möglich , integrierter Retarder, verschleißfreie Dauerbremsung, verschleißfreies Anfah ren auch unter schwierigsten Bedingungen, Schonung der gesamten Kraftübertragungsanlage durch stoßfreien Antrieb, günstiger Einsatz des Wandlers durch automatisch gesteuerte Überbrü ckungskupplung, Betätigung der dem Wandler nachgeordneten Schaltkupplung nu r beim Gangwechsel, nicht zum Anfah ren.

276

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Tabelle 7.8. Technische Angaben zur ZF-Transmatic ZF- Transmatic Wandler-Sch altkupplung Synchrongetriebe

wahlw . mit Allradantrieb WSK

Reta rder

Schaltgetrie be

Allradverteiler

WSK400 ZF-Ecolite

ZF- Ecomid

S 6-90

9 S 109

ZF-Ecosplit 16 S 109

16 S 150

A 600/30

16 S 190

16 S 220

16 S 190A

16 S 220 A

Eingan gsdreh zahl

m ax. 2 800/min

max . hydraulische Anfahrwandlung

1,6 .. .2,5

Moto ran schluß

G röße 1 nach SAE- bzw. ISO-Norm

Sch altkupplung

Betätigung hydrostat isch mit Dru ckluftunterstützung

Bremsmoment

max. 1000 Nm (ohne Motorschleppmoment)

Einsteue rung

pneumatisch oder elektr isch

An zahl der Gänge bzw. Gangstufen

6

9

8

8

8

8

-

-

16

16

16

16

i mechan isch (wahlweise)

6,37 .. .1,0

12,92 .. .1,0

11,86 ... 0,85

16,47 .. .1,0 13,80 ...0,84

11,46. ..0,85

16,47... 1,0 13,80 .. .0,84

Schaltung

Vorwärtsgänge (au ßer Crawler) synchronisiert, R.-G ang klauengeschal t.

Schaltbe tätigung

mech an isch mit Knüppel- bzw. Drehwellenfernschaltung

i mechanisch

1,02

1,02

Drehmomentverteilung VA/H A

1:1,97 1:3,25

1:1,78 1:3,32

Verte ilerdifferent.

sperrbar über pneumati sch bet ätigte Klauenkupplung

Ein weiterer Vorteil der Transmatic gegenüber dem Automatgetriebe ist, daß auch Getriebe mit größeren Gangzahlen, größeren Gesamtübersetzungen und feineren Gangunterteilungen zur Kombination herangezogen werden können . Das ist z. B. wichtig, wenn neben schweren Anfahrverhältnissen auch weite Strecken unter Fernverkehrsbedingungen wirtschaftlich und schnell befahren werden müssen . Typisch hierfür sind: Schwertransport über 80 t Gesamtgewicht , Gebirgseinsätze und militärische Anwendungen . Wandlerschaltkupplung ; Fiat Hydro-Trans

Die Fiat-WSK-Anlage "Hydro-Trans" nach Abb. 7.43 [76] besteht aus einem einphas igen Drehmomentwandler mit zentrifugaldurchströmtem zweistufigen Turbinenrad, einer Wandlerüberbrückungskupplung, einer Bremse für das Leitrad und einer Schaltkupplung.

7.3 Haibautomatische Schaitgetriebe

277

ZF- Tronsmoti c. bes tehend ous W5K 400

+ I

5cho ltgelriebe ohne mit Allrodverteiler

56-90

56- 90+ A 600130

95109 165 109 165150 1651 90 165190A 165 22 0 165 220 A

Abb.7.43 . Fiat-WSK-Aniage "Hydro-Trans", Längsschnitt.

Abb. 7.42. ZF-Transmatic: WSK-SchaltgetriebeKombinationen für verschiedene Eingangsdrehmomente.

278

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

c

Abb . 7.44a -d. Fiat-WSK-Anlage, Leistungsfluß in den einz elnen Betri ebsph asen . a) Wandlerbetrieb; b) me chan isch e Leistungsüb ertragung; c) Retarderbetrieb; d) Leerlaufs teIlung .

Abbi ldung 7.44 zeigt die einzelnen Betriebsphasen: Wandlerbetrieb, rein mechan ische Leistungsübertragung, Retarderbetrieb und Leerlaufstellung. Die maximale Anfahrwandlung beträgt 110 = 3,0. Bei Vollgas wird der Drehmomentwandler bei einem DrehzahlverhäItnis v = 0,62, das entspricht etwa dem maximalen Motormoment, überbrückt. Mit Kick-down bleibt der Drehmomentwandler eingeschaltet bzw. kann in den einzelnen Gängen auch zugeschaltet werden. Im Gegensatz zur ZF-WSK-Anlage mit einem Zweiphasenwandler (Trilok) kann hier der Drehmomentwandler als Strömungsbremse arbeiten. Die Bremswirkung wird dadurch erreicht , daß bei festgehaltenem Leitrad und geschlossener Überbrückungskupplung die Turbine gegen das Leitrad arbeitet. Die Strömungsbremse liefert etwa das 2,5fache Bremsmoment der Motorbremse . In der mäßigen Bremswirkung wird ein Sicherheitsvorteil gesehen, da die abzuführende Bremswärme stets vom Kühlsystem des Motors verkraftet wird.

7.4 Automatisierte Synchrongetriebe Für Schwerfahrzeuge mit größeren mechanischen Gesamtübersetzungen und feineren Gangunterteilungen (9 bis 16 Gänge) sind Vielgang-Automatgetriebe in Planetenbauweise zu aufwendig.' Hierfür eignet sich besser das o. a. "Transmatic-Konzept", bei 1

Vgl. Einleitung von Abschn. 7.5.

279

7.4 Automatisierte Synchrongetriebe

il il

il

Kuppl.- GasPedal

Kuppl.- Gas Pedal

Kupplung

Getriebe

ES: Elektro-pneumatische Schaltung

Gaspedal

Kupplung

Kupplung

Getriebe

AVS: Automatisierte Vorwäh l-Schaltung (GangempfehlungJ

Getriebe

SES: Semiautomatik mit elektro-pneumatischer Schaltung (automatische Kupplung)

Gaspedal

Kupplung

Getriebe

AS : Automatische Schaltung (Antriebsstrong Management)

Abb.7.45 . Automatisierungsstufen von Hand schaltgetrieben .

dem das Anfahren und Schalten des Synchron-Handschaltgetriebs weniger oder mehr automatisiert ist. Abbildung 7.45 zeigt vier mögliche Ausbaustufen. ES = Easyshift, Elektro-pneumatische Schaltung für Synchrongetriebe

Kein Schaltgestänge mehr. Nach Treten des Kupplungspedals gibt der Fahrer mit seinem Bedienungselement (Gangschalter, Schalthebel) das Schaltkommando. Der Schaltvorgang läuft daraufhin mittels Druckluft automatisch ab. Am Bedienungselement spürt der Fahrer , wann der Gang eingelegt ist und kann daraufhin wieder einkuppeln und Gas geben . AVS = Ecoshift, Automatisierte Vorwähl-Schaltung

Weite rentwicklung von ES. An einem Display wird der eingelegte IST-Gang feststehend und der für die Ökonomie optimale SOLL-Gang durch Blinken angezeigt. Ist der Fahrer mit dem empfohlenen Gang einverstanden, so tritt er die Kupplung, der neue Gang schaltet automatisch ein und der Fahrer läßt nach Ertönen eines akustischen Signals die Kupplung wieder kommen. Ist der Fahrer mit der Vorgabe nicht einverstanden , so macht er gar nichts und die Vorgabe erlischt nach einiger Zeit. Will der Fahrer entgegen der Vorgabe einen anderen Gang, so tippt er an seiner Bedienungseinrichtung , tritt die Kupplung und der von ihm gewünschte Gang schaltet automatisch ein. SES = Semish ift, Semiautomatik mit Elektro -pneumatischer Schaltung

Das Kupplungspedal entfällt. Der Fahrer wählt wie bei ES mit einem Tipphebel den gewünschten Vor- oder Rückwärtsgang und gibt Gas. Das Anfahren und Schalten wird von der Automatik ausgeftihrt. Die hierfür erforderliche Anfahr- bzw. Kupplungseinrichtung kann als naße Lamellenkupplung, .als hydrodynamische Kupplung oder hy-

280

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

22

19

+ -

~---- 3

""- - - -

4

21 5

6 7

17

16

10

9

Abb . 7.46. Automatische Scha ltung für Synchrongetriebe, (Z F-Ecosplit mit Auto shift) . 1 Drucktasten-Fahrschalter; 2 elektronische s Steuergerät; 3 Schaltzylinder für 3.14. (7 .18.) Gang; 4 Schaltzylinder für 1.12. (5 .16.) Gang ; 5 Anze igeschalter für Bereichsgruppe; 6 elektronischer Tacho; 7 Schaltventil für Bereichsgruppe; 8 Schaltventil für Splitgruppe; 9 Anzeigeschalter für Splitgruppe; 10 zentraler Ventilblock; 11 Hauptschaltventil; 12 Anzeigeschalter für "Gang geschaltet"; 13 Schaltz ylinder für R.-Gang ; 14 Anze igeschalter für R.-Gang ; 15 Druckluftrein iger mit Wasserabscheider und Entwässerungsventil; 16 Druckluftbehälter, un abh ängig vom Brem sluftbehälter; 1 7 Überströmventil ohne Rückströmung; 19 Bordnetz; 20 Anzeigeschalter für Neutralstellung; 21 Gasped al mit Lastgeber und Kickdown Einri chtung; 22 Ganganzeige ; 23 zum Stellglied "E-Gas"; 24 Wandler-Schaltkupplung (WSK); 25 Induktivgeber für Drehzahl vor und nach der Schaltkupplung; 26 elektroZentralanschluß für WSK-Steuerung. • • • Druckluftleitung. muß im Fahrzeug zusätzlich install iert werden.

drodynam ischer Wandler mit integrierter Überbrückungskupplung und Schaltkupplung (WSK) ausgebildet sein . AS= Auto-Shift, Automatische Schaltung

Die höchste Stufe der Fahrerleichterung bzw. der Fahrökonomie stellt das vollautomatisierte Synchrongetriebe mit WSK dar, Abb . 7.46 . Die Gangwahl, das Anfahren und das Schalten wird voll von der Automatik übernommen. Die Schaltfolge legt ein elektronisches Triebstrangmanagement fest, das aus den gespeicherten und zu jedem Zeitpunkt zugeführten Fahrzeugdaten (wie Motordrehzahl, Fahrzeuggeschwindigkeit, Lastzustand, Fahrdynamik) den optimalen Gang und günstigsten Schaltzeitpunkt errechnet und als Schaltbefehl an die Automatik gibt. Der Rechner ist so programmiert, daß der Motor immer im verbrauchsgünstigen Kennfe ld gehalten wird, so daß mit Si-

281

7.5 VolIautomatische Wandler-Schaltgetriebe

cherheit verbrauchsgünstiger gefahren wird als bei willkürlichem Schalten der Gänge. Selbstverständlich kann der Fahrer über eine Bedienungseinrichtung (Drucktasten) jederzeit die Automatik überspielen und in besonderen Fahrzuständen den Gang einschalten, den er für richtig hält.

7.5 Vollautomatische Wandler-Schaltgetriebe Das Konzept der PKW-Automatgetriebe (Vollautomat = hydrodynamischer Wandler ohne oder mit Überbrückung + Lamellenkupplungen und -bremsen + lastschaltbares Planetenstufengetriebe + hydraulische oder elektrohydraulische Steuerung) läßt sich mit vertretbaren Kosten bei Nutzfahrzeugen und Arbeitsmaschinen nur auf Anwendungsfälle mit vier, fünf oder sechs Gängen und mechanischen Gesamtübersetzungen bis ca. 6:1 sowie mittleren Geschwindigkeitsbereichen übertragen. Das sind Lastkraftwagen, Busse, Sonderfahrzeuge, wie Straßenkipper, Transportbetonmischer oder Komrnunalfahrzeuge,? Für dieses große Anwendungsfeld haben Fahrzeughersteller und Zulieferindustrie eine Palette von Automatgetrieben entwickelt.

Wandler-Automatgetriebe; Leyland/SCG Wilson-Getriebe In der Einleitung von Kap . 7 wurde bereits das Viergang-Planetengetriebe (Wilson) von Self-Changing Gears Ud. (SCG) erwähnt. Es zählt zu den bekanntesten Planetengetrieben für Omnibusse. In Verbindung mit hydrodynamischen Kupplungen oder Wandlern und halb- oder vollautomatischen elektrohydraulischen Steuerungen wird es als Vier- und Fünfganggetriebe auch heute noch von Leyland Bus Ud. serienmäßig hergestellt, [96] . Die Abb . 7.47 und 7.48 zeigen einen Schnitt und das Räderschema dieser Getriebe. Das Vierganggetriebe besteht aus vier Planetensätzen PI bis P 4 mit je einem Sonnenrad, fünf Planetenrädern und einem Hohlrad, die untereinander so verbunden sind, daß durch Schließen jeweils nur einer Bandbremse oder einer Lamellenkupplung bzw. -bremse vier Vorwärtsgänge und ein Rückwärtsgang entstehen. Die R.-GangBremse wirkt zusätzlich als mechanischer Retarder. Jedem Planetensatz wird eine Standgetriebe-Übersetzung i o und ein StandgetriebeWirkungsgrad 110 zugeordnet, Tabelle 7.9. Daraus kann man dann für jeden Gang die Gesamtübersetzung i und den Gesamtwirkungsgrad 11 berechnen. 1. Gang: Wandler in Funktion. Bandbremse CI angezogen, Hohlrad 3 ist festes Abstützglied. Am Leistungsfluß ist nur der Planetensatz PI beteiligt; die Leistung fließt von der Antriebswelle A über den Wandler, dann über das Sonnenrad 1 und die Planetenräder 2 direkt zum Steg Sb der mit der Abtriebswelle B verbunden ist. Übersetzung i = ~ = 1.- (1 - i 013) = 1.- (1 + 3,286) = 1.- . 4,286. nB

v

v

v

Drehmomentwandlung tl = - tlw (1 - i o13 11013) = - tlw (1 + 3,286' 0,97) = - tlw . 4,187 . 2 Die Anwendungsfälle in Schwerstfahrzeugen in Verbindung mit Vielganggetrieben werden - wie bereits erläutert - besser mit halbautomatischen Getrieben (Transmatic, Abschn. 7.3) oder automatisierten Synchrongetrieben (Abschn.7.4) abgedeckt.

7 Ge triebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

282

-$ YQ Qy

rh \j:J

Abb.7.47. Automatisches Wandler-Viergang-Planetengetriebe für Stadtomnibusse, Leyland. Vgl. auch Abb. 7.10 und 7.11.

Kl C4

S,

ru 11 S4 10

A

p)

P2

P,

P4

Abb.7.48. Getriebe und Räderschema de s Getriebes nach Abb. 7.42. A Antriebswelle; B Ab tri ebswelle; C Abstützung Wandler; Cl Bandbremse 1. Gang; C2 Bandbremse 2. Gang; C) Bandbremse 3. Gang; C4 Lamellenbremse R.-Gang; K Lamellenkupplung für 4. Gang = Direktgang; 1-2-3 Zahnräder des Planetensatzes PI; 4-5-6 Zahnräder des Planetensatzes P 2 ; 7-8-9 Za hnräder des Plan eten satzes p) ; 10-11-12 Zahnräder des Planetensatzes P 4 •

Tabelle 7.9. Ansatz der Standgetriebe -Übersetzungen für das Wilson-Getriebe . Planetensatz

Standgetriebe-Übersetzung

PI P2 P3 P4

i 013 = - Z ) / Z l = i 046 = - Z6 / Z4 = i 079 = - Z9 / Z7 = i o10 12 = - Z12/ZIO =

-69/21 = -69121 = - 60124 = - 68/ 32 =

StandgetriebeWirkungsgrad -3 ,286 - 3,286 - 2,5 -2,125

= 0,97 1/013 = 1/121/231/L =0,97 1/046 = 1/4S1/S61/L = 0,97 1/0 79 = 1/781/891/L 1/010 12 =1/ I011 1/11 121/L = 0,97

7.5 Vollautomatische Wandler-Schaltgetriebe

283

Wirkungsgrad im 1. Gang 1'/

4,187 4,286 = /1wV • 0,977 .

fJ

i = fJwV

=-

2. Gang: Wandler überbrückt. Bandbremse C z angezogen, Hohlrad 6 ist festes Abstützglied. Die Übersetzung und der Leistungsfluß werden von den Planetensätzen PI und P z bestimmt. Ein Teil der Antriebswellenleistung (43,4 %) fließt über das Sonnenrad 4 und die Planetenräder 5 zum Steg Sz und von dort über das mit ihm verbundene Hohlrad 3 und die Planetenräder 2 zum Steg SI' Der andere Leistungsteil (56,6 %) nimmt seinen Weg über 1 und 2 und vereinigt sich im Steg SI mit dem vorherigen Leistungszweig. Aus der Koppelung der beiden Planetensätze PI und P z ergibt sich für die Übersetzung i

= (1 - iO~3) (1 -:1-

1043 -

i 0 46)

= (1 + 3,286) (1 + 3,286) = 2,426:1. 1 + 3,286 + 3,286

1046

Drehmomentwandlung (1 - i o13 1'/013)

/1 = -

1-

Cl -

i 0 131'/013 -

i 0 46 1'/046)

i 0 461'/046

(1 + 3,286' 0,97) (1 + 3,286 ' 0,97) 1 + 3,286 ' 0,97 + 3,286 ' 0,97

=

-2 378 , .

Wirkungsgrad im 2. Gang 1'/

=-

/1

i =

2,378 2,426 = 0,980 .

3. Gang: Wandler überbrückt. Bandbremse C3 angezogen, Sonnenrad 7 ist festes Abstützglied, Durch die Krafteinleitung am Sonnenrad 1 und 4 und die Abstützung am dritten Sonnenrad 7 sind sämtliche Vorwärts-Planetensätze Pb P z, P 3 an der Leistungsübertragung beteiligt. 37 % gehen über das Sonnenrad 1, 63 % über das Sonnenrad 4, und zwischen den Planetensätzen P z und P 3 fließt im Uhrzeigersinn eine Leistung der Größe 0,76 . PA' Die untereinander verbundenen Getriebeteile führen auf die Übersetzung

1 - i o13 - i 0 46 - i 0 79 + i o13 i 0 79 Cl + 3,286) Cl + 3,286 + 2,5) 1 + 3,286 + 3,286 + 2,5 + 3,286·2 ,5

=

1,590:1.

Drehmomentwandlung (1 -

(1 -

i

i 0 461'/046 -

i

1 1'/0 79)

0 79 0 131'/013) /1=--------'------=..:=--.:.-=-=-----'-----=...:.=--..:..:'-'-=-------'-:...:.::..----'-'-'-'-'-----

1-

i OI31'/013 -

i0 791 1'/0 79 +

i 0 461'/046 -

i 0 13 i0791'/01311'/0 79

(1 + 3,286' 0,97) (1 + 3,286 . 0,97 + 2,510,97) 1 + 3,286 ' 0,97 + 3,286' 0,97 + 2,510,97 + 3,286 ' 2,5 Wirkungsgrad im 3. Gang /1

1'/ =

-

i

=

1,559 1,590 = 0,981.

1,559 .

284

7 Get riebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

4. Gang: Direktgang, Wandler überbrückt. Lamellenkupplung K geschlossen . Dadurch wird das Sonnenrad 7 fest mit der Antriebswelle A verbunden und bildet somit auch mit den beiden anderen Sonnenrädern ein Teil. Die drei Planetensätze P h P 2 , P 3 laufen als Block um : i = 1, /.l = -1, 1] = 1. R.-Gang : Lamellenbremse C4 angezogen, Hohlrad 12 ist festes Abstützglied. Übersetzung

Drehmomentwandlung /.l = /.lw(l - i0 13 i OI0 12 1]0 13 11o I0 12)

= /.lw(l- 3,286 ' 2,125' 0,97 ' 0,97) = /.lw· 5,569 . Wirkungsgrad im R.-Gang /.l

1] = -

i

= /.lw V

5,569 5,982

= /.l wV • 0,931.

Auf Grund der Drehrichtungen und des statischen Gleichgewichts kommt es im R.Gang zwischen den Planetensätzen PI und P 4 zu einer negativen Leistungsverzweigung. Die Antriebsleistung PA fließt nach Passieren des Wandlers zunächst vom Sonnenrad 1 über 2-3-10-11 zum Steg S4 und von dort zur Abtriebswelle B . Darüber hinaus fließt vom Steg S4 eine Leistung 0,72 . PA zum Steg SI zurück , die sich zwischen Sr3-10-11-S4 der dortigen Antriebsnennleistung überlagert, so daß diese Getriebeteile für 1,72 . PA bzw. für die entsprechend höheren Drehmomente zu bemessen sind . Bei dem geringen zeitlichen Fahranteil des Rückwärtsgangs ist dieses leicht möglich . Die elektro-hydraulisch betätigten Bremsen sind so gebaut, daß die Radlager keiner großen Belastung ausgesetzt sind. Jede Bremse besteht aus einem nahezu voll umschließenden Brernsring, der auf seiner offenen Seite von einem Kniehebelsystem gespannt wird, s. Abb.7.11. Auf der gegenüberliegenden Seite ist der Bremsring aber noch durch eine gelenkig angeordnete Koppel mit dem Gehäuse verbunden, so daß die Druckkraft auf der Kniehebelseite von der entgegengerichteten Kraft in der Koppel aufgefangen wird und das Lager unbelastet bleibt. Wandler-Vierganggetriebe; Merc edes-Benz W 4B 035 und Getriebebaureihe E Das Mercedes-Benz-Automatik-Getriebe W4B 035 nach Abb. 7.49 und 7.50 wird in Transportern und leichten Lastwagen/Solofahrzeugen bis I00 kW Motorleistung und 13 t Fahrzeuggewicht für den Verteiler- und Nahverkehr eingesetzt, [92, 93]. Das Wandler-Vierganggetriebe entspricht in seinem Aufbau dem bisher in Serie gefertigten automatischen Personenwagengetriebe, wurde aber den viel härteren Betriebsbedingungen angepaßt. Die Planetensätze sind verstärkt, alle Bandbremsen durch Lamellenbremsen ersetzt , die Kupplungen und Wellen sind auf die erhöhten Drehmomente ausgelegt. Der Drehmomentwandler ist ein in Personenwagengetrieben für hohe Leistung (bis 210 kW) verwendeter Typ mit 310 mm Profildurchmesser. Zur Verbesserung des Wirkungsgrads und zur Erniedrigung des Kraftstoffverbrauchs ist eine Überbrükkungskupplung vorgesehen , die den Drehmomentwandler so früh wie möglich ausschaltet. Für den Einsatz vollautomatischer Getriebe in Omnibussen sowie mittelschweren und schweren Lastkraftwagen hat Mercedes-Benz nach dem Baukastenprinzip eine " Getriebebaureihe E" entwickelt, Abb . 7.51 , [99], bestehend aus

7.5 Vollautomatisc he Wand ler-Schaltgetriebe

285

Abb .7.49. Mercedcs -Benz-Wandler-Vierganggetriebe W4B 035 mit Überbrückungskupplung und Nebenabtrieb für Transporter und leichte La stwagen im Güterverteiler- un d Nahverkehr. Längsschnitt.

Gang

LB j

0 1 2 3 4

•

R.

LB 2

LB 3

K1

• • •

•

•

•

K2

F

•

•

• •

•

7,94 .. .4,18 2,41 1,46 1,0 - 11,17.. . - 5,88

Der Freilauf dien t zur Unterstützung der Kupplung K2 LB,

fItf

fIfiT

LB 2

rm

gn~P

Abb .7.50. Me rceds-Benz-Wandler-Vierganggetriebe W4B 035 mit Überbrückungskupplung und Nebenabtrieb für Transporter und leichte Lastwagen im Güterverteiler- und Nahverkehr. Getriebeschema, Schaitschema und Übersetzungen.

286

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Abb. 7.51. Mercedes-BenzAutomatikgetriebe W3E 110 R.

einem hydrodynamischen Drehmomentwandler mit Überbrückung, einem eingangsseitigen Retarder, einem Lastschalt-Planetengetriebe unterschiedlicher Gangzahl und einer elektronisch-hydraulischen Steuerung. Die Bas is ist ein Zweisteg-Planetenkoppelgetriebe nach Simpson mit drei Vorwärtsgängen und einem Rückwärtsgang, Abb . 7.52 und 7.53 oben. Die damit erzielbaren Übersetzungen erfüllen in Verbindung mit einem hydrodynamischen Wandler (Anfahrwandlung Ilo = 6,0/2,187 = 2,74) und einem Primärretarder die Anforderungen des Stadtbusbetriebs. Ein vorgeschalteter Planetensatz mit Bremse und Direktkupplung führt auf Vierganggetriebe. Bei Antrieb am Hohlrad, festgehaltenem Sonnenrad und Abtrieb am Steg - Abb.7.53 Mitte - ergibt sich eine kleine Vorschalt-Übersetzung von 3,407/2,044 = 1,67, die zusammen mit dem Simpson-Satz des Hauptgetriebes den ersten Gang bildet; geeignet für Überlandlinienbusse und Gelenkzüge. Bei Antrieb am Sonnenrad, festgehaltenem Hohlrad und Abtrieb am Steg - Abb.7.53 unten - ergibt sich eine größere Vorschalt-Übersetzung 5,547 /2,219 = 2,5; geeignet für den Einsatz in Kommunalfahrzeugen. Funktionelle und konstruktive Details in einzelnen Baugruppen.

1. Getriebegehäuse Die Gehäuse für Wandler und Retarder, Vorschaltsatz, Hauptgetriebe usw. werden in Aluminiumguß hergestell t. Druckgußteile haben fertig gegossene Mitnahmeverzahnungen für die Servoglieder. Zur Gewichtsreduzierung (-14 kg gegenüber der bisherigen Ausftihrung) sind die Tragarme der Aufhängung ebenfalls aus Aluminium gegossen. 2. Ölversorgung Das Ölfilter ist als Patrone seitlich stehend im Gehäuse untergebracht und durch eine Öffnung in der Ölwanne von unten auswechselbar, s. Abb . 7.51.

7.5 Vollautomatische Wandler-Schaltgetriebe

287

Abb.7.52 . Technischer Schnitt des Dreiganggetriebes W3E 110 R.

Die in ihrer Förderleistung um ca. 30 % gesteigerte Primärpumpe ist als innenverzahnte Mondsichelpumpe ausgeführt, was gegenüber der bisherigen Ausführung eine geringere Pulsation bringt. Die Sekundärpumpe ist konstruktiv gleich ausgebildet, jedoch schmaler. Ein durch Federkraft eingerasteter Mitnehmerzapfen stellt die Verbindung mit dem Abtrieb her. Bei laufender Primärpumpe wird dieser hydraulisch ausgekuppelt, um unnötige Leerlaufverluste im Normalbetrieb zu vermeiden. Die Getriebe für Stadtomnibusse benötigen keine Sekundärpumpe, da diese Fahrzeuge in aller Regel nicht angeschleppt werden. (In Abb. 7.52 ist daher keine Sekundärpumpe zu finden). 3. Wandler und Retarder Zugunsten des Kraftstoffverbrauchs wird der Betriebsbereich des hydrodynamischen Wandlers durch Schalten der Überbrückungskupplung auf das absolut notwendige Maß beschränkt, was um so leichter realisierbar ist, als das Hauptgetriebe einen ausreichenden mechanischen Übersetzungsbereich bereitstellt. Weiterhin erlaubt der großvolumige Drehschwingungsdämpfer zwischen Wandlerüberbrückung und Getriebeeingangswelle niedrige Betriebsdrehzahlen auch bei schwingungskritischen Motoren . Die Pumpen- und Turbinenräder des Drehmomentwandlers mit Kreislaufdurchmesser 270 mm werden aus Stahlblech gefertigt. Der einflutige Retarder ist als eigenständiges Bauelement vor dem mechanischen Getriebe angeordnet. Dadurch kann sein Bremsvermögen entsprechend den Gangübersetzungen in der Stärke und zu kleineren Fahrgeschwindigkeiten hin erweitert werden.

288

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwe rere Lastkraftwagen und Omnibusse Küb

Gang

K üb

Kv

1 2 3 N R

• • •

• • • •

KJ / R

'ä

82

K 3/ R

•

• •

Kvs

Küb

B1IR

B2

B 1/ R

Übersetzung

•

6,0 '" 2,187 1,378 1,0

•

- 5,9'" - 2,143

Bvs

KJ/R

B2

B1/R

I~

Gang 1 2 3 4 N R

r K üb

K vs

• • • •

• • •

8 vs

K 3/ R

•

• •

1 2 3 4 N R2 Rj

•

• •

Küb

Gang

82

Kvs

K üb

K vs

• • •

• • • •

8 vs

• •

•

• • •

Übersetzung

• •

9,4 '" 3,407 2,044 1,378 1,0

•

- 8,1'" - 2,941

Bvs

-

K 3/ R

B IIR

82

•

KJ/ R

B2

B1IR

B lI R

Übersetzung

• •

13,3 '" 5,547 5,3 '" 2,219 1,378 1,0

•

- 5,3 .,. - 2,226 - 13,3 .,. - 5,565

•

Abb .7.53 . Getriebeschemata der Drei- und Vierganggetriebe mit den betätigten Servogliedem und Übersetzungen.

289

7.5 Vollautomatische Wandler-Schaltgetriebe 1500 r----,--r----,------,r------, Nm

/

I 1000 ~

750f -500 250

+ I- -

I I /

1//

/

-

/

'

I

+--I'---+-

/

,.,----....

--+--

-j

! Retarder 250 im W3 0 080 R

/

/

500

1000

1500

nRe' - -

2000 mtn-1 2500

Abb . 7.54 . Vergleich der Retarderkennlinien der bisherigen mit der neuen Ausführung.

Bei der Auslegung des Retarders wurde ganz besonderer Wert auf eine steil ansteigende Kennlinie gelegt, also auf hohes Bremsmoment schon bei niedrigen Drehzahlen . Die Verbesserung gegenüber der bisherigen Ausführung zeigt Abb. 7.54. Der Kreislaufdurchmesser des Retarders wurde auf 290 mm vergrößert bei gleichzeitiger Reduzierung der Torusfläche (jetzt 30 mm Durchmesser) und somit kleinerem Füllvolumen. Stator und Rotor bestehen aus weißem Temperguß mit eingelöteten dünnen Blechschaufeln, deren Vorderkanten angeschärft sind . Geringe Streubreite im Bremsmoment wird durch spanabhebende Bearbeitung am Torus sichergestellt. 4. Serooglieder Bei der Ausbildung der Kupplungen und Bremsen wurde besonders auf gleichmäßige Lastverteilung und Ölversorgung geachtet. Lamellenmitnahmen in Aluminium tragen viele Zähne, um die Flächenpressung niedrig zu halten. Da die Servoglieder K 31R und B' IR sowohl für Vorwärts- als auch für Rückwärtsgänge wirksam sind (Abb.7.53) und dabei unterschiedliche Momente abstützen müssen, werden an ihren Kolben je nach Gang unterschiedliche Flächen mit Druck beaufschlagt. Wegen der günstigen Reibcharakteristik wurde die Reibpaarung Stahl/Papier gewählt. Lediglich die Lamellen der Überbrückungskupplung haben wegen der besonderen Betriebsbedingungen einen Sinterbelag. 5. Elektronisch-hydraulische Getriebesteuerung Der hydraulische Steuerungsteil regelt den Arbeitsdruck in Abhängigkeit von MotorIast bzw. Retarderbremsmoment. Er beaufschlagt die jeweils aktiven Servoglieder im stationären Zustand mit Arbeitsdruck, während der Gangschaltungen zur kontinuierlichen Momentübernahme mit variablem Schaltdruck. Die Ölversorgung von Drehmomentwandler, Retarder und Schmierung wird ebenfalls durch die Hydraulik besorgt. Der elektronische Steuerungsteil verarbeitet die Betriebsparameter wie Motorlast und -drehzahl, Retarderbetätigung, Fahrgeschwindigkeit und Fahrereingriff (KickDown, Bereichswahl) und gibt die Schaltkommandos über Magnetventile an die Hydraulik. Die Einflußgrößen auf Elektronik und Hydraulik und ihr Zusammenwirken werden in Abb. 7.55 verdeutlicht.

7 Getriebe fiir Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

290

Kick- Dow n Scha lter

f - - - - - - - - - - - - - . . - - I E.P.

Fahrpeda l

Las lstufengeber

Scha Iter Bereichswah l

Motor

Turbinendrehzahl

Betätigung Ret./Motorbr.

Getriebe mit Wandler und Reta rde r

Hydraulik St euerung

ElektronikSteuerung

Sch aIter Fahrprog ramm

'---+4---1 Abtriebsdrehzah l

I I

I L_-rSc;;;;ih;~--l II

I

Nebenantrieb J -------

L_-fSct;~;g--'

Abtrieb

L~~~~~~J

Abb.7.55 . Blockschaltbild der Getriebesteuerung.

1-----------------------, nTurb

I

I

I

CPU (Zentraleinheit), Rechenwerk . Steuerwerk

Datenspeicher, Kennlinien. Gangwechsel, Scha ltartwechse l. eIe.

I I I I I

1 - - - - - - - - - - 1 Diag nose Ein-/Ausga be Einheit Wä h lhebe l ----I-~

Betätigung RetarderI Motorbr. Oldruckschalter --+--+0--1 Fahrpeda l -

-

-

Programmspeicher Ven li l-

+---!-l

ABS -Elektron ik --+--1-<0--1 Achslast ----1--+-1

I

L

V1

mil Über-

Kick - Down ---+--t-l Starter -----I-~

I (Vvs)

1----1 endstufen f--+-"":'::"f7"1--1 1----1 wachung f--+-':"'--[2"]--1 Vz Timerl Cou nler

VSP

Mikrocomp uter

Abb .7.56. Blockschaltbild der Elektroniksteuerung.

~

6

--.J

V.

2:

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Abb.7.57. Anbau und Kombinationsmöglichkeiten für die ZF-Ecomat-Getriebebaureihe . 1 Abschlußdeckel für getrennten Getriebeeinbau; 2 Nebenabtriebe; 3 hydrodynamischer Retarder; 4 Planetenradsatz für ö-Gang-Ausführung; 5 Nebenabtrieb für Sekundärpumpe; 6 Winkeltriebe für Que reinbau; 7 Allradverteilergetriebe; 8 Nachschaltgetriebe; 9 Ölkühler.

IV

-c

292

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Abb .7.58. ZF-Ecomat-Getriebe mit Winkeltrieb und Portalachse für 65°- oder 60°-Anordnungen in Niederflurbussen.

Anhand der Eingangsparameter und des vorgegebenen Programms legt die Elektroniksteuerung die Drehzahlen fest, bei denen eine Gangschaltung oder auch das Schließen bzw. Öffnen der Wandlerkupplung eingeleitet wird. Die Schaltpunkte orientieren sich an den Linien optimalen Kraftstoffverbrauchs zwischen benachbarten Gängen. Je nach Einsatzfall stehen unterschiedliche Fahrprogramme zur Verfügung. Sämtliche Daten rur die Schaltabläufe, also Ansteuerung für Magnetventile, Änderung des Retarderzustandes während der Schaltung, Drehzahlschwellen sowie weitere getriebeabhängige Parameter sind in einem gesonderten Datenspeicher abgelegt. Dieser erlaubt unabhängig vom Betriebsprogramm, das im Mikroprozessor fest gespeichert ist, eine individuelle Anpassung der Steuerung an verschiedene Einsatzfälle. Abbildung 7.56 zeigt das Blockschaltbild der Elektroniksteuerung. Nkw-Automatgetriebe; ZF-Ecomat-Baureihe

Auch die Zahnradfabirk Friedrichshafen hat - unter den Namen ZF-Ecomat eine Automatgetriebe-Baureihe für Busse, Lastkraftwagen und Sonderfahrzeuge

7.5 Vollautomatische Wandler-Schaltgetriebe

293

entwickelt. Die Anbau- und Kombinationsmöglichkeiten der gesamten Baureihe sind in Abb. 7.57 und 7.58 zusammengestellt, und die Tabellen 7.10 und 7.11 ergeben einen Überblick über die drei Größen HP 500, HP 590 und HP 600 für Motorleistungen von 125 bis 280 kW und Motordrehmomente von 500 bis 1400 Nm mit vier, fünf oder sechs Gängen und fünf unterschiedlichen Übersetzungsreihen. Stellvertretend für die vielen Baumuster und Ausführungen nach Tabelle 7.10 und 7.11 ist in Abb. 7.59 bis 7.68 das Baumuster 5 HP 500 dargestellt [90] . Getriebegehäuse

Das Schaltgetriebe, der Retarder und die Nebenabtriebe konnten in einem Gehäuse integriert werden. Dadurch ergibt sich die Möglichkeit, das Getriebegehäuse einteilig auszuführen, so daß nur Trennflächen zum Abtriebsdeckel und zur Ölwanne erforderlich sind . Davon ausgenommen sind die Getriebe mit den Übersetzungen i = 4,31 und 5,60 im 1. Gang (Bauform 2 und 3), bei denen abtriebsseitig ein Zwischenstück mit 102 bzw. 85 mm Länge eingebaut wird. Kostenvergleiche haben gezeigt, daß die Ausführung des Getriebegehäuses in Druckguß die wirtschaftlichste Fertigung ergibt. Der Druckguß gewährleistet die notwendige Maßhaltigkeit, um beispielsweise die Außenlamellen der Bremsen des Planetengetriebes direkt im Gehäuse ohne Bearbeitung der Aufnahmeverzahnung abzustützen, Abb. 7.63. Wandler mit Überbrückungskupplung

Der Wandler mit einem hydraulischen Durchmesser von 360 mm ist nach dem TrilokPrinzip aufgebaut. Die Beschaufelung ist so ausgelegt, daß Pumpen- und Leitrad aus Druckguß gefertigt werden können. Der Freilauf-Außenring wird dabei direkt in das Leitrad eingegossen und das Klemmprofil anschließend geräumt.

Abb .7.59 . Vollautomatisches, lastschaltbares Wandler-Fünfganggetriebe ZF-Ecomat HP 500 fiir Busse, Lastkraftwagen und Sonderfahrzeuge. Bauform 1 (mit drei Planetenradsätzen) übersetzungsreihe 2; Auszug aus Ecomat-Baureihe nach Tabelle 7.11. Perspektivschnitt.

IV

Tabelle 7.10. Automatgetriebe ZF-ECOMAT für LKW Baureihe

HP 500

Max . zuläss ige Eingangsdrehzahl (min - I )

2800

~

Motormoment DIN 70020 (Nm)

Übersetzungen

Länge (mm)

Masse (ca . kg)

1. Gang

2. Gang

3. Gang

4. Gang

5. Gang

6. Gang R.-Gang

500

3.43

2.0 1

1.42

1.00

-

-

bis

3.43

2.01

1.42

1.00

0.83

-

693

300

6.93

310

1050

5.60

3.43

2.01

1.42

1.00

-

795

344

5.60

3.43

2.0 1

1.42

1.00

0.83

795

356

a.g.

3.43

2.01

1.42

1.00

-

-

693

305

"..,21

4.84

Ölfüllmenge 5) (ca . dm')

30 -...l

HP 590

HP 600

2800

2650

bis

3.43

2.01

1.42

1.00

0.83

-

693

315

1250

5.60

3.43

2.0 1

1.42

1.00

-

795

354

5.60

3.43

2.01

1.42

1.00

0.83

795

366

3.43

2.01

1.42

1.00

-

-

693

320

3.43

2.0 1

1.42

1.00

0.83

-

693

330

5.60

3.43

2.01

1.42

1.00

-

795

364

5.60

3.43

2.01

1.42

1.00

0.83

795

376

bis 1400

4.84

o

30

~

öP

[

~'" (")

::r

4.84

30

I r-

~

l I:l

~

~

5' J:

'" '" '"

Tabelle 7.11. Automatgetriebe ZF-ECOMAT für Busse Baureihe

Gang zahl

4 HP 500

4

2800

4

2650

5 6

2650

2:

Übersetzungen 1. Gang

2. Gang

3. Gang

4. Gang

5. Gang

6. Gang

500

3.43

2.01

1.42

1.00

-

-

bis

3.43

2.01

1.42

1.00

0.83

-

1100

3.43

2.01

1.42

1.00

0.83

0.59

3.43

2.01

1.42

1.00

-

-

3.43

2.0 1

1.42

1.00

0.83

-

bis 2800

V.

Motormoment DlN 70020 (Nm)

2800

5 6

HP 600

2800

5 6

HP 590

Max . zuläs sige Eingangsdrehzahl (min- I )

-...I

1250

3.43

2.0 1

1.42

1.00

0.83

0.59

bis

3.43

2.01

1.42

1.00

-

-

1400

3.43

2.01

1.42

1.00

0.83

-

3.43

2.01

1.42

1.00

0.83

0.59

R.-Gang

[ o

~

~.

- 4,84

-4,84

g"

~ 5~ CZl

[

OQ

S . g. " - 4,84

N \0

V1

296

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Abb .7.60. Vollautomatisches, lastschaltbares Wandler-Fünfganggetriebe ZF-Ecomat HP 500 für Busse, Lastkraftwagen und Sonderfahrzeuge. Bauform 1 (mit drei Planetenradsätzen) Übersetzungsreihe 2; Auszug aus Ecomat-Baureihe nach Tabelle 7.10/7.11 Längsschnitt durch ZF-Ecomat 5 HP 500 und Verteilergetriebe A 600 /3 (angeflanscht oder getrennter Einbau). 1 Antrieb; 2 Überbrückungskupplung ÜK; 3 Wandler; 4 Retarder; 5 Kupplungen (A, B, C); 6 Bremsen (D , E, F) ; 7 Abtrieb; 8 Ölpumpe.

Für das Turbinenrad hat sich als wirtschaftlichste Lösung eine Ausführung aus Blech herausgestellt, die zusammen mit dem Innenlamellenträger der Wandlerüberbrückungs-Kupplung der Turbinenradnabe vernietet wird. Der Wandler wird im Getriebe axial festgehalten, so daß keine Axialkräfte auf die Kurbelwelle des Verbrennungsmotors ausgeübt werden . Pumpe und Ölfiihrung

Die gesamte Ölversorgung mit Primärpumpe und den notwendigen Ventilen ist in dem Bereich zwischen Wandler und Retarder konzentriert. Die Kanäle, die große Ölmengen führen, können dadurch sehr kurz gehalten werden. Die Primärpumpe ist als Innenzahnradpumpe ausgebildet mit einer Fördermenge von 51 cm 3 /Motorumdrehung. Die Ölversorgung ist dadurch auch bei niedrigen Drehzahlen und hoher Temperatur sichergestellt. Retarder

Da der Retarder als verschleißfreie Bremse von Anfang an in das Getriebekonzept miteinbezogen wurde, benötigt er nur sehr wenige zusätzliche Teile . Die Gesamtlänge des Getriebes wird nicht beeinflußt. Der Retarder besitzt einen Torus mit kleinem Querschnitt (30 mm Durchmesser) auf einem großen hydraulischen Durchmesser von 380 mm, Abb . 7.64 .

7.5 Vollautomatische Wandler-Schaltgetriebe

297

~

Nebenabtriebe

~[J

-----ÜK

Antr ieb

pumpe Abtrieb

vorn

Abb.7.61. Vollautomatisches, lastschaltb ares Wandle r-Fünfganggetriebe ZF- Ecomat HP 500 für Busse, Lastkraftwagen und Sonderfahrzeuge . Bauform I (mit drei Planetenradsätzen) Übersetzungsreihe 2; Auszug aus Ecornat-Baureihe nach Tabelle 7.10/7 .11. Räderschema mit Neb enabtrieben, integriertem Retarder und Verteilergetriebe.

Gang

ÜK

1 2 3 4 5 R.

0 0

• • •

0 a

A

• • • •

B

• •

C

•

D

• •

E

•

F

Übersetzungen'

•

8,23. .. 3,43 4,82. .. 2,01 1,42 1,00 0,83 -11 ,62. .. -4,84

•

gültig für Standardbauform I , Reihe 2 s. Tabell e 7.10/7.11.

Zusammen mit den kurzen Leitungen und dem hohen Öldruck erhält man dadurch eine sehr kurze Ansprechdauer von ca. 0,3 s. Damit sind praktisch die gleichen Verhältnisse wie bei den Radbremsen gegeben . Jeder Retarder hat norm alerweise auch im nicht eingeschalteten Zustand ein Leerlaufmoment, das den Wirkungsgrad des Getriebes verschlechtert. Zur Reduzierung dieser Verluste wurde der Stator zweiteilig ausgeführt, wobei eine Hälfte im ausgeschalteten Zustand um eine halbe Schaufelteilung selbsttätig verdreht wird, Abb. 7.65. Die im Retarderraum be findliche Luft kann durch die so entstandenen Kurzschlußkanäle das Gitter ohne große Ablenkung umströmen. Das Leerlaufmoment reduziert sich auf weniger als 25 % des Werts ohne geteilten Stator. Planetengetriebe Das Planetengetriebe besteht aus drei einfachen Planetensätzen, die entsprechend dem Schema in Abb. 7.61 und 7.62 gekopp elt sind. Im ersten Gang ist nur der Wandl er

298

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

1.Gang

2.Gang

3.Gang

4.Gang

5.Gang

R.-Gang Abb .7.62. Vollautomatisches, lastschaltbares Wandler-Fünfganggetriebe ZF-Ecomat HP 500 für Busse, Lastkraftwagen und Sonderfahrzeuge. Bauform 1 (mit drei Planetenradsätzen) Übersetzungsreihe 2; Auszug aus Ecomat-Baureihe nach Tabelle 7.10/7 .11. Leistungsfluß und Schaltungsschema in den einzelnen Gängen. In den Anfahrgängen 1, 2, und R ist der Wandler nur bis zum Schließen der Überbrückungskupplung in Funktion; daher gestrichelt gezeichnet.

7.5 Vollautomatische Wandler-Schaltgetriebe

299

Abb. 7.63. Vermessung des Druckgußgehäuses Ecomat HP 500 auf einer Mehrkoordinaten-Meßmaschine.

Abb.7.64. Retarder der ZF-Ecomat-Getriebe. Links : Stator mit 40 Kammern auf 320° Umfang; 40° Einlaufbereich und 41 Schaufeln, 10° schiefstehend. Rechts: Rotor mit 49 Kammern, 0° radial.

und der dritte Planetensatz in Funktion, im zweiten ergibt sich eine Leistungsteilung zwischen dem zweiten und dritten Planetensatz, im 3., 5. und R.-Gang wirken alle drei Planetensätze und der 4. Gang ist ein durchgekuppelter Direktgang 1:1. Die Drehzahlen, Übersetzungen, Drehmomente, Leistungen und Wirkungsgrade ergeben sich durch wiederholte Anwendung der Grundlagen für das einfache Planetengetriebe.

300

7 Getriebe fiir Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Abb.7.65 . Wirkungsweise des Retarder-Gitters, a) Stator mit Gitter in Normal-Fahrstellung (ohne Bremsung); b) Stator mit Gitter in Bremsstellung.

Kupplungen und Bremsen

Alle drei rotierenden Kupplungen sind in einem einzigen Kupplungskörper zusammengefaßt, der aus Druckguß hergestellt wird. Die Außenlamellen der beiden äußeren Kupplungen werden ähnlich den Bremsen im Getriebegehäuse direkt in einer Verzahnung im Aluminium abgestützt. Verschiedene Kupplungen und Bremsen werden für mehrere Gänge benützt und stützen dabei unterschiedliche Momente ab. Zur Sicherstellung optimaler Schaltqualität sind diese Schaltelemente mit Stufenkolben ausgestattet. Dadurch sind die Kolbenflächen den jeweils auftretenden Abstützmomenten angepaßt. Elektro-hydraulische Schaltsteuerung

Das Getriebe besitzt einen gemeinsamen Ölkreislauf für Schaltsteuerung, Wandler, Retarder, Schmierung und Wärmeabfuhr, Abb . 7.66. Die elektro-hydraulische Schaltsteuerung hat die Aufgabe, die Schaltelemente mit Öldruck zu versorgen und den Druckaufbau so zu steuern, daß die Schaltübergänge weich ablaufen. Deshalb ist für jede Kupplung bzw. Bremse eine Ansteuereinheit, bestehend aus Magnetventil, Vorsteuerventil, Schalt- und Drucksteuerventil sowie einem Ausschaltventil vorgesehen . Der Druck, mit dem die Kupplungen beaufschlagt werden, erhält durch diese Ansteuereinheit einen zeitabhängig ansteigenden Verlauf, dessen Höhe vom Lastzustand des Motors beeinflußt wird. Elektronische Schaltautomatik

Die aktuellen Entwicklungen auf dem Getriebesektor werden zunehmend durch den Einsatz der Mikroelektronik geprägt. Sie hat in den letzten Jahren den Bereich der Getriebesteuerungen wesentlich beeinflußt. Erfolgte die Steuerung von Automatgetrieben früher rein hydraulisch, so stellen in diesem Bereich elektronisch gesteuerte Getriebe heute den Stand der Technik dar. Für die Ecomatgetriebe geben Abb. 7.67 und 7.68 einen Systemüberblick über die gesamte Anordnung mit den erfaßten Sensorsignalen, der zentralen Steuereinheit und den steuerbaren Ausgängen . Die Elektronik übernimmt in diesem System die Gangwahl, die zeitliche Ablaufsteuerung der Kupplungselemente sowie die Anpassung des Drucks in den Kupplungen an das zu übertragende Moment. Diese Steuerung erhält ihre Schaltkommandos von einer Mikroprozessor-Automatik. Für jeden Fahrzeugmotor, Einsatzfall oder spezielle Fahrstrecke kann das richtige Schaltprogramm vorgesehen werden: z. B. ein .Economie-Programm'' mit niederen

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Abb.7.66. Hydraul ikschaltpl an des HP 500.

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Saugfilter

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7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

302

Abb.7.67. Einbaubeispiel für einen Stadtbus. 1 Schaltautomatik AEM-6D ; 2 Sollwertgeber; 3 Bordnetz; 4 Fahrschalter; 5 ZF-Ecomatgetriebe.

Geschwindigkeitssignal Turbinen drehzahl

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Ablaufprogramm

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Varwahl schalter

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e.B.-f--

Lastzustand

Bremssigna le

Sicherheitsschaltung

Gangmagnete

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Fahrprogramm -...............L signol ...............LNebenabtriebsignal

spez. Fahrzeugdaten

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Iv'

Mikrocom puter

'---

Abb.7.68. Blockschaltbild Mikroprozessor-Automatik.

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-

7.5 Vollautomatische Wandler-Schaltgetriebe

303

Schaltpunktlagen für den Bus im normalen Liniendienst oder ein "Power-Programm" für max. Leistung mit Schaltungen bei hohen Drehzahlen. Als Vorteile der Elektronik sind zu nennen: Optimierung von Funktionen: Kraftstoffverbrauch, Fahrbarkeit, Optimierung auf unterschiedliche Einsatzbedingungen, Schaltkomfort. Erhöhung der Flexibilität: leichte Anpassung an unterschiedliche Fahrzeugsysteme, Reduzierung der Typenvielfalt beim Getriebe, Vereinfachung der Einbauverhältnisse, Kabel statt Gestänge, leichte Raumabschottung. Diese Vorteile kommen in allen Einsatzgebieten zum Tragen, jedoch liegen die Schwerpunkte etwas unterschiedlich. Während im NKW-Bereich der Kraftstoffverbrauch im Vordergrund steht , ist im Arbeitsmaschinenbereich die Optimierung auf den jeweiligen Einsatzfall das wesentliche Kriterium. Differentialwandlergetriebe; Voith-DIWA-Baureihe

Die Voith-DIWA-Getriebe 3 sind vollautomatische, hydrodynamisch-mechanische Getriebe. Vor dem hydrodynamischen Drehmomentwandler ist ein die mechanische Eingangsleistung teilendes Differentialgetriebe angeordnet. Nach dem Differentialwandler folgt ein Planetengetriebe mit Lamellenbremsen für verschiedene Fahrbereiche und den Rückwärtsgang, [89], Abb. 7.69. Bei niedrigen Geschwindigkeiten leitet das Differentialgetriebe die vom Motor abgegebene Leistung über einen hydraulischen und über einen mechanischen Kraftweg, wobei der hydraulische Ante il mit zunehmender Fahrgeschwindigkeit abnimmt. Durch diese Leistungsteilung ist der Wirkungsgrad auch im Anfahrbereich und bei niedrigen Geschwindigkeiten hoch. Bei höheren Geschwindigkeiten wird die Antriebsleistung ausschließlich mechanisch übertragen. Die heute aus vier Typen bestehende Baureihe ist in Tabelle 7.12 zusammengestellt. Die 3-Gang-Ausführungen werden bevorzugt in Nahverkehrsfahrzeugen wie Stadtlinienbussen und Flughafenvorfeldbussen, die 4-Gang-Ausführungen in Vorort-, Überlandlinien- und Intercity-Bussen eingesetzt. Aufbau und Funktionsweise des Voith-DIWA-Automatgetriebes Typ D 851.3 und D 863.3, Abb . 7.69 und 7.70:

Leerlauf Der Motor ist über einen Torsionsdämpfer 2 mit der Antriebswelle 1 und dem umlaufenden Lamellen- und Kolbenträger 4 verbunden. Bei geöffneter Eingangskupplung 5 wird nur die Zahnradpumpe 10 angetrieben, die den Wandler, die Steuerung und die Schmierung mit dem nötigen Drucköl versorgt. 3 Im Hinbli ck auf den Einsatz des Getriebes in Stadtomnibussen, Baumaschinen u. a. m. wurde die frühere Bezeichnung DIWAbus-Getriebe in DIWA-Get riebe (= Different ial-WandlerGetriebe) umgewandelt.

304

7 Getriebe für Nutzfahr zeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Tabelle 7.12. Techn ische Angaben der Voith-DIWA-Automatgetrieb e D 85 1.3

Typen

D 863.3

D 854. 3

D 864.3

Eingangsleistung P I in kW

205

245

205

245

Eingangsmoment TI in Nm

1000

1300

1000

1300

Eingangsdrehzahl n l in min- I

2800

2800

2300

2300

Anzahl der Gänge

3

3

4

4

Übersetzung höchster Gang vorw ärts

1,0

1,0

0,7

0,7

Masse Getrieb e trocken mit angebautem Wärmeaustauscher in kg

295

300

330

335

Ölfüllung einschließlich Wärme tausc her in I

25

25

25

25

Ölsorte nach Voith Schmierstoffiiste G 607 Getri ebeschaltung : vollautomatisch, elektronisch-hydraulisch gesteuert, elektrisch bet ätigt. Anschlußspannung 24 V, Gleich strom Tachometerantri eb DIN 75532 E 2

nTaohowelle =

11 : 17 x

n Gelenkwelle

1. Gang (DlWA -Gang)

Bei geschlossener Eingangskupplung 5 wird die Motorleistung auf den Außenkranz 6 des Differentialgetriebes übertragen . Beim Anfahren stehen die Abtriebswelle 16 und der mit ihr verbundene Planetenträger 3 still. Das Sonnenrad 7 und das Pumpenrad P werden über die Planetenräder 8 in entgegengesetzter Drehrichtung angetrieben. Durch die Differentialübersetzung und die Charakteristik des Wandlers wird der Motor im Anfahrpunkt bei voller Füllung in den Bereich seines höch sten Drehmoments und des geringsten spezifischen Kraftstoffverbrauchs gedruckt. Im Wandler strömt das vom Pumpenrad P beschleunigte Öl im geschlossenen Kreislauf durch das Leitrad R und durch das Turbinenrad T. Das von dem axialdurchströmten Turbinenrad abgegebene gewandelte , d. h. erhöhte Drehmoment wird über die Planetenräder und den Planetenträger des Turbinengetriebes 13, dessen Lamellenbremse 12 geschlossen ist, auf die Abtriebswelle 16 übertragen. Mit zunehmender Geschwindigkeit, also steigender Drehzahl der Abtriebswelle , nimmt die Übersetzung vom Motor zum Pumpenrad und damit der hydrodynamisch übertragene Leistungs anteil ab, während der über den Planetenträger des Different ialgetriebes mechanisch übertragene Leistungsanteil größer wird. Im Anfahrpunkt ergibt sich je nach Ausführun g des Differentialgetriebes und der Pumpenradbeschaufelung eine Momentwandlung f10 = 5,0 bis 7,3. 2. Gang

Die Umschaltung vom 1. Gang in den 2.Gang mit rein mech anischer Leistungsübertragung erfolgt in Abhängig keit von der Fahrgeschwindigkeit und der Motorfüllung. Die

7.5 Vollautomatische Wandler-Schaltgetriebe

305

Abb.7.69. Getr iebelängs schnitt des Voith-DIWA-Automatgetriebes, Typ D 851.3 und D 863.3. P Pumpenrad; T Turbinenrad; L Leitrad ; 1 Antriebswelle ; 2 Torsionsd ämpfer (Federkupplung) ; 3 Planetenträger; 4 Lamellen- und Kolbenträger; 5 Eingangskupplung; 6 Außenkranz; 7 Sonnenrad; 8 Planetenträger; 9 Durchkupplung; 10 Zahnradpumpe; 11 Lamellenbremse; 12 Lamellenbremse; 13 Turb inengetriebe; 14 Planetengetriebe für Wandlerbremse und Rückwärtsgang; 15 Lamellenbremse; 16 Abtriebswelle ; 17 Wärmetauscher.

Lamellenbremse 11 wird geschlossen , somit das Pumpenrad P stillgesetzt und die hydrodynamische Leistungsübertragung ausgeschaltet. Gleichzeitig wird das Turbinenrad T über die sich öffnende Lamellenbremse 12 des Turbinengetriebes 13 abgeschaltet (automatische Umschaltung in den 2. Gang ohne Zugkraftunterbrechung). Die Übersetzung des 2. Ganges entspricht der des Differentialgetriebes und beträgt 1,43 bzw. 1,36. 3. Gang

Beim Beschleunigen des Fahrzeuges im 2. Gang steigt die Motordrehzahl weiter an. Bei etwa 2/3 der Höchstgeschwindigkeit öffnet sich die Eingangskupplung 5, während die Durchkupplung 9 schließt. Damit ist die Antriebswelle 1 direkt mit der Abtriebswelle 16 verbunden - Übersetzung 1:1 (automatische Umschaltung in den 3. Gang ohne Zugkraftunterbrechung). Rückwärtsgang Die Kraftübertragung erfolgt hydrodynamisch-mechanisch wie im 1. Vorwärtsgang, in dem Eingangskupplung und Lamellenbremse geschlossen werden. Bremsen Der hydrodynamische Wandler ist zugleich hydrodynamische Bremse (Wandlerbremse, Retarder) . Sie ist in den beiden mechanischen Gängen wirksam. Im Bremsbereich wird das Turbinenrad T über die Planetengetriebe 13 und 14 durch das schie-

306

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Bremsen im 2.Gang

Abb .7.70. Schematischer Aufbau und aktiver Leistungsfluß des Voith-Getriebes nach Abb 7.69.

7.5 Vollautomatische Wandler-Schaltgetriebe

307

bende Fahrzeug angetrieben. Dabei ist die Lamellenbremse 15 des Planetengetriebes 14 geschlossen . Das Turbinenrad wird entgegen seiner Drehrichtung bei Fahrt im 1. Gang (DIWA-Gang) angetrieben und wirkt als Axialpumpe, die das Öl gegen das festgebremste Pumpenrad und das Leitrad fördert. Die hierbei in Wärme umgesetzte kinetische Energie wird über den Wärmetauscher 17 abgeführt. Das Bremsmoment ist über den Druck im Wandler einstellbar. Das Einsetzen der Bremswirkung erfolgt weich. Der Maximalwert kann auf die zulässige Achsbelastung abgestimmt werden . Steuerung Die Steuerung erfolgt elektronisch-hydraulisch. Das elektronische Steuergerät ist getrennt vom Getriebe (gut zugänglich) im Fahrzeug angeordnet und über elektrische Leitungen mit dem Getriebe und den Bedienungseinrichtungen für den Fahrer verbunden. Über fünf Drucktasten am Armaturenbrett lassen sich die Schaltstellungen Neutral, 1., 1. und 2., 1. bis 3. Vorwärtsgangbereich (Hochschaltungen in den 2. bzw. 3. Gang gesperrt) und der Rückwärtsgang wählen . Automatgetriebe für leichte Busse; Voith Midimat

Für leichte bis mittel schwere Nutzfahrzeuge bis ca. 12 t Gesamtgewicht - hierzu gehören Verteiler-LKW und Midibusse/City-Verkehr - wurde von VOITH in Zusammenarbeit mit Daikin MFG-Co., Japan, ein vollautomatisches Getriebe Midimat entwickelt, [151]. Es besteht aus einem mehrphasigen Drehmomentwandler mit Durchkupplung, einem dreigängigen, nachgeschalteten Planetengetriebe und (auf Wunsch) einem hydrodynamischen Retarder, Abb. 7.71 und 7.72, Tabelle 7.13.

Abb . 7.71. Voith-Midimat-Getriebe BR mit Retarder.

308

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Abb.7.72. Schema des Midimai-Getriebes. DK Durchkupplung; 2. F 2. Fahrbereich; T Turbinenrad; 3. F 3. Fahrbereich; P Pumpenrad; RG Rückwärtsgang; I. F I. Fahrbereich; R Retarder.

Der Drehmomentwandler besteht aus Pumpe, Turbine, einem Reaktor und einem Leitrad, die sich beide selbsttätig über Freiläufe schalten. Das Planetengetriebe ist ein modifizierter Ravigneaux-Planetensatz, bei dem das große Sonnenrad mit dem Antrieb und der Steg mit dem Abtrieb verbunden ist. Das entspricht dem Zweigang-Ravigneaux-Satz mit zwei untersetzten Vorwärtsgängen, vergl. Fußnote Seite 74. Im dritten Gang läuft der Planetensatz als Block um. Der hydrodynamische Retarder ist hinter dem Planetengetriebe angeordnet und damit gangunabhängig. Die Betätigung der Gänge/Fahrbereiche und die Schaltung des Retarders erfolgt elektrohydraulisch. Die Durchkupplung (Überbrückungskupplung mit Torsionsschwingungsdämpfer) kann in jedem mechanischen Fahrbereich geschaltet werden. Automatgetriebe für Stadtomnibusse; Renk Doromat

Für Stadtomnibusse bis 235 kW Motorleistung und 1300 Nm Motordrehmoment stellt Renk ein Automatikgetriebe Doromat in zwei Ausftihrungen her: Typ 873 A mit drei und Typ 874 A mit vier Vorwärtsfahrstufen, Abb. 7.73. Das Getriebe hat einen einphasigen, zweistufigen Drehmomentwandler mit Überbrückungskupplung und drei nachgeschaltete Planetensätze. Die Wirkungsweise in den einzelnen Fahr- und Bremsstufen ist in Abb. 7.74 gezeigt. Fahrstufe 1: Zwischen Drehmomentwandler und dem vorderen Planetensatz entsteht eine Leistungsverzweigung. Der Steg wird durch die Lamellenbremse 11 festgehalten und das mit dem Sonnenrad verbundene Leitrad kann sich drehen. Der vom Pumpenrad 5 über das Turbinenrad 6 zum Leitrad 7 zirkulierende Ölstrom drückt das Leitrad in entgegengesetzte Drehrichtung zur Turbine. Daraus bestimmt sich der Leistungsfluß. Turbinenrad: positive Drehzahl, positives Drehmoment ---> in das Turbinenrad fließt eine Leistung hinein. Leitrad : negative Drehzahl, negatives Drehmoment --->in das Leitrad fließt ebenfalls eine Leistung hinein. Beide Leistungsanteile werden in der Mitte des Getriebes wieder zusammengeftihrt und passieren noch den hinteren Planetensatz mit einer Übersetzung ins Langsame. Mit zunehmender Fahrgeschwindigkeit

309

7.5 Vollautomatische Wandler-Schaltgetriebe Tabelle 7.13 . Technische Daten zum VOITH -Midimat-Getriebe MidimatT ohne Retarder

MidimatBR mit Retarder

Eingangsleistung PI [kW]

bis 165

bis 165

Eingangsmoment MI [Nm ]

bis 550

bis 550

Eingangsdrehzahl nl [I /min ]

bis 4000

bis 3000

Typ

Retarderbremsmoment MB, [Nm] Masse Getriebe trocken [kg]

bis 2000 102

156 *

* mit Wärmetauseher.

Übersetzung Gang

2

3

R-Gang

Wandlergröße motorabhängig

Hydrodynamische Wand lung *

Mechanische übersetzung

Gesamtwand lung

11,5"S

3,45

3,00

10,350

11,5"

2,97

3,00

8,910

12,5"

2,92

3,00

8,760

11,5"S

2,52

1,58

3,989

11,5"

2,24

1,58

3,546

12,5"

2,27

1,58

3,593

11,5"S

1,40

1,00

1,400

11,5"

1,27

1,00

1,270

12,5"

1,27

1,00

1,270

-5,89

-1 ,42

-8,360

alle

* Werte bezogen auf Anfahrpunkt.

nimmt die Leistung im Leit- und Sonnenrad ab. Wenn Pumpen- und Turbinenrad gleich große Drehmomen te hab en, wird das Drehmoment im Leitra d Null. Das Getriebe schaltet in die Fahrstufe 2. Fahrstufe 2: Am Leistungsfluß sin d jetzt nur noch Pumpen- un d Turbinenrad und der hintere Planetensatz beteiligt.

Fahrstufe 3: Der Wandler ist übe rbrückt.

310

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Abb .7.73. Automatisches Getriebe für Omnibusse Doromat 874 A, Renk AG, 1 WandlerGehäuse; 2 Schwingungsdämpfer; 3 Wandler- Überbrückungskupplung. 4 Wandler-PumpenradKupplung; 5 Wandler-Pumpenrad; 6 1. Turbinenstufe; 7 Leitrad; 8 2.Turbinenstufe; 9 Hauptwelle; 10 Einfachrotation-Lamellenbremse; 11 Doppelrotation-Lamellenbrernse; 12 Doppelrotation-Planetensatz; 13 Wendegetriebe-Betätigung; 14 R ückwärts-Klauenkupplung; 15 Wendegetriebe; 16 3. Stufe - Planetensatz; 17 3. Stufe - Lamellenbremse; 18 4. Stufe - Lamellenkupplung; 19 Abtriebsflansch; 20 Wärmetauscher; 21 Tachoantrieb; 22 Ventilblock - 3. und 4. Stufe ; 23 Ölzuführungsgehäuse; 24 Hydraulische Steuerung; 25 Doppel-Ölpumpe; 26 Hauptgehäuse ; 27 Motor-Getriebe-Flansch; 28 Membran-Kupplung; 29 Verbindungsschrauben; 30 Motor-Schwungrad.

Fahrstufe 4: Durch Schließen der Lamellenkupplung 18 läuft jetzt auch der hintere Planetensatz als Block um. Das gesamte Getriebe ist 1:1 durchgeschaltet. Rückwärtsgang: Nach Betätigen der Vorwahltaste "Rückwärts" wird die RückwärtsKlauenkupplung 14 geschlossen. Wandler und vorderer Planetensatz arbeiten (wie in Fahrstufe 1) leistungsverzweigt. Der anschließende mittlere Planetensatz sorgt bei stehendem Steg für eine Drehrichtungsumkehr. Getriebebremsstufen: Bei der ersten Bremsstufe sind im oberen Geschwindigkeitsbereich des Fahrzeugs die Schaltglieder 3, 4, 10 und 18 betätigt. Der Abtrieb ist mit dem Motor direkt mechanisch verbunden. Das Leitrad 7 wird durch 10 festgehalten, der Drehmomentwandler arbeitet dadurch als Strömungsbremse (Retarder) . Durch zwischenzeitliches Abkuppeln des Wandler-Pumpenrads 5 wird im mittleren Geschwindigkeitsbereich ein weicher Übergang zwischen den Bremsstufen erreicht. Dabei wird der Steg durch 11 festgehalten, wodurch das Leitrad gegenläufig zur Turbine läuft und ein erhöhtes Bremsmoment erzeugt.

7.5 Vollautomatische Wandler-Schaltgetriebe

Leerlauf

311

1. Bremsst ufe, oberer Geschw.- Bereich

tu. 2. Brem sstufen, unterer bzw. mittlerer Geschw.- Bereich ( lGang)

4.Fahrstufe

Rückwä rts

2, Bremsstufe. unterer Ges chw.- Bereich

Abb. 7,74, Fahr- und Bremsstufen des Renk-Doromat 874 A. Hier sind jeweils nur die aktivierten Schaltelemente beziffert.

312

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Automatgetriebereihefiir schwere Radfahrzeuge; Renk REMAT Die von RENK entwickelten 5-, 6- und 7-Gang-Automatgetriebe für schwere Radfahrzeuge wurden als komplette Getriebefamilie mit der Bezeichnung "REMAT" konzipiert. Sie besteht aus den Getriebetypen HS (Standardausfuhrung mit den Optionen Primärretarder und Modulationskupplung, Abb.7.75) und WR-PS (mit getrenntem Drehmomentwandler und im Schaltgetriebe integriertem Verteiler). Der Leistungsbereich ist 300 kW bis 800 kW, das maximal zulässige Motordrehmoment beträgt 4500 Nm. Einsatzbeispiele sind : Kranfahrzeuge, Flugfeldfahrzeuge, Zugmaschinen, Sattelschlepper, Muldenkipper, Feuerlöschfahrzeuge, militärische Fahrzeuge. Das modulare System besteht aus folgenden Hauptbaugruppen: Grundgetriebe, Lastschaltgetriebe mit Planetensätzen und Lamellenkupplungen mit Sinterbronze-Reibbelägen, verschiedene Drehmomentwandler mit Überbrückungskupplung im Grundgetriebe integriert oder von diesem getrennt, Primärretarder mit unterschiedlichen Bremsleistungen, Adaptionselemente an der Antriebsseite für Gelenkwellenanschluß oder direkten Motoranschluß,

Abb.7.75 . Aufbau des REMAT-Getriebes Typ HS mit Modulationskupplung, Primärretarder und Verteiler, Renk. 1 Antriebsflansch; 2 Lamellenkupplung hohe Gangstufen; 3 Lamellenbremse mittlere Gangstufen ; 4 Lamellenbremse niedere Gangstufen; 5 Lamellenbremse rückwärts; 6 Antrieb für Schleppölpumpe, Taeho antrieb und Nebenabtrieb für Notlenkpumpe; 7 Verteilergetriebe mit längssperrbarem Differential; 8 Abtriebsflansch; 9 Lamellenbremse Splittergruppe; 10 Lamellenkupplung Splittergruppe; 11 Retarder (Option); 12 Freilauf für Leitrad; 13 zweite Turbinenstufe; 14 Leitrad; 15 erste Turbinenstufe; 16 Pumpenrad; 17 Modulationskupplung; 18 Wandlerüberbrückungskupplung; 19 lastschaltbarer Nebenabtrieb.

7.5 Vollautomatische Wandler-SchaItgetriebe

313

Zwischengetriebe zwischen Motor und Grundgetriebe zur Drehzahl- bzw. Drehmomentanpassung und/oder zur Überbrückung von fahrzeugbedingten Achsversätzen im Antriebsstrang, Verteilergetriebe mit sperrbaren Differentialen, lastschaltbare und starr mitlaufende primär- und sekundärseitige Nebenabtriebe, Primärretarder im Grundgetriebe integriert, Modulationskupplung am Grundgetriebe angebaut, hydraulisch-elektronische Steuerung mit verschiedenen Schaltprogrammen und integrierter Diagnose, verschiedene Gangwahlschalter. Automatgetriebe fiir schwere Nkw; Saab Scania GA 770 Hier soll noch auf das vollautomatische Wandler-Planetengetriebe GA 770 von Saab Scania hingewiesen werden [76], Abb . 7.76. Dieses Getriebe ist für den Einsatz in schweren Nutzfahrzeugen - LKW und Busse - mit Motorleistungen um 200 kW und Motordrehmomenten von 1000 bis 1250 Nm vorgesehen . Die Eingangsleistung wird in dem vor dem Wandler angeordneten Planetensatz verzweigt. Der Antrieb erfolgt über den Planetenträger. Das Sonnenrad überträgt ein Drittel der Leistung auf das Pumpenrad des Drehmomentwandlers. Der mechanische Leistungsanteil von

b

Auszug aus linker Bildhölfle

Abb . 7.76 a, b. Automatisches Getriebe GA 770 von Saab Scan ia. a) Läng sschnitt und b) Schema der Leistungsverzweigung

314

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

zwei Drittel wird vom Hohlrad übernommen und direkt in das nachfolgende Planetengetriebe weitergeleitet, s. Abb . 7.76b. Mit diesem Getriebe sind sechs Vorwärtsgänge - drei hydraulische und drei mechanische - sowie ein Rückwärtsgang möglich. In den unteren Fahrbereichen arbeitet der Drehmomentwandler in Leistungsverzweigung mit drei Übersetzungen im nachgeordneten Planetengetriebe. In den oberen Fahrbereichen wird das Sonnen- und Pumpenrad festgehalten; die Leistung wird rein mechanisch mit drei Übersetzungen im Planetengetriebe übertragen. Der Eingangsplanetensatz arbeitet hierbei nicht mehr als Verteiler-, sondern als Übersetzungsgetriebe. Im Rückwärtsgang wird die Leistung hydraulisch-mechanisch übertragen, d. h. der Drehmomentwandler arbeitet wieder in Leistungsverzweigung . Automatgetriebereihe ; Allison AT 545, MD-Serie, HD-Serie Zum Abschluß dieses Abschnittes ,Vollautomatische Wandler-Schaltgetriebe' sollen noch drei Getriebe von Allison Transmission für leichte, mittlere und schwere NKW beschrieben werden. Das kleine Getriebe AT 545 (früher 540) für leichte Nutzfahrzeuge, Verteiler- und Kommunalfahrzeuge, Schulbusse und Wohnmobile mit Diesel- und Ottomotoren bis 175 k\v, Antriebsdrehzahlen 2400 bis 3200 min - 1 (Diesel) bzw. 3200 bis 4000 min' (Otto) und Antriebsdrehmomenten bis 600 Nm hat vier Vorwärtsgänge und einen Rückwärtsgang. Übersetzungen i = 3,45/2 ,25/1 ,4 1/1 ,00/- 5,02. Das Getriebe besteht gemäß Abb . 7.77 (von links nach rechts) aus: Trilok-Wandler ohne Überbrückungskupplung (Anfahrwandlung 1,72 bis 2,60 Diesel bzw. 1,96 Otto) , Zahnrad-Ölpumpe,

Abb . 7.77 . Allison Automatie Transmission AT 545 .

7.5 Vollautomatische Wandler-Schaltgetriebe

315

Lamellenkupplung (für alle Vorwärtsgänge) mit Zahnrad für den turbinenseitigen Nebenabtrieb (270 Nm, Spi tze 340 Nm), Lamellenkupplung (Gang 4 + R) mit Lamellenbremse (Gang 3), Mittelwand, Simpson-Satz + 3. Planetensatz mit zwei Lamellenbremsen (Gang 2 und Gang I + R). Die nächsten bei den Getriebegrößen von Allison gehören zur WT-Serie (World Transmission), unterteilt in MD-Serie (for Medium-Duty trucks) und HO-Serie (for Heavy-Duty trucks). Die MD-Serie besteht aus zwei Sechsganggetrieben mit kleiner und großer Spreizung und einem Siebenganggetriebe mit angeflanschtem Verteilergetriebe, Tabelle 7.14. Die Abb . 7.78 bis 7.81 zeigen die beiden Modelle MD 3060 R und MD 3070 PT und die zugehörigen Schnitte. Das Räderschema in Abb . 7.82 gilt für das Sechsganggetriebe (ohne Bremse C6) und für das Siebenganggetriebe (mit C6). Die ungefähren Standgetriebe-Übersetzungen sind mit in Abb . 7.82 eingetragen. Die Unterschiede zwischen der Übersetzungsreihe

Tabelle 7.14 . Spezifikationen der Allison MD-Reihe Baumuster max . Antriebsleistung max.Antriebsdrehmoment min . Antriebsdrehzahl max . Antriebsdrehzahl

kW Nm min- t min - I

MD 3060

MD 3560

MD 3070 PT

205 1085 2000 2800

205 1085 2000 2800

225 1290 2000 2800

Anfahrwandlung, 7 Wandlergrößen

1,78 bis 2,71

Übersetzungen: Low 1. Gang 2. Gang 3. Gang 4. Gang 5. Gang 6. Gang R. Gang Spreizung

Zur Bezeichnung:

MD 3 0 6 0

I

P

R

3,49 1,86 1,41 1,00 0,75 0,65 -5,03

4,59 2,25 1,54 1,00 0,75 0,65 - 5,00

6,93 4,19 2,24 1,69 1,20 0,90 0,78 - 6,03

5,34

7,05

8,85

T

II

T=.fergetriebe, Verteilergetriebe Retarder Nebenantrieb PTO Gangzahl

LL-

-<. 0 = kleine Spreizung, eR Close Rat io 5 = große Spreizung, WR Wide Ratio Family, Serie

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

316

Abb.7.78 . Ansicht der Allison World Transmission. Links : Sechsganggetriebe ohne Retarder rec hts; Siebenganggetriebe ohne Retarder, mit Verteilergetriebe.

mit kleiner Spreizung (CR Close Ratio) und großer Spreizung (WR Wide Ratio) werden durc h unterschied liche Zähnezahlen der Sonne n- und Planetenräder erre icht, bei gleichbleibenden Hohlrädem: Satz

Rad

eR

WR

P2

Sonne 4 Planetenrad 5

groß 4 Zähne kleiner

klein 4 Zähne größer

P3

Sonne 7 Plantenrad 8

groß 4 Zähne kleiner

klein 4 Zähne größer

Leistungsfluß in den einze lnen Gängen, Abb. 7.83 : Lew-Gang: Die Trenn ung der Turbinenwelle von der mechanischen Hauptwelle (durch geöffnete Kupp lung Cl) und die Verbindung der Hauptwelle mit dem Gehäuse (durch geschlossene Bremse C6) ist eine interessante Lösung für eine zusätzliche

7.5 Vollautomatische Wand ler-Schaltgetriebe

Abb .7.79 . All ison Getriebe MD 3060.

Abb .7.80. Allison Getriebe MD 3060 R (Sechsganggetriebe mit Retarder).

317

318

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

7.5 Voll autom atische Wandler-Schaltgetriebe

319

A P,

ion -1.69 -1.66

eR WR

r.

Pz im

i 079 -1.84 -2.49 -2.45 -3.59

Abb .7.82. Räderschema der Allison MD -Reihe. 2 Kupp lungen CI, Cl ; 3 Bre msen C3 , C4, C5 ; 1 Zu satz bremse C6 für Low -Gang (= Crawler) im Siebenganggetriebe; 3 Planetensätze PI, P2, P3.

Gang Low 1. 2. 3. 4. 5. 6. R.

CI

Cl

•

C4

C5

•

• • •

C3

•

•

•

•

• •

•

•

C6

PI

P2

P3

•

•

•

•

• •

• • •

•

•

•

•

Abb.7.81. A llison Getriebe MD 3070 PT (Siebenganggetriebe mit Nebenabtrieb und Verteiiergetr iebe) . 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15

Überbrückungskupplung; Wandler Turbinenrad; Wandler Pumpenrad; Wandler Ge häuse; Zahnrad für Nebenabtrieb ; Vorderwand; Kupplungspaket; Kupp lung Cl ; Hauptgehäuse ; Bremse C3 ; Planetensatz PI ; Bremse C4 ; Planetensatz rz, Bremse C5; Planetensatz P3;

16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29

Zwischengehäuse; Gehäuse Verteiiergetriebe; Bremse C6; Abtriebswelle Hinterachse; Kuppl ung Differentialsperre; Abtriebswelle Vorderachse; Hauptwelle; Steuerventiie; Kupp lung Cl ; Ölpump e; Antriebswelle Ölpumpe; Abstützung; Wandler Leitrad; Turbine nwelle.

• • •

•

• • •

•

7 Getriebe für Nutz fahrzeuge , schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

320

Cl

Low Crowler A

P,

P1

P3

P3

8

C3

C,

1. Gang A

P3

PI

2. Gang

P1

P3

8

6. Gang

A

A 8

R. Gang A

8

Abb.7.83 . Wirkungsweise der einzelnen Gänge der All ison MD Getriebereihe . Der vorgeschaltete hydrodynamische Wandler mit Überbrückungskupplung ist in dies en Skizzen weggelassen.

321

7.5 Vollautomatische Wandler-Schaltgetriebe

große Übersetzung (Low oder Crawler). Die Übersetzung ergibt sich aus der Hintereinanderschaltung der drei Planetensätze Pl/P2/P3, wobei die Le istung im ersten Planetensatz von der Sonne zum Steg und in den beiden anderen Planetensätzen jeweils vom Hohlrad zum Steg fließt; sinngemäß auch die Wälzleistungen. Für das Siebenganggetriebe MD 3070 gilt die Übersetzungsreihe des Sechsganggetriebes MD 3060 mit kleiner Spreizung CR. Das Verteilergetriebe bringt zusätzlich eine Übersetzung 1,2 : I ins Langsame. i U NI = (1-i o l3 ) (1-

~) (I-"!-) 1046

= 6,93 .

1079

I. Gang:

Die Lei stung fließt über den Wandler und den Planetensatz P3 ; 3,49 CR, i I. Gg. = 1- i 079 = 4,59 WR, 3,49 ·1,2 = 4,19 7-Gang.

2. Gang:

Leistungsverzweigung zwischen den Planetensätzen P2 und P3 ; i 2.Gg. =

(I

. ) (1 - 1079 ' ) 1046 l' .

-

-

3. Gang:

/ 046 -

=

1079

1' 86 CR , 2,25 WR, 1,86' 1,2

=

2,24 7-Gang.

Leistungsteilung in der Kupplung Cl und dann nochmals zwischen den Planetensätzen P2 und P3; 1,41 CR , . (1 - i o l3 ) (1 - i 046 ) (1- i079 ) 1,54 WR, 13.Gg. = (1 - i ) (1 - i - i ) +i ' i o l3 046 079 046 079 1,69 7-Gang.

4. Gang: Die beiden geschlossenen Kupplungen Cl und C2 lassen alle drei Planetensätze als Block umlaufen, PI und P2 unbelastet leer, P3 belastet; i 4. Gg . = 1 : I im Sechsganggetriebe bzw. 1,2: 1 im Siebenganggetriebe.

5. Gang: Die geschlossenen Kupplungen C2 und C3 bewirken einen Leistungsrückfluß von P2 über PI nach C2 und eine Leistungsteilung zw ischen P2 und P3 ; . IS Gg ..

= (I

-

(1 - i 013 ) (1 - i 079 ) . )(1 ' ' )+ '

1013

-

1046 -

1079

1046

0,75 CR,

= 0,75 WR,

0,90 7-Gang.

6. Gang: Auch hier eine einfache Leistungsteilung zwischen P2 und P3 ; 0,65 CR, 1 - I· 079 i 6. Gg. = I ' . = 0,65 WR, - 1046 - 1079 0,78 7-Gang. R.-Gang: Die Leistung durchläuft nacheinander alle drei Planetensätze; die Drehrichtungsumkehr erfolgt im mittleren Planetensatz P2; i R.-Gg. =

. ) (I (1 - 1013

.

1046

-

' )

1079

- 5 ' 03 CR ,

= - 5,00 WR, -

6,03 7-Gang.

Allen mechanischen Gängen ist der hydrodynamische Wandler vorgeschaltet, der durch eine adaptive elektronische Steuerung mit mehreren Schaltprogrammen überbrückt werden kann.

322

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Abb.7.84. Allison World Transmission, schwere Baureihe, Typ HD 4060 .

Die AlIison World Transmissions werden durch die schwere HD-Baureihe (for Heavy-Duty trucks) abgeschlossen: Leistung 335 bis 375 kW, max. Drehmoment 2000 bis 2100 Nm . Baukastensystem ähnlich MD-Serie: Übersetzungsreihe mit kleiner und großer Spreizung, Nebenabtriebe, Retarder. Abb. 7.84 zeigt als Beispiel das Sechsganggetriebe HD 4060, ohne PTO, ohne Retarder.

7.6 Retarder Retarder werden immer häufiger in Nutzfahrzeugen eingesetzt, da sie deren Wirtschaftlichkeit durch höhere Durchschnittsgeschwindigkeiten und Entlastung der Radbremsen erhöhen [91]. Unter den verschiedenen Gestaltungsmöglichkeiten der Retarder (Reibungsbremse, Wirbelstrombremse, hydrodynamische und hydrostatische Bremse) haben sich Schwerpunkte bei den elektrischen und hydrodynamischen Retardem gebildet. Von der Anordnung der Retarder her unterscheidet man Primärretarder (getriebeantriebsseitiger Einbau) und Sekundärretarder (getriebeabtriebsseitiger Einbau). Einige Automatgetriebe für Omnibusse sind darüber hinaus so konzipiert, daß ihr hydrodynamischer Drehmomentwandler (Fahrwandler) auch mit zum Bremsen benutzt werden kann . Der Einsatz hydrodynamischer Retarder bietet sich insbesondere im Zusammenhang mit Automatgetrieben an, da einige der für den Retarderbetrieb erforderlichen Elemente - leistungsfähige Ölpumpe, großer Ölsumpf, Ölkühler - ohnehin vorhan-

7.6 Retarder

323

den sind und so mitgenutzt werden können. Als Beispiel sei auf die bereits beschriebenen Getriebe verwiesen, Tabelle 7.15. Tabelle 7.15. Hinweis auf Getriebe mit Retarder Abb .

Getriebe

Retarder

7.31 7.39 7.43 7.47 7.51 7.53 7.60 7.64 7.69 7.71 7.73 7.75

ZF-Ecosplit ZF-Transmatic Fiat-WSK SCG Mercedes Benz Mercedes Benz ZF-Ecomat ZF Voith-DIWA Voith-Midimat Renk -Doromat Renk -Remat

Sekundär Primär Fahrwandler Sekundär, mech . Primär Primär Primär Retarder mit Gitter Fahrwandler Sekundär Fahrwandler Primär

Bei den NKW-Handschaltgetrieben sind integrierte, angeflanschte oder getrennt angeordnete Retarder üblich; vornehmlich hydrodynamische Retarder (z. B. ZF, Abb.7.85 oder Voith, Abb.7.86) oder auch Wirbelstrombremsen (z.B. Telma, Abb.7.87). Der in den l ö-Gang-Getrieben von ZF integrierte Retarder - mit der Bezeichnung ZF-I ntarder - wurde bereits in Abb.7.31 vorgestellt, [165] . Von der GetriebeAbtriebswelle wird der Rotor über eine feste Hochtreiber-Zahnradstufe 1: 2 mit der doppelten Drehzahl angetrieben. Intarder und Getriebe haben einen gemeinsamen Ölhaushalt. Die Füllpumpe und hydraulische Steuerung sind im Gehäuse integriert. Es werden zwei Betriebszustände unterschieden: Intarder ausgeschaltet, Getriebe wird gekühlt: Rotor und Stator sind nicht mit Öl gefüllt. Es wird kein Bremsmoment erzeugt. Die Pumpe saugt kontinuierlich Öl aus dem Getriebe an. Dieses Öl wird direkt dem Intarder- Öl-Wasser-Wärmetauscher zugeführt und gekühlt wieder ins Getriebe zurückgeleitet. Intarder eingeschaltet, Ölkreislauf vom Getriebe getrennt: Rotor und Stator sind mit Öl befüllt. Durch die im Rotor des Intarders erzeugte Druckdifferenz wird das beim Bremsen erhitzte Öl dem Wärmetauscher zugeführt. Die mechanische Bremsleistung wird in Form von Wärme an das Küh lsystem des Fahrzeugs übergeben. Die Getriebeöltemperatur wird während des Bremsens nicht beeinflußt. Die Voith-St römungs brems e Typ VHBK 130 wird als Einbauelement zwischen Schaltgetriebe und Hinterachse, entweder direkt an das Getriebe oder in den Gelenkwellenstrang meist an der Stelle eines Zwischenlagers eingebaut. Notwendig ist dabei eine elastische Aufuängung der Strömungsbremse im Fahrzeugrahmen. Die Bedienung erfolgt über ein Handbremsventil an der Lenksäu le (Wirkung als Dauerbremse) oder übe r ein Trittplattenventil der Fußbremse (Wirkung als Vorbremse). Eine Kombination beider Betätigungsarten ist möglich. Mit dieser Strömungsbremse können bis zu 90 % aller Betriebsbremsungen durchgeführt werden; die mechanischen Bremsen stehen im Bedarfsfall mit voller Leistung zur Verfügung.

324

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

Abb.7.85. ZF-lntarder, Aufbau und Funktion. 1 Hochtreiber; 2 Rotor/Stator; 3 hydr auli sche Steu erung; 4 Wärmetauseher; 5 Spei cher; 6 Pumpe.

Abb. 7.86 . Voith-Strömungsbremse Typ VHBK 130. 1 Steuerventil; 2 Stator; 3 Antriebswell e; 4 Gelenkwellenanschluß; 5 Rotor; 6 Wärm etauscher; 7 Ölablaß; 8 Ölsumpf.

7.7 Bremsenergie

325

Abb.7.87. Elektrodynamischer Retarder TelmaFocal.

7.7 Bremsenergie-Rückgewinnung In Fahrzeugen mit wenig Konstantfahranteilen aber häufigen Anfahren und Bremsen - wie z. B. in Stadtbussen und Müllsammelfahrzeugen - stellt das Abbremsen ein großes Sparpotential für den Kraftstoffverbrauch dar. Auch wenn der Wirkungsgrad für die Rückgewinnung/Speicherung der kinetischen Energie und für die Wiedereinspeisung beim erneuten Anfahren in der Summe noch gering ist, kann ein solches Konzept unter dem Strich interessant werden. Die mechanischen, hydraulischen und elektrischen Systeme haben die in Tabelle 7.16 gegenübergestellten Vor- und Nachteile . Abbildung 7.88 zeigt ein mögliches hydrostatisches System mit Hydraulikverstellmotoren bzw. Pumpen in Verbindung mit einem schaltbaren, fahrabhängigen Nebenabtrieb eines Automatgetriebes. Die elektronische Steuerung hat die Aufgabe, das Getriebe, die Hydraulik sowie die Logik zur Einspeicherung bzw. Entnahme von Energie aus den Speichern zu steuern. Erprobungen im praktischen Einsatz zeigen Verbesserungen beim Treibstoffverbrauch um bis zu 25 % sowie eine erhebliche Verminderung der Geräuschemissionen beim Anfahren und bei Beschleunigungsvorgängen. Hier ist jedoch noch erhebliche Entwicklungsarbeit zu leisten , insbesondere um auch von der Kostenseite her eine wirtschaftliche Serienlösung darstellen zu können.

7 Getriebe für Nut zfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omn ibuss e

326

Tabelle 7.16. Vergleich verschiedener Systeme zur Bremsenergie-R ückgewinnung System

Vorteil

Nachteil

mechanisch Gyrobus (Schwungrad) MAN, Fiat, Volvo, usw.

hohe Energiedichte sehr hohe Leistungsdichte

schwierige Steuerung (stufenlose Getr iebe) Energieverlust im Stillstand Sicherheit (rotierende Massen) Sparpot ent ial 8 bis 25 %

hydraulisch/ pneumatisch Hydrobus (BlasenKolbenspeicher) MAN, Volvo, Leyland DAB, usw.

einfache Steuerung Energ ie bleibt erhalten Sparpotential15 bis 30 % hohe Leistung sdichte

geringe Energiedichte hoh e In vestkosten

elektr isch Elektrobu s (Batterie) Fiat, Still, usw.

sehr hohe Energiedichte einfache Steuermöglichke it Energie bleibt erhalten geringe Investkosten

Leistungsdichte gering 15 bis 20 % Sparpotential Lebensdauer

Abb. 7.88. BremsenergieRückgewinnung.

Motor

Ku pplun g

Abb.7.89. Kupplungsabhängiger Nebenabt rieb.

Kupplung

Abb. 7.90. Motorabhängiger Nebenabtrieb.

Getriebe

-..J

~

t:tI

~

j

(ii'

'-..J ''' I" Abb. 7.91. Mögliche Nebenabtriebe eines LKW-Getriebes . 1 Hauptgctriebe; 2 bis 5 kupplungsabhängige Nebenabtriebe; 2 gleichachsig zur Vorgelegewelle; 3 mit Stirnradstufe; 4 mit Stirnradstufe und unterschiedlichen Abtrieben A und B; 5 mit schaltbarer Rädergruppe und drei Abtrieben A-B-C; 6 motorabhängiger Nebenabtrieb, Schaltung mit hydraulisch betätigter Lamellenkupplung.

328

7 Getriebe für Nutzfahrzeuge, schwerere Lastkraftwagen und Omnibusse

7.8 Nebenabtriebe In der Einleitung von Kap. 7 wurde bereits auf die Baukastensysteme von Handschaltund Automatgetrieben (Abb . 7.12 und Abb. 7.57) für LKW, Omnibusse und Baumaschinen hingewiesen. Dieser Baukasten beschränkt sich nicht nur auf die Kombination mit Split- und Bereichsgruppen oder den Anschluß von Retardern und Verteilergetrieben, sondern muß mit speziellen Nebenabtrieben auch die Anpassung des Getriebes an eine Reihe von Sonderaufgaben in Fahrzeugen ermöglichen, zum Beispiel Antriebe für Betonmischer, Kipperpumpen, Wasser-Schlamm-Hydraulikpumpen, Seilwinden, Feuerwehrleitern, Kranautbauten und Kehrmaschinen. Prinzipiell unterscheidet man zwischen kupplungsabhängigen und motorabhängigen Nebenabtrieben, Abb. 7.89 und 7.90 . Die kupplungsabhängigen Nebenabtriebe sind über die Fahrkupplung mit dem Motor verbunden. Durch Treten der Kupplung können sie bei laufendem Motor zuoder abgeschaltet werden und bei ausgerücktem Gang arbeiten sie auch bei stehendem Fahrzeug. Sie sind vorwiegend an der Abtriebsseite des Getriebes angeflanscht. Die motorabhänigen Nebenabtriebe sind direkt mit der Kurbelwelle des Motors unter Umgehung von Fahrkupplung und Getriebe verbunden (Abb. 7.90). Sie sind daher vorwiegend zwischen Motor und Getriebe angeordnet und werden mechanisch, pneumatisch oder hydraulisch (unter Last) zu- oder abgeschaltet. Das Perspektivbild 7.91 zeigt die Anbaumöglichkeiten von Nebenabtrieben an ein LKW-Handschaltgetriebe.

8 Getriebe für Baumaschinen und Traktoren

Eine ähnliche Entwicklung wie bei den Nutzfahrzeuggetrieben - vom Schieberad bis zum lastschaltbarem Halb- oder Vollautomat mit mehr Gängen, feinstufigeren Übersetzungen und Bedienungserleichterungen - findet sich auch bei den Getrieben für Baumaschinen und Traktoren. Abbildung 8.1 und 8.2 zeigen den Vergleich eine s Traktorengetriebes aus dem Jahr 1937 und einem solchen von heute. Tabelle 8.1 gibt einen Überblick über die im Kap . 8 beschriebenen Getriebe.

Abb. 8.1. ZF-Schlepper-Einheitstriebwerk A 15 (1937). 25 kW, fünf Vorwärtsgänge, ein Rückwärtsgang, Gangsprünge 1,4 bis 1,7, Schubzahnräder.

8.1 Baumaschinengetriebe Die Zusammenstellung in Abb. 8.3 vermittelt einen kurzen optischen Überblick über das Aussehen und die Bezeichnungen der Flurförderzeuge und Baumaschinen. Die schwarz hervorgehobenen Triebwerksteile werden teils von den Baumaschinenfirmen selbst gefertigt oder als einbaufertige Baugruppen von Getriebeherstellern bezogen. Die Entwicklung hat zu ausgereiften mechanischen, hydrostatischen und hydrodynamischen Einheiten geführt, die nach dem Baukastensystem in aufgelockerter oder kompakter Blockbauform mit Wendegetrieben, Schaltgetrieben, Verteilergetrieben und Achsen kombiniert werden können. Von den zahlreichen Ausführungen sollen hier einige Getriebekonstruktionen für Gabelstapler und Baumaschinen herausgegriffen werden. Die Baumaschinengetriebe unterteilt man in drei Geschwindigkeitsbereiche und in solche mit und ohne Verteilergetriebe [102]. Die wichtigsten Merkmale sind in Tabelle 8.2 zusammengestellt.

8 Getriebe für Baumaschinen und Traktoren

330

Tabelle 8.1. Übersicht und Gliederung der in Kap . 8 beschriebenen Getriebe für Baumaschinen und Traktoren Abschn. 8.1 Baumaschinen-Getriebe Lind e-Güldner ZF ZF Voith Voith ZF Voith Renk Alli sion

Gabelstapler Radbagger Gabel stapler Gab elstapler u.ä. Einbauwandler Baumaschinen Baumaschinen Baumaschinen Baumaschinen

Abb. 8.4 8.5 8.6 - 8.7 8.8 -8.9 8.10 8.11 -8.21 8.22 8.23 -8.24 8.25 - 8.26

Absc hn. 8.2 Traktorgetriebe ZF Case-IH lohn Deere Fonl/Funk

Trakt or Traktor Traktor Traktor

8.29 -8.33 8.34 8.35 8.36

Abb. 8.2. ZF-Schlepper-Triebwerk T 3445 (1987). 55 bis 107 kW, zwölf Vorwärtsgänge, sechs Rückwärtsgänge, Gangsprünge ca. 1,25, Klauenschaltung, Sperrsynchronisierung, Lastschaltung, Mikroprozessor-Schaltautomatik.

Auch bei Baum aschinengetrieben hat sich weitgehend das Baukastenprinzip durchgesetzt: Hydrodynamische Drehmomentwandler ohne und mit Überbrückungskupplungen oder vorgeschaltete hydrostatische Antriebseinheiten, lastschaltbare Wendegetriebe mit ein bis acht Vorwärts- und ein bis vier Rückwärtsgängen, kostengünstige Vorgelegebauweise im Schaltgetriebe (Grundgetriebe), Planetenbauweise nur im

331

8.1 Baumaschinengetriebe

a

c

e

d

f

Abb.8.3 . Getriebe fiir Flurförderzeuge und Baumaschinen. a) Gabelstapler; b) Grader; c) Planierraupe; d) Gummiwalze; c) Scraper; f) Schaufellader mit Knicklenkung.

Achstrieb (kleiner Durchmesser), nachgeschaltete Verteilergetriebe, Zwischenachsdifferentiale, Differentialsperren oder Selbstsperrdifferentiale, motorabhängige Nebenabtriebe für Hydraulikpumpen u. a. Arbeitsgeräte, Primär- oder Sekundärretarder, Feststellbremsen, mechanische und elektrohydraulische Steuerungen, [103].

8.1.1 Getriebe für Gabelstapler Die wichtigsten Forderungen, die an einem Hubstapler als universell einsetzbares Arbeitsgerät gestellt werden, sind neben hoher Leistungsfähigkeit und Wirtschaftlichkeit . eine kompakte Bauweise, die eine niedere Fahrzeug-Schwerpunktlage und einen kurzen Radabstand ermöglichen. Diese Forderungen werden von hydrostatischen und hydrodynamischen Konzepten erfüllt. 8.1.1.1 Hydrostatische Getriebe Die Linde-Güldner-Gabelstapler H 12 und H 15 mit 1,2 bzw. 1,5 t Hublast sind mit hydrostatischen Getrieben ausgerüstet, Abb. 8.4. Der Antriebsmotor (Diesel- oder Otto-Motor) treibt bei beiden F örderrichtungen eine stufenlos verstellbare Axialkolbenpumpe an, die in einem geschlossenen Kreislauf mit nur einem, nicht stufenlos verstellbarem Hydromotor in Verbindung steht , der in der Mitte der Treibachse fest aufgeflanscht ist. Angekuppelt ist ein einfacher und robuster mechanischer Triebwerksteil herkömmlicher Bauart, bestehend aus einer Kegelradübersetzung, einem Kegelradausgleichsgetriebe, einem Stirnradvorgelege sowie einer Festhaltebremse auf je-

8 Getriebe für Baumaschinen und Traktoren

332

Tabelle 8.2. Anforderungen an Lastschaltgetriebe für Baumaschinen Niederer Geschwindig- Mittlerer Geschwindig- Hoher Geschwindigkeitsbereich keitsbereich keitsbereich Vrnax ;;;; 40 km/h Vrnax s 20 km/h Vrnax ~ 60 km/h Fahrzeugtyp

Planier- und Laderaupen Mobil- und Kettenbagger Stapler, Portal- und Seitenstapier, Gummiradwalzen

Radlader, Grader, Scraper, Industriekrane, Rangierloks , Allradstapler , Flugfeldfahrzeuge Ro-Ro und Terminalschlepper,Forstschlepper

Dumper- , Mobil- und RT-Krane Kipper Rangierloks

Gangzahl V R

2-3 Gänge 2-3 Gänge

3-4-6 Gänge max. 3 Gänge

4-6 Gänge max.3 Gänge

ja

ja

einfacher Kreislauf

einfacher Kreislauf

110 = 2,0 - 3,5

110 = 2,5 - 3,0

einfacher Kreislauf mit Leitradfreilauf mit automatisch schaltender Durchkupplung

lastschaltbar in allen ja Gängen Wandler bzw. Anfahreinrichtung

zum Teil mit Bremsund Leitradfreilauf

Verteilergetriebe

nein evtl. einfache Stirnradstufe mit kleinem Achsversatz

ja ja zum Teil mit einer Ab- zum Teil mit Achsabschaltung mit schaltung für Zwischenachsdifferential Vorderachse oder Hinterachse 1:1 oder 1:2

Nebenantriebe mit Abschaltung

mind . 1 für volles Drehmoment nein

mind. 2 für volles Drehmoment mind . einen abschaltbar

mind. 2 für volles Drehmoment davon bis zu 2 abschaltbar

Feststellbremse

nein

ja

ja

Notlenkpumpe

nein

50 %

100 %

Möglichkeit, Wandler und Getriebe getrennt einzubauen

nein

50 %

80 %

3. Bremse

nein

50 %

100 %

elektrische Schaltung 30 %

60 %

100 % z. B. Doppelfahrstand Mehrmotoren u. ä.

ja

ja

Tachometer

ja

8.1 Baumaschinengetriebe

333

Abb.8.4 . Stufenlos hydrostat ische Getriebe für Gabelstapler, Linde-Güldner. Ölkreislauf bei Vorwärtsfahrt. 1 Druckleitung; 2 Rücklaufleitung; 3 Spülölleitung ; 4 Zulaufleitung; 5 PedalDruckleitung; 6 Pedal-Rücklaufleitung; 7 Ölablaß.

der Seite . Bei voller Antriebsleistung von etwa 20 kW erlaubt der hydrostatische Teil ein stufenloses Wandeln von 1:3 (Verstellbereich). Die rein mechanische Übersetzung zwischen Hydromotor und Radnaben ist i = 11,6. Auch Radbagger und Radlader sind typische Anwendungsbeispiele für hydrostatische Antriebe. Dem Antriebsmotor und der Hydrostatik folgt ein Schalt- und Achsverteilergetriebe. Je nach Gesamtübersetzung läßt sich durch zwei schaltbare Gänge entweder der Geschwindigkeitsbereich erweitern oder die Zugkraft steigern. Von den in Tabelle 8.3 aufgeführten drei ZF-Lastschaltgetrieben ist als Beispiel in Abb. 8.5 das Getriebe 2 HL 70 für Radbagger im Schnitt dargestellt. Es ist ein Zweigang-Lastschaltgetriebe in Planetenbauweise mit einem schrägverzahnten Stirntrieb in Zweiwellenanordnung. Die Lastschalteinrichtung für den Planetentrieb besteht aus

8 Getriebe für Baumaschinen und Traktoren

334

Tabelle 8.3. ZF-Lastsc haltgetriebe für hyd rostatisch angetriebene Fahrzeuge Fahrzeug Getriebetyp

Rad bagger 2HL70

Fahrzeuggesamtgewicht

max. t

Schluckvo lumen Hy dromotor

max. cm Vl.l

Antriebsleistung

2 HL 100

Rad lader 2 HL 101

13

24

10

107

160

107

max.kW

60

110

90

Antriebsdrehmoment

max.Nm

520

770

660

Antriebsdrehzah1

max.lImin

4500

4500

4500

Übersetzungen

1. Gang

5,00

3,97

5,35

4,42

5,95

4,42

2. Gang

1,29

1,29

1,39

1,39

1,39

1,39

Erforderlic her Steuerdruck

bar

Masse (bei getrenntem Einbau)

ca . kg

30 bis 35

30 bis 35

30 bis 35

110

125

125

einer gehäusefesten LamelIenbremse 3 und einer rotie renden Lamellenkupplung 4. Beid e werden über Tellerfedem 2 betätigt und hydraulisch gelüftet. Ein großer Vortei l dieses Getriebesystems beruht auf dem WegfalI einer separaten Festste lIbremse. Diese wird durch die vorhandene Bremse 3 und Kupp lung 4 ersetzt. Durc h dosiertes Sch ließen von Bremse und Kup plung wird der Planetensatz blockiert und am Gehäuse f ixiert. Die Schaltsicherung 8 verhindert die Rückschaltung bei hoher Fahrgeschwindigkeit und somit das Übertouren des Hydromotors während der Scha ltung. Sie ist in beiden Fahrtrichtungen wirksam. Die in der Schaltsicherung integrierte Pumpe versorgt zusätzlich das Getriebe mit Schmieröl. Zum Abschleppen des Fahrzeuges muß der Kraftfluß durch Lösen der Bremse 3 im Getriebe unterbrochen werden. Dieses erfolgt hydraulisch, indem der Kolbe n 7 der Löseeinrichtung eingedreht wird. 8.1.1.2 Hydrodynamische Getriebe Die ZF -Lastschalt-Wendege triebe der Baureihe WG 80 für Stapler bis 4,0 t Hublast und 50 kW Leistung bestehen aus einem hydrodynamischen Drehmomentwandler (;.10 = 2,84 - 3,15) und einem Eingang-Wendegetriebe in Vorgelegebauweise, Abb . 8.6 und 8.7. Durc h hydraulisch gesc haltete Lamellenkupplungen ist es unter Last von Vorauf Rückwärtsfahrt umschaltbar. Die mechanischen Übersetzungen betragen vorwärts 2,95 od. 1,87 , rückwärts - 2,93 od . - 1,78 und im Hypoidtrieb 4,75 od. 6,875 . Verschiedene Ausführungsvarianten des Getriebes - wahlweise mit Abtriebsflansch (A), mit Achstrieb zum Anschluß von Halbachsen (B) oder mit angeblockter Achse für unterschiedliche Spurweiten (C) - ermöglichen eine individuelle Konzipierung des Hubstaplers.

335

8.1 Baumaschinengetriebe 7

3

4

8

5

6

Abb .8.5. ZF-Lastschalt-Verteilergetriebe 2 HL 70 für Radbagger. 1 Antriebsgehäuse ; 6 Stimtrieb; 2 Federkraftbetätigung für Position 3 u. 4; 7 Abschalteinrichtung; 3 Lamellenbremse; 8 hydraulische Schaltsicherung; 4 Lamellenkupplung; 9 direkter Achsanbau. 5 Planetentrieb;

Abb .8.6. Längsschn itt und Räderschema des ZF-Lastschaltwendegetriebes WG 80 für Hubstapler, Grundgetriebe Ausführung A.

336

8 Getriebe fiir Baumaschinen und Traktoren

Abb . 8.7. ZF- Wendegetriebe wie Abb . 8.6 mit angebauter Achse, Ausfiihrung C.

Zweigang-Wendegetriebe. Voith-DIWAmatic D 843 K

Das Voith-DIWAmatic-Getriebe Typ D 843 K ist ein vollautomatisches lastschaltbares Zweigang-Wende-Getriebe, geeignet für den Einsatz in Arbeitsmaschinen wie Hubstaplern, Industrieschleppern, Transportwagen, Flugplatzgeräten, Gummiradwalzen, Schaufelladern, Betonmischern, Kranwagen und Kleinlokomotiven mit Verbrennungsmotoren bis ca. 74 kW. Es arbeitet nach dem Prinzip der Leistungsteilung. Die Leistung wird je nach Betriebszustand hydrodynamisch-mechanisch oder nur mechanisch übertragen. Das Getriebe ist in folgende Baugruppen gegliedert, Abb. 8.8: Eingangskupplung, Verteilergetriebe, Wandler (Gegenlaufwandler), Sammel- und Wendegetriebe. Der Wandler ist ein einstufiger, einphasiger Gegenlaufwandler. Seine Pumpe und Turbine rotieren entgegengesetzt. Im Anfahrpunkt besteht eine hohe Momentwandlung und in jedem Betriebsbereich ein hoher Wirkungsgrad . Bei kleinen und mittleren Fahrgeschwindigkeiten wird die Antriebsleistung hydraulisch-mechanisch übertragen, wobei der hydraulische Anteil mit zunehmender Fahrgeschwindigkeit abnimmt. Bei größeren Geschwindigkeiten wird die Antriebsleistung ausschließlich mechanisch übertragen. Der Wechsel von der hydraulisch-mechanischen Leistungsübertragung in die mechanische Leistungsübertragung vollzieht sich vollautomatisch und ohne Zugkraftunterbrechung in Abhängigkeit von der Fahrgeschwindigkeit. Der Motor treibt über eine elastische Kupplung den Antriebsflansch 1 und über die Eingangskupplung 2 den Außenkranz des Verteilergetriebes (Differential) an. Das Sonnenrad des Verteilergetriebes ist mit dem Pumpenrad P des Wandlers C, der Planetenträger mit der Planetenträgerwelle 4 verbunden. Beim Anfahren steht die Planetenträgerwelle 4 still; das Sonnenrad und damit das Pumpenrad werden je nach Differentialübersetzung mit 1,8- bis 2,7facher Motordrehzahl angetrieben. Im Wandler C strömt das vom Pumpenrad beschleunigte Öl im geschlossenen Kreislauf durch das Leitrad L (Reaktionsglied) und durch das Turbinenrad T. Durch die Art der Beschaufelung wird eine Gegenläufigkeit von Pumpe P und Turbine T erzielt.

8.1 Baumaschinengetriebe

337

Abb . 8.8. Voith-DIW Amatic-Getriebe Typ D 843 K. A Antrieb und Nebenabtrieb; B Verteilergetriebe (Eingangsdifferential) und Eingangskupplung; C Wandler; P Pumpenrad; T Turbinenrad; L Leitrad (Reaktionsglied); D Sammelgetriebe und Meßpumpe; E Wendegetriebe; F Abtrieb; 1 Antriebsflansch; 2 Eingangskupplung; 3 Sonnenrad des Verteilgetriebes mit Pumpenradwelle; 4 Planetenträgerwelle; 5 Pumpenradbremse; 6 Freilauf; 7 Planetenräder des Wendegetriebes; 8 Kupplung; 9 Bremse.

Mit zunehmender Fahrgeschwindigkeit nimmt die Drehzahl des Pumpenrads und damit der hydraulisch übertragene Leistungsanteil ab, der über das Turbinenrad und den Freilauf 6 des Sammelgetriebes D auf die Planetenträgerwelle 4 übertragen wird; gleichzeitig nimmt der mechanisch übertragene Leistungsanteil zu, welcher über den Planetenträger des Verteilergetriebes B auf die Planetenträgerwelle 4 übertragen wird (hydraulisch-mechanische Leistungsübertragung). Bei etwa der halben maximalen Fahrgeschwindigkeit wird die Pumpenradbremse 5 automatisch beaufschlagt und dadurch der Wandler C ausgeschaltet, wobei das Turbinenrad T über den Freilauf 6 von der Planetenträgerwelle 4 gelöst wird (Umschaltung). Nach der Umschaltung wird die gesamte Motorleistung über den Planetenträger des Verteilergetriebes direkt auf die Planetenträgerwelle 4 geleitet (mechanische Leistungsübertragung). Dem Sammelgetriebe D ist ein einebeniges Planetenwendegetriebe mit Doppelplaneten 7 nachgeschaltet. Bei Vorwärtsfahrt wird die Kupplung 8, bei Rückwärtsfahrt die Bremse 9 beaufschlagt. Gesteuert wird das Getriebe hydraulisch über elektrische, bzw. mechanische Bedienungselemente.

8 Getriebe für Baumaschinen und Traktoren

338

Der Fahrtrichtungswechsel kann bei jeder Geschwindigkeit und jeder Motorfüllung bzw. Motordrehzahl vorgenommen werden (full-powershift-Schaltung). Die Verzögerung des Fahrzeugs bei Fahrtrichtungswechsel entspricht der Fahrpedalstellung - bei entlastetem Fahrpedal minimale Abbremsung, bei Vollgas maximale Abbremsung und ist unabhängig von der Fahrgeschwindigkeit. Der Fahrtrichtungswechsel erfolgt ohne Schaltpausen im Nulldurchgang. Das automatische Umschalten vom hydraulisch-mechanischen in den mechanischen Betriebsbereich durch Festbremsen des Pumpenrads, wird über eine Meßpumpe gesteuert. Über einen Steuerschieber, der mit dem Fahrpedal verbunden ist, wird die Umschaltung so beeinflußt, daß sie bei Teillastfüllung des Motors bei einer niedrige ren Fahrgeschwindigkeit eintritt, als bei Vollastfüllung . Bei besonderen Betriebsbedingungen kann die Umschaltung in den mechanischen Betriebszustand gesperrt werden. Zweigang-Wendegetriebe; Voith-Certomatic C 845

Einen sehr einfachen Aufbau hat das neuere Voith Wandlergetriebe Certomatic C 845, Abb. 8.9. Es ist ein vollautomatisches lastschaltbares Wandler-Zweigang-Wen-

3

10

11 12

9

Abb .8.9. Vereinfachter Längsschnitt des Voith Wandlergetriebes Certomatic C 845 . 1 Eingangsstufe; 2 Nebenabtrieb; 3 Zahnradpumpe; 4 Durchkupplung; 5 Turbinenwelle; 6 Außenlamellenträger; 7 Druckkolben Wendekupplung; 8 Innenlamellenträger; 9 Abtriebswelle; 10 Turbinendeckscheibe; 11 Turbinenträger; 12 Kunststoffschale; V Vorwärtsgang Wendekupplung; R Rückwärtsgang Wendekupplung; P Pumpenrad; T Turbinenrad; L Leitrad.

8.1 Baumaschinengetriebe

339

degetriebe für Hubstapler, Industrieschlepper, Transportwagen u. ä. mit Antriebsleistungen bis ca. 60 kW. Leistungsfluß im ersten Gang: Antrieb über Eingangsstufe 1, Wandler, linke Lamellenkupplung V, linkes Zahnradpaar, Abtrieb 9. Zweiter Gang: Bei ca. 60 % der höchsten Fahrgeschwindigkeit schließt die Durchkupplung 4. Es entsteht eine direkte mechanische Verbindung zwischen Antrieb und Abtrieb . Der Wandler wird entleert. Das Umschalten vom hydrodynamischen in den mechanischen Betriebsbereich steuert eine Meßpumpe. Fahrtrichtungswechsel: Öffnen von Kupplung V, Schließen von Kupplung R . Inchen : Wandler nur zum Teil gefüllt.

8.1.2 Getriebe für schwere Baumaschinen Für den Antrieb schwerer und schwerster Baumaschinen (... bis 550 kW bzw. 750 PS) sind als Anfahrhilfe hydrodynamische Drehmomentwandler unabdingbar erforderlich. Sie werden mit Schaltgetrieben in Vorgelege- oder Planetenbauweise kombiniert, wobei die Vorgelege-Ausführungen aus Kostengründen mehr und mehr dominieren. 8.1.2.1 Hydromechanische Vorgelegegetriebe Die Voith-Einbauwandler Typ W 405 T/TKlTKS sind einstufige, einphasige hydrodynamische Drehmomentwandler mit Axialleitrad, Abb. 8.10. Wandler dieser Bauart zeichnen sich aus durch eine hohe Anfahrwandlung und kurze Baulänge. Sie werden eingesetzt in Lastschaltgetrieben für Baumaschinen und Transportfahrzeuge. Die Normalausführung wird durch Varianten mit Bremsfreilauf, Durchkupplung und Ringschieber ergänzt. Der Ringschieber ermöglicht über die Stellungen "Auf' und "Zu" den schnellen Abbau des Pumpen- und Turbinenmoments zur Entlastung der Schaltelemente bei Gang- und Wendeschaltungen. Außerdem steht bei Ringschieber "Zu" nahezu die volle Motorleistung für Nebenabtriebe zur Verfügung. Technische Daten max. Wandlereingangsleistung Pp = 280 kW, max. Wandlereingangsdrehzahl np = 2 500 min - \ Betriebsflüssigkeit: ATF-Öle oder von Voith zugelassene Motoröle , Betriebsüberdruck 4,5 bar, Betriebstemperatur 70 bis 90 -c, max. Dauertemperatur 383 K (100 0C), kurzzeitig 403 K (130°C), Kühlölumlaufmenge 40 l/min je 100 kW Eingangsleistung; Ölsumpf: das zehnfache der Ölumlaufmenge pro s. ZF-Lastschalt- Wendegetriebe

ZF hat für schwere Baumaschinen eine ganze Reihe von Lastschalt-Wendegetrieben in Vorgelegebauweise - die sogenannte WG-Baureihe - entwickelt (Tabelle 8.4). Diese Lastschaltgetriebe bestehen aus einem hydrodynamischen Drehmomentwandler und einem nachgeschalteten Wendegetriebe in Vorgelegebauweise mit hydraulisch geschalteten Lamellenkupplungen. Sie sind wahlweise mit drei, vier, fünf oder sechs Vorwärts- und drei Rückwärtsgängen lieferbar.

8 Getriebe für Baumaschinen und Traktoren

340 5

2

5

J

6

2

J

7 7

8

Abb. 8.10 . Voith-Drehmomentwandler W 405 TK5 . Ausführung mit Freilau f, Durchkupplung (K) und Ringsch ieber (S). a Typ W 405 T; b Typ W 405 TK; c Typ W 405 TKS; 1 Pumpenrad; 2 Turbinenrad; 3 Leitrad; 4 Antriebsrad für Nebenabtrieb und Zahnradpumpe; 5 Bremsfreilauf 6 Durchkupplung; 7 Ringschieber; 8 Leitradträger.

Tabelle 8.4. Bezeichnungen der ZF-Wendegetriebe für schwere Baumaschinen Leistungsbereich

Bauart mit langem Achsabstand Baumuster

mit kurzem Achsabstand Baumuster

bis . . . kW

WG 120 WG 150 WG 180 WG200 WG250

WG 121 WG 151 WG 181 WG201 WG25 1

105 135 170 190 270

Die Baumuster WG 120 und WG 150 sowie WG 180 und WG 200, Abb . 8.11, sind in ihren Abmessungen jeweils baugleich . Durch Allradantrieb und großen Achsabstand zwischen An- und Abtriebswelle eignen sie sich besonders für den Einbau in Schaufellader, Dozer , Kornpaktoren, Grader, Kranfahrzeuge, Waldtraktoren. Dumper, Ro-Ro-Schlepper, Schienenfahrzeuge usw. Die BaumusterWG 121 undWG 151 sowie WG 181 undWG201 , Abb . 8.12, sind in ihren Abmessungen jeweils baugleich. Diese Getriebe haben jedoch nur einen Abtrieb, der mit kleinem Achsabstand unterhalb der Antriebswelle liegt. Sie eignen sich deshalb besonders für den Einbau in Planier- und Laderaupen, Stapler , Gummiradwalzen, Industrieschlepper sowie Rangierlokomotiven. Das Baukast ensystem, die Ausführungsmöglichkeiten und Zusatzausrüstungen gehen aus Abb. 8.13 hervor. Die konstruktiven Details der beiden Bauarten und ihre techni schen Daten sind aus den Schnittzeichnungen in Abb. 8.14 und 8.15 und den Tabellen 8.5 und 8.6 zu entn ehmen.

8.1 Baumaschinengetriebe

341

Abb. 8.11. ZF-Lastschaltgetriebe der WG-Baureihe. Bauart mit langem Achsabstand.

Abb. 8.12. ZF-Lastschaltgetriebc der WG-Baureihe. Bauart mit kurzem Achsabstand.

8 Getriebe für Baumaschinen und Traktoren

342

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Abb. 8.13. Baukastensystem und Zubehörprogramm der WG-Baureihe. 1 Wandlerglocke für Direktanbau; 2 Drehmomentwandler; 3 Überbrückungskupplung; 4 Abschlußdeckel für getrennten Einbau; 5 Retarder; 6 Wandlergetriebe HN 500; 7 Antriebsflansch bei getrenntem Einbau; 8 Achsabstand An-I Abtriebswelle; 9 Achsabschaltung; 10 Feststellbremse; 11 Tachometeranschluß; 12 Zwischenachsdifferential; 13 Achstrieb, anflanschbar; 14 Lamellenkupplung für 4-,5- und ö-Gang-Ausführung; 15 Notlenkpumpe; 16 Nebenabtrieb, motorabhängig; 17 Getriebesteuerung; 18 Lenkradschalter SG 4/SG 6; 19 Konsolenschalter SG 4/SG 6; 20 Drehwendeschalter DW 1; 21 Schaltautomatik EST 2; 22 Kriechgangventil; 23 Doppeldrucksteuerventil; 24 Druckabschaltung; 25 Feinfilter; 26 Getriebeanschluß bei getrenntem Filtereinbau; 27 Wandlerflill- und Schaltpumpe.

343

8.1 Baumaschinengetriebe

Abb.8.14. a) Längsschnitt und b) Räderschema der ZF-Lastschaltgetriebe, WG-Baureihe mit langem Achsabstand für Allradantrieb. Differential: vgI. Abb . 9.18. geschlossene Kupplungen beim 5- und 6-Gang-Getriebe 1. Gang

2. Gang

3. Gang

4. Gang

5. Gang

6. Gang

vorwärts

KV+Kl

K4+Kl

KV+K2

K4+K2

KV+K3

K4+K3

rückwärts

KR+Kl

KR+K2

KR+K3

Für Baumaschinen mit noch größeren Leistungen bis 260 kW und Allradantrieb stehen - ebenfalls in Vorgelegebauweise - ZF-Lastschaltgetriebe 4 WG 65 und 8 WG 65 mit vier bzw. acht Vor- und Rückwärtsgängen zur Verfügung, Tabelle 8.7. Das Baumuster 8 WG 65 ist mit seinen Abmessungen und möglichen Zusatzausrüstungen in Abb . 8.16 und 8.17 dargestellt.

8 Getriebe für Baumaschinen und Traktoren

344

Tabelle 8.5. Überse tzungen der ZF-Lastschaltgetricbe, WG-Baurei he, Abb. 8.11 und 8. 14 Übersetzungen

Baumuster

WG 120 und WG 150

I führung Aus3WG .... 4WG .. .

vorwärts

rückwärts

l.Gg. 2. Gg. 3.Gg. 4. Gg. 5.Gg. 6.Gg.

l.Gg.

2.Gg.

3.Gg.

3,91 2,304 0,964 4,425 2,25 1,0 4,531 2,304 0,964 4,531 2,9 1,475 5,9 2,304 0,964 5,9 3,775 1,475

-3,91 - 4,425 -4,531 - 4,531 - 5,9 -5,9

-2,304 - 2,25 -2,304 - 2,9 - 2,304 - 3,775

-0,964 - 1,0 - 0,964 -1,475 -0,964 - 1,475

0,617 0,64 0,617 0,617 0,617 0,617

4,531 2,9 2,304 1,475 0,964 0,617 5 WG .. . b 5,292 3,387 2,304 1,475 0,964 0,617 6WG .. . 5,9 3,775 2,304 1,475 0,964 0,617

WG 180 und WG200

- 4,531 - 2,304 -0,964 - 5,292 - 2,304 - 0,964 -2,304 - 0,964 - 5,9

3,918 4,166 4,271 3WG .. .. 4,976 4WG .. . 5,099 5,373 5,986

2,366 2,594 2,531 2,531 2,594 2,594 2,594

0,611 0,672 0,706 0,706 0,672 0,672 0,672

- 3,918 - 4,166 -4,271 -4,975 - 5,099 - 5,373 -5,986

- 2,366 -2,509 -2,531 - 2,531 - 2,594 -2,594 - 2,594

5,986 5WG .. . b 5,986 6WG ... 5,987

3,42 2,594 1,48 1,178 0,672 3,904 2,594 1,692 1,178 0,768 3,416 2,74 1,563 1,068 0,609

-5,986 -5,986 -5 ,987

- 2,594 - 1,178 - 2,595 - 1,178 -2,74 -1,068

- 5,350 - 4,533 - 3,730 - 4,356 - 4,187

-

4 WG250

5,350 4,533 3,730 4,356 4, 187

2,207 2,207 2,207 2,207 2,207

1,125 1,178 1,237 1,237 1,178 1,178 1,178

O ,.'O} 0,970 0,970 0,970 0,970

0,625 oder 0,608

- 1,125 - 1,178 -1,237 - 1,237 - 1,178 - 1,178 - 1,178

2,207 - 0,970 2,207 - 0,970 2,207 - 0,970 2,207 -0,970 2,207 - 0,970

6WG250 ohne Crawler

5,350 3,446 2,207 1,421 0,970 0,625

- 5,350 - 2,207 - 0,970

6WG250 mit Crawlcr

8,276 5,331 3,4 14 2,198 1,501 0,967

- 8,276 -3,414

4 WG251

6,069 2,276 1,100 0,776

- 6,069 - 2,276 - 1, 100

6WG251 ohne Crawler

6,069 4,280 2,276 1,605 1,100 0,776

- 6,069 -2,276

6WG251 mit Crawler

9,389 6,621 3,521 2,482 1,702 1,200

- 9,389 - 3,52 1 - 1,702

a b

- 1,50 1

- 1,100

Fü r die 3-Gang -Ausführungen gelten die gleichen Übersetzungen (ohne 4. Gang) . Die 5- und 6-Gang-Ausführungen sind nur in Verbindung mit der elektro-hydraulischen Getriebeschaltung möglich . Für die 5-Gang-Ausführungen gelten die gleiche n Übersetzungen (ohne 6. Gang) .

345

8.1 Baumaschinengetriebe

b

Abb .8.15 . a) Längsschnitt und b) Räderschema der ZF-Lastschaltgetriebe, WG-Baureihe mit kurzem Achsabstand. Geschlossene Kupplungen beim 5- und 6-Gang-Getriebe 1. Gang

2. Gang

3. Gang

4. Gang

5. Gang

6. Gang

vorwärts

KV+Kl

K4 +Kl

KV+K2

K4+K2

KV+K3

K4+K3

rückwärts

KR+Kl

KR+K2

KR+K3

8.1.2.2 Hydromechanische Planetengetriebe Die ZF-Hydromedia-Wendegetriebe der Baureihe PW (= Planeten-Wendegetriebe) bestehen aus einem hydrodynamischen Drehmomentwandler und einem nachgeschalteten Wende- und Drei- bzw. Viergang-Schaltgetriebe in Planetenbauweise. Bei Allradantrieben schließt sich ein Verteilergetriebe an, Abb. 8.18. Der Räderautbau geht aus Abb . 8.19 hervor. Die beiden ersten Planetensätze mit der Kupplung A und Bremse B bilden das Wendegetriebe für Vor- und Rückwärtsfahrt. Die folgenden drei Planetensätze (mit gleichen Hohlrädern) erzeugen als Planetenkoppelgetriebe die Übersetzungen der Gänge 1, 2, 3 und 4. Zum Schalten des Getriebes dient eine mechanische Schaltsteuerung mit zwei Steuerschiebern, der eine mit den Stellungen "Vorwärts - Null - Rückwärts", und der andere zum Schalten der Gänge, die in Reihe hintereinander liegen . Durch diese Anordnung ist es möglich, den 1. und 2. Gang während der Fahrt von vorwärts auf rückwärts umzuschalten. Die Getriebe können auch mit einer elektrischen Schaltsteuerung ausgerüstet werden (s. unten) . Das angeblockte Verteilergetriebe besteht aus einer dreiwelligen Stirnrad-Übersetzungsstufe. Je nach Bedarf wird der Abtrieb entweder zur Vorder- oder zur Hinter-

8 Getriebe für Baumaschinen und Traktoren

346

Tabelle 8.6. Übersetzungen der ZF-Lastschaltgetriebe, WG-Baureihe , Abb. 8.12 und 8.15 Übersetzungen

Baumuster

WG 121 und WG 151

WG 181 und WG201

a b

Iführung Aus-

vorwärts

rückwärts

1. Gg. 2.Gg. 3.Gg. 4.Gg. 5.Gg. 6.Gg.

1.Gg.

2.Gg.

3.Gg.

3 WG ... a 4WG .. .

4,70 6,12

2,39 2,39

1,0 1,0

0,64 0,64

-

-

- 4,70 -6,12

-2,39 -2,39

-1 ,0 - 1,0

5WG .. .b 4,7 6WG .. . 6,12

3,0 3,92

2,39 2,39

1,53 1,53

1,0 1,0

0,64 0,64

-4,70 -6,12

-2,39 - 2,39

- 1,0 - 1,0

3WG .. .a 4WG .. .

5,736

2,485 0,968 0,632 -

-

-5,736

- 2,485 -0,968

5WG ... b 6WG .. .

5,736

3,74

- 5,736

- 2,845 -0,968

2,485 1,62

-

0,968 0,632

Für die 3-Gang-Ausführungen gelten die gleichen Übersetzungen (ohne 4. Gang). Die 5- und ö-Ga ng-Ausführungen sind nur in Verbindung mit der elektro-hydrau lischen Getriebeschaltung möglich . Für die 5-Gang-Ausführungen gelten die gleichen Übersetzungen (ohne 6. Gang) .

achse abschaltbar ausgeführt, Am nicht ausrückbaren Abtrieb ist eine Scheibenbremse als Feststellbremse angebaut. Die Wendegetrieb e der WG- und PW-Baureihe werden heute üb erw iegend mit einer elektro-hydraulischen Getriebesteuerung au sgerüstet, Abb. 8.20 und 8.21. In der Schaltautomatik werden der gewählte Fahrbereich, die geschaltete Fahrtrichtung sowie Impulse aus Fahrgeschwind igkeit, Turbinendrehzahl und Lastzustand des Motors zu Schaltsignalen für die elektro-hydraulische Getriebesteuerung verarbeitet. Die Wandler-Überbrückungskupplung wird ebenfalls von der Automatik last- und drehzahlabhängig geöffnet bzw. geschlossen. Das von Hurth entwickelte Certoplan-II-Getriebe wurde in das Voith-Programm übernommen. Es ist für den Einsatz in schweren Hubstaplern, Lade- und Planierrau pen , Gradem und anderen Baumaschinen mit Leistungen von 90 bis 150 kW vorgesehen und besteht aus einem hydrodynamischen Drehmomentwandler 1, einem aus vier Planetenrad sätzen aufgebauten Wende- und Wechselgetriebe 2 und gegebenenfalls einem nachgeschalteten Verte ilerget riebe 3, Abb . 8.22. Im 2. und 3. Gang werden die entsprechenden Hohlräder des Wechselgetriebes in gleicher Weise wie das Wendegetriebe - über öldruckbeaufschlagte Lamellenbremsen geschaltet. Im 1. Gang werden über eine Lamellenkupplung die Hohl- und Sonnenräder der Rads ätze im Wechselgetriebe mite inander gekuppelt, so daß nur die Übersetzung vom Wendegetriebe her auftritt. Jedem Gang ist der hydrodynamische Wandler mit etwa 3facher Momentwandlung im Anfahrpunkt vorgesch altet. Die mechanischen Übersetzungen betragen bei der Normalausführung i 1 = 3, i 2 = 1,5 und i 3 = 0,75. Die Getriebe der HS-Baureihe von RENK für schwere Radfahrzeuge be stehen aus einem hydrodynamischen Drehmomentwand ler mit Üb erbrückungskupplung, einer Strömungsbremse (Retard er) und einem Vollast-Planetenschaltgetriebe,Abb. 8.23 . Bei

347

8.1 Baumaschinengetriebe

Tabelle 8.7. Technische Angaben und Einbaubeispiele für ZF-Lastschaltgetriebe 4 WG 65 und 8WG65 4 WG65

8WG65

max. Motorieistung

kW'

260

260

max. Turbin enmoment

Nm'

2600

2600

Anfahrwan dlung

je nach Wandlerausführung 2,0 bis 3,5

max. Motordrehzahl antr iebsseitig

Nebe nabtriebe motorabhängig

abtrie bsseitig

min- 1 '

2500

2500

TAbt'.gesamt

750Nm

750 Nm

nAbtr .

1,05 x nMoto,

1,05 x nMOlO'

TAbt'.

1000Nm

-

nAbtr.

1,0 x nMOlO'

-

Tachometerantrieb

nAbt,.!nTacho

Masse (ohne Öleinfüllmenge)

ca.kg

=

3,4

850

nAbtr.!nTacho = 3,4 950

, Abhängig von Fahrzeugart und Einsatz . Übersetzungen rückwärts

vorwärts

1. Gg. 2. Gg. 3. Gg. 4. Gg. 5. Gg. 6. Gg. 7. Gg. 8. Gg. 1. Gg. 2. Gg. 3. Gg. 4.Gg.

4 WG65

8WG65

- 5,41 - 2,83 -1,49 - 0,78

5,41

2,83

1,49 0,78

6,3

2,63

1,73

6,43

3,36

1,77 0,92

5,41

3,92

2,83

2,05

1,49

1,08 0,78

0,56

- 5,41 - 2,83 -1 ,49 -0,78

6,43

4,64

3,36

2,42

1,77

1,28

0,67

- 6,43 -3,36 - 1,77 -0,92

-6,3

0,72

- 2,63 - 1,73 - 0,72

-6,43 -3,36 - 1,77 - 0,92

0,92

8 Getriebe für Baumaschinen und Traktoren

348

b

Abb.8.16. a) Längsschnitt und b) Räderschema des ZF-Lastschaltgetriebes 8 WG 65.

geschlossene Kupplung

1. Gang 2. Gang 3. Gang 4. Gang 5. Gang 6. Gang 7. Gang 8. Gang

vorwärts

rückwärts

KA +KD + BI KB + KD+BI KA+KF+BI KB +KF+BI KA+KD+KE KB +KD+KE KA +KE+KF KB +KE+KF

KC+ KD+ BI KC +KF+BI KC+KD +KE KC+ KE+ KF

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·125

e

157 Abb. 8. 17. Einba umaße und Zu satzau srüstun gen des 8 WG 65 . 1 Antrie b; i I-- 250--1 g 2 Abtrieb zur vorderachse} Flanschaus 3 Abtr ieb zur Hinterachse führung wahlw.; 4 Tachometeran schlu ß nach E 2 DIN 75532; 5 motorabhängiger Nebenabtrieb; 6 2. mot orabh ängiger Nebenabtrieb; 9 Oleinfüllrohr mit Meß stab ; 10 Ölabl aß; 13 An schluß zum Siebfeinfilter. 14 Anschluß vom Siebfeinfilter;15 Anschluß zum Ölkühler; 16 Anschluß vom Ölkühler; 18 Wandlerfüll- und Schaltpumpe; 19 elektro-hydraulische Steuerung; 21 Aufh ängefläch en , Gewinde M 16,30 mm tief; 22 Magnetfilter-Einsatz ; 24 Steuerung für Wandl er-Überbrü ckun gskupplung; 25 Anschlußmöglichkeit für Notlenkpumpe. Au sführungen: A mit Wandl er- Übe rbrückungsku pplung; B mit Ret arder ; C Vorderachsab schaltung bzw. Differentialsperre; D Abschaltung zur Hint erach se; E sperrb ares Zwischenac hsdifferential; F Abtrieb mit Feststellbr emse (Scheibenbremse); G Abtrieb mit Feststellbremse (Trommelbremse); H fahr abh än giger Nebenabtrieb mit angeb auter ZF-Notl enkpumpe.

VJ

~

1.0

8 Getriebe für Baumaschinen und Traktoren

350

Abb. 8.1S: Zf'-Hydromedia-wendegetriebe 4 PW 45 H 1 für Baufahrzeuge, vorw iegend für Schaufellader, Raupen und Grader mit Leistungen bis 200 kW. Übersetzungen mechan isch (wahlweise) vorwärts l.Gang: 2.Gang: 3.Gang: 4.Gang :

3,44 2,05 1,02 0,59

5,20 2,38 1,02 0,56

rückwärts l.Gang 2.Gang 3.Gang 4.Gang

- 3,36 -1,97 - 1,0 -0,60

-5,09 -2,32 -1,0 -0,55

Getrieben ohne Retarder kann der Drehmomentwandler im Gegensatz zum TrilockWandler auch als Strömungsbremse geschaltet werden. Das Leitrad befindet sich dabei in einem gehäusestationären Zustand und erzielt eine Bremswirkung von ca. 30 % der Motorantriebsleistung. Unter Berücksichtigung der Motorschleppleistung (ca. 10 % der Motorantriebsleistung) und der Motorbremse kann somit bei Motornenndrehzahl ein Gesamtbremsmoment von ca. 50-60 % der Motorleistung erzielt werden, was für die meisten Anwendungsfalle ausreicht. Mit eingebautem Retarder wird eine stufenlos

351

8.1 Baumaschinengetriebe

b

e

A B

'------v-----' h

c

v

d

Abb .8.19. Räderschema des Getriebes von Abb . 8.18. (ohne Verteilergetriebe). a Antrieb; b Wandler; c Wendegetriebe; d Planetenschaltgetriebe; e Abtrieb; f Leitradfreilauf; g Bremsfreilauf; h Pumpe; i Nebenabtrieb. A Wendekupplung vor "Vorwärts "; B Wendekupplung für "Rückwärts"; C Schaltkupplung für 4. Gang; D Schaltkupplung für 2. Gang; E Schaltkupplung für 1. Gang ; F Schaltkupplung für 3. Gang.

Abb. 8.20 . Elektronische Schaltautomatik (EST) für ZF -Hydromedia-Wendegetriebe der WGund PW-Baureihe. 1 Elektronische Schaltautomatik EST 2; 2 Hydromedia-Wendegetriebe der WG-Baureihe; 3 Fahrschalter DW 1 A; 4 Stromversorgung (Bordnetz) ; 5 Kick-down Schalter; 6 Kabel--> Getriebeschaltung (Magnetventil); 7 Kabel --> Wandler-Überbrückungskupplung; 8 Kabel --> Induktivgeber Turbinendrehzahl; 9 Kabel --> Induktivgeber Abtriebsdrehzahl.

8 Getriebe fiir Baumaschinen und Traktoren

352

5 Magn etventile

nAbtrieb

n Turbine

2? ~

2} Er

vo rwnnt

-- -

L-....l

Kick - Down

Drehzahlaufbereifung r----------l\

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co

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Mikroco mputer ------'\

KA Rückf ahr'0' scheinwerfer ~

Anla ßsperre

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-----v Eingänge

-

-

0>

c co 0

~

Sch ub/las t

Bord ne tz

-

+ -

I

Strom versorgung

;'---

\r-

Vi

-

Abb. 8.2 1. Blockschaltbild der elektronischen Signalverarbeitung.

Abb. 8.22 . Voith-Certoplan-Getriebe Typ C 402. 1 Drchmomentwandler; 2 Wechsel- und Wendegetriebe; 3 Verteilergetriebe.

8.1 Baumaschinengetriebe

353

Abb. 8.23. Längsschnitt des 6-Gang-Grundgetriebes der RENK-Automatgetriebe Baureihe HS.

Abb. 8.24. Mikroprozessor-Steuerung mit integriertem Diagnosesystem für das Automatgetriebe von Abb.8.23. 6 Motor, 1 Bremspedal, 7 Nebenabtrieb, 2 Gaspedal, 8 Automatgetriebe HS, 3 Armaturenbrett, 4 Gangwahlschalter, 9 Verteilergetriebe. 5 Mikroprozessor-Steuerung,

354

8 Getriebe für Baumaschinen und Traktoren

regelbare Bremsleistung, die über der Motorantriebsleistung liegt, erzielt. Das lastschaltbare Planetenschaltgetriebe besteht aus einem Zweigang- bzw. Dreigangsplitter, einem Dreiganggetriebe und einem Rückwärtssatz, der wahlweise durch ein Wendegetriebe ersetzt werden kann. Durch die Kombination der beschriebenen drei Hauptgruppen Drehmomentwandler, Strömungsbremse und Vollastschaltgetriebe entsteht eine modulare Baureihe bestehend aus ö-Gang- bzw. 7-Gang-Getrieben ftir langsam und schnellaufende Motoren mit Leistungen von 240 bis 550 kW. Die Wechselbeziehung der Elektronik mit den übrigen Komponenten zeigt Abb. 8.24. Die Mikroprozessorsteuerung erlaubt eine bessere Flexibilität als die Analogtechnik. Die Steuerung unterscheidet sich ftir die verschiedenen Anwendungsfälle nur noch in der Programmierung. Das eingebaute Diagnosesystem kann die elektrischen Bauteile in Getriebe und Fahrzeug überwachen und entsprechende Rückmeldung an den Bediener geben. Durch die Unterbringung des intelligenten Teiles der

Abb. 8.25. Hydro-Powershift-Getriebe, Modell TT 2000, Allison Division (GMC). 1 Pumpenrad; 2 erstes Turbinenrad (mit großer Wandlung für Arbeitsbereich) ; 3 zweites Turbinenrad (mit kleiner Wandlung für Fahrbereich); 4 Zahnräder zwischen den Wellen des Wandlers und des Planetengetriebes; 5 Freilauf; 6, 7 Kupplungen für die beiden Vorwärtsgänge; 8 Kupplung für den Rückwärtsgang; 9 Abtrieb zur Vorderachse ; 10 Abtrieb zur Hinterachse mit Feststellbremse; 11 antriebsseitige Ölpumpe.

8.1 Baumaschinengetriebe

355

Steuerung in der Elektronik reduziert sich der Aufwand in der hydraulischen Getriebesteuerung auf ein Minimum. Für Baumaschinen mit Motoren der 50- bis 550-kW-Klasse, die fortwährend ihre Fahrtrichtungen und Geschwindigkeitsbereiche ändern müssen, hat Allison ein Lastschaltgetriebe mit einem hydrodynamischen Zweiturbinenwandler entwickelt, Abb. 8.25. Die beiden Turbinen überdecken die Bereiche von zwei mechanischen Übersetzungsstufen, so daß dem Wandler nur zwei Planetensätze für zwei Vorwärtsgänge und einem Rückwärtsgang nachgeschaltet werden muß, um die Wirkung eines 4-Gang-Getriebes zu erreichen. Für die schwersten Typen der Geländelastwagen, Muldenkipper, Hüttenkippwagen und Serapertriebwagen mit Motorleistungen bis 450 kW zeigt Abb . 8.26 einen Schnitt durch das Allison-Torqmatic-Powershift-Getriebe. Der hydrodynamische Drehmomentwandler al ist mit einem Leitradfreilauf und einer hydraulisch geschalteten Einscheibenbrückungskupplung a2 versehen. Auf der Turbinenradwelle befindet sich eine hydraulische Wirbelbremse b (Retarder) , die durch Druck auf einen Fuß- oder Handhebel gefüllt bzw. geleert wird. Im weiteren Leistungsfluß folgt ein Planetengruppengetriebe C mit einem Direktgang (Kupplung Cl) und einem Schnellgang (Kupplung C2)' Es schließt sich ein Planetendreiganggetriebe mit den Lamellenkupplungen d b d 2 , d 3 und e für den 1.12. - 3.14. - 5.16. und den R.-Gang an.

Abb .8.26. Allison-Torqmatic-Powershift-Getriebe, Serie 6000 für Baumaschinenmotoren der 450 kW-Klasse. 1 Drehmomentwandler; 2 Einscheibenüberbrückungskupplung; 3 hydraulische Wirbelbremse; 4, 5 Kupplungen für den Direkt- und Schnellgang der Planetenvorschaltgruppe; 6, 7, 8 Kupplungen für die drei Gänge des aus zwei Planetensätzen bestehenden Schaltgetriebes; 9 Kupplung für den Rückwärts-Planetensatz; 10 Feststellbremse; 11 antriebsseitige Zahnradölpumpe; 12 abtriebsseitige Zahnradsichelpumpe.

356

8 Getrieb e für Baumaschinen und Traktoren

8.2 Traktorgetriebe Der erste praktisch brauchbare Allrad-Traktor wurde nach heutigem Kenntnisstand im Jahre 1907 von der "Gasmotoren-Fabrik Deutz" (heute KHD) gebaut, Abb.8.27, [160] . Die 40 PS-Maschine mit vier gleichgroßen Eisenrädem wurde auch als "PflugLokomotive" bezeichnet und diente als Zwe iwegetraktor vorzugsweise zur Bodenbearbeitung. - Etwa 80 Jahre später: Die Traktoren haben sich zu umfangreichen Arbeitsmaschinen entwickelt, Abb . 8.28; auch der getriebetechnische Teil. Bei einem 60 kW-Schlepper entfallen z. B. etwa 28 % auf das Getriebe mit Hinterachse und Allradantrieb und nur 15 % auf den Motor.

Abb. 8.27 . Erster einsatzfähiger Traktor mit Allr adantrieb, Bauart Deutz 1907, [160] .

Abb. 8.28 . Get riebekomponenten eines Traktors, Bauj ahr 1990.

8.2 Traktorgetriebe

357

Traktoren werden nicht nur für Arbeiten auf dem Feld sondern auch in der Forstwirtschaft, im Baubetrieb und im kommunalen Bereich eingesetzt, also für Straßenarbeiten auf der einen und für Feld- und Frontlader-Arbeiten auf der anderen Seite. Dort haben sie unterschiedlichste Betriebsbedingungen zu bewältigen. Die Anforderungen an Traktorgetriebe sind entsprechend umfangreich, [161, 162]. Der Geschwindigkeitsbereich von 0,4 oder 0,5 bis 40 kmIh führt auf eine Getriebespreizung von 80 bis 100; diese ist also etwa 5mal größer als die Spreizung in einem Nkw oder 20mal größer als in einem Pkw mit modernem Fünfganggetriebe. Zusätzlich ist auch die Stufung erheblich feiner (qJ = 1,2) und beide Effekte zusammen führen zu Konstruktionen mit relativ hohen Gangzahlen. Bei Gruppengetrieben mit geometrischer Stufung (s. Abschn. 2.3 .5) sind das rd . 25 Gänge. Hier drängt sich bereits die Kombination Splitgetriebe x Hauptgetriebe mit 3 x 8 oder 4 x 6 = 24 Gängen auf. Zur Definition Nach Vorschlag von Renius wird das Wort "Traktor" seit einigen Jahren einheitlich in der Normung verwendet. Unter .Jraktorgetrtebe" 1 versteht man dabei heute die als Block hergestellte Einheit von Fahrgetriebe und Hinterachse mit allen weiteren integrierten oder angeschlossenen Baugruppen. Die Begriffe Schleppergetriebe und Schleppertriebwerk treten dabei in den Hintergrund; kommen aber noch sehr häufig im Schrifttum und in Druckschriften vor. Einteilung Das Produktionsprogramm europäischer Traktorhersteller ist in drei Klassen! Familien!Baureihen eingeteilt, Tabelle 8.8. Die be iden mittleren Klassen II und IIa repräsentieren den Hauptstückzahlbereich. Die Grenzen zwischen den Klassen sind natürlich schwimmend und werden von den einzelnen Traktor- und Komponentenherstellern je nach Ausstattungsgesichtspunkt verschieden gesetzt. Merkmale Der Schwerpunkt der Entwicklung lag in den vergangenen Jahren im wirtschaftlich wichtigsten Leistungsbereich um 50 bis 90 kW, [163]. Er ist im wesentlichen durch folgende Merkmale gekennzeichnet: Baukasten mit sehr großer Variantenzahl, Ausführungen mit drei oder (meist) vier unter Last schaltbaren fein gestuften Grundgängen, Reversiervorrichtungen (teilweise synchronisiert, teilweise unter Last schaltbar), alle Standardgruppen synchronisiert, häufig zentrale nasse Hauptkupplung zwischen Lastschaltgetriebe und Gruppenwahl (bessere Schaltbarkeit "hinten" liegender Synchronisierungen), hinten liegende Zapfwellen-Kupplung (nasse Lamellen-Kupplung), dadurch Hydraulikpumpen unabhängig vom Zapfwellenstrang aus antreibbar, zus ätzliche Sparzapfwellen (zum Beispiel 540/min oder 1000/min bei 70% Motornenndrehzahl), elektrohydraulische Schaltungen (Allradantrieb, Zapfwelle, Differentialsperren, Gruppenwahl, Kriechgänge und andere), steigender Elektronikeinsatz (Tendenz von analog zu digital), Zentralrechner, Druckumlaufschmierung mit Feinstfilterung, minimierte Leerlaufverluste. I

eng\. Tractor Transmission

8 Getriebe für Baumasc hinen und Traktoren

358

Tabelle 8.8. Grundstruktur einer europäischen Traktorenbaureihe (Modell) mit typisc hen, größenabh ängigen Getriebemerkmalen, [162] I TI TIa ITI

leichte, untere Klasse, Mittelklasse, obere Mittelklasse, schwere, obe re Klasse.

Traktorfamilie

I

TI

TIa

Dieselmotor 3-Zyl. ATL = Aufladung Saug!ATL LLK = Ladeluftkühler

4-Zyl. Saug!ATL/LLK

6-Zyl. Saug

6-Zyl. Saug! ATL/LLK

Nennleistung [kW]

25 bis 50

45 bis 75

75 bis 85

85 bis 135 *)

Stückzahl

mitte l

groß

mittel

Komfort

mitte l

groß bis sehr groß

sehr gro ß

Konzept des Schaltgetriebes für den Fahra ntrieb , Gangzahl **)

Meist einfache Synchrongetr., z.B .16/8 (Deutz-Fahr)

Aufwendige Synchrongetriebe, zunehmend 2, 3 oder 4 Las tschaltstufen, Gangzahl 2 1/6 (Fendt), 16/12 (Case-TH), 18/6 (Deutz-Fahr), 16/8 (1. Deere)

Teillastschaltgetr. z.B. Fiat 16/16 oder aufwendige Vollastschaltgetr., z.B. 15/4 Deere

Konzept der unabhängigen Mo torzapfwelle

Klassische trock. Doppelkupp lung vorn , 2 Drehz. schaltbar von einem Stummel

Zu nehmend nasse Lamellenkupplung hinten : " Verlängerte Kurbelwelle" nützlich für Hilfsantriebe . 2 bis 4 Drehzahlen, schaltbar von einem Stummel (Sparzapfwellen)

TTT

1 bis 2 Drehzahlen

*) Obere USA -Baureihen noch mehr, 1. Deere und Case-IH bis ca . 170 kW **) Ga ngzahlen gelten für Standardversion. Meistens zusätzliche Kriechgänge auf Wunsch. Lastschaltung bei TT/TTa teilweise als Standard integriert (1. Deere) oder additiv auf Wun sch (Deutz-Fahr).

Tabe lle 8.9. Grundvarianten der Traktorgetriebebaureihe ZF " T 7000 " (1993) Baureihe

T 7100

Eck leistung (Allrad), kW

70

T7200

T 7300

107

155

Grundversion

Synchrosplit

Lastschaltsplit

Las tschaltspli t

Lastschaltsplit

Gangzahl Grundgetriebe

4 ' 2= 8

4 '2 =8

6

6

Splitstufen und R-Gruppe

3V + IR synchr.

3V+ IR lastschaltbar

4V+2R lastschaltbar

4V+4R lastschaltbar

GesamtV/R

24/8

24/12

24/24

8.2 Traktorgetriebe

T 71 00

359

T 7200

T7300

Abb . 8.29 . ZF-Getriebebaureihe T 7000. 1 3-Gang Synchrosplit- und Wendegetriebe; 2 3-Gang Lastschaitsplit- und Wendegetriebe; 3 4-Gang Lastschaltsplit- und Wendegetriebe; 4 8-Gang Hauptgetriebe, synchronisiert; 56-Gang Hauptgetriebe, synchronisiert; 6 Pumpenantrieb; 7 Hinterachs-Zentraleinheit; 8 Endabtriebe; 9 Zwischengehäuse; 10 Kraftheber.

Aufbau einer Baureihe In Übereinstimmung mit der oben aufgeführten Unterteilung hat ZF 1993 eine neue Traktorgetriebe-Baureihe T 7000 entwickelt, bestehend aus den drei Grundvarianten T 7100, T 7200 und T 7300, Tabelle 8.9, Abb . 8.29, [158]. Aus den Bausteinen geht deutlich die Kombination Splitgetriebe x Hauptgetriebe = 3 x 8 und 4 x 8 hervor. Das kleine Traktorgetriebe T 7100 ist in Abb. 8.30 im Schnitt zu sehen, das große Baumuster T 7300 in Abb. 8.31. Vom T 7300 ist in Abb. 8.32 und 8.33 zusätzlich noch das Räderschema und die Schaltung des Vierfach-Lastschalt-Sp1it- und Wendegetriebes hervorgehoben. Alle weiteren technischen Daten der beiden Baumuster T 7100 und T 7300 sind in Tabelle 8.10 und 8.11 zusammengestellt. USA - Traktorgetriebe Abschließend sollen noch drei US-amerikanische Traktorgetriebe der Mittel- und Oberklasse vorgestellt werden, [162] . Das Case-IH-Getriebe, Abb 8.34, wurde 1989/90 für die Traktoren Maxxum entwickelt. Es hat in der Standardausführung 4 x 4 = 16 Vorwärtsgänge und 4 x 3 Rückwärtsgänge. Die vier Grundgänge des Hauptgetriebes (in Vorgelege-Bauart) werden mit elektro-hydraulisch betätigten Kupplungen unter Last geschaltet. Das Wendegetriebe ist ebenfalls unter Last schaltbar und erle ichtert damit vor allem das Frontladen sowie Fahrmanöver im Vorgewende. Das Viergang-Grupenwahlgetriebe ist nur synchronisiert. Im R-Gang ist die Schaltung H gesperrt. Die neuen Baureihen ,,6000" (Abb. 8.35) und ,,7000" (ohne Bild) von John Deere für Traktoren bis 88 bzw. bis 125 kW werden in zwölf Varianten angeboten: Vom einfachen 12/4-"SynchroPlus" bis zum vollbestückten 38/28-"PowerQuad" mit Kriechgängen. Der Motor ist mit einem Planetengetriebe mit vier unter Last schaltbaren Grundgängen (4. Gang = 1: 1) verbunden. Danach folgt die nasse Hauptkupplung, das

360

8 Getriebe fiir Baumaschinen und Traktoren

361

8.2 Traktorgetriebe

Abb . 8.31. ZF-Schleppertriebwerk, Baumuster T 7300 . A 4-Gang Lastschaltsplit- und Wendegetriebe; B Kriechgang-Gruppengetriebe; C 6-Gang Hauptgetriebe; D Vorderachsantrieb mit integrierter Betriebs-Zusatzbremse; E Hinterachse.

I,

eR Abb. 8.32. Räderschema des Lastschaltgetriebes T 7300 . A 4-Gang Lastschalt- und Wendegetriebe; B Kriechgang-Gruppengctriebe; C 6-Gang Hauptgetriebe; D Vorderachsantrieb; F Pumpenantrieb.

5.

2.

1.

8 Getriebe für Baumaschinen und Traktoren

362

Tabelle 8.10. Technische Daten der ZF-Schleppertriebwerke, Baureihe T 7100 (Standard) T7100

Baureihe

T 7100 Synchrosplit

T 7100 Lastschaltsplit

Sch lepper mit Hinterradantrieb 48 (65)

63 (85)

Eingangsdrehmoment Nm bei Nenndrehzahl mirr '

199 2300

260 2300

Fahrzeug-Gesamtmasse

max . kg

5000

6000

stat. Hinterachsbelastung

max.N

37000

45 000

mit Drehzahlstufe 540/min

45 (61)

59 (80)

mit Drehzahlstufe 1000/min

45 (61)

59 (80)

16,9 - 34 0,74

16,9 -38 0,79

Eingangsleistung

max. kW (PS)

Zapfwellen-Abtriebsleistung

Hinterachsbereifung wirksamer Reifenradius

kW (PS)

max .m

Schlepper mit Allradantrieb Eingangsleistung

55 (75)

70 (95)

Nm Eingangsdrehmoment bei Nenndrehzahl min "

max . kW (PS)

229 2300

290 2300

Fahrzeug-Gesamtmasse

5500

6500

40000

48000

mit Drehzahlstufe 540/min

5 1 (70)

59 (80)

mit Drehzahlstufe 1000/min

51 (70)

65 (89)

18,4 -34 0,76

16,9-38 0,79

Regelkraftheber (Betriebsdruck 175 bar) Durchgehende Hubkraft an der Ackerschiene N

31000

42000

Gangzahl

2x4 =8 Gänge

2x4=8 Gänge

3V + IR

3V+ I R

24V +8R

24V+ 8R

max . kg max .N

stat . Hinterachsbelastung Zapfwellen-Abtriebsleistung

Hinterachsbereifung wirksamer Reifenradius

kW(PS

max . m

Hauptgetriebe Spiit- /Gruppengetriebe = Gesamt

Scha ltung

synchronisiert

synchronisiert

Split-/Gruppengetriebe

Hauptgetriebe

synchronisiert

lastschaltbar, elektrischhydraulisch

Vorwärts-Rückwärts

synchronisiert

lastschaltbar, mit Betätigung der Hauptkupplung

2-Hebel-Schaltung

I Hebel + I Fahrschalter

Ausführung

363

8.2 Traktorgetriebe Tabelle 8.10 (Fortsetzung) Baureihe

T 7100

Hauptkupplung Motorzapfwelle

Ausführung Betätigung

Diffe rentialsperre

Ausführung Betätigung

Betriebsbremsen

Ausführung Betätigung

Festste llbremsen

Ausführung Betätigung

T 7100 Synchrosplit

T 7100 Lastschaltsplit

trockene Scheibenkupplung

integrierte nasse Lamellenkupplung

zweistufig

zweistufig

mechanisch, über trockene Scheibenkupplung

mec hanisch-hydraulisch, über nasse Lamellenkupplung

Klauenschaltung elektrisch-hydraulisch integrierte, nasse Lame llenbremsen hydraulisch integrierte, nasse Lamellenbremsen mechanisch

Hubhydraulik

vorbereitet für den Anbau eines Rege lkrafthebers in aufgelöster Bauweise

Vorderachsantrieb (integriert)

Klauenschaltung, elektrisch-hydraulisch betätigt

Mögliche Zusatzausrüstungen • Kriechganggruppe für 12 V + 4 R • nasse Zapfwellen-Lamellenkupplung, mechanisch-hydraulisch betätigt • Vorderachsantrieb mit elektrisch-hydraulisch betätigter, nasser Lamellenkupplung • im Vorderachsantrieb integrierte hydraulisch betätigte, nasse Betriebszusatzbremse • Hinterachs-Differential mit elektrisch-hydraulisch betätigter, nasser Lamellenkupplung • Kraftheberkomponenten: Hubwe lle mit Lagerung, Steuerscheibe für Lageregelung , 2 Hubarme, 2 Hubzylinder • elektronisch-hydraulische Steuerungskomponenten für Kraftheber • Motorzapfwelle vierstufig n= 5401750/10001l250min- ' • Wegzapfwelle • Endgeschwindigkeit 30 km/h • Hall -Sensor für Fahrgeschwindigkeit

364

8 Getriebe für Baumaschinen und Traktoren

Tabelle 8.11. Technische Date n der ZF-Schlcppertriebwerke, Baureihe T 7300 (Standard) Baureihe

T 7300 Schlepper mit Hinterradantrieb

Sch lepper mit Allradantrieb

118 (160)

147 (200)

Eingangsdrehmoment Nm bei Nenndrehzahl min- 1

5 10 2200

639 2200

Fahrzeug-Gesamtmasse

max . kg

9000

10500

stat . Hinterachsbelast ung

max .N

70000

75000

mit Drehzahlstufe 750/min

59 (80)

59 (80)

mit Dreh zahlstufe 1000/min

108 (147)

136 (185)

20,8 -38 0,85

20,8 -42 0,92

Regelkraftheber (Betriebsdruck 175 bar) Durchgehende Hubkraft an der Ackerschiene N

50000

60000

Gangza hl

6 Gänge

max . kW (PS)

Eingangsleistung

Zapfwellen-Abtriebsleistung

kW (PS)

I-linterachsbereifung wirksamer Reifenradius

max .m

Hauptgetriebe Split- /Gruppengetriebe =

Schaltung

Gesamt

Hauptgetriebe Split- /Gruppengetriebe Vorwärts -Rückwärts Ausführung

Hauptkupplung Motorzapfwelle

Ausführung

Ausführung Betätigung

Betriebsbremsen

Ausführung Betätigung

Festste llbremsen

synchronisiert lastschaltbar, elektronisch hydraulisch lastsc haltbar, mit Betätigung der Hauptkupplung I-Hebel + I Fahrschalter integrierte, nasse Lamellenkupplung

Betätigung

Differentialsperre

4V+4R 24V+24R

Ausführung Betätigung

zweistufig elektronisch hydraulisch, über nasse Lamellenkupplung nasse Lamellenkupplung elektrisch-hydraulisch integrierte, nasse Lamellenbremsen hydraulisch integrierte, nasse Lamellenbremsen mechanisch

8.2 Traktorgetriebe

365

Tabelle 8.1 1 (Fortse tzu ng) Baureihe

T7300 Schlepper mit Hinterradantrieb

I

Sch lepper mit Allradan trieb

Hubhydraulik

vorbereitet für den Anbau eines Rege lkrafthebers in aufgelöster Bauweise

Vorderachsantrieb (integriert)

integrierte, nasse Lamellenkupplung elektrisch-hydraulisch betätigt

Pumpenantrieb, motorabhängig

mit Scha lt- u. Schmierpumpe u. Anbaumöglichkeit für Kraftheberpumpe

Mögliche Zusatzausrüstungen • Split-/Gruppengetriebe 4 V + 2 R = gesamt 24 V + 12 R • synchronisierte Kriechganggruppe 16 V + 16 R oder 16 V + 8 R • im Vorderachsantrieb integrierte, hydraulisch bet ätigte, nasse Betriebszusatzbremse • Ha ll-Sensoren für Fahrgeschwindigkeit, Zapfwellendrehzahl und Getriebeeingangsdrehzahl ' . Endgeschwindigkeit 30 krn!h • Kraftheberkomponenten: Hubwelle mit Lagerung, Steuerscheibe für Lage regelung, 2 Hubarme, 2 Hubzylinder • elektronisch-hydraulisc he Steuerungskomponenten für Kraftheber

Gänge

Kupplung

Rückwärts S

H

M

Vorwärts L

L

M

• •

A

• •

B

•

C D

•

•

• •

• •

F G

H

•

• •

• Kupplung geschlossen Abb. 8.33 . Schaltplan des 4- Gang Lastschaltsplit- und Wendegetriebes.

S

. •

. Baumaschme . n und Traktoren 8 Getri ebe für

366

~

M2

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4 lost-

Lenkradhebel

M~~:'i;~,' I ri L/~"'"}l @tl ~t~ ?:::":' " "" ~ ~ ~/HR ~ 3 schult-

2 bor

Reversierung (Iostscholtbor)

Kriechgong

H

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Dill

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Arbeilshydrou I Geschw.- Plon (log) :

H M,

~ ~ ~

Feststellnon brem se

Frnntun non

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B

6;6 : 72 8.8

,

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M

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11 ,

13

.

30 km/ h

24 16

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.LL, :'"20% % Ill,IM,1 (LlM,)

19

,

16.9- 3

,

H. , aren Tr aktorge triebes lastschaltb

.

Abb. 8.34. Räderschema des te ilweise

(IDl J

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E

F 0 C 8 A hlgetri e b e - ! i l l L

Gruppenwo Geschwindigkeitspion ([og ) :

LLA O'~ 018 ':""-"022 ~ 0,26 0380, 450,54~67

'~7,;"C",,~C'

/ Frontontrieb /

1 5 1,8 2.1 2.6

11111'

lliI[

4,5 C 5,4 ~ 6,67,3 8,7 D~ 19 23 28 ~ "

A '---'------'--- 8 38

10 12 '4

E~8 34 4' km/h F 2~

Li, ihe 6000" _ " PowrQuad" voo John D_ . 8,35. Aufbau der B aurei " A bb.

R= 119F (A,8,C, O)

18

.

8.2 Traktorgetriebe

367

11

Hydr.Pumpen

r- - - " ürenmoment begrenzer

;J Ford 6 Zyl.

ATL

2Z00 min-I

K1 "

:H

K1 K6

I

Dill.- Sperre Betrieb sbremse

I K5

_ _ K3 _ ...J

Houptgetriebe Geschw.- Plan (log) : L 2;0 2;4 2;8 3j 2 3.8 , 4.4 , 5.2 6.2 , 1

Gruppenwahl

3B

7.2 ,

H8;4 6,1

,

~

Frontantrieb (zentral)

7,1

,

9:9

1I

8,4 , , 9,9

12,

I;

I~

I?

ZZ !

26

30 km/h

C

,

Abb . 8.36 . Lastschaltbares Traktorgetriebe der Oberklasse, FordiFunk.

unter Last schaltbare Wendegetriebe und die sechs sync hronisierten Gruppen Abis E sowie das Kriechganggetriebe. Die Geschwindigkeitsbalken im unteren Bildteil zeigen die feine Stufung der vier Arbeitsgänge innerhalb der Gruppen. Das letzte Beispiel in Abb . 8.36, das voll unter Last schaltbare Traktorgetriebe von Ford wurde 1989/90 für die Traktoren der Serie 30 (97 bis 137 kW) vorgestellt. Das Hauptgetriebe, ähnlich den Baumschinengetrieben, hat sechs Lamellenkupplungen mit neun Gängen. Es folgt ein Zweigang-Gruppengetriebe mit L, Hund R-Gang. Die elektronisch-hydraulische Getriebesteuerung erfaßt beide Bereiche; die Schaltung erfolgt mit einem einzigen Hebel.

9 Verteilergetriebe, Achsgetriebe

Zum Antrieb eines Kraftfahrzeugs muß die vom Motor gelieferte Leistung auf die einzelnen Treibachsen (z. B. Vorder- und Hinterachse bei Fahrzeugen mit Vierradantrieb) und von dort aus auf die linken und rechten Treibr äder verteilt werden. Hierzu sind Verteilergetriebe erforderlich; und zwar bezeichnet man im Fahrzeugbau die Getriebe zur Verteilung der Leistung auf die Achsen als Verteil- oder Verteilergetriebe , während man bei den Achsverteilgetrieben kurz von Achsgetrieben, Ausgleichsgetrieben oder Ausgleichsdifferentialen spricht, Abb. 9.1. Tabelle 9.1 gibt einen Überblick über die in Kap. 9 beschriebenen Getriebe. Tabelle 9.1. Übersicht und Gliederung der in Kap. 9 besch riebenen Verteiler- und Achsget riebe Abschn .9.1 Verteilergetriebe ZF

IVECO- Magirus ZF Steyr IVECO -Magirus ZF Mer ccdcs-Bcnz MAN

Doppel achse Baufahrzeuge Vierradantrieb LKW Tandem-Doppeltriebachse Achsdurchtrieb LKW LKW LKW Kranfahrzeuge LKW LKW

Abb. 9.6 9.7 9.8-9.9 9.10 9.11-9.14 9.15 9.16 9.17- 9.19 9.20-9.21 9.22

Abschn .9.2 Achsgetriebe Abschn. 9.2.1 Achseinsätze ZF allgeme in Porsche PKW Nissan PKW ZF PKW ZF LKW Mercedes -Benz LKW Eaton LKW

9.30 9.32 9.33 9.34 9.35 9.36 9.37

Abschn .9.2.2 Achsen ZF ZF ZF, Steyr DAF ZF MAN Eaton Steyr ZF

9.40 9.41 9.42 9.43 9.44 9.45-9.46 9.47 9.48 9.49-9.50

Baumaschine Nut zfahrzeug Radköpfe Tandem LKW Tandem Kranfahrzeug Tandem LKW Achsd urchtrieb Achsdu rchtrieb Mähdrescher

369

9 Verteilergetriebe , Achsgetriebe

Abb.9.1. Verteiler und Achsgetriebe in einem LKW.

Abb.9.2 . Aufbau von Verteilergetrieben. Starre Anordnung

Abb.9 .3. Aufbau von Verteilergetrieben. Ein abschaltbarer Abtrieb.

Abb.9.4 . Aufbau von Verteilergetrieben. Verteilung mit Kegelraddifferential

Abb. 9.5. Aufbau von Verteilergetrieben. Verteilung mit Stirnraddifferential.

9 Verteilergetriebe, Achsgetriebe

370

9.1 Verteilergetriebe Die mannigfaltigen Verteilergetriebe kann man vom Aufbau her gesehen in vier Gruppen einteilen, Abb. 9.2 bis 9.5: Die einfachste Form ist die starre Anordnung von einem Antrieb und zwei Abtrieben, Abb.9.2. Die Verteilung der Drehmomente ist unbestimmt und hängt von der Elastizität der nachfolgenden Triebwerksteile einschließlich der Reifen ab. Bei vierradgetriebenen Fahrzeugen mit getriebener Vorder- und Hinterachse hat sich diese Bauform nicht eingeführt, da die weit auseinanderliegenden Achsen bei Kurvenfahrt und besonders im Gelände verschiedene Wege zurücklegen und es dann zu Verspannungen und Überbeanspruchungen in den Wellen und Achsausgleichsgetrieben kommt. Im Gegensatz dazu findet die starre Bauform bei Doppel- oder Tandemachsen in langsam fahrenden Lastkraftwagen und Baufahrzeugen Verwendung. Der Verspannung, die infolge des kleineren Achsabstands entsprechend geringer ist, wird dadurch Rechnung getragen, daß man bei der Festigkeitsrechnung ein etwa 20 % größeres Drehmoment je Achse annimmt. Abbildung 9.6 zeigt eine solche Konstruktion für den Doppelachsantrieb eines Baufahrzeugs. Die durchgehende Welle mit dem Antriebsflansch , das Kegelradritzel (zur Achse I) und der Antriebsflansch (zur nächsten Achse 11) bilden ein starres Teil. Straßenfahrzeuge, die nur zeitweise auf Baustellen oder im Gelände einen Vierradantrieb benötigen, werden vorwiegend mit Verteilergetrieben mit abschaltbarem Vorderachsantrieb ausgerüstet; Prinzip Abb.9.3, ausgeführtes Konstruktionsbeispiel Abb.9.7. Der Antrieb A = 1 ist über ein zweistufiges Vorgelegegetriebe mit zwei Gängen (Straßengang 4 mit i= 1:1 bzw. Geländegang 5 mit i= 1,85 oder 2,47) ständig mit dem Abtrieb 2 zur Hinterachse H verbunden, während der Abtrieb 3 zur Vorderachse V mittels einer mechanisch oder pneumatisch betätigten Klauenkupplung 9 zugeschaltet werden kann, so daß sich - wie oben - ein starres Verteilergetriebe (ohne Ausgleich) ergibt. Für Personenkraftwagen und schneller fahrende Nutzfahrzeuge mit Vierradantrieb (Vorder- und Hinterachse bzw. Doppeltreibachse) sind Verteilergetriebe mit exaktem

--'-:=~Jl..l4ll- 1EJllÖ>

Achse][

1f/t:.~li-H+--4LAchse

I

Abb.9.6. Starres Verteilergetr iebe eines Doppela chsantriebs für langsamfahrende Baufahrzeuge , Bagger, Automobi lkrane, u. a., ZF.

371

9.1 Verteilergetriebe

<$IEJ

v

Abb. 9.7. ZF Verteilergetriebe VG 500-1 ohne Differential mit abschaltbarem Vorderachsantrieb. Antriebsdrehmoment Tmax = 5700Nm. 1 Antrieb A ; 2 Abtrieb zur Hinterachse H ; 3 Abtrieb zur Vorderachse V; 4 Straßengruppe; 5 Gel ändegruppe; 6 Ölpumpe; 7 Anschlußmöglichkeit für Nebenabtrieb; 8 Klauenschaltung für Straßen- und Gel ändegruppe; 9 Klauenverzahnung zur Zu- und Abschaltung des Vorderachsantriebs.

--.--r1-~~;I,lJ-,,)ßl- ~

Achse TI

Abb .9 .8. Verteilergetriebe für Tandemachse mit Bewegungs- und Kräfteausgleich durch ein Kegelraddifferential. D pneumatisch betätigte Differentialsperre (Klauenverzahnung), ZF .

9 Verteilergetriebe, Achsgetriebe

372

Bewegungs- und Kräfteausgleich unentbehrlich. Hierfür wendet man besonders die einfachen Kegelrad- und Stirnraddifferentiale! an, Abb. 9.4 und 9.5. Die Kegel- und Stirnraddifferentiale mit Standgetriebe-Übersetzungen i o = -1 verteilen das Antriebsdrehmoment TA gleichmäßig auf beide Abtriebe Tv=TH=- !TA ,

während das Stirnraddifferential mit i o '*' -1 eine ungleiche Drehmomentverteilung ergibt. • TH Z3 (Hohlradzähnezahl) ---I -Tv 0 - ZI (Sonnenradzähnezahl) . Darin bedeuten: T H Drehmoment am Hohlrad, z. B. Hinterachse, T v Drehmoment am Sonnenrad, z. B. Vorderachse. Die Drehmomentverteilung wird mit den Achslasten abgestimmt; z. B. 33 % auf Vorder- und 67 % auf Hinterachsantrieb, wenn das Fahrzeug eine einfache, zwillingsbereifte Hinterachse hat oder 23 % zu 77 %, wenn der Antrieb hinten durch eine zwillingsbereifte Doppeltreibachse erfolgt. Abbildung 9.8 und 9.9 zeigen ausgeführte Beispiele von zwei Kegelraddifferentialen für Tandem-Doppeltreibachsen, Drehmomentenverteilung 1:1, pneumatisch betätigte Stirnklauensperren zwischen Differentialkorb und einem Achskegelrad. In Abb. 9.8 liegt der Kegelradverteiler vor und in Abb. 9.9 hinter dem Abtrieb zur ersten Achse I. Die Dreiachsfahrzeuge von IVECO-Magirus sind mit einem Achsdurchtrieb nach Abb. 9.10 ausgerüstet. Durch die Lage des Kegelrad-Verteiler-Differentials hinter dem Stirnradabtrieb zu Achse I (also wie in Abb.9.9) ergibt sich eine extrem kurze Baulänge, was für die Auslegung des Gelenkwellenstrangs besonders bei kurzen Radständen von Vorteil ist. Weitere Daten: Eingangsdrehmoment ca. 10000 Nm, Übersetzungen 1,55 bis 4,8, pneumatisch betätigte Differentialsperre in Längs- und Querrichtung.

EE'i$> 2777:t"f77m777777m7777777777n' m AchseTI

'AChse l Abb .9 .9. Zwischenachs- oder Längsd ifferential für Tandemachsen, ZF . 1

d. h. keine Doppelplaneten

9.1 Verteilergetriebe

373

Abb .9 .10. Achsdurchtrieb (längs) und Ausgleichsgetriebe (quer) mit Kegelraddifferentialen, IVECOMagirus .

Die zweistufigen Verteilergetriebe in Abb. 9.11 bis 9.13 mit schaltbaren Bereichsgruppen (Straßen- und Geländegänge) sind mit Stirnraddifferentialen ausgeriistet. Das Hohlrad ist jeweils mit der Hinter- und das Sonnenrad mit der Vorderachse verbun den . Die Drehmomentverteilung hängt von der Standgetriebe-Übersetzung ab: TRI Tv = - i o; die Prozentsätze sind in den Bildunterschriften angegeben . Bei ungünstigen Bodenverhältnissen kann im Bedarfsfall das Stirnraddifferential gesperrt werden. Dabei hat sich eine unter Last schaltbare Bogenstirnverzahnung 9 mit Kugelverriegelung bewährt, s. Abb. 9.11. Zwischen der kleinen und großen Ausführung - VG 500 in Abb . 9.11 und GA 800 in Abb. 9.12 - besteht ein Unterschied in der Räderanordnung und damit in der Baulänge: Beim VG 500 befinden sich die beiden Zwischenräder des Straßen- und Geländegangs auf einer Welle und dazwischen ist das im Durchmesser relativ groß bauende Stirnraddifferential untergebracht. Beim GA 800 sind die Zwischenräder getrennt mit unterschiedlichen Achsabständen angeordnet. Dadurch findet das Differential auf der Seite der Zahnräder für den Geländegang Platz und für das Getriebe resultiert daraus eine extrem kurze Baulänge. In Abb. 9.11 und 9.12 steht das Stirnraddifferential im Straßen- und Geländegang zur Verfügung, in Abb. 9.13 dagegen nur im Gel ändegang . Bei eingelegtem Straßengang (rechtes Radpaar) wird nur die Hinterachse angetrieben; das Stirnraddifferential und die Vorderachse laufen leer mit. Der Vollständigkeit wegen sei darauf hingewiesen, daß bei schweren Nutzfahrzeugen mit Allradantrieb das Schaltgetriebe mit Bereichsgruppe und der Straßen- und Geländegang des Verteile rgetriebes oft zu einer Einheit zusammengefaßt werden, Abb .9 .14.

9 Verteilergetriebe, Achsgetriebe

374

.. V

Abb.9.11. ZF-Verteilergetriebe VG 500 mit Bewegungs- und Kräfteausgleich durch ein Stirnraddifferential. Bezeichnung 1 bis 8 s. Abb.9.7; 9 mechanisch betätigte Differentialsperre (unter Last ausschaltbare Bogenstirnverzahnung mit Kugelverriegelung) , Eingangsdrehmoment 4700 bis 5700 Nm ; Straßengang 1:1; Geländegang 2,47:1 oder 1,85:1; Drehmomentverteilung: Vorderachse/Hinterachse 33/67 % = 1:2 oder 23/77 % = 1:3,33.

Ähnlich wie Abb. 9.11 ist das LKW-Verteilergetriebe VG 1200 von Steyr-DaimlerPuch AG aufgebaut, Abb. 9.15: Max. Eingangsdrehmoment 12000 Nm , max . Eingangsdrehzahl 3 000 rnin ", Straßengang 1:1, Geländegang 1,22 oder 1,75:1, Differentialsperre , Anschluß für Nebenabtrieb. Das Verteilergetriebe von IVECO-Magirus für mittelschwere Allradfahrzeuge hat im Straßen- und Geländegang eine relativ kleine Übersetzung. Dadurch genügt eine Zwei-WeIlen-Anordnung mit je einer Übersetzung in nur einer Stufe, Abb. 9.16. Eingangsdrehmoment 6500 Nm, Straßengang i = - 0,939 bis -1,172, Geländegang i = -1,56 bis -1,783, Drehmomentverteilung, Vorderachse/Hinterachse 33/67 % = 1:2, oder 20/80 % = 1:4, mechanisch betätigte Differentialsperre. Für Kranfahrzeuge mit in etwa gleicher Belastung auf der Vorder- und Hinterachse wird ein Verteilergetriebe mit entsprechend gleicher Drehmomentaufteilung, d. h. mit Standgetriebe-Übersetzung i o '" -1 benötigt. Die hierfür prädestinierten Kegelraddif-

375

9.1 Verteilergetriebe

<$IZJ V

Abb.9.12. ZF-Verteilergetriebe GA 800 für schweren Einsatz . Eingangsdrehmoment 10000 Nm; Straßengang 1,3:1; Geländegang 2,5:1 oder 1,85:1; Drehmomentverteilung: Vorderachse/ Hinterachse 29/71 % = 1:2,42.

ferentiale bauen zu breit bzw. zu lang. Eine schmale Konstruktion wird mit einem Stirnraddifferential gemäß Abb. 9.17 und 9.18 erreicht. Der Zweigangteil ist identisch mit Abb. 9.11; zwischen der Gelände- und Straßengruppe befindet sich jetzt nur ein anderes Differential, dessen Räderkette in Abb. 9.18 herausgezeichnet ist. Standgetriebe-Übersetzung .

1014=

nl - ns n4 - ns

Z4Z3Z2 36 T4 TH 47 % = - - - = - - = -0,9= - - = - - = -0- ' Z3Z2Z1 40 TI Tv 53 Yo

Drehzahl-Grundgleichung nl - iOl 4 n4 = (1- iOI 4) n S, nv+0,9 , nH=1,9nA '

Bei Gleichlauf nA = nv = nH läuft das Stirnraddifferential als Block um ; bei unterschiedlichen Drehzahlen ergibt sich ein korrekter Drehzahlausgleich. Das Antriebsdrehmoment TA = 100 %verteilt sich immer mit 53 % auf die Vorder- und 47 % auf die Hinterachse. Durch Umkehrung des Differentiales ist auch eine Umkehrung der Drehmomente möglich.

376

9 Verteilergetriebe, Achsgetri ebe

V

Abb .9 .13. ZF- Verteilergetriebe VG 800 mit Stimraddifferenti al, nur im Geländegang wirksam .

lilli1llil> A

Abb .9 .14. ZF-Schaltgetriebe für schwere Nutzkraftwagen m it integriertem Verteilergetriebe für Allradantrieb.

9.1 Verteilergetriebe

.. V

377

EZlil> H

Abb.9.15. Steyr-Verteilergetriebe VG 1200 mit sperrbarem LängsdifferentiaL

Abb.9 .16. Verteilergetriebe mit einstufiger Übersetzung im Straßen- und Geländegang, IVECO-Mag irus.

Bei der Beschreibung der Wendegetriebe - Baureihe WG - für Baumaschinen in Kap. 8, Abb. 8.13, wurde eine Besonderheit des Zwischendifferentials (zwischen vorn und hinten) unerwähnt gelassen. Für eine gleichm äßige Drehmomentverteilung (50:50 oder 1:1 nach vorn und hinten) wird normalerwe ise ein Kegelradd ifferential mit i o = - 1 verwendet. Diese bauen aber - wie im vorigen Beispiel bereits erläute rt - zu lang, so daß ein Stirnradd ifferential besser geeignet wäre, zumal Stirnräder hinsieht-

9 Verteilergetriebe, Achsgetriebe

378

..


H

Abb. 9.17. ZF-Verteilergetriebe VG 800 mit Stirnraddifferential, Momentenverteilung - 1:1.

,J

AntriebA

Gelände

t

Straße

~ H

2,

~

40

13 13 24 = 36 21~ 2J =

Abb.9.18 . Räderkette des Stirnraddifferentials von Abb.9 .17.

lich Fertigung, Genauigkeit, Laufverhalten und Kosten günstiger sind. Wie sieht nun ein Stirnraddifferential mit gleichmäßiger Drehmomentverteilung, wie oben (d. h. 50:50 oder 1:1 nach vom und hinten) aus? Die Lösung ist ein einfaches Planetengetriebe mit einem Planetenradpaar, Abb. 9.192 • Der Antrieb ist mit dem Hohlrad (Zähnezahl Z4) verbunden, die beiden Abtriebe V und H mit dem halb so großen Sonnen2

Vgl. auch Abb.3 .6c .

379

9.1 Verteilergetriebe

rad (ZI = z412) und dem Steg S. Die Zähnezahlen schenräder sind ohne Belang. Aus der Standgetriebe-Übersetzung

Z2

und

Z3

der Planetenräder = Zwi-

errechnen sich die Drehzahlen und Drehmomente zu: nl - i Ol 4 n4 = (1 - ;014) ns, ny-2 nA = -nH, oder n-; + nH = 2 n »: (wie beim Kegelraddifferential!). TA + T y + T H = 0, 1 - 0,5 - 0,5 = 0, oder 100 - 50 - 50 = o. (wie gefordert!) Die kompakte Konstruktion ist in Abb. 9.19 zu sehen .

<=:;J

v

c::::> H

Abb.9 .19. Schmales Stirnrad-Differential für Baumaschinen-Wendegetriebe WG 180 (ZF) mit Drehmomentverteilung 1:1, geeignet als Zwischenachs-DifTerential bei Tandemantrieb, vgl. auch Abb. 8.13.

9 Verteilergetriebe, Achsgetriebe

380

Abb . 9.20. Verteilergetriebe va 1700-3W, Mercedcs-Benz,

Die nächsten beiden Beispiele zeigen zwei Verteilergetriebe von Mercedes-Benz; beide mit zwei Gängen in Drei-Wellen-Anordnung, aber unterschiedlichem Radaufbau: Die erste Ausführung VG 1700 (Abb. 9.20) bzw. VG 2400 (ohne Bild) ist für Allrad-Fahrzeuge der Schweren Klasse vorgesehen. Die Übersetzungen betragen 1 : 1 im Straßengang (links) und 1,40 bzw. 1,45 im Geländegang (rechts). Die DrehmomentKapazität von 20000 Nm bzw. 28000 Nm deckt gegenwärtige und zukünftige Erfordernisse ab. Zur Kostenoptimierung sind die Deckel in das Gehäuse integriert, d. h. weniger seitliche Fugen. Zur Geräuschoptimierung sind die Verzahnungen geschliffen. Die zweite Ausführung, Abb. 9.21, hat zwischen Antrieb A und Abtrieb V- H nur eine Stirnradkette mit drei Rädern. Der Wechsel von Straßen- und Geländegang erfolgt durch einen Stirnrad-Planetensatz (rechts oben) und das Stirnrad-Ausgleichsgetriebe befindet sich links unten : max. Motorleistung 261 kwl1305 Nm!2 300 min ", Geländegang-Übersetzung i = 1,436 durch Planetengetriebe (Hohlrad = Antrieb , Steg = Abtrieb; Sonnenrad = Festglied), pneumatisch betätigte Gangschaltung, Stirnraddifferential (Drehmoment-Verteilung 1:3,2), Differential pneumatisch sperrbar,

9.1 Verteilergetriebe

Abb .9.21. Verteilergetriebe

381

va

2000-3W; Mercedes Ben z.

besonderes Merkmal: geringer Abstand zwischen Antriebsflansch und Abtriebsflansch zur Hinterachse. Die Verteilergetriebe G 801 von MAN gibt es in zwei Ausführungen: mit zu- und abschaltbarem Vorderachsabtrieb, ohne Bild. Der Hinterachsabtrieb ist ständig im Eingriff, während der Vorderachsabtrieb pneumatisch zugeschaltet werden kann; mit ständig mitlaufendem Vorderachsabtrieb, Abb. 9.22. Vorderachsabtrieb und Hinterachsabtrieb sind ständig im Eingriff. Zum Drehmomentausgleich zwischen Vorder- und Hinterachse ist ein Stirn rad-Differential eingebaut; Tv/TH = 1:2,2 oder 1:3,3 oder 1:4,1. Bei Bedarf kann dieses Differential pneumatisch gesperrt werden ; Tv/TII = 1:1. Weitere gemeinsame Daten: Übersetzung im Straßengang 1:1, Übersetzung im Geländegang 1,5:1 oder 1,8:1, Eingangsdrehmoment max. 11800 Nm ,

382

9 Verteilergetriebe, Achsgetriebe

Abb.9 .22. Verteilergetriebe für Zwei- und Dreiachsfahrzeuge, MAN. Hier Ausführung mit Stirnrad-Differential zwischen Vorder- und Hinterachsabtrieb.

Zahnflanken geschliffen, Tauchschmierung, doppelte Wellendichtringe nach außen, pneumatisch zuschaltbarer Nebenabtrieb.

9.2 Achsgetriebe Der Antrieb eines Fahrzeugs mit starrer durchgehender Treibachse (Hinter- oder Vorderachse) hat, da die Räder beim Durchfahren einer Kurve verschieden große Wege zurücklegen und deshalb unterschiedliche Drehzahlen haben müssen, zur Folge, daß sich die Achswellen verspannen und die Reifen durch Schlupf stark abnutzen. Aus diesem Grunde wird die starre Achse geteilt und beide Hälften mit einem Ausgleichsgetriebe (Überlagerungsgetriebe, Differential) so verbunden, daß sich beide Treibräder entsprechend ihrer Kurvenlaufbahn zwanglos mit unterschiedlicher Drehzahl drehen können. Abbildung 9.23 zeigt die Drehzahl-, Drehmoment- und Leistungsverteilung in einem Ausgleichsgetriebe beim Befahren einer Rechtskurve. Für das zwanglose, d. h. verlustlose Ausgleichsgetriebe gilt: Drehzahlen

nj = n + Sn , nr

Drehmomente

=

n - Sn ,

T + Tl + T, = 0, T

T,=Tr=-T

9.2 Achsgetriebe

383 Antrieb

[]TI =1

T= 1

P= 1

linkes Treibrad (I)

rechtes Treibrad (r l

nl = n+ Cln = 1,1

n,~n - Cln =

TI =-0,5T=-O,5

Tr~-O,5T =-0.5

PI = Ttnl ~-O,55

Pr = Tr n, = - 0,45

0,9

Abb.9.23. Drehzahl-, Drehmoment- und Leistungsverteilung in einem Achsausgleichsgetriebe, Rechtskurve. Ohne Index = Antrieb (Tellerrad); Index I = links; Index r = rechts.

Mffi Gehäuse (Antrieb)

I

linkes Treibrad

...L

'T __

'""r _

rech tes Treibrad

(A~

(A';"ie) " ' R O O

I L_

Abb. 9.24. Außenverzahnte Stirnräder.

Abb.9 .27. Kegelräder.

Ll

Abb.9.25. Stirnräder mit einer Innenverzahnung.

Abb.9.28. Schraub- und Schneckenräder.

Abb.9 .24 bis 9.29. Ausgleichsgetriebe mit Zahnrädern [104].

Abb.9.26. Stirnräder mit zwei Innenverz ahnungen.

Abb.9.29. Schneckenräder.

384

9 Verteilergetriebe, Achsgetriebe

Abb.9.30. Achseinsatz mit hypoidverzahntem Ritzel und Telierrad und normal geradverzahntem Kegelraddifferential, ZF.

Abb . 9.31. Kegelradsätze. a) Spiralverzahnung, ohne Achsversatz; b) Hypoidverzahnung, mit Achsversatz.

Als Ausgleichsgetriebe für Fahrzeuge kann grundsätzlich jedes zwangläufige Umlaufgetriebe verwendet werden, das drei freibewegliche gleichachsige Wellen besitzt (zwei Treibräderwellen und eine Steg- oder Gehäusewelle) und das bei festgehaltener Gehäusewelle und Drehung der einen Treibradwelle eine gegenläufige Drehbewegung der anderen Treibradwelle ergibt. Altmann bringt in [104) eine Zusammenstellung über die möglichen Bauformen mit Zahnräder-, Kurven- und Koppelgetrieben, von denen in Abb. 9.24 bis 9.29 nur diejenigen mit Zahnrädern wiedergegeben sind.

9.2.1 Achseinsätze für PKW und LKW In der Mitte einer Achse befindet sich der sogenannte Achseinsatz, bestehend aus einem selbständigen Gehäuse oder Gehäuseteil mit einem spiral- oder hypoidverzahnten Kegelradsatz (Ritzel und Tellerrad) und einem Kegelrad- oder Stirnrad-Ausgleichsdifferential, Abb. 9.30 und 9.31. Der Achseinsatz kann im Schaltgetriebe integriert (Transaxle), angeflanscht oder über Gelenkwelle mit Schaltgetriebe und Achse verbunden werden. Sonderausführungen mit Differentialsperre oder Selbstsperrdifferentialen werden in Kap. 11 erläutert. Die Abb . 9.32 bis 9.37 zeigen Ausführungen von Porsche, Nissan, ZF-PKW, ZFLKW, Mercedes-Benz, Eaton.

9.2 Achsgetriebe

385

2

Abb .9 .32. Achsgetriebe für Porsche Typ 911 Turbo. 1 Antrieb (220kW) von der Vorgelegewelle des angeblockten Viergang-Schaltgetriebes (s. Abb.6.30); :2 im Differentialkäfig gleitgelagerte Flansche zum Anschluß der Gelenkwellen zu den Hinterrädern; 3 Spiralverzahnter Kegeltrieb; 4 Differentialbolzen, durch Spannhülse fixiert; 5 Differentialkäfig mit Innenkugel; 6 Reibstellen, die die zwanglose Ausgleichsbewegung bei Kurvenfahrt etwas behindern und im Sinne eines Selbstsperrdifferentials wirken (Abschn. 11.2). Obere Bildhälfte: normales Ausgleichsgetriebe, untere Bildhälfte: ZF-Sperrdifferential (Sonderausstattung).

Abb . 9.33. Achsgetriebe für Datsun "Su nny 1000". Nissan Motor Co., Ltd . Tokio. Konventioneller Hinterachseinsatz bei Antrieb über Kardanwelle; Gehäuse: Aluminiumspritzguß; Differentialkäfig: Perlitischer Temperguß; Hypoidtrieb: G1eason Revacycle.

386

9 Verteilergetriebe, Achsgetriebe

Abb .9 .34. Kegelraddifferential des ZF-Synchroma-Getriebes 4 DS-lO für leichte Nutzfahrzeuge; hier ausgerüstet mit LÖBRO-Gelenkwellen für Vorderachsantrieb.

Abb .9 .35. ZF-Achseinsatz mit Hypoidtrieb und klauengeschaltetem Zweigang-Stirnradvorgelege für Lastkraftwagen. Die Schaltung kann wahlweise pneumatisch (wie in der Abbildung gezeigt) oder elektrisch erfolgen .

9.2 Achsgetriebe

387 3/

30 7 3

30 294

29 28

Abb. 9.36. Zweigang-Hinterachse für Lastkraftwagen Mercedes-Benz, bestehend aus Hypoidtrieb, Planetengetriebe und Kegelraddifferential. Geländegang (wie in der Abbildung gezeichnet) : Das Schieberad 23 wird durch seine Klauenverzahnung am Sperrbock 20 festgehalten , wodurch sich zwischen Tellerrad 27 ( = Hohlrad) und Ausgleichsgehäuse 16 ( = Planetenträger) eine Übersetzung 1,4:1 ins Langsame ergibt. Straßengang, Direktgang: 1m gesperrten Zustand - Schieberad 23 nach links verschoben - greift die Laufverzahnung von 23 in die Klauenverzahnung der Sperrplatte 17 ein, so daß das Planetengetriebe als Block mit Übersetzung 1:1 umläuft. Druckluftumsteuerung mit 3-Wegventil und Druckluftzylinder. 1 Gelenkstück; 2 Kupplungsflansch ; 3 Gewindering; 4 Ring-Kegellager; 5 Ring-Zylinderlager; 6 Glockennabe; 7 Hinterachsgehäuse; 8 Gewindering; 9 Ausgleichgehäusedeckel; 10 Schaltgabel (Differentialsperre) ; 11 Hinterachstragrohr; 12 Hinterachswelle ; 13 Ölfangring; 14 Schaltmuffe (Differentialsperre) ; 15 Ausgleichkegelrad ; 16 Ausgleichgehäuse ; 17 Sperrplatte ; 18 Hinterachsgehäusedeckel; 19 Deckelnabe ; 20 Sperrbock; 21 Hinterachstragrohr; 22 Schaltgabel (Planetengetriebe); 23 Schieberad ; 24 Ring-Kegellager; 25 Ausgleichstern; 26 Planetenrad; 27 Tellerrad ; 28 Abstandring ; 29 Druckring ; 30 Antriebskege lrad; 31 Gelenkwelle.

9.2.2 Achsen für LKW, Baumaschinen und Traktoren Die unterschiedlichen Anforderungen und der vielfaltige Einsatz der Achsen - vorn/ hinten, getrieben/nicht getrieben - in Verbindung mit dem Schalt- und Verteilergetriebe zu einem ganzen Antriebsstrang (drive line) wird durch die Beispiele und Bauarten in Abb. 9.38 und 9.39 verdeutlicht. Sie geben einen guten Überblick über die Unterteilung und Baureihen getriebener Achsen: a) b) c) d) e)

Planeten-Starrachsen; Planeten-Lenkachsen; Planeten-Tandemachsen; Schlepper-Lenkachsen; Planeten-Starrachsen mit hydrostatischem Antrieb.

388

9 Verteilergetriebe, Achsgetriebe

Abb .9.37. Eaton-Zweigang-Achstrieb, Aufbau ähnlich Abb.9 .36. 1 Antriebsflansch; 2 Ölabdichtung des Ritzels; 3 Antriebsritzel; 4 Gehäuse der Ritzellagerung; 5 Kegelrollenlager; 6 Führungsrollenlager des Ritzels; 7 Glockengehäuse; 8 Ausgleichsgehäusedeckel; 9 Stützscheibe Seitenwellenrad; 10 Seitenwellenrad; 11 Ausgleichritzel; 12 Ausgleichstern; 13 Tellerrad; 14 Planetenträger; 15 Schaltmuffe mit Sonnenrad und Schaltverzahnung; 16 Ausgleichsgehäuse; 17 Kegelrollenlagerung Ausgleichsgehäuse; 18 Gewindering zur LagereinsteIlung ; 19 Seitenwelle ; 20 Planetenradachse; 21 Planetenrad; 22 Druckscheibe; 23 Lager der Schaltgabel; 24 Schaltgabel ; 25 Ausnehmung an der Schaltgabel zum Anschluß von elektrisch oder pneumatisch angetriebenen Schaltmotoren.

In dieser Reihenfolge sollen auch die folgenden Konstruktionen beschrieben werden . a) Planeten-Starrachsen

Die einzelnen Typenreihen für Baumaschinen (Abb. 9.40), Bagger, Kranfahrzeuge, Schlepper, Stapler und andere Nutzfahrzeuge sind - je nach Achslast von 3 bis 50 t - aus Baugruppen zusammengesetzt: Achseinsatz, Achsbrücke und Planetengetrieben in den Radnaben. Die Gesamtübersetzungen liegen zwischen 6 und 44. Die Drehmomenterhöhung durch eine "Endübersetzung" erst in den Radnaben ermöglicht eine verhältnismäßig kleine Auslegung der Achseinsätze und Steckwellen. b) Planeten-Lenkachsen: Ganz ähnlicher Aufbau, Abb.9.41. Die geteilten Steckwellen sind durch ein homokinetisches Gelenk verbunden. In Abb.9.42 sind die Radköpfe von zwei Planeten-Starrund -Lenkachsen (ZF und Steyr) gegenübergestellt.

9.2 Achsgetriebe

389

b

a

c Abb. 9.38. Anwendungsbeispiele von Achsen, in a) Schaufellader mit hydrostat ischem Antrieb; b) Schaufellader mit hydrodynamischem Antrieb; c) Autokran mit mechanischem Antrieb.

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d

j

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b

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Abb.9.39a-e. Übersicht und Gliederung der in Abschn.9.2.2 beschriebenen Achsen .

c) Planeten-Tandemachsen:

Die Perspektivansicht von DAF (Abb.9.43), der Längsschnitt von ZF (Abb.9.44) und die Explosionsansicht von MAN (Abb.9.45) vermitteln einen Eindruck über den getriebetechnischen Aufwand zur Verteilung der Leistung auf zwei getriebene Achsen, die als Tandemachse/Durchtriebsachse für Doppelachsaggregate laufen . Ein Teil der Durchtriebsachsen (starr oder mit Kegelraddifferential) wurde bereits im Abschn .9.1 beschrieben; die Konstruktionen von MAN (Abb.9.46), Eaton (Abb.9.47) und Steyr (Abb.9.48) lassen weitere Details erkennen.

390

9 Verteilergetriebe, Achsgetriebe

Abb.9.40. ZF-Planeten-Starrachse für Baumaschinen mit Trommel- oder Scheibenbremsen und hier mit Lamellenselbstsperrdifferential, s. Kap. II.

Abb.9.4I. ZF-Planeten-Lenkachse für Nutzfahrzeuge.

d) Schlepper-Lenkachsen

Leistungsübertragung wie bei a) und b). Eine Besonderheit ist die Pendelautbängung mittig oder übermittig zum Kegelachstrieb und das integrierte Lenkungssystem, Abb.9.49 : im Achskörper integrierter Gleichlaufzylinder, dadurch gleiche Strömungsverhältnisse bei Links- und Rechtseinschlag, Wegfall der Spurstange vor der Achse, Radkopf über kurze Spurstangen direkt mit der Kolbenstange des Gleichlaufzylinders verbunden, Gleichlaufzylinder in Fahrtrichtung hinter der Achse über dem Achstrieb angeordnet , Lenkeinschlagbegrenzung direkt am Gleichlaufzylinder. e) Planeten-Starrachsen mit hydrostatischem Antrieb

Im Kap. 4 wurden die spezifischen Eigenschaften verschiedener Getriebesysteme herausgearbeitet und verglichen . Zahnradgetriebe haben eine hohe Kraft- und Leistungsdichte, erfordern aber einen großen mechanischen Aufwand im gesamten leistungsfüh-

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Abb. 9.42. Radköpfe von Planeten-Starr- und Lenkachsen mit Trommel- bzw. Scheibenbremsen a) für Baumaschinen, ZF; b) für LKW, Steyr.

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392

9 Verteilergetriebe, Achsgetriebe

Abb.9.43 . Perspektivansicht einer Tandemachse für LKW, DAF.

renden Antriebsstrang. Hydrostatische Getriebe sind dort vorteilhaft , wo große Kraftdichte (Druck) bei relativ kleiner Drehzahl (Gleitgeschwindigkeit) in Verbindung mit stufenloser Übersetzung, Reversierbetrieb und aufgelöster (dezentraler) Leistungsabnahme gefordert werden. Das trifft in selbstfahrenden Landmaschinen, z. B. in Fahrantrieben von Mähdreschern zu, Abb.9.50 und 9.51. Je nach Anwendungsfall können durch Kombination der hierfür geeigneten mechanischen und hydrostatischen Getriebebaueinheiten drei verschiedene Ausführungen von Fahrantrieben verwirklicht werden: 1. Mechanischer Antrieb Kraftübertragung vom Antriebsmotor über Keilriemenvariator, Fahrkupplung, Schaltgetriebe und Endübersetzungsgetriebe zu den Treibrädern, Abb.9.50. 2. Hydrostatisch-mechanischer Antrieb (Halbhydrostat) Kraftübertragung vom Antriebsmotor über Hydroverstellpumpe, Hydrokonstantmotor, Schaltgetriebe und Endübersetzungsgetriebe zu den Treibrädern, Abb.9.50. 3. Hydrostatischer Antrieb Kraftübertragung vom Antriebsmotor über Hydroverstellpumpe, Hydroverstellmotoren, Planeten- und Endübersetzungsgetriebe direkt zu den Treibrädern, Abb. 9.51.

9.2 Achsgetriebe

Abb.9.44 . Längsschnitt einer Tandemachse für Kranfahrzeuge , ZF.

393

394

9 Verteilergetriebe, Achsgetriebe

Abb .9.45 . Hälfte einer Tandem-Hinterachse für LKW, MAN .

-

Achse]I

Abb. 9.46. Hinterachs-Mittelteil mit nachgeordnetem Kegelrad-Längsdifferential, MAN. Details zu Abb . 9.45.

9.2 Achsgetriebe

395

Abb .9.47. Durchtriebsachskopf mit Spiralverzahnung, nachgeordnetes KegelradLängsdifferential, Eaton. 1 Antriebsflansch; 2 Antriebswelle; 3 Schaltmuffe Längsdifferentialsperre; 4 Längsdifferential; 5 Abtriebswelle; 6 Abtriebsflansch; 7 Ölpumpe; 8 Ölpumpenantrieb; 9 Ölfilter; 10 Antriebsritzel; 11 Tellerrad; 12 Querdifferential.

lZJli> Achse II

Achse J

Abb .9.48 . Durchtriebsachskopf mit Kegelrad-Längsdifferential am Getriebeeingang, Steyr.

396

9 Verteilergetriebe, Achsgetriebe

Abb.9.49. Schlepperlenkachse, ZF. Pendelnde Aufhängung und integrierte hydrostatische Lenkung.

Abb .9 .50. Fahrantrieb eines Mähdreschers in mechanischer bzw. in hydrostatischmechanischer Ausführung, ZF. 1 Dreigang-Schaltgetriebe mit Feststellbremse und mit Fahrkupplung; 2 zum Keilriemenvariator; 3 Hydroverstellpumpe; 4 Hydrokonstantmotor mit Zweigang-Schaltgetriebe (wahlweise anstelle von Pos. I) ; 5 Endübersetzungsgetriebe mit Bremse .

9.2 Achsgetriebe

397

Abb. 9.51. Vollhydrostatischer Fahrantrieb in Mähdreschern mit Zahnradgetrieben im Radnaben-Bereich, ZF. 1 Hydroverstellpumpe; 2 Hydroverstellmotor; 3 Planetengetriebe mit Bremse ; 4 End übersetzungsgetriebe.

10 Schnellganggetriebe

Im Überlandverkehr oder auf belebter Autobahn können Fahrzeuge selten bis zu ihrer Leistungsgrenze ausgefahren werden. Auf weiten Fahrstrecken sind die Motoren , insbesondere die leistungsstarken und hochtourigen Personen- und Sportwagenmotoren, auch bei hoher Geschwindigkeit nur zu einem Teil ihrer Maximalleistung ausgenutzt und kommen in Bereiche mit hohem spezifischen Brennstoffverbrauch. Durch Umschalten auf einen ins Schnelle übersetzenden Gang lassen sich diese Nachteile vermeiden. Bei gleicher Fahrgeschwindigkeit dreht der Motor langsamer und arbeitet wirtschaftlicher. Dieser "Schnellgang" - auch Ferngang, Schongang, Spargang, Economy-Gang oder Overdrive genannt - wird heute meistens von vornherein als oberste Gangstufe im Schaltgetriebe vorgesehen; er ist nur noch gelegentlich als Zusatzgetriebe zu finden [108]. Es sei besonders darauf hingewiesen, daß Schnellganggetriebe nicht - wie man aus dem Namen folgern könnte - unbed ingt auf höhere Spitzengeschwindigkeiten führen, Im Gegenteil: Abb. 10.1 zeigt, daß die Höchstgeschwindigkeit kleiner wird, wenn das Maximum der Motorleistungskurve durch Einschalten des Schnellgangs zu weit nach rechts über die vom Fahrwiderstand her geforderte Leistungskurve hinaus verschoben wird.

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160 km/h 200

Abb.lO .l. Leistungs-GeschwindigkeitsDiagramm eines Schnellganggetriebes. 1 Motorleistung im Direktgang; 2 Motorleistung mit Schnellgang; 3 Fahrwiderstandsleistung (Ebene); VA Höchstgeschwindigkeit im Direktgang; VB Höchstgeschwindigkeit im Schnellgang.

10.2 Schnellgang-Zusatzgetrieb e

399

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Abb. 10.3. de Normanville-Schnellgang. K d Doppelkonus; K, Innenkonus; K . Außenkonus.

Abb.1O.2. Borg-WarnerOverdrive .

B

Abb .l0A. ZF-Ferngang; HandaOverdrive .

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Abb.l0.5. Maybach-Schnellgang ; FadenSchnellgang; Murra y-Overdri ve; HarperOverdrive.

Abb . l 0.2 bis 10.5. Übersicht über den Aufb au der Schnellgang-Zusatzgetriebe. A Antrieb (vorn Motor bzw. Schaltgetriebe); B Abt rieb (zu den Tre ibrädern); C Abstützung; D Schaltstellung für Direktgang; S Schaltstellung für Schnellgang.

10.1 Integrierte Schnellganggetriebe Schnellgang-Übersetzungsstufen innerhalb des Hauptgetriebes wurden bereits in Kap. 6 und 7 besprochen; vgl. hierzu folgende Bilder: PKW: Abb. 6.4; 6.13 ; 6.21; 6.22; 6.25 ; 6.26; 6.32; 6.33 ; 6.40. LKW: Abb . 7.14; 7.15 ; 7.21; 7.27; 7.29 ; 7.36 ; 7.39; 7.60.

10.2 Schnellgang-Zusatzgetriebe Die Schnellgang-Zusatzgetriebe sind nach dem Planeten- bzw. Vorgelegesystem aufgebaut, Abb. 10.2 bis 10.5. Im Direktgang läuft der Planetensatz leer oder ist als Block verriegelt und im Schnellgang erfolgt der Antrieb am Steg und der Abtrieb über das

400

10 Schnellganggetriebe

Hohlrad, wobei das Sonnenrad festgehalten wird. Die meisten Ausftihrungen sind hinter dem Schaltgetriebe angeordnet; es gibt aber auch Konstruktionen, z. B. die deNormanville-Sandwich-Schnellganggetriebe, die zwischen Motor und Hauptgetriebe eingebaut werden.

Borg-Warner-Ouerdrioe, Abb.10.2 und 10.6: Als Vorgänger der heutigen Getriebe-Vollautomaten erfreute sich die halbautomatische Betriebsweise des Borg-Warner-Overdrives in Amerika großer Beliebtheit [73]. Die dortigen Leistungsgewichte erlauben ein Anfahren im 2. Gang, so daß der Fahrer beim Überschreiten der Bereitschaftsgeschwindigkeit das Gaspedal nur kurz zurückzunehmen braucht, um den Schnellgang zu "holen" (2. Gang + Schnellgang v 3. Gang) . Bei jedem Halten oder Unterschreiten der Grenzgeschwindigkeit oder durch kickdown schaltet der Schnellgang aus und das Getriebe läuft wieder im 2. Gang.

b

c

Abb.l0.6. Overdrive von Borg-Warner. Perspektivische Darstellung aus [107]. a) Direktgang über Freilauf; b) Schnellgang über Planetensatz; c) Rückwärtsgang mit blockiertem Planetensatz. 1 Antriebswelle ; 2 Abtriebswelle; 3 Freilauf, Innenstern, drehfest mit 1 verbunden; 4 Steg, Planetenträger, drehfest mit 1 verbunden; 5 Planetenräder; 6 Hohlrad, mit 2 verbunden; 7 Sonnenrad; 8 Fliehkraftregler; 9 Hubmagnet; 10 Stößel; 11 Rastenscheibe, drehfest mit 7 verbunden; /2 Sperrscheibe mit tiefer Mittelnut (wie 11) und breiter Außennut, reibend mit 7 und 11 verbunden (s. Abb. 10.2); 13 Hebel zur Verriegelung ; 14 Verriegelungsverzahnung, gleiches Teil wie 7.

10.2 Schnellgang-Zusatzgetriebe

401

Direktgang: Unterhalb einer bestimmten Geschwindigkeit (Fliehkraftregler 8) ist der Hubmagnet 9 stromlos ; das Sonnenrad 7 ist entriegelt und kann sich frei drehen. Die Leistung fließt von der Antriebswelle 1 über den Freilauf 3 direkt zum Abtrieb 2. Der Planetensatz läuft als Block leer und unbelastet mit. Bei Überschreiten der Grenz- oder Bereitschaftsgeschwindigkeit schaltet der Fliehkraftregler 8 den Hubmagneten 9 ein . Der Stößel 10 kann aber noch nicht in die mit dem Sonnenrad 7 verbundene Rastenscheibe 11 eingreifen, da er mit einer Kante auf der verbreiteten Außennut der Sperrscheibe 12 aufliegt. Die Kraftübertragung erfolgt unverändert über den Freilauf 3. Schnellgang: Wenn man durch plötzliches Gaswegnehmen die Antriebsdrehzahl abrupt verringert, öffnet sich der Freilauf 3 und das Fahrzeug rollt kurze Zeit ohne Zugkraft. Durch die nun langsamer laufende Antriebswelle 1 (= Steg) kommt - wie man am Drehzahlplan überprüfen kann - das Sonnenrad 7 zum Stillstand und würde sich sogar rückwärts drehen. Im Augenblick der Drehrichtungsumkehr wird die reibend anliegende Sperrscheibe 12 - (s. besonders Abb. 10.2) - mitgenommen und ein wenig verdreht. Der in Wartestellung stehende Stößel 10 rutscht von der Sperrscheiben-Außennut in die tiefere Mittelnut von 12 und greift dann in die nächst folgende Rast der Scheibe 11 ein, wodurch das damit verbundene Sonnenrad 7 drehfest arretiert ist. Zwischen An- und Abtriebswelle ist eine ins Schnelle drehende Übersetzung hergestellt. Der Freilauf tritt automatisch außer Aktion, und die Leistung nimmt ihren Weg über den Steg 4 und die Planetenräder 5 zum Hohlrad 6 und weiter zur Abtriebswelle 2. Kick-down: Beim Durchtreten des Gaspedals wird der Hubmagnet 9 ausgeschaltet; der nach außen angezogene Stößel 10 gibt die Rastenscheibe 11 und damit das Sonnenrad 7 frei und die Kraftübertragung erfolgt wieder direkt über den Freilauf 3.

6

Abb . 10.7. de Normanville-"Sandwich"-Schnellganggetriebe. 1 Antriebswelle (vom Motor) ; 2 Abtriebswelle (zum Hauptgetriebe) : 3 Steg, P1anetenträger , fest mit 1 verbunden; 4 Sonnenrad mit Doppe1konuskupp1ung K d ; 5 Hohlrad mit Innenkonus K;, fest mit 2 verbunden; 6 Ringkolben mit Außenkonus K. ; 7 äußerer Ringko1ben.

402

10 Schnellganggetriebe

Überbrückung, Rückwärtsgang: Durch einen gesonderten Hebel 13 wird eine mit dem Sonnenrad 7 verbundene Verzahnung 14 in ein entsprechendes Gegenprofil des Planetenträgers 4 geschoben und der gesamte Planetensatz zu einem Block verriegelt. de Normanville-Schnellganggetriebe, Abb.lD.3 , 10.7 und lD.8: Die .Laycock -de Normanville "-Schnellgang-Zusatzgetriebe werden hinter dem Schaltgetriebe angeordnet, während der neue de Normanville-cfiandwich't-Schnellgang zum Einbau zwischen Motor und Getriebe vorgesehen ist [106~ 112, 113]. Seine Breite beträgt nur 77 bzw. 144 mm für Motoren bis 1 bzw. 1,71 Hubraum. Der Räderaufbau sämtlicher Ausführungen gleicht dem des BW-Overdrive. Die Steuerung erfolgt elektrisch/hydraulisch, Abb.10 .7 und 10.8.

Direktgang: Die mit dem Sonnenrad 4 verbundene Doppelkonuskupplung K d wird mit mechanischen Mitteln (Druckfedern, Druckplatte, Axialnadellager) gegen den ab-

Schnellg ang ausgescha/fet Übersetzung 1:1 äußerer Ring-l
"7"'--'~n

Strömungsreg/er elektro-magnetisches Ventil '"""."' Öldruck vom Motor

Planeten-Räder und Planetenträger

a

reduzierter Öldruck bewirkt daß sich der äußere Ring-Kolben langsamer bewegt als der RingKolben mit dem Kupplungskonus

Schnellg ang eingeschaltet elektro-magnetisches Ventil Öldruck wirkt aufden RingKolben,der mit dem Kupplungskonus das Sonnenrad festhält

Motor das Sonnenrad und dessen Kupplungskonus bilden mit dem Kupplungskonus des Ringkolbens eine Einheit Druckfeder

'IIE:=~ Getriebe Umlaufrad,angetrieben durch die Planetenräder; läuft mif einer biszu 31%höheren Drehzahl

b

Abb.lO .8. Schaltung und Leistungsfluß des de Normanville-"Sandwich"-Schnellganggetriebes.

10.2 Schnellgang-Zusatzgetriebe

403

Abb .l0.9. Maybach-Schnellgang, Vorgelegebauart mit Abweisklauenschaltung.

triebsseitigen Innenkonus K, gedrückt. Im blockierten Planetensatz verteilt sich die Leistung über die Planetenräder auf die beiden Kupplungshälften und kommt an der Abtriebswelle 2 wieder zusammen.

Schnellgang: Durch Betätigung eines im Schalthebelknopf untergebrachten elektrischen Kontakts wird ein elektromagnetisches Ventil geöffnet. Das von der Ölpumpe des Motors erzeugte Drucköl schiebt den drehfesten Ringkolben 6 nach links und bremst über seinen Außenkonus K. den Doppelkonus K d mit dem Sonnenrad 4 ab. Der äußere Ringkolben wirkt gegen die Druckfedern und erfüllt zusätzlich den Zweck eines hydraulischen Dämpfers während des Schaltvorgangs. Maybach-Schnellgang, Abb. 10.5 und 10.9:

Erstes deutsches Schnellganggetriebe der 20er Jahre. Vorgelegekonstruktion mit zwei schrägverzahnten Stirnradpaaren zum Einbau als Zusatz vor oder hinter dem Wechsel getriebe . Die Schaltung auf Schnellgang erfolgt durch Umlegen eines Vorwählhebels. Die Abweisklauenkupplung greift erst nach kurzem Freigeben des Gaspedals bei Drehzahlgleichheit ein. Das Kupplungspedal braucht dabei nicht betätigt zu werden [96, 105J. Weitere Konstruktionen: ZF-Ferngang, Abb. 10.4: Durch axiales Verschieben einer Keilwellenprofilhülse wird die Antriebswelle entweder mit der Abtriebswelle gekuppelt (Direktgang) oder mit dem Steg verbunden (Schnellgang) [96J.

Handa-Overdrive: Planetenradaufbau wie Abb. 10.4. Das Sonnenrad trägt zwei Klauenverzahnungen, die pneumatisch entweder mit dem Planetenträger (Direktgang , Planetengetriebe = Block) oder mit dem Gehäuse (Schnellgang) verbunden werden [l11J. Faden-Schnellgang: Vorgelege-Zusatzgetriebe für Nutzfahrzeuge zum nachträglichen Einbau hinter dem Hauptgetriebe. Das Klauenschaltrad wird durch einen 12-VoltElektromotor verschoben, der die Schaltgabel über einen Schraubentrieb betätigt. Diese Anordnung ist ähnlich der, wie sie bei der Eaton-Zweigangachse mit elektrischer Schaltung verwendet wird, Abb. 9.37 [110J. Murray-Overdrive, Abb. 10.5: Vorgelege mit Schrägstirnrädern. Die Klauenkupplung wird durch einen Handhebel betätigt [107]. Harper-Overdrive: Vorgelege-Zusatzgetriebe [109].

mit

handbetätigter Klauenschaltung

Birjield Overdrive type J = Laycock de Normanville-Schnellgang [114J.

11 Differentialsperren und Selbstsperrdifferentiale

Ein übliches Ausgleichsgetriebe, z. B. ein Kegelraddifferential, soll die durch wechselnde Straßenbeschaffenheit verursachten oder bei Kurvenfahrt zwangsläufig auftretenden Drehzahlunterschiede zwischen den Antriebsrädern leichtgängig ausgleichen und so ein Verspannen in den Achswellen und ein Radieren der Reifen vermeiden . Das über ein Tellerrad 1 eines Differentials eingeleitete Drehmoment T wird über den Differentialkorb 2 auf die Ausgleichkegelräder 3 übertragen, die wie ein Waagebalken wirken und immer ein Drehmoment- bzw. Kräftegleichgewicht zwischen linker und rechter Seite herstellen, Abb.I1.1. Steht nun ein Rad, z. B. das linke, beim Anfahren auf sandigem Boden, schlammigen Untergrund oder auf Eis, so kann es nur sehr geringe oder überhaupt keine Umfangskräfte auf den Boden bringen und dreht durch ; auf Grund des Kräftegleichgewichts im Kegelraddifferential überträgt dann auch das andere, rechte Rad mit der guten, griffigen Bodenhaftung keine größeren Kräfte. Wenn das nicht haftende Rad durchzurutschen beginnt, mahlt es sich unter Umständen ein, wodurch die Haftung noch schlechter wird. Der gleiche "Spin-Effekt" tritt auch während der Fahrt auf, wenn z. B. ein Rad seine Haftung durch Springen verliert und durchdreht. Beim Wiederaufsetzen und Greifen des Rads erniedrigt sich die Drehzahl und vergrößert sich sein Drehmoment ruckartig . Diese Bewegungs- und Kraftänderungen übertragen sich auf das gesamte Triebwerk und über die Ausgleichskegelräder auch auf das andere Antriebsrad. Das Fahrzeug kann dadurch ins Schleudern geraten . Zur Vermeidung solcher Situationen wurden zwei Einrichtungen geschaffen: 1. Differentialsperren, die von Hand oder mit einem Fußhebel eingerückt, die freie Ausgleichsbewegung des Differentials sperren. 2. Sperr- oder Selbstsperrdifferentiale. die zum Unterschied zu den üblichen leichtgängigen Ausgleichsgetrieben bis zu einem bestimmten Grad schwergängig gehen und plötzlich auftretende einseitige Drehzahlerhöhungen an den Treibachsen abbremsen.

T= Tt -t,

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• I

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Abb.Ll.I . Drehmomentengleichgewicht an einem Achsantrieb mit einem Differential ohne Sperrwirkung. 1 Tellerrad ; 2 Differentialkorb ; 3 Ausgleichskegelräder; Index I bezeichnet die linke Seite; Index r bezeichnet die rechte Seite.

11.1 Differentialsperren

405

11.1 Differentialsperren In Kap. 9 wurden bereits verschiedene formschlüssige Differentialsperren gezeigt: Abb. 9.7,9.15,9.16,9.19-9.21 : Klauenverzahnung mit Schiebemuffe. Abb. 9.8-9.10, 9.46, 9.47: Schiebemuffe mit Klauenstirnverzahnung. Abb. 9.11-9.14, 9.17, 9.22: Unter Last ausrückbare Schiebemuffe mit Bogenstirnverzahnung (Spiromatic), Schiebemuffe mit Kugelverriegelung. In Abb.11.2 bis 11.4 sind drei weitere formschlüssige Differentialsperren speziell von Schleppertriebwerken dargestellt. Die Bedienung erfolgt mit Fußhebel; sie kann während der Fahrt, aber nur bei kleiner Relativdrehzahl zwischen rechtem und linkem Rad erfolgen. Bei der Ford-Konstruktion - Abb.11.2 - werden die beiden Seitenkegelräder 5 im Inneren des Ausgleichsdifferentials miteinander verriegelt, indem das Mittelteil 4 durch den Fußhebel 1 und die Stange 2 nach links geschoben wird, bis es in beide Keilwellenprofilbohrungen der Seitenkegelräder 5 eingreift . Zwischen Mittelteil 4 und Stange 2 befindet sich eine Feder 6, so daß der Fußhebel auch durchgedrückt werden kann , wenn die Sperrverzahnung anfänglich Zahn auf Zahn steht; sie schnappt dann einen Augenblick später in die nächste Lücke ein.

Abb.11.2 . Differentialsperre im Schleppertriebwerk Fordson Major. 1 Fußhebel; 2 Stange; 3 Rückholfeder ; 4 Mittelteil mit Keilwellenprofil ; 5 Seitenkegelräder mit Keilwellenprofilbohrung; 6 Feder , elastische Verbindung zwischen 2 und 4.

406

Abb .l1.3 . Stiftschaltung als Differentialsperre in ZFSchleppertriebwerk. 1 Schiebering; 2 Zylinderstifte; 3 halbkreisförmige Bohrungen im Differentialgehäuse und Kegelrad.

11 Differentialsperren und Selbstsperrdifferentiale

AnsichtinRichtung X Abb.ll.4. SalzmannSicherheitsdifferentialsperre. 1 Sperrstifte mit angeschrägten Enden; 2 V-förmige Aussparungen auf der Kegelradrückseite.

Abb . 11.5. Ausschnitt aus Schlepper-Triebwerk ZF T 6600. Kraftschlüssige Differentialsperre durch hydraulisch betätigte Lamellenkupplung.

11.1 Differentialsperren

407

Die ZF-Leichtgangschaltung (Stiftschaltung), die sich als Schaltkupplung in Schlepper-Stufengetrieben bewährt hat , eignet sich auch als Differentialsperre, Abb. 11.3. Die Stifte 2 liegen lose und mit großem Spiel in ihren halbkreisfcirmigen Bohrungen und werden durch den Schiebering 1 in die halbkreisförmigen Gegenbohrungen auf der Rückseite des Seitenkegelrads geschoben. Diese Gegenbohrungen sind angesenkt, wodurch die abgerundete Kuppe des Stifts wie von einem Trichter eingefangen wird; s. auch Abb. 9.48. Zum Schutz gegen Überbeanspruchung und Verspannung im gesperrten Zustand wurde die Salzmann-Sicherheitsdifferentialsperre entwickelt, Abb. 11.4 die z. B. nachträglich in Massey Ferguson MF.35 und Fordson Dexta Schlepper eingebaut werden kann . Die an ihren Enden angeschrägten Sperrstifte 1 greifen in V-förmige Nuten 2 auf der Rückseite des Seitenkegelrads ein. Wenn bei Überbeanspruchung die vom Kegelrad über die Schrägflächen aufgebrachte Axialkraft größer als die Federkraft wird, öffnet sich die formschlüssige Verbindung. Für schwere Schlepper und Baufahrzeuge, die unter Relativdrehzahl und unter Last gesperrt werden sollen, stellen John Deere-Lanz Dubuque Tractor Works, USA [120) und Zahnradfabrik Friedrichshafen AG, Abb. 11.5, kraftschlüssige Differentialsperren mit hydraulisch betätigten Lamellenkupplungen her. Sie werden mit Hilfe des Öldrucks aus dem hydraulischen System des Schleppers über ein durch Hand oder Fuß zu betätigendes Steuerventil ein- und ausgerückt. Mit dem Öldruck kann die Anpreßkraft variiert werden, so daß die Lamellenkupplung zugleich einen Überlastungsschutz darstellt. In langsam laufenden Baufahrzeugen, wie Grader und Scrapper (Abb. 8.3) findet man verschiedentlich NO-SPIN-Differentiale von Dyneer /Tractech, Abb.11.6 . Bei Geradeausfahrt wird das am Tellerrad eingeleitete Drehmoment vom Differentialbol-

SI

Abb.l1.6. No-SPIN-Differential von Dyneer/Tractech.

408

ll Differentialsperren und Selbstsperrdifferentiale

zen D über formschlüssige Klauenstirnverzahnungen K auf zwei seitliche Ringe R und von dort aus auf die linke und rechte Steckwelle S übertragen. Das Differential ist dabei gesperrt. Bei Kurvenfahrt findet kein kontinuierlicher Drehzahlausgleich statt. Der Ring R auf der kurvenäußeren Seite (mit dem kleineren Drehmoment) verschiebt sich axial nach außen , die formschlüssige Verbindung K mit dem Differentialbolzen D öffnet sich und die Drehmomentübertragung auf dieser Seite wird unterbrochen. Das Antriebsdrehmoment wird jetzt nur noch über den anderen Ring auf die kurveninnere Seite übertragen . Ein ständiges Zurückschnappen des geöffneten Rings R von Zahn zu Zahn wird durch einen Synchronring S verhindert, so daß dieser Ring erst bei Gleichlauf wieder einrücken kann.

11.2 Selbstsperrdifferentiale, Querdifferentiale Die Sperrwirkung der Sperr- oder Selbstsperrdifferentiale beruht auf einer "inneren" Reibung (Bremsung) der Ausgleichsbewegung. In den ausgeführten Konstruktionen [115-123J hat man verschiedenste Mittel für das "Sperren" benutzt, z. B. Reibungskräfte mit Hilfe von Schnecken, Reibelementen und Kurvenscheiben mit hemmenden Gleitsteinen, Freilaufeinrichtungen, hydraulische Mittel sowie eine Verlagerung des Kraftangriffspunkts und eine Begrenzung des Drehzahlunterschieds. Hiervon haben sich insbesondere die Selbstsperrdifferentiale mit Reibelementen (wie Lamellen-, Einscheiben- und Konusbremsen) durchgesetzt, da diese weich und gleichmäßig greifen und beherrsch- und reproduzierbare Sperrwirkungen ergeben. Der grundsätzliche Aufbau dieser Selbstsperrdifferentiale geht aus Abb.l!.? hervor. Solange das Fahrzeug geradeaus fahrt und sich beide Achswellen gleich schnell drehen (Drehzahl n), arbeitet das Selbstsperrdifferential wie ein Verteilergetriebe ohne

n ± f1n l, _ _ T ± TB r Z

~

TB

~

TO+ Tv + TF

Abb.I!.7. Aufbau eines Selbstsperrdifferentials. T Antriebsdrehmoment am Differentialgehäuse (Tellerradmoment) ; Tb T, Antriebsdrehmoment der linken , rechten Achswelle; TB Gesamtbremsmoment; TD lastabhängiges Bremsmoment, ausgelöst durch speizende Druckringe ; T v lastabhängiges Bremsmoment, ausgelöst durch Verzahnungsspreizkräfte ; TF konstantes Bremsmoment durch Federkraft.

409

11.2 Selbstsperrdifferentiale, Querdifferentiale

jede Sperrwirkung. Das Eingangs- oder Tellerraddrehmoment T verteilt sich mit je TI2 auf beide Räder. Erst wenn sich bei Kurvenfahrt oder infolge eines durchrutschenden Rads ein Drehzahlunterschied ±~n zwischen linker und rechter Seite ergibt, beginnen die einzelnen Bremsmomente der Reibungskupplungen im Innem des Sperrdifferentials zu wirken und versuchen, die freie Ausgleichsbewegung zu bremsen oder zu erschweren. Dadurch verteilt sich das Tellerraddrehmoment T ungleichmäßig auf die beiden Räder: Das Rad mit der größeren Drehzahl n + ~n (Kurvenaußenseite oder durchrutschendes Rad mit der schlechteren Bodenhaftung) erhält die kleinere Drehmomenthälfte (T - T B)12 und das andere Rad mit der kleineren Drehzahl n - Sn (Kurveninnenseite, nicht durchrutschendes Rad mit der besseren Bodenhaftung) erhält somit die größere Drehmomenthälfte (T + T B)I2 , wodurch sich im Vergleich mit einem üblichen Ausgleichsgetriebe die Zugkraft des Fahrzeugs insgesamt erhöht. Das Bremsmoment TB = T» + T v + T p setzt sich aus lastabhängigen und aus konstant wirkenden Momenten zusammen, Abb.11.7. Die lastabhängigen Bremsmomente To + Tv werden durch Reibungskupplungen erzeugt, die von DifTerentialbolzen über Schrägflächen und Auflaufnocken oder von den Spreizkräften der Kegelradverzahnungen zusammengedrückt werden , während die konstant wirkenden Bremsanteile Tp vorwiegend durch die Anpreßkräfte von Schrauben- oder Tellerfedem aufgebracht werden . Die Größe von T» + Tv gegenüber Tp und die Abstimmung beider Anteile untereinander ist sehr entscheidend für die gute Wirkungsweise des SelbstsperrdifTerentials. TB =

T» + Tv + Tp , I

'-v--"

I konstant lastabhängig mit T D lastabhängiges Bremsmoment, ausgelöst durch spreizende Druckringe, Tv lastabhängiges Bremsmoment, ausgelöst durch Verzahnungsspreizkräfte und T p konstantes Bremsmoment durch Federkraft. Das bezogene Bremsmoment TB/T wird Sperrwert S (Gesamt-Sperrwert) genannt: S =TB/T,

z.B .

S=0,5=50 %.

Im folgenden wird einheitlich angenommen, daß das linke Rad immer schneller als das rechte dreht - dies entspricht dem Fahren in einer Rechtskurve oder mit einem durchrutschenden linken Rad - und daß die Bodenhaftung und somit das übertragbare Drehmoment (oder Zugkraft) am linken Rad kleiner als auf der rechten Seite ist, Abb . 11.8. Bei jeder diese r Annahmen gilt für das linke (kurven äußere oder weniger haftende bzw. durchrutschende) Rad als Beispiel n] = n

T-T

l-S

B - - 2 - T = -0,25 T + Sn mit T]= ---2-=

1

und für das rechte (kurveninnere oder stärker haftende) Rad als Beispiel n r = n - ~n

mit

"'=_ T +Tn =_l +S T =-075Tl 1 r 2 2 ,.

1 Das negative Vorzeichen kennze ichnet lediglich die Drehmomentrichtung: Tl und T, wirken entgegengesetzt zum Tellerr addrehmoment T.

410

11 Differentialsperren und Selbstsperrdifferentiale

Für die Beurteilung des Fahrverhaltens oder bei der Auswertung von Versuchsmessungen wird oft das Traktionsverhältnis, das ist das Verhältnis der beiden Raddrehmomente, herangezogen. t; 1 + S 3 1 + 0,5 --I- 0,5 1 Tl 1- S

'---v--" Beispiel

t; --1

bzw.

Tl 3-1 S =-T.-- =3+T=0,5 .

r: +

1

'---v--" Beispiel

In Abb. 11.8 sind für eine angenommene Rechtskurve - s. Pfeil am Tellerrad - die absoluten Drehzahlen und Drehmomente an jedem Einzelteil angeschrieben, beginnend mit + n und + T am Tellerrad. Bei symmetrischer Bauweise und gleicher Größe der linken und rechten Bremskupplungen sind der Differentialbolzen innen mit - T und die beiden Achskegelräder mit je + TI2 belastet. Auf der linken Achswelle wird durch die linke Bremskupplung das Moment - TBI2 ten Achswelle kommt dieses Moment + TBI2 =

~

= -

~

T abgesogen, auf der rech-

T hinzu, so daß letzten Endes die

beiden Antriebsräder links und rechts unterschiedliche Drehmomente Tl und T, haben.

(

Rechtskurve n

Abb.l1.8 . Drehz ahlen und Drehmomente am symmetrisch aufgebauten Selbstsperrdifferential beim Du rchfahren eine r Rechtskurve . Anpressung durch Druckringe, Verzahnungen und /oder Federn. 1) Linkskurve spiegelbildlich.

11.2 Selbstsperrdifferent iale, Querdifferentiale

411

Zur Kontrolle: Die Differenz zwischen rechts und links führt auf das im Differential wirkende Bremsmoment

t. :

1+ 8

Tl = - - 2-

1 -8 T +T = - 8 ' T = - TB' 2-

2

Die Summe der äußeren Momente muß Null werden :

T+ Tl+

t ;» T -1-8 -

2-T

1 +8 -2-T=O

11.2.1 Lastabhängige Selbstsperrdifferentiale mit Anpressung über Druckringe Das lastabhängige, zum Eingangsdrehmoment T proportionale Bremsmoment T 0 = S ' T berechnet sich nach Abb.l1.9 aus den Anpreßkräften der Reibungskupplungen a. Der Differentialbolzen b mit dem Halbmesser rb wird zwischen vier Schrägflächen c zweier Druckringe d gehalten, die ihrerseits durch die Mitnehmer e drehfest, aber axial verschieblieh mit dem Differentialkäfig f verbunden sind. Die Umfangskraft U des Differentialbolzens b übt über die Schrägflächen c der Druckringe d nach beiden Seiten in Richtung der Radachsen eine Spreizkraft H aus, die die Reibscheiben der Kupplungen a zusammenpressen und so das Übertragen eines Drehmoments T 0/2 je Kupplung ermöglichen. Aus dem Kräfte- und Momentengleichgewicht ergibt sich das Bremsmoment zu: U

To = 2 Hu mr = 2 2 cot tpumr = cotqJf-lmr /rb

T

~

S Hierin ist S der Sperrwert, qJ der Neigungswinkel der Schrägflächen, f-l der Reibwert, m die Anzahl der wirksamen Reibflächen je Kupplung, rb der Hebelarm des Differenti albolzens bund r der mittlere wirksame Reibhalbmesser der Kupplung, der sich aus 2 r~ -

rf

r=- - - 3 r~ - rf

errechnet, wobei r»: der gemeinsame Außendurchmesser der Außen- und Innenlamellen und ri der gemeinsame Innendurchmesser der Außen- und Innenlamellen ist. Der Sperrwert S = cot tpumrir; ermöglicht einen genügend großen konstruktiven Spielraum für eine angepaßte Abstimmung: Mit z.B. qJ = 30°; f-l = 0,08; m = 4; rb = 64 mm ; rA = 75 mm und r i = 36 mm

2 Das negative Vorze ichen kennzeichnet lediglich die Drehmomentrichtung: Tl und T, wirken entgegengesetzt zum Tellerraddrehmoment T.

412

11 Differentialsperren und Se1bstsperrdifTerentia1e

U/2

Ansicht in Rich tung X auf Different ialbalzen b und Druck ringe o, und d r

a

Abb.11.9. a) Schema eines Se1bstsperrdifTerentia1s mit b) lastabhängiger Sperrung nur durch die Spreizkräfte H des DifTerentia1bo1zens. a Reibungskupplungen; b DifTerentialbo1zen mit dem Halbmesser 'b; c Schrägflächen mit dem Schrägungswinkel qJ, in a) durch Hohlpfeile angedeutet; d, und d, Druckringe mit den Schrägflächen c; e DifTerentia1käfig mit Tellerrad ; f Mitnehmer zur drehfesten Verbindung der Druckringe mit dem DifTerentia1käfig; r mittlerer Reibhalbmesser der Kupplungen a; N Normalkraft auf den DifTerentia1bo1zen b; UReaktionskraft des DifTerentia1bo1zens; H Spreizkraft des DifTerentia1bo1zens T=+1

Abb. 11.10. Drehmomentenverlauf bei Kurvenfahrt in einem lastab hängigen Selbstsperrdifferential nach Abb. 11.9 mit einem Sperrwert S = 0,5.

T=+1

1/ 12

1/ 11

Abb. 11.11. Drehmomente im lastabhängigen Selbstsperrdifferential bei exakter Geradeausfahrt

11.2 Selbstsperrdifferentiale, Querdifferentiale

413

und somit, = 57,7 mm erhält man einen Sperrwert S = 0,50; d. h. 50 % des Tellerradmoments T gehen über die beiden Reibungskupplungen a. Hieraus ergibt sich der in Abb. 11.10 gezeigte Drehmomentenverlauf. Bei ungleichen Raddrehzahlen verteilt sich das am Tellerrad eingeleitete Drehmoment T unabhängig von seiner Größe stets zu 75 % auf das eine (hier rechte) und zu 25 % auf das andere (linke) Rad . Abbildung 11.10 bestätigt die Feststellung, daß das rechte Rad mit guter Bodenhaftung stärker angetrieben wird, wenn das linke Rad infolge schlechter Straßenbeschaffenheit nur ein kleines Drehmoment auf den Boden bringen kann und gegebenenfalls durchrutscht. Durch die Reibungskupplungen und den Käfig wird also eine Art "Rückführung" bewirkt, im Beispiel von der Größe 2· 0,25 . T = 0,50 ' T. In Abb. 11.10 ist die Drehmomentverteilung innerhalb des Differentials angeschrieben. Man denke sich die Abbildungen 11.9a und 11.10 transparent übereinandergelegt. Bei exakter Geradeausfahrt, d. h. wenn keinerlei Ausgleichsbewegungen im Differential stattfinden, ergibt sich theoretisch folgender Drehmomentverlauf, Abb.11.l1. Dieser Zustand setzt neben exakter Geradeausfahrt eine vollständige Symmetrie zwischen linker und rechter Seite voraus: genau gleiche Bodenhaftung, gleiche Reifenhalbmesser usw. Bei kleinsten Unterschieden wird sich wieder der Drehmomentenverlauf gemäß Abb.11.8 bzw. 11.10 einstellen.

11.2.2 Lastabhängige Selbstsperrdifferentiale mit Anpressung über die Verzahnungen der Achskegelräder Durch die Verzahnungskräfte der Kegelräder entstehen ebenfalls lastabhängige Bremsmomente, Abb.11.12. Sie errechnen sich zu:

Tv =S 'T=

ur m tan

/)(0

'0

sin (j

T.

Hierin haben u, r und m dieselbe Bedeutung wie oben; /)( 0 ist der Eingriffwinkel der Kegelradverz ahnung, (j der Kegelwinkel und '0 der Teilkreishalbmesser der seitlichen Kegelräder. Das PKW-Beispiel mit den Werten /)(0 = 24°; (j = 58°; '0 = 42 mm ; u = 0,08; r = 57,7 mm und m = 4 Stück Lamellen-Reibflächen je Seite (bzw. eine entsprechend um zurechnende Einflächen -Konuskupplung, s. ausgeführte Konstruktion Abb. 11.33) führt auf einen Sperrwert von nur S = 0,167. Eine Erhöhung auf den dreifachen Wert S = 0,50 wäre mit m = 12 Stück Lamellen-Reibflächen je Seite möglich; der zugehörige Drehmomentenverlauf ist in Abb.11.13 dargestellt. Hier stellt sich die Zwischenfrage, ob ein Sperrwert von S = 0,5 nur über gesonderte Reibelernente, wie Lamellen- oder Konuskupplungen erreicht werden kann , oder auch allein über den Standgetriebe-Wirkungsgrad 1Jo, d. h. über die Reibungswiderstände der Kegelradverzahnungen und Lager. Diese Frage beantwortet Abb.11.14. Ein Kegelraddifferential verteilt die Drehmomente zunächst halbe /halbe auf die linke und rechte Seite . Durch die Schwergängigkeit in der Verzahnung ergibt sich innerhalb des Differentials infolge des Wälzleistungsflusses mit der Ausgleichsdrehzahl ±Ön ein Drehmomentunterschied zwischen links und rechts .

11 Differentialsperren und Selbstsperrd ifferentiale

414

Abb. 11.12. Selbstsperrdifferential mit lastabh ängiger Sperrwirkung nur durch die Verzahnungsspreizkräfte H der Kegelräder

Tr= +0.75

Abb.l1.13 . Drehmomentenverlauf bei Kurvenfahrt in einem lastabhängigen Selbstsperrdifferential nach Abb.l1.12 mit einem Sperrwert S = 0,5.

f r:t6=l t±:t±::l

r:;'r-:q

t:±:1±J

Abb.l1.14. Drehzahlen, Drehmomente und Leistungen im Kegelraddifferential mit Standgetriebe-Wirkungsgrad 1/0'

11.2 Selbstsperrdifferentiale, Querdifferentiale

415

T+T,+Tr=O, r. = 1]oT" 1 T= - -- T und r 1 + 1]0

1]0

T1=- -1+ T. 1]0

Hieraus berechnet sich das Bremsmoment und der Sperrwert zu:

1 - 1]0 TB=ITr- T1 1=-1 + T 1]0

'-v-'

S Das Traktionsverhältnis ist gleich dem Kehrwert des Standgetriebe-Wirkungsgrads

t;

1

t;

1]0

Der über den Standgetriebe-Wirkungsgrad 1]0 = 1]121]L1]23 , d.h. der über die Schwergängigkeit der Kegelrad-Räderkette allein erzeugte Sperrwert S ergibt sich aus Tabelle 11.1.

Tabelle 11.1. Zusammenhang zwischen Standgetr iebe-Wirkungsgrad, Drehmomenten, Traktionsverhältnis und Sperrwert. 1/0

TA

r,

T,

I TBI

T/T,

S(%)

1,0 a 0,90 0,80 0,70

+1 +1 +1 +1

-0,50 -0,53 - 0,56 - 0,59

-0,50 - 0,47 -0,44 - 0,41

0 0,06 0,12 0,18

1,0 1,1 1,3 1,4

0 6 12 18

+1 +1 +1 +1

- 0,63 -0,67 - 0,71 -0,725

-0,37 -0,33 - 0,29 -0,275

0,26 0,34 0,42 0,45

1,7 2,0 2,4 2,64

26 34 42 45

+1 +1 +1

-0,75 - 0,77 -0,83

- 0,25 - 0,23 - 0,17

0,50 0,54 0,66

3,0 3,3 4,9

50 54 66

+1 +1 +1

- 0,86 - 0,875 - 0,90

- 0,14 -0,125 -0,10

0,72 0,75 0,80

6,0 7,0 9,0

72 75 80

+1 +1

- 0,91 -1 ,0

-0,09 0

0,82 1,0

10,1

82 100

0,60 0,50 0,40 0,38

c c c

c, d

0,33 0,30 0,20 0,16 0,14 0,11 0,1

ob

e

Interpretation der Zahlenergebnisse a 1/0 = 1,0; d. h. freies, ungcsperrtes Ausgleichsgetriebe. b 1/0 = 0; d. h. Selbsthemmung; das Selbstsperrdifferential wird zu einer totalen Differentialsperre (Extremfall) und das Ant riebsdrehmoment wird nur auf ein Rad übe rtragen. c 1/0 = 0,60 bis 0,38 mit Sperrwert S = 26 bis 45 % entspricht der Auslegung von Selbstsperrdifferentialen für PKW. d 1/0 = 0,38 mit S = 45 % = Auslegung für Baumaschinen und Schlepper. e 1/0 = 0,14 mit S = 75 % = Auslegung für Gel ändefahrzeuge (Allrad)

11 Differential sperren und Selbstsperrdifferentiale

416

Aus dieser Kolonne geht hervor, daß ein vernünftiger Sperrwert von S = 0,5 nur mit einem Standgetriebe-Wirkungsgrad von 110 = 0,33 erreicht werden könnte . Die beiden Kegelradverzahnungen müßten also beim Wälzen einen Verlust von 67 % haben . Das ist nicht möglich . Auch bei Schnecken und Schneckenrädern ist es fraglich, ob ein solches 110 erreicht und gehalten werden kann . Bei diesen hohen Verlusten ist auch mit einer schnellen Glättung in den Verzahnungen und mit großen Streubereichen zu rechnen.

11.2.3 Federbelastete Selbstsperrdifferentiale Bei federbelasteten Selbstsperrdifferentialen drücken Teller-, Schrauben- oder andere Federn die Reibflächen zwischen den Achswellen- und dem Differentialkäfig mit der Kraft F zusammen: Abb.l1.15. Die Größe der Reibmomente in den Kupplungen hängt von den frei wählbaren Federkräften F ab. Für nur durch Federkraft belastete Einscheiben- oder LamellenKupplungen erhält man für das Bremsmoment T p = 2 Furm = const.

Der Drehmomentverlauf in Abb. 11.16 ähnelt zunächst dem des lastabhängigen Sperrdifferentials von Abb. 11.13. Die folgende Diskussion der Fahreigenschaften zeigt jedoch eine ganz andere Charakteristik.

" r---

--..... ~ F

. 1'.

V 2. I

r F

n

/

.-

I

TrI 2 I

I

"

I

1/

Abb. 11.15. Selbstsperrdifferential mit Sperrwirkung durch nur mit Federn belastete Kupplungen.

[ : 1.0010.601

Jrl2 =-0,25 1-0,25)1

Abb .11.16 . Drehmomentenverteilung bei Kurvenfahrt in einem federbelasteten Selbstsperrdifferential nach Abb .11.15 .

11.2 Selbstsperrdifferentiale, Querdifferentiale

417

11.2.4 Fahreigenschaften Für die Wirkung des lastabhängigen Sperrdifferentials auf die Fahreigenschaft des Fahrzeugs ist es grundsätzlich gleich, ob das lastabhängige Bremsmoment T D + T v nur von den Spreizkräften der Differentialbolzen, Abb.11.9 , oder von denen der Kegelradverzahnungen, Abb.11.12, oder aber von beiden erzeugt wird. Bei gleich großen Reibungskupplungen und den üblichen Platzverhältnissen ist der "Druckring-Sperrwert" jedoch etwa drei- bis fünfmal so groß wie der "Verzahnungs-Sperrwert", so daß für große Sperrwerte (8) 0,3) die Anpressung der Reibungskupplungen durch die Differentialbolzen zu empfehlen ist. Diese Bauart bietet außerdem den Vorteil, daß die Anpreßkräfte der Reibungskupplungen und der Verschleiß in diesen von den Zahneingriffen der Kegelräder ferngehalten werden. Der Sperrwert ist weitgehend von der Drehzahl und Belastung unabhängig und hängt nur von den geometrischen Maßen der Kupplungen und deren Reibwert 11 ab. Die lastabhängigen Sperr- oder Bremsmomente T D + T v sind immer dem Eingangsdrehmoment T am Tellerrad proportional; sie stehen zu diesem in einem gleichbleibenden prozentualen Verhältnis. Dadurch paßt sich die Sperrwirkung dem veränderlichen Motordrehmoment an und steht in den einzelnen Gangstufen gleichermaßen zur Verfügung: z. B. mit 50 %des großen Tellerradmoments im 1. Gang beim Anfahren unter Vollast mit einem durchdrehenden Rad und ebenso mit 50 % des kleinen Tellerradmoments im direkten Gang bei großer Geschwindigkeit unter Teillast in einer Kurve. Bei Kurvenfahrt wird auf das kurveninnere Rad ein größeres Drehmoment als bei Geradeausfahrt verteilt ; das Fahrzeug erhält dadurch einen größeren Antrieb auf der kurveninneren Seite und drängt wieder zum Geradeausfahren. Das Lenkverhalten wird auf diese Weise stabilisiert und eine Schleuderneigung abgebaut. Andererseits erschwert sich das Hineinkommen in eine sich fortsetzende Kurve. Das Fahrzeug will verstärkt nach außen fahren , so als ließe es sich "schwerer lenken" oder hätte eine zu große Geschwindigkeit. Diese vom Selbstsperrdifferential hervorgerufene Neigung des Fahrzeugs, nach außen zu fahren, wirkt sich jedoch nicht nachteilig aus, da der Fahrer hierauf unwillkürlich entweder mit einem kräftigeren Lenkeinschlag oder aber mit einem "Gaswegnehmen" reagiert; durch das Drosseln des Motors verringert sich das Tellerradmoment T und im gleichen Verhältnis schwächen sich auch die Bremsmomente in den lastabhängigen Reibungskupplungen selbsttätig ab. Wenn beim Verlassen der Kurve das Fahrzeug wieder beschleunigt wird, wachsen mit dem Tellerradmoment auch die Sperrmomente T D + T v und unterstützen das Hineinkommen in die Geradeausfahrt. Nachteilig ist jedoch einmal, daß beim Anfahren erst das Öl zwischen den Reibbelägen oder Lamellen verdrängt werden muß , ehe sich ein Sperrmoment in den lastabhängigen Reibungskupplungen aufbauen kann . Zum anderen ist auch die Zugkraft des Rads mit guter Bodenhaftung klein , wenn das andere Rad infolge schlechtester Bodenhaftung (längere Eisstrecke) fast kein Moment übertragen kann . Aus diesen Gründen ist ein Vorspannen der Reibungskupplungen nötig. Es genügt, wenn man in jedes Lamellenpaket eine Tellerfeder oder eine federnde Sinuslamelle einfügt (s. Abb. 11.30). Das nur federbelastete Sperrdifferential bietet den Vorteil einer einfachen Bauweise. Außerdem sind hierbei die Reibungskupplungen immer geschlossen; das Bremsmoment T F braucht sich nicht erst durch Schließen der Kupplungen aufzubauen und ist selbst dann wirksam, wenn ein Rad seine Bodenhaftung völlig verliert. In Abb. 11.16 ist das am Tellerrad im 1. Gang bei Vollast eingeleitete maximale Drehmoment mit T= 1,0 eingetragen. Die beiden Kupplungen sind auf je 0,25 eingestellt, was bei dieser maximalen Belastung einem .Feder-Sperrwert" von

418

ll Differential sperren und Selbstsperrdifferentiale

8 = 2 . 0,25 = 0,50 = 50 % entspricht. Die Drehmomentverteilung bei der Kurvenfahrt ergibt dann am rechten Rad T, = -0,75 und am linken Rad Tl = - 0,25. Die eingeklammerten Werte inAbb.l1.16 geben die Drehmomentverteilung wieder, die sich einstellt, wenn das Eingangsdrehmoment T am Tellerrad infolge Gangwechsels im Schaltgetriebe oder infolge Teillast auf etwa die Hälfte , z. B. auf T= 0,60 absinkt. Da die beiden Reibungskupplungen unverändert auf je 0,25= const. eingestellt sind , wird das linke Rad mit Tl = -0,05 (das sind nur 8,3 %des Tellerraddrehmoments T= 0,60!) und das rechte Rad mit T, = - 0,55 (= 91,7%) angetrieben. Das entspricht einem Sperrwert von 83 %! Das Selbstsperrdifferential verwandelt sich nahezu in eine Starrachse, die nur einseitig ein Drehmoment abgibt, oder - mit anderen Worten - das Fahrzeug wird nur über ein Rad angetrieben. Infolge dieser Wirkungsweise der federbelasteten Sperrdifferentiale darf das konstante Bremsmoment Tp nicht zu groß gewählt werden: Tp "" 0,1 bis 0,2Tmax am Tellerrad im 1. Gang.

11.2.5 Auslegungsspielraum Selbstsperrdifferentiale sind Getriebe mit "absichtlich schlechtem Wirkungsgrad". Sie nehmen eine MittelsteIlung zwischen den leichtgängigen Ausgleichsgetrieben (8 = 0) und den vollgesperrten Differentialsperren (8 = 1) ein . Wie groß ist der Spielraum für eine optimale Auslegung ? Abbildung 11.17 zeigt die mit den verschiedenen Differentialen maximal übertragbaren bezogenen Drehmomente (gleichbedeutend mit Zugkräfte) über dem bezogenen

2,0 r--,---,---,---,-----..

"

o ~

1,81--- +---+---+---...}L....,,L----J

g' v> N ='" ",

~ ~ 1,61--

+---+-

_ e: e: '" ~ E ~

'"

E.5:

1,41--- +-- 7I'-/ - + -I--+- --j g: ~ ~ 1,2 r-----;,(- f--Y--/ ----t'---+----J .c e: ~

2?i .cN

g=

Bfii

~~

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"'=0

0 co.c

V>

e: '" .g: =

=:; ~ 0,6 I-1h 'I-+--+-- - + ---+---j 0

",,"

Ec

:-g

~ 0,4 tr-I'I+--Y----+--

cc

0

-+-

--+-

--j

c: E ",.c

.1; ':" =::' 02 ' J--ff--+--j- - i-- +-----j _

'E

V>

.g

o

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

Verh ält nis TI/Tr mO' des Drehmoments Tl des durchrutsch enden Rodes zu dem maximal en tsprech end der Bodenb esch affenheit übertragbaren Drehmomen t Tr mO'

Abb. 11.17. Auf den Boden übertragbares Moment bei verschiedenen Differentialen. St Starrachse ; LF Differential mit lastabhängiger und konst anter Sperrung; L Differential mit nur lastabhängiger Sperrung; F Differential mit nur federbelasteter Sperrung; D leichtg ängiges Differential ohne Sperrung; a Maß für Drehmomentsteigerung durch Schwergängigkeit; b Maß für verbleibende Leichtgängigkeit.

11.2 Selbstsperrdifferentiale, Querdifferentiale

419

Haft- bzw. Rutschmoment des linken Rads . Dabei soll das rechte Rad eine gute Bodenhaftung (trockene, griffige Straße) haben und erst bei einem Drehmoment T, = Tr rnax = 0,5 seine Haftgrenze erreichen. Das linke Rad beginnt je nach Bodenbeschaffenheit bereits bei Drehmomenten Tl < T, rnax = 0,5 zu rutschen oder ist auch bei Kurvenfahrt mit TI < Tr rnax = 0,5 belastet. Die Gerade St (Starrachse) zeigt die obere Grenze, oberhalb der beide Räder (das rechte mit T, = T,rnax = 0,5, und das linke mit o< Tl < T, rnax = 0,5) durchrutschen. Diese Grenze kann also kein Fahrzeug mit noch so starkem Motor und Starrachse überschreiten. Die Ursprungsgerade D gilt für das zwanglose Ausgleichsgetriebe mit T rnax = 2Th d. h. die mit beiden Treibrädern auf den Boden gebrachten Drehmomente sind - wie bereits beschrieben - im Höchstfall doppelt so groß wie das Drehmoment am linken Rad mit der schlechten Haftung. Die steilere Gerade L gilt für das lastabhängige und die parallel verschobene Gerade F für das federbelastete Selbstsperrdifferential. Die Kombination beider wird durch die Gerade LF wiedergegeben. Der senkrechte Abstand (s. Maß a) zwischen L , F oder LF und der Geraden D verdeutlicht die Drehmoment- bzw. Zugkraftsteigerung dieser Sperrdifferentiale gegenüber dem üblichen zwanglosen Ausgleichsgetriebe. Der senkrechte Abstand nach oben (s. Maß b) bis zur Geraden St ist dagegen ein Maß für die verbleibende Leichtgängigkeit der Ausgleichsbewegung . Der lastabhängige Sperrwert S sowie das durch Federkraft erzeugte Bremsmoment TB = T F sind so abzustimmen, daß das Selbstsperrdifferential in seinem ihm zugedachten Wirkungsbereich, der bei kleinen Tl-Werten liegt, einerseits eine ausreichende Drehmomentsteigerung bringt und andererseits eine ausreichende Leichtgängigkeit der Ausgleichsbewegung erhalten bleibt.

11.2.6 Lastabhängige Selbstsperrdifferentiale mit vorgespannten Reibungskupplungen Die Kombination einer lastabhängigen und einer konstant federbelasteten Selbstsperrung ergibt eine technisch optimale Lösung, die die Vorteile beider Systeme vereinigt und die Nachteile vermeidet, Abb. 11.18. Durch die Lastabhängigkeit bleibt die proportionale Anpassung des Bremsmoments an die jeweilige Größe des Tellerradmoments erhalten und durch eine verhältnismäßig kleine Federvorspannung ist das Differential immer "sperrbereit". Verfolgt man an den Getriebeeinzelteilen in Abb. 11.18 den Drehzahl-, Drehmoment- und Leistungsverlauf, so ergibt sich die in Abb. 11.19 gezeigte Drehmomentverteilung mit den in Tabelle 11.2 zusammengestellten Ergebnissen.

11.2.7 Wirkungsgrad Beim Vergleich der Leistungsverluste in einem zwangslosen Ausgleichsgetriebe (Index 1), einem Selbstsperrdifferential (Index 2) und einer Differentialsperre oder Starrachse (Index 3) sollen die üblichen Verluste , wie Reibung in den Lagern, Verzahnungen und an den Rückenflächen der Kegelräder , vernachlässigt werden. Damit kann der Wirkungsgrad des zwanglosen Ausgleichsget riebes '11 = 1 gesetzt werden. Bei Selbstsperrdifferentialen wird - gute Bodenhaftung vorausgesetzt - kein Schlupf zwischen Reifen und Straße angenommen. Die Leistungsverluste Pverl entstehen daher bei dieser Annahme ausschließlich im Innern des Differentials in den Reibungskupplungen a, die bei Kurvenfahrt infolge der Drehzahldifferenz das gewünschte Sperren bewirken:

11 Differentialsperren und Selbstsperrdifferentiale

420

TB T t, Tr - = -o+ - + 2 2 2 2

Abb. 11.18. Lastabhängiges Selbstsperrdifferential mit zusätzlichem konstanten Bremsmoment durch Federbelastung. Bezeichnungen wie in Abb.11.9.

gr

Abb. 11.19. Drehmomentenverteilung bei Kurvenfahrt mit einem Selbstsperrdifferential nach Abb. 11.18.

112

= 1-

P

TB Sn

Pver1 = 1 - ----r;z = 1 -

ßn

S~.

Die bezogene Drehzahldifferenz ßn /n ist bei durchrutschenden Rädern unbestimmt, während bei der Kurvenfahrt ohne Rutschen eine eindeutige geometrische Beziehung zum Kurvenhalbmesser R und der Spurweite W des Fahrzeugs besteht, Abb. 11.20.

ßn

W

n

2R m

'

Im Gegensatz hierzu tritt bei einem Fahrzeug mit eingelegter Differentialsperre (gleichbedeutend mit einer Starrachse) während der Kurvenfahrt zwangsläufig Schlupf allein zwischen Reifen und Straße auf. Der Wirkungsgrad beträgt hier 113 = 1 -

W

2"R '

11.2 Selbstsperrd ifferentiale, Querdifferentiale

421

Tabelle 11.2. Drehzahlen und Drehmomente im lastabhängigen Selbstsperrdifferentialen mit Federvorspannung Wirkstelle

Drehza hl

Drehmoment

e

n

T

gl

n+An

Tl = T - TB = 1 - S T 2 2

s,

n-An

T + TB 1 + S Tr = - - 2 - = -2- T

hl

n + An

tT

hr

n-An

tT

b

n

T

11

n

Ir

n

2 +4

Cl

n

ir

c,

n

tT

a,

n +An

TB = T DI2

ar

n -An

TB = T DI2

a;

n + An

TB = Ty/2

a'r

n -An

TB =

a;

n +An

TB = T F /2

n

TB = T F /2

a

rr

ar

a

r-

Sn

T

TD

2

4

T

TD

rcn

Bezeichnungen nach Abb. 11.18.

Der Unterschied zwischen den verschiedenen Wirkungsgraden wird am besten an einem Zahlenbeispiel deutlich, s. Tabelle 11.3. Die Zahlenwe rte zeigen, daß das Selbstsperrdifferential auch vom Wirkungsgrad her gesehen ein Komprorniß zwischen dem normalen Ausgleichsgetriebe und der Starrachse ist und eine Mittelstellung zwischen diesen beiden Extremen einnimmt. Darüber hinaus ist der Zeitanteil einer "ständigen Kurvenfahrt" mit R = 10; 20 oder 40 m so gering, daß man kurzum für den Wirkungsgrad eines Selbstsperrdifferentials immer 172 = 99 % setzen kann .

422

l l Differentia lsperren und Selbstsperrdifferentiale

Abb .I1.20. Drehz ahlen und Halbmesser bei Kurvenfahrt. Tabelle 11.3. Wirkun gsgrade von Differentialen bei Kurvenfahrten. Beispiel mit Sperrwert S= 0,5 und Spurweite W= 1,8 m Mittle rer Kurvenhalbmesser

Rm

Bezogene Drehz ahld ifferenz t!.nln

m 0,090 0,045 0,022 0,015 0,011 0,009 0,0

10 20 40 60 80 100 ood

a b C

d

Wirkung sgrad Normales Differen tial'

SelbstsperrDifferenti al"

Differentialsperre, Starrachsec

111

112

113

%

%

%

100 100 100 100 100 100 100

95,5 97,8 98,9 99,3 99,4 99,6 100,0

91,0 95,5 97,8 98,5 98,9 99,1 100,0

Verza hnungs- und Lagerverluste vernachl ässigt, s. Einleitung zu Abschn . 11.2.7. Verluste in den Kupplungen konzentriert angenommen. Verluste nur zwischen Reifen und Straße. Geradeausfahrt.

11.2.8 Belastung der Achswellen Das bei Selbstsperrdifferenti alen gegenüber den leichtgängigen Achsantrieben größere Drehmoment des kurveninneren oder haftenden Rads bringt eine größere Belastung der Achswellen, die vom Konstrukteur beim Festlegen der Achsquerschnitte zu berücksichtigen ist. Bei einem Sperrwert von S = 0,5 werden zum Beispiel 75 % des Eingangsdrehmoments auf die eine Achswelle übertragen, während die zweite Achswelle nur mit 25 % belastet wird. Bei nachträglichem Einbau eines Selbstsperrdifferent ials kann jedoch diese Mehrbelastung normalerweise von den Achswellen aufgenommen werden, da die Beanspruchung unter der übli chen Sicherheitsgrenze liegt.

11.2.9 Unsymmetrische Selbstsperrdifferentiale In den bisher beschriebenen Selbstsperrdifferentialen sind die Reibungskupplungen immer paarweise symmetrisch angeordnet. Dadurch ist das Drehmoment, das der Dif-

11.2 Selbstsperrdifferentiale, Querdifferentiale

423

ferentialbolzen auf die Ausgleichsräder überträgt, stets gleich dem Eingangsdrehmoment T, und die Sperrwirkung ist in beiden Kurvenrichtungen (links und rechts) gleich groß. Es sind auch Selbstsperrdifferentiale mit nur einer mechanischen (lastabhängigen und/oder konstant federbelasteten) Reibungskupplung oder mit nur einer Viskosekupplung bekannt, die unsymmetrisch zwischen dem Differentialgehäuse und einer Achswelle oder zwischen den beiden Achswellen eingebaut ist. Die Asymmetrie bewirkt, daß die Ausgleichsräder je nach Kurvenrichtung verschieden stark belastet werden, oder daß sogar der Sperrwert in der einen Drehrichtung einen anderen Wert annimmt als in der anderen Drehrichtung. Diese Fälle sind in den folgenden Abbildungen getrennt erläutert. Zunächst das unsymmetrische lastabhängige Selbstsperrdifferential mit nur einer Reibungskupplung auf der rechten Seite, Abb. 11.21. Die Drehzahlen und Drehmomente sind unverändert am Tellerrad n und T,

I-S

am kurvenäußeren Rad n + I:1n und - - 2 - T.

S T am kurven inneren Rad n - I:1n und _ 1 + 2 . Da links keine Reibungskupplung wirkt, ist das Drehmoment am linken Achskegelrad gleich dem negativen linken Kegelraddrehmoment und zwischen Differentialbolzen und Schrägauflauftläche ergibt sich daraus der doppelte Wert: (1 ± S) T. Das obere Vorzeichen gilt für die Linkskurve, das untere für die Rechtskurve. Aus diesen beiden Werten berechnen sich dann über die Anpreßkräfte - vgl. Abb. 11.9 - die wirksamen Drehmomente in der rechten Reibungskupplung zu:

U

I±S

TB = S ' T= Humr = 2" coup umr = -a- T.

Hieraus folgt für den Sperrwert 1 S= a =+= 1 mit der Abkürzung

a=

cot tp u mr

.

Beispiel: a = 2,333; das entspricht einer mittleren geometrischen Auslegung , so daß SI nicht zu groß und Sr nicht zu klein wird. Für die Linkskurve ergibt sich in diesem Beispiel: 1 1 Sperrwert: SI =~= 2,333 -1 = 0,75. Drehmomente (Abb. 11.22):

T = + 1, Tl = -0,875, Tr = -0,125,

424

11 Differentialsperren und Selbstsperrdifferentiale n T

Abb.l1.21. Drehzahlen und Drehmomente im unsymmetrischen lastabhängigen Selbstsperrdifferential mit nur einer Reibungskupplung (Bremsmoment TB) auf der rechten Seite . Obere Vorzeichen: Linkskurve; untere Vorzeichen : Rechtskurve .

T= +1

b)

Tl =- 0.35

Tr = - 0.65

Abb. 11.22. Drehmomentverteilung im unsymmetrischen Different ial nach Abb. 11.21 a) beim Durch fahren einer Linkskurve, b) beim Durchfahren einer Rechtskurve.

11.2 Selbstsperrdifferentiale, Querdifferentiale

425

Für die Rechtskurve stellen sich dagegen folgende Werte ein: 1 Sperrwert: SI = a + 1

=

1 2,333 + 1

Drehmoment (Abb. 11.23):

0,30 .

+ 1, Tl = -0,35 , Tc = -0,65, T =

Rechtskurve

Linkskurve

'\

=

n T= +1

n T=+1

0,5

Voll-Last, Telle rrad T= l

Voll-Last. Te llerrad T= 1

n

n

T = + 0,75

T =+0,75

0,25

n- t.n

n - t.n

I, = - 0,625

Tl =- 0,625

JA- Last, Tell errad T= 0,75

3/4 -Lust , Te llerrad T= 0,75

n

n

T=+0,5

T=+0,5

l!z - Last, Tellerrad T=0,5

1/2 - Last , Tellerrad T= 0,5

Abb. 11.23 . Unsymme trische s Selb stsperrdifTerent ial mit nur einer kon stant federbelasteten Reibungskupplung zwisc hen Differenti algehäuse (Korb) und Achswelle. Oben : VolJast; Mitte: 3/4-Last; unt en : II2-Last. Links: Durchfahren einer Linkskurve; rech ts: Durchfahren einer Rechtskurve.

II Differentialsperren und Selbstsperrdifferentiale

426

Diese großen Unterschiede zwischen Links- und Rechtskurvenfahrt dürften sich auf das Lenkverhalten auswirken und sind fahrzeugtechnisch kaum vertretbar. Anders verhält sich das einseitig unsymmetrische Selbstsperrdifferential mit nur einer mechanischen, konstant federbelasteten Reibungskupplung, oder nur einer Viscosekupplung konstanten Moments. In Abb. 11.23 ist die Reibungskupplung zwischen dem Differentialgehäuse (Korb) und einer Achswelle angeordnet; Drehzahldifferenz = Sn, Sperrwert S= TB/T. Das Bremsmoment beträgt beispielsweise TB = 0,5 = const. In Abb. 11.25 befindet sich dagegen die Reibungskupplung zwischen

Linkskurve

Rechtskurve

n T=+l TB= 0,25

TB= 0,25

n - t::.n

n- t::.n

Tr=-0,75 voll - Lost, Tellerrod T= 1

Voll -Lost, Tellerrod T= 1

n

n

T =+ 0,75

T=+0,75

n- t::.n

n+t::.n

Tr =-0 ,1 25

Tl =-0,625

J!4- Lost , Te llerrod T= 0,75

TB ~

Tr = -0 ,625

Tl = - 0.1 25 JA - Last , Tellerrad T= 0,75

n

n

T= +0,5

T=+0,5

0,25

TB= 0,25

n - t::.n

Tr =- 0,5

Tr=O l!Z-Last, Tell errad T=0,5

1/z-Last, Tellerrad T = 0,5

Abb . 11.24. Unsymmetrisches Selbstsperrdifferential mit nur einer konstant federbelasteten Reibungskupplung zwischen linker und rechter Achswelle. Vgl. Abb . 11.23 .

11.2 Selbstsperrdifferentiale, Querdifferentiale

427

den beiden Achswellen; Drehzahldifferenz = 2 iln ; S = 2 T BI T; d. h. das für eine bestimmte Sperrwirkung erforderliche Bremsmoment ist nur halb so groß: TB = 0,25 = con st. Die angeschriebenen Zahlenwerte gelten für TB = 0,5 (Abb. 11.23) bzw. TB = 0,25 (Abb . 11.24) bei Links- und Rechtskurvenfahrt und für Voll-, 3/4 _ und Ijz-Last (T = 1/0,75/0,5). Die Drehmomentverteilung nach außen auf die Ant riebsräder ist in beiden Richtungen gleichwertig, nur spiegelbildlich vertauscht. Im Kegelradsatz von Abb. 11.23 sind lediglich die Drehmomente bei Links- und Rechtsfahrt unterschiedlich groß, was sich nach außen hin aber nicht auswirkt. Eine praktische Anwendung hat das einseitig unsymmetrische Selbstsperrdifferential von Abb . 11.23 in dem ElektroHydraulischen Sperrdifferential EH 500 von ZF gefunden, Abb . 11.25 . Die Außen- und Innenlamellen sind - wie oben beschrieben - drehfest mit dem Differentialgehäuse und einer Achswel1e verbunden. Die hydraulische Betätigungskraft für die Lamellenkupplung und somit die erzeugte Sperrwirkung wird elektronisch in Abhängigkeit der Raddrehzahlen, des Lenkwinkels, des Bremssignals, der Fahrgeschwindigkeit, der Beschleunigung und der Dros selklappenstel1ung geregelt. Die axiale Krafteinleitung zur Sperrung des Differentials bei unterschiedlichen Drehzahlen (Schlupf) der Antriebsräder erfolgt aus einem Ring kolben 5, welcher stati sch im Achsgehäuse bzw. Gehäusedeckel 6 integriert ist. Bei Druckbeaufschlagung des Ringkolbens 5 mit Öl wird die Betätigungskraft über ein Axiallager auf einen mit dem Differential rotierenden Druckring 8 übertragen. Durch sechs gleichmäßig am Umfang verteilie und im Differentialdeckel geführte Zylinderrollen 9 wird die Betätigungskraft über eine dem Lamellenpaket vorgelagerte Druckscheibe in die Lamellenkupplung eingeleitet. Bei Sperrung des Differentiales wird die zusammengepreßte Lamellenkupplung am Kegelradrücken des Achskegelrades 2 abgestützt. Um die aus der Betätigungskraft entstehende Axialbewegung des Kegel rades in Richtung Differentialmitte zu verhindern, dient als Kraftrückführung eine Verschraubung des Abtriebsflansches mit einer Gewindescheibe 1. Die auf die Lamellenkupplung wirkende Betätigungskraft wird somit über diese Verschraubung über ein Axiallager am Achsgehäuse abgestützt. Anwendungsgebiet: Einbau in Achsgehäusen von PKW, Sportwagen und Nutzfahrzeugen zur Antriebsschlupfregelung, für Hinterachsantrieb und auch Frontantrieb geeignet, Alternative zu Bremseingriff. Technische Merkmale: Automatische, stufenlose Regelung des Sperrwertes zwischen 0 und 100 %, kompatibel mit Antiblockiersystem (ABS), Verbesserung der Traktion und der Fahrstabilität, einfache Anpassung des Achsgehäuses zur Aufnahme des EH-Sperrdifferentials. Technische Daten: Eingangsdrehmoment am Tellerrad max . 5000 Nm, Sperrmoment der Lamellenkupplung: bei neuen Lamellen mit J.l = 0,15 max . 4000 Nm, bei eingelaufenen Lamellen mit J.l = 0,09 max . 2400 Nm, Betriebsdruck max . 40 bar, Ölvolumen pro Betätigung 2,1 cm ', Druckölversorgung wahlwei se durch elektrisch angetriebene Pumpe, durch Tandempumpe oder durch unabhängige, motorangetriebene Pumpe.

428

11 Differenti alsperren und Selbstsp errdifferential e

JI 10

9

B

7

6

5

Abb. 11.25. ZF- Sperrdi fferential EH 500 . Die einbaufähige Einh eit ist schraffi ert dargestellt. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

Gewindes chei be; Achskege lrad; La mellenpa ket; Differentialgehäu se ; Ring kolben; Ge häusedeckel; Abtriebsflansch ; Druckring; Zyli nd erroll e; Di fferent ialdeckel ; Tellerrad ; Antriebsri tze l; Ab trie bs flansc h.

11.3 Längsdifferentiale, Stirnrad-Selbstsperrdifferentiale In Abschn . 9.1, Abb. 9.2. und 9.5 wurde der Autbauvon vier Fahrzeugverteilergetrieben beschrieben: Starre Anordnung, ein abschaltbarer Abtrieb und Verteilung der Leistung mit Kegelrad- oder Stirnraddifferentialen. Die Verwendung von Differentialen zwischen Vorder- und Hinterachse - auch Längs- oder Mittendifferentiale ge-

11.3 Längsdifferentiale, Stirnrad-Selbstsperrdifferentiale

429

nannt - ermöglicht wie bei den Querdifferentialen eine zwanglose, unverspannte Ausgleichsbewegung zwischen den Treibachsen. Bei Verminderung der Bodenhaftung an einer Treibachse kommt es jedoch durch das Gleichgewicht im Differential auch an der anderen Treibachse zu Traktionsverlusten. Für diesen Fall ist auch im Längsdifferential eine zu- und abschaltbare Differentialsperre oder ein Selbstsperrdifferential hilfreich. Grundsätzlich können in Längsdifferentialen dieselben Arten von Sperrdifferentialen eingesetzt werden, wie in Querdifferentialen, also Kegelräder, Stirnräder oder Schnecken, lastabhängig oder konstant federbelastet, symmetrisch oder unsymmetrisch aufgebaut. Es gelten dieselben Gesetzmäßigkeiten. Für links /rechts ist lediglich vorn/hinten zu setzen. Eine Besonderheit oder ein Unterschied der beschriebenen Gesetzmäßigkeiten tritt jedoch auf, wenn das Längsdifferential eine Standgetriebe-Übersetzung i o =F -1 hat, da dort bereits im ungesperrten Zustand die Drehmomente bzw. Leistungen ungleich auf die Treibachsen verteilt werden, z. B. mit i o = - 3 zu 75 % auf die Hinterachse und 25 % auf die Vorderachse, Abb. 11.26. Bei einer durchrutschenden Hinterachse muß die Reibungskupplung im Selbstsperr-Längsdifferential somit bis zu 75 % des Antriebsdrehmoments übernehmen; bei einer durchrutschenden Vorderachse dagegen nur bis zu 25 %. Das erfordert ggf. eine unterschiedliche Aussteuerung der Reibungskupplung. In Abb. 11.26 ist ein Stirnraddifferential mit i o = - 3 durch eine Reibungskupplung K zu einem Selbstsperr-Längsdifferential erweitert. Das Kupplungsmoment T K ist konstant oder lastabhängig: oder

T K = T F = const (Feder) T K = S ' T (lastabhängig).

Bei durchrutschender Hinterachse dreht die Welle H schneller als die Welle V. nH = n

+ Sn,

ny = n + io!in = n - 3!in . Im ungesperrten Zustand (T K = 0) verteilt sich das Antriebsdrehmoment TA = + 1 mit T y = -0,25 auf die Vorder- und T H = -0,75 auf die Hinterachse. Bei durchrutschender Hinterachse und zunehmend wirksamen Reibmoment T K der Reibungskupplung K verlagert sich der Drehmomentverlauf auf die Vorderachse, Abb.l1.27. Aus dem Gleichgewicht der Drehmomente ergibt sich an der durchrutschenden Hinterachse: Tu = oder

-

Tu = -

-io

-1-' TA + TK -

10

r

(

t« o

)

1 _ i - S TA

(konstant federbelastet) (lastabhängig)

und an der bodenhaftenden Vorderachse : Ty = - -1-

oder

r; = -

1

-' TA - T K

-/0

(1~ i + o

s) TA

(konstant federbelastet) (lastabhängig) .

430

II Differentialsperren und Selbstsperrdifferent iale

Abb.l1.26. Selbstsperr-Längsdifferential, bestehend aus Stirnrad-Planetensatz (mit i o = - 3) und Reibungskupplung K . Die (durchrutschende) Hinterachse H dreht schneller als die Vorderachse V. A Antrieb; V Abtrieb zur Vorderachse ; H Abtrieb zu Hinterachse (durchrutschend nH = n + L'in); K Reibungskupplung zwischen Sonnen- und Hohlrad bzw. zwischen vorn und hinten.

• • • • •"

Abb.l1.27. Drehmomentverteilung im Längsdifferential nach Abb.l1.26.

TH

Bei umgekehrten Rutschzuständen, d. h. durchrutschender Vorderachse und bodenhaftender Hinterachse kehren sich die Vorzeichen von Sn, T Kund S und die Drehmomentenverlagerung um, Abb. 11.28 und 11.29. Diese unterschiedlichen Sperrzustände sind in Tabelle 11.4 an einem Beispiel i o = - 3 verdeutlicht. Tabelle 11.4. Vergleich am Beispiel mit i o = - 3. durchrutschende Hinterachse nH > ny Abb. 11.26 und 11.27

durchrutschende Vorderachse nH < nv Abb. 11.28 und 11.29

TA

TK

S

TH

Ty

TH

Ty

+1 +1 +1 +1 +1

0 0,125 0,25 0,5 0,75

0 0,125 0,25 0,50 0,75

-

-

- 0,75 -0,875 -1

- 0,25 -0,125 0

0,75 0,625 0,5 0,25 0

0,25 0,375 0,5 0,75 1

431

11.4 Ausgeführt e Konstruktionen

<$)za 1-1+_1- _ 1- _1 ----1 1

V

In- io!1n I Tv

Abb.l1.28. Selbstsperr-Längsdifferential wie Abb. 11.26; jetzt dreht die (durchrutschende) Vorderachse V schneller als die Hinterachse H .

Abb.l1.29. Drehmomentverteilung im Längsdifferential nach Abb.l1.28.

Die Ergebnisse zeigen : Die Sperrwirkung in den beiden Ausgleichsrichtungen ist unterschiedlich. Bei voll durchrutschender Hinterachse (Tu = 0, s. Abb. 11.26 und Drehmomentverlauf nach Abb.11.27 und unterste Zeile in Tabelle 11.4) muß die Kupplung K mit TK = 0,75 Drehmoment-Einheiten geschlossen werden, um das Hohlraddrehmoment T3 = 0,75 von der hinteren Welle H zur vorderen Welle V zu verlagern. Das entspricht einem Sperrwert von S= 0,75. Bei voll durchrutschender Vorderachse (T v = 0, Abb.11.28 und 11.29) muß die Kupplung K dagegen nur mit TK = 0,25 Drehmoment-Einheiten überbrückt werden, um das Sonnenraddrehmoment Tl = 0,25 voll über die Kupplung K nach hinten zu bringen ; S = 0,25. Diese unterschiedliche Sperrwirkung, d. h. dieses unterschiedliche Ansprechverhalten muß ggf. bei der Ansteuerung der Kupplung im Rahmen einer Antiblockiersteuerung ABS oder einer Antriebs-Schlupf-Regelung ASR beachtet werden.

11.4 Ausgeführte Konstruktionen Unter den zahlreichen bekanntgewordenen Selbstsperrdifferentialen haben sich insbesondere die Lamellen-Selbstsperrdifferentiale mit lastabhängiger und federbelasteter Anpressung durchgesetzt; bei den Querdifferentialen wiederum die mit symmetrischem Aufbau (Gleichheit zwischen links und rechts) und bei den Längsdifferentialen die Bauarten mit nur einem Lamellenpaket, da hier die Drehmomentverteilung (zwischen vorn und hinten) ohnehin meistens deutlich unterschiedlich sein muß .

432

11 Different ialsperren und Selbstsperrdifferentiale

7

6

5 9 JO 7'ie~~- 11

12 J

~IJ Abb . 11.30. ZF-Lamellen-Selbstsperrdifferential Baure ihe DL. 1 Tellerrad; 2 Differentialkorb ; 3 Deckel; 4 Achskegelrad; 5 Ausgleichskegelrad ; 6 Ausgleichsachse; 7 Druckringe; 8 Bolzen ; 9 Außenlamelle } Lamellenbremse 10 Innenlamelle links und rechts ; 11 Anlaufscheibe; 12 Sprengring; 13 schräge Fläch en an den Druckringen .

11.4.1 Sperrdifferentiale mit symmetrischem Autbau Das ZF-Lamellen-Selbstsperrdifferential der Baureihe DL, Abb. 11.30 vereinigt die Selbstsperrung nach Abb. 11.9 und 11.15. Der lastabhängige Sperranteil entsteht dadurch, daß die an den Enden angeschr ägten Differentialbolzen über gehärtete Druckringe mit angeschrägten Flächen die beiden Lamellenpakete zusammendrücken. Der dauernd wirkende Sperranteil wird durch zwei Tellerfedern oder sinusförmig gewellten Reiblamellen aufgebracht, die mit in die Lamellenpakete eingehängt sind . Der Gesamtsperrwert beträgt im allgemeinen 25 bis 45 % bei PKW und 45 bis 75 % bei LKW, Baumaschinen und Baustellenfahrzeugen (offroad); er läßt sich aber durch die Wahl des Winkels an den Schrägflächen oder durch die Anzahl der wirksamen Lamellenreibflächen und die Federkräfte in weiten Grenzen ändern, so daß für jeden Fahrzeugtyp die bestgeeignetesten Verhältnisse hinsichtlich der Sperrwirkung möglich sind . Da sich die seitlichen Achskegelräder über zwei schmale Anlaufscheiben direkt am Differentialgehäuse abstützen, werden die Verzahnungsspreizkräfte nicht zum Anpressen der Reiblamellen herangezogen. Dadurch bleibt der Eingriff der Kegelradverzahnung unverändert stehen, auch wenn die Dicke der Kupplungslamellenpakete durch Verschleiß abnimmt. Beim ZF-Selbstsperrdifferential der Baureihe DZ, Abb. 11.31 werden die beiden Lamellenpakete durch die Verzahnungsspreizkräfte lastabhängig zusammengepreßt. Bei PKW-Anwendungen wird die Sperrwirkung durch Tellerfedern unterstützt; bei Baumaschinen und Schlepperlenkachsen bringt der Federanteil zu wenig, es dominiert der lastabhängige Sperranteil. Der Sperrwert beträgt 45 bis 75 %.

433

11.4 Ausgeführte Konstruktionen

Abb.I!.3!. ZF-Lamellen-Selbstsperrdifferential Baureihe DZ.

Fahruersuche, Priifstandsoersuche: Die Erprobung von Selbstsperrdifferentialen im Fahrzeug - z. B. im PKW, LKW oder einer Baumaschine - ist letzten Endes unumgänglich, denn dort oder im späteren praktischen Einsatz muß sich das Selbstsperrdifferential bewähren. Für die Entwicklungsphase und Untersuchung der einzelnen Einflußparameter - wie Reibverhalten (Reibwert I' und Sperrwert S) , Geräusch, ÖIeinfluß , Temperatur, Herstellverfahren und Oberflächenbeschaffenheit der Lamellen bzw. Reibflächen - stellt diese Erprobungsart jedoch kein Optimum dar. Die wechselnden Einflüsse von Fahrzeug und Straße sind so mannigfaltig, daß aus Fahrversuchen keine eindeutigen Rückschlüsse auf das Selbstsperrdifferential selbst gezogen werden können. Aus diesen Gründen wurde für die ZF-Lamellen-Selbstsperrdifferentiale ein Simulationsprüfstand entwickelt, mit dem die genannten Einflußgrößen angefahren und reproduziert werden können. Die Relativdrehzahl Sn wird mit einem drehzahlregelbaren Drehstrommotor verwirklicht, das Drehmoment am Tellerrad bzw. in den Reibkupplungen durch einen hydraulisch beaufschlagten Druckkolben, die Federvorspannung durch eine einstellbare Schraube . Die Ölsorte und die Höhe des Ölstands lassen sich ohne Schwierigkeiten variieren . Um nun ein praxisnahes Versuchsprogramm zu simulieren, wurde folgender Zyklus festgelegt: Das Fahrzeug durchfährt eine Rechtskurve 1 mit Krümmungsradius r = 20 m im 2. Gang (mit einem dem 2. Gang entsprechenden Tellerraddrehmoment), unmittelbar anschließend folgt eine Linkskurve 2 mit r = 6 m im 1. Gang, dann eine Rechtskurve 3 mit r= 100 m im 3. Gang, und abschließend nach einem kurzen Geradeausstück wieder eine Linkskurve 4 mit r= 200 m im 4. Gang. Der Prüfstand erlaubt es, diese Daten mit Hilfe des drehzahlgesteuerten Elektromotors und der hydrostatisch gesteuerten Drehmomentaufbringung beliebige Male zu wiederholen und z. B. 50-, 100-, 200-, 500- oder 1 OOOmal zu durchfahren Nur auf diese Weise konnten die praktischen Auswirkungen der Einzelgrößen ermittelt und mit den mathematisch-geometrischen Formeln der o. a. Sperrwerte in Einklang gebracht werden. Dabei zeigten sich auch die Einflußgrößen, für die von der Aufwand- und Kostenseite her ein Komprorniß gefunden werden mußte, wie das

434

11 Differentialsperren und Selbstsperrdifferentiale

Abb . 11.32. Hydraulisch betätigtes Sperrdifferential ASD, Mercedes-Benz.

Sperrdifferential überhaupt ein Kompromiß darstellt : Bei Sonnenschein und trockener Straße braucht man es nicht; bei Regen, Matsch und Eis auf Straßen und Wegen mit wechselnder Bodenbeschaffenheit ist es herzlich willkommen. Das Automatische Sperrdifferential ASO von Mercedes-Benz hat ebenfalls zwei symmetrisch angeordnete Lamellenkupplungen, Abb. 11.32. Die Zahnkräfte der Ausgleichskegelräder pressen die beiden Lamellenpakete abhängig vom Antriebsmoment zusammen. Zusätzlich befindet sich auf jeder Seite im Gehäuse des Hinterachsgetriebes ein Kolben , der mit Öldruck beaufschlagt werden kann. Dieser Kolben wirkt über das äußere Kugellager auf die Seitenwelle und zieht diese zusammen mit dem Kegelrad nach außen, wodurch die auf das Lamellenpaket wirkende Anpreßkraft verstärkt wird. Die Dimensionierung der Lamellenkupplung wurde so gewählt, daß, abhängig vom Antriebsmoment, ein Sperrwert von 35 % und mit zusätzlichem Öldruck eine Erhöhung bis zu 100 % Vollsperre erreicht wird. Die Stellbefehle für die Hydraulik kommen von der ASO-Elektronik. Die Gesamtanordnung im Fahrzeug ist in [118] beschrieben. Das Borg-Warner-Spin-Resistant-Selbstsperrdifferential, Abb. 11.33, entspricht einer Komb ination der Differentiale von Abb. 11.12 und 11.15. Das lastabhängige und das dauernd wirkende Anpressen der beiden Konus-Reibkupplungen durch die axialen Spreizkräfte der Kegelradverzahnungen und durch das in der Mitte angeordnete Schraubenfederpaket ergibt das Bremsmoment TB = Tv + TF• Die Wahl des Neigungswinkels der Bremskonen und der Anzahl der Federn und ihrer Kraft ermöglichen einen breiten Auslegungsspielraum. Das Torsen-Differential von Gleason Works, Abb.11.34, ist ein lastabhängiges Selbstsperrdifferentia!. Die Räderkette des Standgetriebes besteht aus drei Zahneingriffen : geschätzter Wirkungsgrad Schnecke-Schneckenrad Tl! ~ 0,85 inc!. hinterlegter Reibscheiben Stirnrad-Stirnrad Tl2 ~ 0,98 Schneckenrad-Schnecke Tl 3 - 0,4 inc!. hinterlegter Reibscheiben

435

11.4 Ausgeführte Konstruktionen

Abb. 11.33. Borg-Warner-Spin-Resistant-Differential.

Die Schwergängigkeit, d. h. der Sperrwert wird durch den Standgetriebe-Wirkungsgrad 110 = 111112113 '" 0,33 erreicht. Analog zu Tabelle 11.1 ergeben sich mit 110 = 0,50; 0,33; 0,20; 0,15 - sofern sie erreicht werden - für das Torsen-Differential die in Tabelle 11.5 zusammengestellten Drehmomente, Bremsmomente, Traktionsverhältnisse und Sperrwerte. Eine ganz andere Art von Selbstsperrung - oder hier passender ausgedrückt ein anderes Prinzip zur Erzeugung von unterschiedlichen Drehmomenten am linken und rechten Treibrad ist ein Kegelraddifferential von Timken [122] mit einer Standgetriebe-Übersetzung i o, die sich beim Abwälzen periodisch ändert. In Abb. 11.35a ist der Unterschied zwischen einem üblichen Kegelradausgleichsgetriebe und einem solchen mit periodisch veränderlicher Standgetriebe-Übersetzung (Abb.l1.35b) dargestellt . In Abb.l1.35a ist das Übersetzungsverhältnis zwischen den Evolventen-Kegelrädern in jeder beliebigen Eingriffsstellung konstant; in Abb.l1.35b ist die Kegelrad-Sonderverzahnung so gestaltet, daß sich die wirksamen Hebelarme und damit die Drehmomente zwischen links und rechts beim Abwälzen von Eingriffsbeginn (Stellung I) über Eingriffsmitte (Stellung II) bis zum Eingriffsende (Stellung III) periodisch verändern z. B. zwischen Tl L -r; = L

1L3

= 1,6:1, 1:1 und 1:1,6.

2L4

Tabelle 11.5. Zahlenbeispiel für das Torsen-Differential; ausgehend von verschiedenen Standgetr iebe-Wirkungsgraden

110

TA

T,

Tl

ITBI

T,ITJ

s

0,50 0,33 0,20 0,15

+1 +1 +1 +1

- 0,667 -0,75 - 0,833 - 0,87

-

0,333 0,50 0,667 0,74

2 3 5 6,7

0,33 0,50 0,67 0,74

0,333 0,25 0,167 0,13

11 Differentialsperren und Selbstsperrdifferentiale

436

Abb.l1.34. Torsen-Sperrdifferential, Gleason Works, Perspekt ivschnitt und Räderkette.

Das entspricht einem "pulsierenden" Sperrwert von T/Tr - l

S = T1/T + 1 r

..

.

= 0,23 uber 0 bIS - 0,23.

Der Einsatz solcher Sperrdifferentiale erfolgt in Baumaschinen, wo sich sozusagen mal das eine und mal das andere Treibrad durch das Gelände "hindurcharbeiten" muß . Ähnlich arbeitet das Kegelrad-Selbstsperrdifferential MAX-TRAC und SUPER MAX-TRAC von Fairfield , Abb. 11.36. Die Kegelräder sind etwa 35 bis 50 % länger als gewöhnliche Kegelräder und die Verzahnungen sind so ausgebildet, daß sich die Zahnflanken auf unterschiedlichen Radien berühren. Bei Eingriffsbeginn links bei R 1 und rechts bei R z; bei Eingriffsende links bei R~ und rechts bei R;. Die beiden Abtriebsdrehmomente Tl und Tc ändern sich dabei im gleichen Verhältnis: T/Tr = R / R z bzw. R~ / R; , bis zu 2,8:1 bzw. 1:2,8. Dieses Traktionsverhältnis wird durch Reibscheiben zwischen dem Differentialkorb und den Rückseiten der Kegelräder verstärkt. Beim SUPER MAX-TRAC ist zusätzlich eine vorgespannte Kupplungsscheibe hinter jeden Seitenwellenrad vorgesehen , wodurch ein Traktionsverhältnis bis zu 4 erreicht werden kann. Die Kegelräder sind feingeschmiedet, Bayerische Leichtmetallwerke BLW. In Sport- und Rennwagen sowie in Geländefahrzeugen werden verschiedentlich noch Kurven-Selbstsperrdifferentiale verwendet. An Stelle der Kegelräder übernehmen Kurvenscheiben mit Gleitsteinen den Ausgleich der verschiedenen Radgeschwindigkeiten in der Kurve, Abb. 11.37 und 11.38. Die innere Reibung der Gleitsteine in ihren Führungen an den Berührungsstellen mit den gehärteten Kurvenbahnen ist so bemessen, daß sich bei Kurvenfahrt oder unzureichender Bodenhaftung eines Rads eine Selbstsperrung einstellt [119].

11.4 Ausgefiihrte Konstruktionen

437

I

TI

][

a

b

Abb .l1.35 . Timken High- Traction Differential. anormale Kegelradverzahnung; b Sonderverzahnung; IEingriffsbeginn; II Eingriffsmitte; III Eingriffsende.

11.4.2 Sperrdifferentiale mit unsymmetrischem Aufbau In Abschn . 11.2.9 und 11.3 wurden die Grundlagen der unsymmetrisch aufgebauten Selbstsperrdifferentiale mit nur einem Lamellenpaket auf einer Seite abgeleitet. Es zeigte sich, daß die Kegel- und Stirnraddifferentiale mit i o = -1 mit federbelasteten Kupplungen und /oder mit drehzahldifferenzabhängigen Viscosekupplungen in beiden Ausgleichsrichtungen nach außen hin gleiche Sperrwirkung haben. Das macht sie für Quer- und Längsdifferentiale geeignet.

438

11 Differentialsperren und Selbstsperrdifferent iale

Abb.l1.36. MAX-TRAC und SUPER MAX-TRAC von Fairfield.

Abb. 11.37. Kurven-Selbstsperrdifferential mit radialen Kurvenbahnen, ZF.

Abwicklung der Kurvenbahnen auf Gleitstein - Teilkreis

Abb. 11.38. Kurven-Selbstsperrdifferential mit axialen Kurvenbahnen, ZF.

11.4 Ausgeführte Konstrukti onen

439

~

-L-@Linkskurve

Abb. 11.39. Viscod rive-Hinterachsdifferenti a1 Korb - Welle, mit Drehmomentv erlauf, vgl. mit Abb. 11.23 oben und Mitte.

Abb.l1.40. Viscosekupp1ung mit Lamellen, Viscodrive GmbH.

In Abb. 11.39 ist der Achsschnitt eines Hin terachsdifferentials mit einer Viscosekupplung zur Sperrung der Relativdrehung zwischen Korb und Welle dargestellt; darunter nochmals die Drehmomentverteilung für Links- und Rechtskurve. Dieses Differential ist in PKW's, z. B. im Ford Skorpion und Sierra eingebaut. Der Differentialbolzen ist fest mit dem Gehäuse verbunden. Die Verzahnungsspreizkräfte werden durch Anlaufscheiben zwischen den Achskegelrädern, dem Innen-

440

11 Differentialsperren und Selbstsperrdifferentiale

180 Nm

150

/

120 CQ.>

~ 90 .c:

Q.>

co

60 30

/

/

/

V

-:

/

/

1/

30

60

90

120 mln-' 150

Abb.l1.41. Kenn linie der Viscosekupplung.

Drehzahldifferenz

lamellenträger und dem Differentialkorb aufgefangen; dadurch "bleibt die Verzahnung stehen". Viscosekupplungen sind mit Silicon-Öl gefüllt. Ein Sperr- oder Bremsmoment baut sich erst bei sich einstellender Relativdrehzahl auf, wenn die Scherwirkung zwischen den Lamellen und der Flüssigkeit einsetzt. Abbildungen 11.40 und 11.41 zeigen eine einzelne Viscosekupplung und ihre Kennlinien. In der Variante mit Sperrung zwischen Welle-Welle (halbes Sperrrnoment, dafür doppelte Relativdrehzahl) ist der Differentialbolzen zur Verbesserung des Belastungsausgleichs axial schwimmend gelagert , Abb . 11.42: eingebaut z. B. in der Hinterachse des BMW 325i. Viskosität Befüllungsgrad Anzahl der Innenlamellen Anzahl der Außenlamellen Distanzierung Spalt

60000mm 2/s, 77%, 23, 24, 23 außen (Durchmesser 98 mm), 0,15mm.

Das nächste Beispiel zeigt nun ein Stirnraddifferential in Verbindung mit einer Viscosekupplung, Abb . 11.43, eingebaut in der Vorderachse des Ford Escort. Sperrung zwischen Welle-Welle. Besonderes Merkmal: schmale Bauweise . Das Radschema geht aus Abb . 11.44 hervor .

3

Gilt nur für offene Kupplung K.

441

11.4 Ausgeführte Konstruktionen

-

~

-

~

Abb. 11.42. Viscodri vcHinterachsdifferenti al Welle - Welle , mit Drehmomentverteilung, vgl. mit Abb . 11.24 obe n und Mitte .

Abb.l1.43 . Viscodrive Vorderachsdifferential mit Viscosekupplung , Welle - Welle .

11 Differentialsperren und Selbstsperrdifferentiale

442

4 3

r

Abb.l1.44. Räderkette des Vorderachsdifferentials von Abb.l1.43.

Hieraus Drehzahlgrundgleichung iOn4 = (l - i o) ns , nl + n.. nA = --2- (wie beim üblichen Kegelraddifferential) .

nl -

Drehmomente TA = +1 , Tl

=

T, =

-

2TA =

- 0,5

(wie beim üblichen Kegelraddifferential) .

Diese Gleichungen bestätigen den Ausgleich bei Drehzahlunterschied und die gleichmäßige Drehmomentverteilung von 50:50 bzw. 1:1 auf das linke und rechte Rad, also wie bei einem üblichen Kegelraddifferential. Bei Relativdrehzahl und mehr oder weniger angezogener Viscosekupplung K fließt ein Teil der Leistung durch die Kupplung K von den Innen- zu den Außenlamellen oder umgekehrt bei umgekehrter Relativdrehzahl, vgl. Abschn . 11.3. Im Zusammenhang mit der Antriebs-Schlupf-Regelung ASR wird die Sperrung von Querdifferentialen elektronisch gesteuert und hydraulisch betätigt. Abbildung 11.32 zeigte eine symmetrische Ausführung, Abb. 11.45 stellt eine unsymmetrische Anordnung vor. Die hydraulische Anpressung wird durch ein Schaltkraftübersetzungsglied (Hebelarm) verstärkt. Ein bevorzugtes Einsatzgebiet von unsymmetrischen Sperrdifferentialen mit nur einem Lamellenpaket (Viscosekupplung o. a.) ist das Längsdifferential in allradgetriebenen Fahrzeugen, weil dort meistens ohnehin eine unterschiedliche Drehmomentverteilung auf Vorder- und Hinterachse verlangt wird, was am einfachsten mit Stirnraddifferentialen i o -1 zu realisieren ist. Im ZF-Verteilergetriebe für allradgetriebene PKW, Abb. 11.46 und Tabelle 11.6, wird die Antriebsleistung über den Steg eingeleitet ; 36 % fließen über das Sonnenrad und eine Zahnkette (1:1) zur Vorderachse, 64 % über das Hohlrad zur Hinterachse. Die Viskosekupplung ist mit ihren Innenlamellen mit dem Sonnenrad und ihren Außenlamellen mit dem Hohlrad verbunden. Die wichtigsten Daten von Tabelle 11.6 sind :

*

max. Antriebsdrehmoment max. Antriebsdrehzahl Sperrmoment der Viscosekupplung Sperrwerl TB/TAmax

950 Nm (100 %), 74001lmin, 70 Nm (7 %) bei n = 150/min, 0,07 (weich, wegen Fahrdynamik).

11.4 Ausgeführte Konstruktionen

443

Abb.l1.45 . Elektronisch gesteuertes Querdifferential für PKW, ZF .

Abb .l1.46. ZF-Verteilergetriebe A 95 für allradgetriebene PKW, Selbstsperrung mittels Viskose kupplung.

Bei Relativdrehzahl von ±ßn ergibt sich nach Abschn.11.3 (Abb.11.26 bis 11.29) die in Abb.11.47 in Prozenten angeschriebene Drehmomentverteilung. Im Längsdifferential der 4 MATIC von Mercedes-Benz wird ebenfalls ein Stirnraddifferential mit Sperrung durch eine Kupplung eingesetzt, [118] . Zielsetzung bei der Entwicklung der 4 MATIC war ein Antriebskonzept, das dem Fahrer das gewohnte Fahrverhalten des hinterradangetriebenen Fahrzeugs bietet, das aber auch, wenn notwendig, die Vorteile des Vierradantriebs für Traktion und Spurhaltung nutzt. 4 MATIC heißt daher Hinterradantrieb mit automatischem Zuschalten des Vorderradan-

11 Differentialsperren und Selbstsperrdifferentiale

444

Tabelle 11.6. Technische Daten des Zf'-Verteilergetri ebes mit Viskosekupplung Aufbau :

Das ZF-Verteilergetr iebe für allradgetriebene Pkw besteht aus: - einem Zahnkettentrieb für den Ant rieb der Vorderachse - einem als Planetent rieb ausgeführten Verteilerdifferential - eine r Viskosekupplung , die als Differentialsperre wirkt

Ausführung

für getrennten Einbau A 170 A 95

mit ZF-Synchroma- mit ZF-AutomatGetrie be Getriebe S 5-26 AlS 5-32 A 4 HP 22 A

max zu!. Eingangsdrehmoment Nm

950

abhängig von der Übersetzung des Synchrorna- bzw. Automat-Getriebes

max. Eingangsdrehzahl mtn ?

7400

Drehmomentverteilung Vorder-: Hinterachse

1:1,78 = 36 %:64 % (abhängig von der Übersetzung des Planetentriebes)

Baumusterbezeichnung

Differentialsperre

1700

I

6000

Sperrmoment der Viskosekupplung

=

70 Nm bei

Sn = 150/m in

Ölversorgung

separater Ölhaush alt; erforderliche Ölmenge ca. 0,4 drn"

Masse ca. kg

20

73

cl '2

c::::t> TA= + 100

n

5

~I

T3 = +64 Ts = -100

111

54

50 1

63 1

~TK =+ 7/. 0/- 7 K

»> TK=-

T, = +36

~ ~

22

Tv - - 43/- 36/- 29

c::::t> TH = -57/- 64/ - 71

Abb.l1.47. Drehmomentverteilung im Verteilergetriebe nach Abb.l1.46.

triebs, wenn beispielsweise an den hinteren Antriebsrädern zu hoher Schlupf auftritt. Dadurch wird ein Teil der Vortriebskräfte auf die Vorderräder verlagert und durch die Entl astung der Hinterräder von Vortriebskräften die Kursstabilität verbessert. Beim Bremsen wird in den Hinterachsantrieb geschaltet, so daß das gewohnte stabile Bremsverhalten bleibt und die volle Wirkung des Anti-Blockier-Systems gegeben ist. Als Verteilergetriebe wurde ein Planeten-Ausgleichgetriebe mit einer Momentverteilung von 35 % zu den Vorderrädern und 65 % zu den Hinterrädern gewählt. Der Längsschnitt und das Getriebeschema sind in Abb. 11.48 und 11.49 dargestellt. Die beiden Lamellenkupplungen werden mittels Öldruck lastschaltbar betätigt. Die Kupplung rechts dient der Zuschaltung des Vorderachsantriebs. Die Kupplung links sperrt den Ausgleichplanetensatz, indem sie Sonnenrad und Planetenträger fest miteinander verbindet (d. h. Differentialsperre, nicht Selbstsperrdifferential). Da sie auch bei Hin-

445

11.4 Ausgeführte Konstrukt ionen

Abb. 11.48. Längsschn itt des Verteilergetriebe s 4 MATIC, Mercedes-Benz.

AV

ZS

~o ~ ~ <.!:>

11 U

Antrieb Vorderachse

•

-&

0

An trieb Hinterachse

ZS Zent ralsperre AV Antrieb Vorderachse Schalt zustand Hinterradantrieb

Servoelement AV ZS

ausgeg lichener AV Vierradantrieb ZS

213 gesperrter

AV Vierradantrieb ZS

Kraftschluß

Öl druck

• • ••

•• •

Abb . 11.49. Schema des Verteil ergetriebes der 4 MATIC, identisch mit Plan etens atz von Abb. 11.43. und 11.44.

terradantrieb geschaltet sein muß, wird sie durch eine Tellerfeder geschlossen und durch Öldruck gelöst. Dadurch ist sichergestellt , daß auch bei Systemausfall mit Hinterrad antrieb gefahren werden kann . Die Kupplungen benötigen aufgrund konstruktiv festgelegter kleinster Kolbenwege sehr wenig Ölvolumen beim Schalten . Zusammen mit einem Öldruck von ca. 30 bar werden dadurch extrem kurze Schaltzeiten erreicht. Zum Antrieb der nach vorne führenden Gelenkwelle wurden zwei Zahnr adstufen gewählt, von denen eine gleichzeitig als Ölpumpe für die Schmierölversorgung des Getriebes wirkt.

446

11 Differentialsperren und Selbstsperrdifferentiale

In frontgetriebenen Fahrzeugen ist die Aufgabenstellung umgekehrt: Primär ist die Vorderachse anzutreiben, sekundär die Hinterachse zuzuschalten (Allrad 4 x 4) bzw. abzuschalten (beim Bremsen). Als Beispiel für diese Anordnung ist in Abb. 11.50 und 11.51 das Schema und ein Dreiviertelschnitt des Verteilergetriebes Opel Vectra 4 x 4 gezeigt. Die vom Motor und Schaltgetriebe kommende Leistung wird zunächst im Differential D auf die beiden Vorderräder verteilt. Am Schaltgetriebegehäuse S ist ein Verteilergetriebe Vangeflanscht, "Hang-on-Unit". Am Steg des Differentials D ist per-

s

o

Abb . 11.50. Schema Frontantrieb für Opel Vectra 4 x 4mit Verteilergetriebe für kupplungsgesteuerten Allradantrieb. M Motor; S Schaltgctriebe; D Kegelraddifferential Vorderachse; V Verteilergetriebe; K Kegelradsatz; P Planetengetriebe; VK Viscosekupplung; H Abtrieb zum Hinterachsdifferential.

Abb. 11.51. Verteilergetriebe des Vierradantriebes Opel Vectra 4 x 4, s. auch Radschema Abb. 11.50.

11.4 Ausgefiihrte Konstruktionen

447

manent ein zweiter Abtrieb befestigt, der über ein Kegelradpaar P und eine Viscokupplung VK zum Antrieb der beiden Hinterräder H führt. Die Übersetzungen von Kund P müssen zusammen selbstverständlich mit der Übersetzung des Hinterachsdifferentials (Ritzel zu Tellerrad) übereinstimmen. Um die Hinterachse zu- und abschalten zu können, wird das Hohlrad des Planetensatzes P mittels einer hydraulisch betätigten Lamellenbremse am Gehäuse festgehalten. Bei laufendem Motor werden die Lamellen zusammengedrückt und halten dadurch das Hohlrad fest. Damit ist der Antrieb zur Hinterachse eingeschaltet. Das Trennen - bei jedem Bremsvorgang wegen Bremsstabilität und ABS-Tauglichkeit erforderlich - erfolgt durch Wegnahme des Öldruckes und wird von einer Wellfeder unterstützt. Die Viscokupplung erfaßt den Drehzahlunterschied zwischen Vorder- und Hinterachse und regelt dabei die Drehmomentaufnahme zur Hinterachse.

11.4.3 Weitere Konstruktionen Buckendale-Differential: Ein- oder zweireihiges axiales Kurvendifferential mit Gleitstei-

nen [116]. Dorr-Miller-Differential: Axiales Kurvendifferential mit Kugeln [116]. Getrag-Selbstsperrdifferential: Kegelrad-Ausgleichsgetriebe mit einer einseitig angeordneten lastabhängigen oder federbelasteten Konusreibungskupplung zwischen einer Achswelle und der Außenseite des Differentialkäfigs [117,121]. Knab-Differential: Radiales Kurvendifferential mit zylindrischen Rollen [116]. M & S Nonslip-Differential: Lastabhängiges Sperrschneckendifferential, Prinzip wie Abb .9.29 [116]. Mack-Power-Divider (Robbins): Zweireihiges Kurvendifferential mit radial schwingenden Steinen, ähnlich Abb. 11.38. Die Innensterne haben zwei gleiche, aber um eine ha lbe Teilung versetzte Kurvenbahnen [116, 123]. Multipull-Positive Clutch-Differential: Keine Ausgleichsbewegung; angefederte verschiebliehe Zwischenringe mit Stirnverzahnungen und Abweisklauen leiten bei Relativdrehzahl das Antriebsmoment nur auf das Rad mit der kleineren Drehzahl [116]. No-Spin Differential, Detroit Automotive Products: Weiterentwicklung des Multipull Posi-

tive Clutch Differentials [115, 116]. Patch-Differential: Zweiseitiges radiales Kurvendifferential mit Kugeln oder Rollen

[116]. Positraction: Weiterentwicklung der Powr-Lok-Differentiale. Powr-Lok-Differential, Thornton Axle Inc. (USA) und Salisbury (England): Lastabhängiges

Selbstsperrdifferential, Prinzip wie Abb .11.9 und 11.12, Vorgänger des ZF-LamellenSelbstsperrdifferentials LOK-O-MATIC Abb .11.30. Die beiden Lamellenkupplungen werden über zwei Differentialbolzen mit Schrägflächen und über die Kegelradverzahnungen zusammengedrückt [116; 117; 123]. Prometheus-Freilauf-Differential: Keine Ausgleichsbewegung; bei Relativdrehzahl wird das Antriebsmoment je über einen Freilauf wechselweise auf nur eines der beiden Räder, in der Kurve auf das kurveninnere, übertragen [123].

448

11 Differentialsperren und Selbstsperrdifferentiale

Randall-Differential: Axiales Kurvendifferential mit zwei Reihen Kegelrollen [116]. Rheinmetall-Schneckendifferential: Aufbau wie Abb. 9.29; die Sperrwirkung wird durch Wahl der Steigungswinkel wenig oberhalb der Selbsthemmung erreicht [123]. Sure-Grip Differential: Lastabhängiges Lamellen-Selbstsperrdifferential von Chrysler, ähnlich Powr-Lok. Anpressung über Schrägflächen (Abb. 11.9) und Kegelräder (Abb.11.12) [116]. Sterling-Supertraction-Differential: Sperrdifferential mit exzentrisch ineinandergreifen-

den Kurvenbahnen [116]. Timken Differential Friction Clutch: Kegelrad-Ausgleichsgetriebe mit einseitiger federbelasteter Lamellenreibungskupplung zwischen Differentialkäfig und einer Achswelle [116, 123]. Timken High-Traction Differential: Ausgleichskegelräder mit Sonderverzahnung in Verbindung mit ungerader Zähnezahl. Bei Relativdrehung entstehen an den SatellitenKegelrädern ungleiche Hebelarme, und dadurch unterschiedliche Drehmomente an beiden Rädern [116, 123]. Trac-Aide Differential: Eaton Manufacturing Co. (USA) und E.N. V. (England): Lastabhängiges Selbstsperrdifferential mit Anpressung der Lamellenkupplungen über die Kegelausgleichsräder, Prinzip wie Abb.11.12 [115, 117]. Walter Automatie Lock Torque Proportioning Differential: Lastabhängiges Sperrschnek-

kendifferential, Prinzip wie Abb.9.29 [116].

12 Schaltungselemente, Synchronisierungen

Von Kraftfahrzeug-Schaltgetrieben verlangt man, daß sie sich einfach, stoßfrei und möglichst auch geräusch arm schalten lassen. In Lastschaltgetrieben müssen darüber hinaus die Schaltübergänge ohne Zugkraftunterbrechung erfolgen, ohne daß dabei der Fuß vom Gaspedal weggenommen wird. Diese Forderungen sind nur zu erreichen, wenn die formschlüss igen Schaltelemente - Schieberäder oder Schaltklauenkränze - an der Trennstelle gleiche Umfangsgeschwindigkeiten haben , oder wenn die kraftschlüss igen Verbindungen - Lamellen- oder Bandbremsen - beim Schalten entsprechend ihrem Lastwechsel gesteuert werden. Die qualitativen Vorgänge eines Gangwechsels in einem klauengeschalteten Vorgelegegetriebe kann man an den Drehzahlplänen in Abb.12 .1 erkennen. Beim Schalten vom 1. Gang zum 2. Gang wird nach dem Entkuppeln und Gaswegnehmen zunächst die Schiebemuffe S von der Klauenverzahnung K, des 1.-Gang-Losrads getrennt. Die Schiebemuffe kann aber nicht sofort mit der Klauenverzahnung K , des linken Losrads (2. Gang) verbunden werden, da dieses zu schnell dreht. Durch das Gaswegnehmen und gegebenenfalls durch Doppelkuppeln (bei LKW) hat die Antriebswellendrehzahl aber eine fallende Tendenz, so daß sich die Umfangsgeschwindigkeit der Klauen K z schnell an die langsamere Umfangsgeschwindigkeit der Schiebemuffe S anpaßt und bei Gleichlauf der 2. Gang geschaltet werden kann . Dieser Vorgang ist durch die Strahlenbüschel verdeutlicht, wobei zur Einfachheit angenommen wurde, daß sich die Abtriebswellendrehzahl während des Gangwechselns nicht ändert, s. Schraffur am Strahl S.

an

Hochschalten 1. Cong-

Abb.12 .1. Drehzahlpläne für den Gangwechsel.

z.Cong

ZtJrüc/rsclJu/fen z. (Jong - 1. Cong

450

12 Schaltungselemente, Synchronisierungen

Beim Zurückschalten vom 2. auf den 1. Gang kommen sich die Umfangsgeschwindigkeiten von Schiebemuffe Sund Klauenverzahnung K 1 von allein nicht näher. Bei konstant angenommener Abtriebswellendrehzahl ist ein Gleichlauf nur durch Erhöhung der Antriebswellendrehzahl (s. Strahlenbüschel) mit Hilfe von Zwischengas oder mit Hilfe von Reibsynchronisierungen möglich, die sich zwischen der Schiebemuffe S und den Klauenverzahnungen K 1 bzw. K 2 befinden und ein formschlüssiges Kuppeln erst zulassen , wenn sie zuvor durch Reibung eine Drehzahlgleichheit erzwungen haben. Die quantitativen rechnerischen Zusammenhänge gehen auf die Bewegungsgleichungen der Dynamik, auf den Impulssatz und auf die Reibungsgesetze zurück [126]. Das Zusammenspiel mit dem Motor, unterteilt in das Hoch- und Zurückschalten bei geöffneter oder geschlossener Drosselklappe, ist in [124, 125, 128, 132, 133] analytisch untersucht. Die Schaltvorgänge in Reibungskupplungen sind in [131,134] , ihr dynamisches Verhalten in Lastschaltgetrieben in [130] beschrieben. Die folgenden drei Abschnitte zeigen einige der heutigen im Einsatz befindlichen Konstruktionen.

12.1 Unsynchronisierte Schaltelemente Die einfachste und billigste Schaltungsart stellen Schieberäder dar, Abb.12 .2. Sie werden im allgemeinen Maschinenbau und verschiedentlich im Werkzeugmaschinenbau verwendet. In PKW-Getrieben sind sie nur noch im Rückwärtsgang und in Nutzfahrzeug-Getrieben im 1. und R.-Gang zu finden . In Nutzfahrzeug-Getrieben werden sehr häufig unsynchronisierte Klauenschaltungen verwendet, Abb.12 .3. Die Zahnradpaare bleiben ständig im Eingriff. Die beiden Schalträder laufen mit Wälzlagern auf ihrer Welle und werden durch eine verschiebbare Klauenmuffe mit dieser gekuppelt. Durch schwaches Hinterarbeiten der Klauenflanken (Stoßen oder Einrollen) wird ein Gangspringen verhindert.

Abb.12.2 . Schieberadpaar.

Abb.12.3 . Unsynchronisierte Klauenschaltung.

12.2 Synchronisierte Schaltee1emcnte

451

Abb .12.4 . ZF-Leichtscha1tung (Stiftschaltung) S. auch Längsschnitt Abb.9.48 und 11.3).

In Baumaschinen und Schleppertriebwerken hat sich die Stiftschaltung von Abb. 12.4 bewährt. Die Stifte liegen lose in halbkre isförmigen Bohrungen und werden durch eine Schiebemuffe in trichterförmig angesenkte Halbbohrungen der Schalträder geschoben. Der innere Stiftträger ragt auf beiden Seiten etwas in die Schalträder hinein, so daß die Stifte auch im eingeschalteten Zustand auf ihrer ganzen Länge unterstützt sind und dadurch nur auf Schub , aber nicht auf Biegung beansprucht werden, s. auch Längsschnitt in Abb. 9.48 und 11.3.

12.2 Synchronisierte Schaltelemente Unter diesem Begriff sollen nur die Synchronisierungen verstanden werden , die keine Sperrglieder enthalten. Die Gleichlaufkupplung in Abb. 12.5 hat auf beiden Seiten je einen Reibkegel. Wird mittels des Schalthebels die Schiebemuffe und mit ihr der unter Federdruck stehende Muffenträger z. B. nach rechts verschoben, so kommt der an der Muffe befindliche Innenkonus mit dem Reibkegel des zu kuppelnden rechten Rads in Berührung. Dadurch findet unter stetigem Anpressen ein allmählicher Drehzahlausgleich statt , währenddessen der Fahrer einen leichten aber immerhin spürbaren Widerstand beim Schalten empfindet und mit dem Schalthebel kurz in dieser Anpreßstellung verweilen muß . Dieser Vorgang wird .Vorkuppeln" oder .Druckpunktnehmen" genannt. An-

Abb.12 .5. Gle ich1aufkupp1ung [129).

452

12 Schaltungselemente , Synchronisierungen

schließend wird die Kupplungsmuffe weiter nach rechts verschoben und greift schließlich mit ihrer Innenverzahnung in die Lücken der Zähne des zu kuppelnden Zahnrads ein. Damit ist der Schaltvorgang beendet und die formschlüssige Verbindung hergestellt. Diese Synchronisierungen mit Reibungsvorkupplungen sind sehr einfach; erfordern aber vom Fahrer ein gefühlvolles Schalten. Sie werden heute nur noch selten, und dann nur in den unteren Gängen von LKW-Getrieben benutzt.

12.3 Sperrsynchronisierte Schaltelemente Im Vergleich zu den beschriebenen einfachen Synchronisierungen mit Reibungsvorkupplungen enthalten die Sperrsynchronisierungen zusätzlich Sperrglieder, die ein "Durchreißen" der Kupplung vor Erreichen des Gleichlaufs verhindern oder erschweren. Die Bolzensperre in Abb. 12.6 besteht aus einer axial verschiebliehen Klauenmuffe 1 mit drei achsparallelen Bohrungen 2, die von beiden Seiten kegelig angesenkt sind . Durch diese Bohrungen sind Bolzen 3 mit in der Mitte kegeligen Einschnürungen gesteckt. Die Enden der Bolzen sind mit den Reibringen 4 vernietet. Wenn die Klauenmuffe z. B. nach rechts verschoben wird, so versucht sie über die Blattfedern 5 die Bolzen mit den Reibringen mitzunehmen. Sobald der rechte Innenkonus 6 den Reibkegel 7 des zu verbindenden Rads 8 berührt, kommt es auf Grund der Drehzahldifferenz zu einem Reibdrehmoment, wodurch sich das Bolzenringteil verdreht bis die kegeligen Einschnürungen der Bolzen einseitig an den kegeligen Bohrungen der Klauenmuffe anliegen und ein weiteres Verschieben der Klauenmuffe verhindern. Sobald bei anhaltendem Schaltdruck Gleichlauf erzielt ist, wird das Drehmoment in der Reibungsvorkupplung Null und die Klauenmuffe kann leicht über die Schrägflächen der Kegelbunde geschoben werden bis ihre Klauenverzahnung in die Innenverzahnung des zu kuppelnden Rads eingreift. Eine ausgeführte Bolzensperre ist im Getriebe von Abb .6 .21 zu finden . Die Borg-Warner-Sperrsynchronisierung - Abb.12.7 - arbeitet nach dem gleichen Prinzip. An Stelle der Bolzen lassen sich die Reibringe um einen bestimmten Be-

Abb.12 .6. Bolzen-Sperrsynchron isierung [129]. 1 Klauenmuffe; 2 Kegelbohrung ; 3 Bolzen mit Kegeleinschnürung; 4 Reibringe ; 5 Blattfedern; 6 Innenkonus; 7 Reibkegel ; 8 Schaltrad.

12.3 Sperrsynchronisierte Schaltel emente

453

Abb.12 .7. Borg-Warner-Sperrsynchron isierung.

trag, der durch die Langlöcher (Abb.12.7) oder bei anderen Varianten durch Anschlaglappen begrenzt ist, verdrehen, so daß die auf dem äußeren Umfang der Reibringe befindlichen Sperrzähne relativ zur Kupplungs verzahnung Zahn auf Zahn stehen und so ein ungehindertes Durchkuppeln verhindern. Bei anhaltendem Schaltdruck und Angleichen an den Synchronlauf nimmt das Drehmoment zwischen den Reibkegeln wie beschrieben ab, so daß dann die Sperrzähne über ihre angeschrägten Stirnflächen (s. hierzu Abb.12 .8) zurückgedreht werden können und ein synchrones Durchkuppeln der Schiebemuffe ermöglichen. Die Wirkungsweise der ZF-Sperrsynchronisierung (System B ) geht aus Abb. 12.8 hervor. Wenn man die Schiebemuffe 8 - wie im Längsschnitt dargestellt - etwas nach links schiebt, wird der linke Synchronring 3 an den Reibkegel des linken Kupplungskörpers 2 gedrückt, worauf sich 3 sofort bis an den in der perspektivischen Darstellung erkennbaren Anschlag verdreht und dem Weiterschieben der Schiebemuffe Sperrzähne entgegengestellt. Erst bei anhaltendem Druck der Schiebemuffe wird über die angespitzten Zahnflächen bei Drehzahlgleichheit infolge Aufhörens der Reibungskraft der Synchronring zurückgedreht, so daß die Schiebemuffe ganz nach links geschoben werden kann und in die Klauenverzahnung des linken Kupplungskörpers eingreift. Einbaubeispiele: PKW: Abb. 6.3 und 6.25. LKW: Abb. 7.14,7.21,7.27,7.28 und 7.39. Die aus dem System B weiterentwickelte ZF-Sperrsynchronisierung (System D) hat einen Doppe/konus , Abb. 12.9. Dadurch wird der Gleichlauf der zu kuppelnden Teile über die doppelte Anzahl von Kegelreibflächen herbeigeftihrt. Wesentliche Vorteile sind : schnelleres Synchronisieren mit geringerem Kraftaufwand , bessere Einschaltverhältn isse (Entsperren und Einspuren), erhöhte Leistung sfähigkeit und Lebensdauer durch Vergrößerung der Synchronisierungsflächen, eine Entlastung sämtlicher Schaltungsteile.

454

12 Schaltungselemente, Synchronisicrungcn

Abb .12 .8. ZF-Sperrsynchronisierung (System B) . 1 Zahnrad; 2 Kupplungsk örper; 3 Synchronring; 4 Synchronkörper; 5 Druckfeder; 6 Kugelbolzen; 7 Druckstück; 8 Schiebemuffe.

Abb .12 .9. ZF-Sperrsynchronisierung, System D mit Doppelkonus.

12.3 Sperrsynchronisierte Schaltelemente

455

Beim Borg-Warner Doppelkonussystem, Abb.12 .1O, ist der Doppelkonusring 3 mit mehreren Außenmitnehmerlappen drehfest - aber axial beweglich - mit dem Kupplungskörper bzw. Gangrad 1 verbunden und bietet zwei kegelige Reibflächen. Über die eingeleitete Axialbewegung der Schiebemuffe 5 drücken die über Federkraft vorgespannten Gleitsteine zunächst den Synchronring 2 mit seinem Innenkegel an die Außenkegelfl äche des Doppelkonusrings. Gleichzeitig wird eine zweite Reibpaarung zwischen Innenkegel des Doppelkonusrings und Außenkegel des Innenrings 4 wirksam, wobei letzterer über eine Verzahnung mit der Abtriebswelle verbunden ist. Ansonsten gleicht der Vorgang dem der Sperrsynchronisierung. Eine günstige Dimensionierung des Synchronisiersystems wird mit der Verwendung von organischen Reibbelägen auf Papierbasis erreicht. Diese zeichnen sich durch hohe Reibwerte und Flexibilität (hoher Traganteil und Unempfindlichkeit bei Kegelwinkelabweichungen) sowie durch hohe Verschleißfestigkeit aus, wobei die Reibbeläge auf Stahlträger aufgebracht, eine kostengünstige Lösung bieten. Die Borg-Warner Doppelkonus-Sperrsynchronisierung wird insbesondere in den unteren Gängen eingesetzt. Damit können die Schaltkräfte erheblich reduziert und denen der oberen Gängen angeglichen werden. Bei optimaler Auslegung des Systems ist es möglich, die Drehmomentkapazität bis zu 60 % im Vergleich zur Einfachkonussperrsynchronisierung zu erhöhen. In der Potsehe-Sperrsynchronisierung wird die Sperrwirkung nicht durch Formteile, wie Riegel oder Sperrzähne, die sich vor die Lücken der Klauenverzahnung stellen, erreicht, sondern durch einen geschlitzten und an sich elastischen Synchronreibring, der sich "steif macht", sobald und solange beim Schalten ein Reibdrehmoment infolge eines Drehzahlunterschieds der zu kuppelnden Teile besteht. Abbildung 12.11 zeigt einen Schnitt durch die übliche Porsche-Synchronisierung. Die Beschreibung gilt für eine Seite. Der Kupplungskörper 3 mit der Klauenverz ahnung ist fest mit seinem Zahnrad verbunden (aufgepreßt) oder mit diesem aus einem Stück gefertigt. In den Kupplungskörper sind lose ein geschlitzter Synchronring 4, ein Stein 5, ein Anschlag 6 und zwei Sperrbänder 7 eingelegt. Diese Teile werden radial von den überstehenden Klauenzähnen und seitlich von einer Sicherungsscheibe 8 zusammengehalten. Wenn die Schiebemuffe 1, die z.B. mit 1500 min " dreht , zu Beginn des Synchronisiervorganges mit dem im Durchmesser etwas größeren Synchronring 4 (1000 min " ) in Berührung kommt, übt sie auf diesen infolge des Drehzahlunterschieds ein Drehmoment aus und versucht ihn im Uhrzeigersinn (Abb.12.10 rechts) mitzunehmen. Dies ist nur auf einem kleinen Verdrehweg möglich , da dann das eine

Abb. 12.10. Borg-Wamer DoppelkonusSperrsynchronisierung. 1 Gangrad ; 2 Synchronring; 3 Doppelkonus mit org. Belägen; 4 Innenring; 5 Schiebemuffe.

456

12 Schaltungselemente, Synchronisierungen

Abb . 12.11. Porsche-Sperrsynchronisierung. 1 Schiebenmuffe; 2 Führungsmuffe; 3 Kupplungskörper mit Klauenverzahnung; 4 Synchronring; 5 Stein ; 6 Anschlag; 7 Sperrbänder (2 Stück je Seite) ; 8 Sicherungsscheibe.

Synchronringende an der Außennase des Steins 5, der Stein am Sperrband 7, das Sperrband am Anschlag 6 und die Innennase des Anschlags 6 an der Ausnehmung des Kupplungskörpers 3 (= zu kuppelndes Zahnrad) anstoßen. Dabei pressen das Sperrband sowie die Ecken des Steins und des Anschlags von innen gegen den Synchronring, so daß dieser - insbesondere auf einer Hälfte seines Umfangs - "steif' wird und im Durchmesser nicht nachgeben kann . Auf diese Weise wird das Weiterschieben der Schiebemuffe verhindert. Erst wenn sich der Drehzahlunterschied und damit das Reibmoment abgebaut haben, entspannen sich die Sperrteile und der elastische geschlitzte Synchronring kann im Durchmesser etwas zusammenfedern, so daß der Ring über ihn hinweg in die Kupplungsverzahnung geschoben werden kann . Die muldenförmige Eindrehung auf der Innenseite der Schiebemuffe dient zur Arretierung im gekuppelten Zustand. Ein Beispiel für die Berechnung der geometrischen Abmessungen und der Sperrwirkung ist in [127] zu finden. Einbaubeispiele: Abb.6.30 und 6.32.

13 Ölpumpen in Zahnradgetrieben

Es sind die verschiedensten Grundformen von Pumpen im Einsatz. Jede hat die Aufgabe, Flüssigkeit in bestimmter Menge auf einen bestimmten Druck zu fördern. In Getrieben haben Pumpen folgende Funktionen zu erfüllen: a) Förderung von Öl zur Schmierung aller sich bewegenden Teile, wie Zahnräder, Lager und Kupplungslamellen. b) Füllen und Aufrechterhalten des Fülldrucks von hydrodynamischen Wandlern und Kupplungen zum Zwecke einer ausreichenden Leistungsübertragung. c) Förderung von Öl in das Steueraggregat zur Steuerung der verschiedenen Schaltelemente und Kupplungen. d) Förderung von Öl durch den Ölkü h ler, wo ein solcher Öl/Wasser- oder Öl/Luftkühler im Zusammenhang mit einem Getriebe verwendet wird. Flüssigkeitspumpen können nach verschiedenen Gesichtspunkten eingeteilt werden ; z. B. kann als kennzeichnendes Merkmal das Verhältnis der Fördermenge Q zum Druck p benutzt werden . Danach erhält man folgende Einteilung: a) Volumetrische Pumpen (Q /p klein), b) Zentrifugalpumpen mittel), (Q /p groß). c) Axialpumpen

«u»

Eine weitere Einteilung ist die folgende : 1. Konstantpumpen a) Zahnradpumpen

b) Schraubenpumpen

p bis 150 bar Q bis 800 l /min

p bis 175 bar Q bis 350 l/min

11 bis 0,85

11 bis 0,8

2. Verstellpumpen a) Flügelpumpen

b) Kolbenpumpen radial

axial

p bis 100 bar Q bis 250 l/min

p bis 350 bar Q bis 500 l/min

p bis 300 bar Q bis 1000 l/min

11 bis 0,9

11 bis 0,9

11 bis 0,95

Die nun folgenden Ausführungen beschränken sich auf die Gruppe 1, da es sich hierbei um typische Bauarten zur Förderung von Öl handelt.

458

13 Ölpumpen in Zahnradgetrieben

13.1 Zahnradpumpen 13.1.1 Zahnradpumpen mit Außenverzahnung Der Aufbau einer Zahnradpumpe ist sehr einfach, Abb.13 .I. Sie besteht aus nur wenigen Teilen , und zwar sind dies: die beiden Zahnr äder, die Antriebs- und die Lagerwelle, das Pumpengehäuse und der Pumpendeckel. Verschiedentlich wird die Pumpe gegen Überlastung noch durch ein Überströmventil gesichert, welches bei überhöhtem Druck einen Teil der geforderten Flüssigkeit in den Saugraum zurücktreten läßt und dadurch den Druck im Druckstutzen begrenzt. Das Pumpengehäuse bildet zusammen mit dem Deckel den Pumpenraum, der sich in einen Saug- und Druckraum unterteilt. Die Trennung des Druckraums vom Saugraum geschieht durch die Flanken der im Eingriff befindlichen Zähne und die Wandungen des Gehäuses, welche die Stirnseiten und den Umfang der Räder mit geringem Spiel umschließen. Auf der Saugseite füllen sich die Zahnlücken der beiden Räder mit der vom Saugstutzen zuströmenden Flüssigkeit , die nach Absperrung am Zahnkopf entlang der äußeren Gehäusewandung zum Druckstutzen transportiert wird. Dort treffen die aus beiden Rädern ankommenden Flüssigkeitsmengen aufeinander. Der größte Teil wird in den Druckstutzen der Pumpe verdrängt, ein kleiner Teil tritt in den Saugraum zurück. Da die miteinander kämmenden Zähne zeitweilig im Doppeleingriff stehen, bildet sich zwischen Saug- und Druckseite in einer oder in zwei durch Flankenspiel miteinander verbundenen Zahnlücken ein abgeschlossener Raum, dessen Inhalt sich während der Drehung der Räder bis zu einem Minimum verkleinert. Diese Quetschung hat Energieverluste zur Folge und kann bei geringen Spielen zur Beschädigung der Pumpe führen . Das eingeschlossene Quetschvolumen muß deshalb durch Aussparungen, die sich in den seitlichen Wandungsflächen befinden, zur Druck- oder Saugseite abfließen können. Das theoretische Hubvolumen einer Zahnradpumpe berechnet sich aus dem Zellenvolumen, dem Rauminhalt einer Zahnlücke. Bei zwei gleichen Rädern mit normaler Stirnverzahnung mit d Teilkreis-Durchmesser in mm, m Modul in mm, z Zähnezahl, b Radbreite in mm, n Drehzahl in min"

Abb. 13.1. Zahnradpumpe. S Saugseite; D Druckseite; T Taschen zur Ableitung des Quetschvolumens; Vo Zellenvolumen.

13.1 Zahnradpumpen

459

ergibt sich nach [142] das Zellenvolumen in guter Näherung zu V = rrdmb.

o

z

In einer Minute laufen pro Rad zn Zellen durch die Eingriffsstelle; bei der Berücksichtigung beider Räder ergibt sich damit die theoretische Fördermenge pro Minute zu _ 2 V. _ 2 rrdmbn _ 2 rrd 2bn Qth ozn 106 z10 6

in Ilmin.

d, m, bin mm,

n Q

in min ", in l/min.

Hierin sind die Verluste, welche durch das Spiel zwischen Rad und Gehäuse, sowie durch das Spiel der Zähne in der Eingriffsstelle entstehen, nicht berücksichtigt. Der Pumpenwirkungsgrad, in dem neben den Undichtigkeitsverlusten auch alle Reibungsverluste eingehen, schwankt zwischen 0,6 und 0,9. Die Pumpen werden außer mit normaler gerader Evolventenverzahnung auch mit schräg- und pfeilverzahnten Rädern , sowie speziellen Verzahnungen ausgeführt [135, 141].

13.1.2 Zahnradpumpen mit Innenverzahnung (mit Sichel) Abbildung 13.2 zeigt schematisch die Arbeitsweise und ein Foto einer Sichelpumpe. Das komplette Aggregat besteht aus vier Teilen: den beiden außen- und innenverzahnten Rädern , dem Pumpengehäuse mit der darin befestigten oder ausgearbeiteten Sichel und dem Pumpendeckel. Das Pumpengehäuse bildet zusammen mit dem Deckel den Pumpenraum. Kanäle und Öffnungen für den Ölzu- oder Abfluß befinden sich entweder im Pumpengehäuse oder im Deckel. Bei den meisten Konstruktionen wird das innere Rad angetrieben und das im Gehäuse gelagerte Hohlrad durch die Verzahnung mitgenommen. Die Sichel bildet mit den Kopfkreisen beider Rotoren die Abdichtung des Saugraums vom Druckraum. Das auf der Saugseite befindliche Öl wird von den Zahnlücken der beiden Rotoren erfaßt und von einem auf das andere Ende der Sichel transportiert. Da sich der dortige Druckraum bis zur abdichtenden Zahneingriffsstelle kommaförmig verjüngt, muß das geförderte Öl in die seitliche Druckaus flußleitung ausweichen . Fördermenge pro Umdrehung [137]:

n

V"'4 b(di -

dD .10- 6

in 1.

Darin bedeuten: d, Außendurchmesser des inneren Rads in mm d 2 Teilkreisdurchmesser des inneren Rads minus zweimal Kopfhöhe des Außenrads in mm b Zahnbreite in mm. Mit der Drehzahl n in min - I ergibt sich eine theoretische Förderleistung von Qth=;

b(di-d~)n'1O-6 inl/min.

Um einen möglichst guten volumetrischen Wirkungsgrad zu erhalten, sollte die Sichel so groß wie möglich gemacht werden, damit eine gute Abdichtung zwischen Saugund Druckzone erreicht wird. Eine unsymmetrische, weit in die Ausflußseite hinein-

460

a

13 Ölpumpen in Zahnradgetrieben

b

Abb. 13.2. Hohlradpumpe mit Sichel. a) Perspektivansicht; b) Schema ; 1 Ansaugkammer; 2 getriebenes Zahnrad; 3 Segment (Sichel); 4 treibendes Zahnrad; 5 Druckkammer.

reichende Sichel ist wegen der Verminderung der mechanischen Störungen wünschenswert, die sich durch den Druckunterschied ergeben und durch Radverschiebungen verursacht werden. Die Größe des Innenrotors ist durch die Fördermenge, die des Außenrotors durch die Forderungen nach ausreichend bemessenen Saug- und Drucknieren bestimmt. Die Größe der Zähne ist im gleichen Maße durch die Forderung nach maximaler Förderung und nach befriedigender Pumpenwirkung bestimmt. Ein großer Modul hat eine große Fördermenge zur Folge. Die Form der Nieren hängt von den Fußkreisradien des äußeren und inneren Rotors ab. Abbildung 13.3 zeigt den Einbau einer Zahnradsichelpumpe in einem Baumaschinengetriebe (Allison Div., USA) in der Gehäusewand zwischen dem hydrodynamischen Wandler und der hydraulischen Wirbelbremse (Retarder) .

13.1.3 Zahnradpumpen mit Innenverzahnung (ohne Sichel) Diese Bauform wird an Hand der Eaton-Niederdruckpumpen, Abb.13.4 erläutert. Die Hauptteile sind : Innen- und Außenrotor, Welle, Gehäuse und Gehäusedeckel. Der prinzipielle Unterschied zur Sichelpumpe besteht in der Art der Zahnform der Rotoren sowie dem Fehlen der Sichel im Gehäuse. Der Außenrotor ist innenverzahnt mit kreisbogenförmigen Zahnflanken. Er ist mit seinem Außendurchmesser im Pumpenge-

Abb.13.3. Einbaubeispiel einer Zahnradsichelpumpe. 1 Zahnradpumpe mit Sichel; 2 hydrodynamischer Wandler; 3 Wirbelbremse.

13.1 Zahnradpumpen

461

Abb . 13.4. Hohlradpumpe ohne Sichel. a) Perspekt ivansicht; b) Schema.

a

häuse gelagert, welches zusammen mit dem Deckel den Pumpenraum bildet. Innenrotor und Welle können aus einem Teil hergestellt werden. Die Verzahnung des Innenrotors hat eine Form, die eine ständige Berührung jedes Zahns mit dem Außenrotor ergibt. Der Innenrotor hat einen Zahn weniger als der Außenrotor. Die Rotoren sind um die halbe Zahnhöhe exzentrisch zueinander angeordnet. Die Saug- und Druckkanäle befinden sich seitlich der Rotoren und können sowohl im Pumpengehäuse als auch im Deckel oder in beiden Teilen vorgesehen werden. Bei schmalen Rotoren genügt eine einseitige Lagerung der Antriebswelle im Pumpengehäuse. Bei breiten Rotoren oder kurzer Wellenlagerung im Gehäuse empfiehlt es sich, die Antriebswelle auch im Deckel zu lagern. Der Antrieb der Pumpe erfolgt durch den außenverzahnten Innenrotor, der auf der Welle sitzt und den Außenrotor mitnimmt. Die gedachte Verbindungslinie durch die beiden Rotormittelpunkte teilt die Pumpe in zwei Hälften . In der einen Hälfte werden die von den Zähnen gebildeten Kammern in Drehrichtung des Innenrotors größer und nehmen dabei Öl aus der Saugniere auf. In der anderen Hälfte wird das Kammervolumen kleiner, das Öl wird in die Druckniere verdrängt. Die theoretische Fördermenge einer Hohlradpumpe ohne Sichel ergibt sich näherungsweise aus folgenden Formeln [137]: Fördermenge pro Umdrehung 7T

V"" -4 b(d 21 - d 22) 10- 6 in I ,

minütliche theoretische Förderleistung:

Darin bedeuten: d, Innendurchmesser des äußeren Rotors plus zweimal Radexzentrizität, d 2 Innendurchmesser des äußeren Rotors minus zweimal Radexzentrizität, b Breite.

462

13 Ölpumpen in Zahnradgetrieben

13.1.4 Einige ausgeführte Zahnradpumpen Bosch-Brillenpumpe: Evolventen-Außenverzahnung. Die Wellen sind auf beiden Seiten der Räder in brillenförmigen und hydraulisch angefederten Doppelbüchsen gelagert, wodurch sich kleine Axial- und Radialspalte ergeben [144]. Hydro-Meca-Zahnradpumpe (gleichnamige Firma, Paris): Außenstirnräder. Das Pumpengehäuse und die beiden seitlichen Deckel bilden selbständige Baugruppen, die im Reparaturfall einzeln ausgetauscht werden können [139]. New Products Corp.: Zahnradpumpe mit Außenstirnrädern. Auf der Druckseite wird ein Gummikissen federnd gegen die Zahnköpfe der beiden Räder gedruckt [143]. ZF-Eaton-Pumpe: Hohlradpumpe ohne Sichel mit Sonderverzahnung Abb. 13.4

[136]. Danfoss-Orbitrol und ZF-Ross: Hydraulische Lenkanlage mit einer Zahnrad-EatonHandpumpe, deren Aufbau mit einem offenen Planetengetriebe vergleichbar ist. Der

Abb.13.5. Schraubenspindelpumpe [138]. S Saugraum; D Druckraum; B I Druckölbohrung; B z Rücklautbohrung; W Wellenbund; 1 Hauptspindel; 2 Nebenspindel; 3 Rillenkugellager; 4 Dichtringe; 5 Sicherheitsventil; 6 Handregelung.

13.1 Zahnradpumpen

463

Stator mit sieben Zähnen entspricht dem gehäusefesten Hohlrad, der durch das Lenkrad über eine Gelenkwelle angetriebene Rotor mit sechs Außenzähnen dem umlaufenden Planetenrad und der Abstand zwischen Stator- und Rotormittelpunkt dem Steg. Dieser Planetenaufbau führt zu einer großen Übersetzung von i = - 6:1 zwischen den Umläufen des Rotormittelpunkts und des Lenkrads und damit zu großen Fördervolumen [140].

13.2 Schraubenpumpen Bei Schraubenspindelpumpen. Abb. 13.5, wird das Fördermittel durch zwei gegenläufige Spindeln verdrängt, die doppelt wirkend ausgeführt und durch ein im Ölbad laufendes Stirnräderpaar miteinander gekuppelt sind. Die beiden Spindeln (oft auch drei) werden vom Pumpengehäuse umschlossen. Der nicht angetriebene Rotor wird vom anderen mitgenommen. Durch den gegenseitigen Eingriff entstehen Zellen, die bei der Drehung axial weiterwandern und so die Förderung bewirken. Die Pumpen arbeiten mit hohen Drehzahlen und praktisch ohne Druckschwingungen. Wie bei Zahnradpumpen, ist auch hier eine große Herstellgenauigkeit notwendig, damit gute volumetrische Wirkungsgrade erreicht werden. Schraubenpumpen werden für die Förderung von Öl bis zu Drücken von 350 bar und bis zu Fördermengen von 1001/s gebaut.

14 Zahnradschäden

Im Normalfall ist zu beobachten, daß ein Zahnradgetriebe oder ein Radpaar eine Einlaufperiode aufweist. Hierbei hat das Zusammenwirken von Rollen und Gleiten der Zahnflanken zur Folge, daß sich die Oberflächenunebenheiten glätten und die aktiven Zahnflanken einen hellen Glanz erhalten. Nach Ablauf dieser Einlaufzeit werden die Zahnflanken bei Beachtung eines ordnungsgemäßen Betriebs nur noch geringem oder kaum meßbarem Verschleiß unterliegen. Bei ungünstigeren Bedingungen können sich jedoch Mängel einstellen, die sich entweder in Beschädigungen der Zahnflanken oder als Zahnbruch äußern. Wenn die

Abb.14 .1. Gewaltbruch (Sprödbruch) an einem einsatzgehärteten Schr ägstirnrad . Etwa Originalgröße.

Abb .14.2. Gewaltbruch (Spröd-Wulstbruch) an einem einsatzgehärteten Geradstimrad. Vergrößerung: etwa 1,4fach. Abb .14 .3. Zahneckgewaltbruch (Sprödbruch) an einem einsatzgehärteten Schrägstirnrad. Vergrößerung: etwa lfach.

14.1 Zahnbruch

465

Schadensart genau bekannt ist, kann häufig auf die unmittelbare Ursache geschlossen und entsprechende Abhilfe geschaffen werden. Es werden die wiederholt vorkommenden Zahnschäden definiert sowie ihre typischen Merkmale und Hauptursachen beschrieben. Dieser Abschnitt ist eine gekürzte Fassung der ZF-Norm 201 [145].

14.1 Zahnbruch Hierbei brechen ganze Zähne oder größere Teile davon aus. Unterschieden sei zwischen Gewaltbruch und Dauerbruch.

14.1.1 Gewaltbruch Merkmale: Die Bruchfläche ist über den ganzen Querschnitt rauh und kristallin zerklüftet (Sprödbruch, Abb. 14.1) oder ein Teil der Bruchfläche weist eine glatte Wulst bzw. am Gegenstück eine wannenartige Vertiefung auf (Verformungsbruch, Abb. 14.2). Einen Sonderfall stellt der Zahneckgewaltbruch - Abb. 14.3 - dar, bei dem nur ein Teil des Zahns an einem Zahnende ausbricht. Ursachen: Ein Gewaltbruch ist die Folge einer oder einiger nicht vorhergesehener sehr starker Überlastungen. Diese können z. B. durch Verklemmen mit anderen Maschinenteilen entstehen und .sind meist nicht auf Fehler in Entwurf oder Herstellung zurückzuführen. Sprödbruch ist ein Zeichen dafür, daß die Biege-Zug-Beanspruchung für den Bruch maßgebend war. Wulst- oder Schiebungsbruch ist dagegen als Folge von Schubbeanspruchung anzusehen. Ein Zahneckbruch ist auf einseitiges Tragen der

Abb.14.4 . Dauerbruch an einem einsatzgeh ärteten Schrägstirnrad mit etwa 30 % Dauerbruchantei1. Vergrößerung : etwa 1,5fach.

Abb.14 .5. Dauerbruch an einem einsatzgehärteten Kegelritzel mit nahezu 100 % Dauerbruchantei1. Relat iv grobkörnige Bruchfläche , d. h. schnell fortschreitender Dauerbruch. Vergrößerung : etwa 1,5fach.

466

14 Zahnradschäden

Zähne zurückzuführen. Bei Schrägstirnrädern, insbesondere mit großem Schrägungswinkel, tritt der Bruch - auch bei gleichmäßiger Lastverteilung über die Zahnbreite - als Zahneckbruch auf.

14.1.2 Dauerbruch oder Ermüdungsbruch Merkmale: Die Bruchfläche besteht aus zwei unterschiedlichen Zonen, der Dauerbruchfläche und der restlichen Gewaltbruchfläche, Abb. 14.4 und 14.5. Die Dauerbruchfläche sieht feinkörnig aus, und zwar ist sie um so feinkörniger, je langsamer der Bruch fortschreitet. Diese Fläche zeigt häufig Reibkorrosion und ist vielfach mit sogenannten Rastliniendurchsetzt, die etwa konzentrisch um den Ausgangspunkt des Dauerbruchs verlaufen, der auf der Seite der belasteten Zahnflanke beginnt. Die Gewaltbruchfläche sieht rauh und zerklüftet aus (kristallin) . Ursachen: Ein Dauerbruch entsteht als Folge oft wiederholter Lastwechsel. Ausgehend von einem kleinen Riß, einem Schlackeneinschluß, einer Bohrung oder ähnlichem schreitet der Bruch langsam fort, bis der verbleibende Restquerschnitt nicht mehr in der Lage ist, die Belastung zu übertragen; der Zahn bricht dann plötzlich bei erneuter Belastung ab. Die Rastlinien entstehen, wenn Perioden großer Schwell- oder Wechselbelastung und Perioden niedriger Belastung einander abwechseln.

14.2 Flankenschäden 14.2.1 Grübchen, Grübchenbildung Merkmale: Materialteilchen brechen aus der Zahnflanke aus, so daß Löcher (Grübchen) entstehen, Abb.14 .6. Vielfach wird unterschieden zwischen "Einlaufgrübchen" und "fortschreitender Grübchenbildung". Einlau fgrübchen können auftreten bei Inbetriebnahme eines neuen Zahnrads aus ungeh ärtetemWerkstoff; sie vermehren sich im allgemeinen nur so lange, bis örtlich begrenzte Oberflächenerhöhungen abgetragen sind, so daß dann eine genügend große Berührungsfläche vorhanden ist, um die Last ohne weitere Oberflächenbeschädigungen zu tragen. "Fortschreitende Grübchenbildung" entwickelt sich weiter, auch nachdem anfängliche Oberflächenerhöhungen abgetragen sind. Diese Art Grübchenbildung nimmt bei längerer Betriebszeit oft in solchem Maße zu, daß die übrig bleibende, nicht beschäd igte Fläche die Belastung nicht mehr tragen kann ; bei weiterem Betrieb werden die Zahnflanken infolgedessen schnell zerstört.

Abb.14 .6. Kleine Grübchen am Zahnfuß, grobe Grübchen in Wälzkreisnähe an einem einsatzgehärteten geschliffenen Geradstirnrad. Vergrößerung : etwa 1,3fach.

14.2 Flankenschäden

467

Abb.14 .7. Abblätterungen an einem geschabten, einsatzgehärteten Schrägstirnrad nach kurzer Laufzeit infolge Überbeanspruchung der Werkstückoberfl äche beim Zerspanen. Vergrößerung : etwa 1,7fach.

Ursachen: Grübchen sind Oberflächenschäden, die auf Ermüdung des Werkstoffs zurückzuführen sind. Nach dem heutigen Stand der Kenntnisse ist für ihr Auftreten in erster Linie eine Überschreitung der für den betreffenden Werkstoff zulässigen Hertzsehen Pressung maßgebend. Grübchen treten nur bei Ölschmierung auf. Weitere Einflußgrößen sind: Art des Schmieröls und Ölzähigkeit, spezifisches Gleiten, Flankenformfehler und Oberflächenrauheit. Umfangsgeschwindigkeit.

14.2.2 Abblätterungen Merkmale: Flache Metallteilchen, ähnlich kleineren oder größeren Schuppen, blättern von der Zahnflankenoberfläche ab, Abb. 14.7. Diese Schadensart scheint nur an einsatzgehärteten und induktionsgehärteten Zahnrädern aufzutreten. Ursachen: Abblätterungen sind teilweise auf fehlerhaften Werkstoff, fehlerhafte Wärmebehandlung oder starke Wärmewirkung beim Schleifprozeß zurückzuführen, zum Teil auch auf Überbeanspruchung der Werkstückoberfläche bei der Zerspanung. Hierbei reißt ein größerer Teil der Zahnflanke unter der Oberfläche an. Mitunter beginnen die Abblätterungen an einem Riß.

14.2.3 Schaltschäden Merkmale: Die Schaltnasen weisen größere Absplitterungen, dünne Abblätterungen und plastische Verformungen auf, Abb. 14.8.

Abb.14.8. Plastische Verformungen und Abblätterungen an den Schaitnasen eines einsatzgehärteten Stirnr ads. Vergrößerung: etwa 2fach.

468

14 Zahnradschäden

Abb.14 .9. Einsatzgehärtetes Schrägstirnrad mit geschabter Verzahnung. Das Stirnrad ist unter hoher Last bei normaler Schmierung gelaufen . Infolge des normalen Verschleißes sieht die Zahnflanke wie vernickelt aus. Die Schabestruktur ist nur noch schwach zu erkennen. Vergrößerung : etwa Originalgröße .

Ursachen: Schaltschäden entstehen, wenn zwei Zahnräder zum Eingriff gebracht werden, ohne daß Gleichlauf zwischen beiden besteht. Wird die Kraft bei nur teilweise eingeschobenem Schieberad übertragen, so entstehen zusätzlich auf einem Teil der Zahnbreite Abplattungen und Stufen.

14.2.4 Verschleiß Verschleiß ist ein allgemeiner Begriff, der die Abtragung von Werkstoff umfaßt, die beim Gleiten zweier Körper aufeinander auftritt. Hierzu gehört auch die Abtragung von Werkstoff infolge Einwirkung von Verunreinigungen im Schmiermittel durch Läppen oder Kratzen . Normaler Verschleiß Merkmale: Rauhigkeitsspitzen werden abgetragen , so daß die von der Herstellung vorhandene Oberflächenstruktur (Fräs-, Schleif- oder Schabemarken) allmählich verschwindet; es entsteht eine glatte, glänzende Oberfläche, Abb. 14.9. Die ordnungsgemäße Funktion des Zahnrads wird durch diesen Metallabtrag nicht beeinträchtigt. Ursachen: Die Gleit- und Wälzbewegung der Zahnflanken führt trotz des Ölfilms zu einem Abscheren bzw. zu einer plastischen Verformung der vorstehenden Rauheitsspitzen, so daß die Oberflächen eingeebnet und die Rauheit verringert wird.

Abb.14 .IO. Einsatzgehärtetes Geradstirnrad mit Schleifverschleiß, der durch mit Staub verunreinigtes Öl verursacht wurde. Die Glattschliffstruktur ist hierdurch vollkommen beseitigt. Vergrößerung: etwa 1,2fach.

14.2 Flankenschäden

469

Abb.14 .11. Abgerundete Kopfkanten eines vergüteten Geradstirnrads aus 37 MnSi 5 infolge Eingriffs mit der Fußausrundung des Gegenrads. Am Gegenrad äußern sich die Eingriffsstörungen durch Schabemarken in der Fußausrundung. Vergrößerung: etwa 3fach.

Schlei/verschleiß Merkmale: Die Zahnflanken zeigen ein gleichmäßiges , mattes Hellgrau; sie sehen wie geläppt aus. Je nach der Laufzeit ist die ursprüngliche Fräs-, Schabe- oder Schleifstruktur weitgehend beseitigt, Abb. 14.10. Ursachen: Wenn kleinste Teile, wie Schleifstaub, Oxide, Luftverunreinigungen oder sonstige Fremdkörper im Öl enthalten sind , so üben diese infolge der Gleit- und Wälzbewegung der Zahnflanken eine Läppwirkung aus. Verschleiß durch Eingriffsstiirungen Merkmale: In Zahnhöhenrichtung verlaufende Schabemarken an Zahnkopfbzw. Zahn fuß des Gegenrads. Bei längerer Laufzeit Abrundung der Kopfkanten, Abb. 14.11. Ursachen: Bei falscher Bemessung der Verzahnung oder starker Unterschreitung des vorgeschriebenen Achsabstands kann es vorkommen , daß Gebiete am Zahnfuß zum Eingriff kommen, die nicht mehr als Evolventenflanke ausgebildet sind. Zwischen der Kopfkante eines Zahns und der Zahnfußausrundung des betreffenden Gegenradzahns treten dann hohe Pressungen auf, die dazu führen, daß Zahnkopf bzw. -fuß abgeschabt oder abgerundet werden.

14.2.5 Riefen Merkmale: Glatte, strichartige Vertiefungen, die bis zum Kopf bzw. Beginn oder Ende des Eingriffs am Fuß durchlaufen mit einer Rauhtiefe von etwa 3 bis 5 um quer zur Riefenrichtung. Der Riefengrund ist glatt, d. h. die Rauhtiefe in Richtung der Riefen sehr gering (im Gegensatz zu den Fressern) . Riefen treten vorwiegend im Gebiet der großen Gleitgeschwindigkeiten, d. h. im allgemeinen am Zahnkopf und Zahnfuß auf, Abb.14.12.

Abb.14.12. Riefen an Zahnkopf und Zahn fuß eines einsatzgehärteten Geradstirnrads. Leichte Grübchenbildung am Zahnfuß. Vergrößerung: etwa 1,3fach.

470

14 Zahnradschäden

Ursachen: Riefen sind ein Zeichen dafür, daß die betroffenen Zahnflanken hohen Belastungen ausgesetzt waren. Kleine Fremdkörper und Rauheitsspitzen der Gegenflanke werden in die Zahnflanken gedrückt und erzeugen infolge der Gleitbewegung rillenartige Vertiefungen.

14.2.6 Fressen Merkmale: In Gleitrichtung orientierte, rauhe, porige, wie geätzt aussehende Striefen oder Flächen, deren Rauhtiefe im allgemeinen über 3 11m beträgt und in allen Richtungen etwa gleich groß ist (im Gegensatz zu Riefen), Abb.14.13 und 14.14. Fresser treten zuerst in Gebieten auf, wo neben einer hohen Hertzsehen Pressung große Gleitgeschwindigkeiten wirksam sind . Im allgemeinen also zuerst in der Nähe des Zahnkopfes und Zahnfußes. Ursachen: Durch gemeinsame Wirkung von Pressung und hoher Gleitgeschwindigkeit und der daraus folgenden Temperaturerhöhung, reißt der Schmierfilm zwischen den Flanken ab, so daß metallisch reine Flächen direkt aufeinander reiben . Dies kann zu molekularer Adhäsion oder Verschweißung führen, Infolge der Relativbewegung werden diese Schweißstellen sofort wieder auseinandergerissen, was zu den oben beschriebenen Erscheinungen führt . Fressen kann häufig durch Benutzung eines Hochdruckschmiermittels vermieden werden; leichte Freßerscheinungen lassen sich durch nachträgliche Anwendung eines derartigen Schmiermittels beseitigen.

14.2.7 Risse Härterisse (Zugspannungsrisse) Merkmale: Linienartige sich vielfach über größere Gebiete erstreckende Risse Abb. 14.15. Außer bei Einsatzstählen mit höherem Legierungsgehalt (Cr-Ni-Mn) kommen Härterisse bei einsatzgehärteten Teilen kaum vor. Häufiger findet man sie

Abb.14.13. Leichte Freßzone (ganz links) und geglättete Zone (schwarz erscheinende spiegelnde Fläche) an einem einsatzgehärteten Geradstimrad mit Kreuzschliff. Vergrößerung: etwa 2,5fach.

Abb.14.14. Starkes Fressen über die Zahn breite an einem einsatzgeh ärteten Geradstirnrad mit Kreuzschliff. Vergrößerung : etwa 0,75fach.

471

14.2 Flankenschäden

Abb.14.15. Einsatzgehärtetes Zahnrad. Zugspannungsrisse infolge zeitlich versetzter Umwandlung zwischen Rand- und Kernzone . Vergrößerung : etwa 0,75fach.

bei durchgehärteten Vergütungsstählen mit relativ hohem C-Gehalt, bei Stählen für Flammen- oder Induktionshärtung (partielle Härtung) sowie bei hochlegierten Werkzeugst ählen . Bei einsatz- und induktivgehärteten Teilen ist die Rißtiefe etwa gleich der Dicke der Härteschicht. Bei Vergütungs- und Werkzeugstählen treten meist tiefe Risse auf, die bis zur vollkommenen Trennung des Werkstücks in mehrere Teile führen können. Diese Risse gehen vorwiegend von Kerben oder sonstigen Querschnittsübergängen aus .

Ursachen: Einsatzstähle: Bei Luftabkühlung nach dem Aufkohlen eilt unter Umständen die Umwandlung der Randzone der Umwandlung der Kernzone zeitlich voraus. Eine Volumenvergrößerung im Kern verursacht Zugspannungen in der Randzone; wenn diese die Bruchfestigkeit überschreiten, treten Härterisse auf. Vergütungs-, Oberflächenhärte- und Werkzeugstähle: Die Ursache der Rißentstehung ist meist unsachgemäße Härtung (zu schnelles Anwärmen oder zu schroffes Abschrecken). Häufig treten Härterisse auch als Folge entkohlter Randzonen auf. Schlei/risse Merkmale: Feine Risse, die vielfach ein bestimmtes Muster bilden. Sie sind so fein, daß sie meist nur mit Hilfe besonderer Prüfmethoden oder erst nach der Inbetriebnahme der Zahnräder festgestellt werden können, Abb. 14.16. Ursachen: Schleifrisse entstehen infolge falscher Schleiftechnik (zu starker Erwärmung beim Schleifen) oder falscher Wärmebehandlung.

Abb.14.16. Netzartige Schleifrisse an einem einsatzgehärteten Schrägstirnrad , durch Ferro-FluxPrüfung sichtbar gemacht. Vergrößerung : etwa O,75fach.

14 Zahnrad schäden

472

Abb . 14.17. Zahnbruch infolge nichtmetallischer Einschlüsse an einem einsatzgehärteten Schr ägstirnrad. Nichtmetallische Verunreinigungen im Bruchgefüge. Vergrößerung: etwa Originalgröße .

Materialrisse Merkmale: Meist ein einzelner Riß, der über den gesamten Querschnitt des Rads oder in größere Tiefe reicht , Abb.14.17. Ursachen: Einschlüsse von Schlacken (Schlackenzellen) oder anderweitige nichtmetallische Verunreinigungen oder Schmiedefalten.

14.2.8 Reibkorrosion (Passungsrost) Merkmale: Neben dem normalen Rost (chemische Korrosion) unterscheidet man braunrote Stellen mit gleichförmigem pulverförmigen Abtrieb auf den Zahnflanken; teilweise zusammen mit einer tiefen Kerbe, die entsprechend einer Berührungslinie über die Zahnflanke verläuft. Ursachen: Wenn zwei metallische Flächen mit großer Kraft aufeinandergepreßt werden und dabei kurze vibrierende Bewegungen ausführen, so entsteht Passungsrost. Er tritt insbesondere in Getrieben auf, die längere Zeit unter Last stillstehen und dabei Erschütterungen ausgesetzt sind . Im Zusammenwirken mit Schmieröl, Feuchtigkeit und Sauerstoff kann sich längs der jeweiligen Berührungslinie auf den Zahnflanken die erwähnte Kerbe bilden.

14.2.9 Sonstige seltener vorkommende Flankenschäden Kaltfließen (plastische Verformung) Merkmale: Abplattung der Zahnflanken durch übermäßige Belastung oder Stöße, überstehende Grate (Walzgrate) an Kopfkanten oder Zahnenden, Abb. 14.18. Kaltfließen tritt im allgemeinen nur bei ungehärteten Werkstoffen auf, man findet es mitunter aber auch bei gehärtetem Stahl. Ursachen: Sehr hohe , gleichbleib ende Belastung, die im Zusammenwirken mit der Gleitbewegung zu einem Auswalzen des Werkstoffs führt oder Abplatten und Verquetschen der Zahnflanke durch zu geringe Oberflächenhärte (unter etwa 50 HRC).

14.2 Flankenschäden

473

Abb.14.18 . Plastische Verformung an einem einsatzgeh ärteten Geradstirnrad durch zu geringe Oberflächenhärte. Vergrößerung : etwa 0,75fach.

Warmfließen Merkmale: Ganze Zähne oder Teile davon werden infolge großer Erwärmung weich und nehmen einen teigartigen Zustand an. Bei der Belastung werden die Zähne verformt und das Material aus der ursprünglichen Form gedrückt. Ursachen: Sehr starke Erwärmung, die insbesondere bei Ausfall der Schmierung eintreten kann. Ausglühen Merkmale: Verfärbung der Zahnflanken (Anlaßfarben!) und Verringerung der Härte . Als Folge hiervon können bei weiterem Betrieb rillenartige Vertiefungen in Richtung der Gleitgeschwindigkeit, insbesondere am Zahnkopf und Zahnfuß auftreten. Im Gegensatz zum Warmfließen bleibt die Zahnform im ganzen erhalten. Das Ausglühen kann aber eine Vorstufe zum Warmfließen sein. ljrsachen: Starke Erwärmung infolge übermäßig starker Reibung, die häufig durch Uberlastung, zu hohe Geschwindigkeit, zu kleines Flankenspiel oder falsche Schmierung verursacht wird. Verzunderung Merkmale: Fleckenartige Erhöhung auf den Zahnflanken, Abb. 14.19. Beim Laufen unter Belastung findet die Kraftübertragung zunächst an diesen fleckenartigen Erhöhungen statt, so daß diese schnell einen metallischen Glanz erhalten. Ursachen: Oxydation der Oberfläche bei der Wärmebehandlung.

Abb.14.19. Geschabte Zahnflanke eines einsatzgehärteten Schrägstirnrads mit Zunderflecken. Vergrößerung : etwa 1,3fach.

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Firmenverzeichnis mit Getriebe-Eigennamen

Allison - Übersichtstabelle 250, 300 - Verteilfzg.4-Gang-Automatgetriebe 314 - LKW Automatgetriebe WT-Serie (MD + HD) 315 - Baufzg. Hydro-Powershift TT 2000 354 - Baufzg. Torqmatic-Powershift 6000 355 Audi - Übersichtstabelle 148 - 5-Gang-Transaxle Baureihe B 80

170,

172

- Schalt- und Verteilergetriebe quattro 173 - 5- und 6-Gang-Transaxle C 90 175 Austin - PKW Planeten-Stellkoppe1getriebe

100

Automotive Products (AP) - Übersichtstabelle 147, 185 - Automatisiertes 4-Gang-Schaltgetriebe 183 - PKW 4-Gang-Automatgetriebe (mit Kegelrädern) 197 BHS - Belastungsausgleich Planetengetriebe (Stoeckicht) 120, 122, 124 BorgWarner - Übersichtstabelle 185 - Detroit-Gear-Getriebe 60, 190 - Modell 35 (Ravigneaux) 74, 190 - Overdrive 399,400 - Spin-Resistent-Differential 435 - Sperrsynchronisierungen 452, 453, 455 Case-IH - Übersichtstabelle 330 - 16-Gang-Traktorgetriebe Chrysler - Übersichtstabelle - Torqueflite 191

185

359 ,366

DAF - Übersichtstabelle 368 - Tandemachse 387 EatonlFuller - Übersichtstabelle 250 , 368 - LKW 5-, 6- und 9-Gang SynchrongetriebeReihe 255 - LKW 12-Gang-Twin-Splitter, EatonSAMT-Getriebe 260 - LKW Fuller-Roadranger-Getriebe 269, 270 - LKW 16-Gang-Synchrongetriebe-Reihe 271 - LF-Synchronisierung 273 - LKW 2-Gang-Achstrieb 388 - Durchtriebsachskopf 395 Fiat - Übersichtstabelle 250 , 323 - Wandlerschaltkupplung Hydro-Trans

276

Fichtel & Sachs - Übersichtstabelle 185 - Saxomat 186 - PKW-Wandler 214 Ford - Übersichtstabelle 148, 185,330 - Getriebe mit Ravigneaux-Satz 74 - 5-Gang-Transaxle 168 - 5-Gang-Transaxle mit Verteilergetriebe 4x4 169 - Fordomatic, C4, Taunomatic 74,189, 191 - Cruise-O-Matic, Merc-O-Matic, Multidrive, Turbodrive 74, 190 - Dual Range, C6 74,191,192 - 3-Gang-Automatgetriebe C5 196 - 4-Gang-Automatgetriebe A4 LD 208 - 4-Gang-Automatgetriebe AOT 212 - 3-Gang-Automatgetriebe Front ATX 239 - Traktorgetriebe Ford-Funk 359,367 - Differentialsperre 405

Finnenverzeichnis mit Getriebe-Eigennamen General Motors (GM) - übersichtstabelle 185 - Dual Path Turbine Drive 187 - Dynaflow 186 - Dynaflow Twin Turbine 187 - Hydramatic 192 - Jetaway 188 - Powerglide 188, 189 - Super Turbine Drive 188 - Tempest Torque 189 - Tripie Turbine 187 - Turboglide 187 - Ultramatic 189 - Variable Pilch 187

Nissan - Übersichtstabelle 368 - PKW Achsgetriebe 385 Opel - übersichtstabelle 148 - 5- und 6-Gang-Transaxle, F-Reihe 165 - Verteilergetriebe Opel Vectra 4x4

Persehe

153-156

IVECO-Magirus - übersichtstabelle 368 - Achsdurchtrieb 373 - LKW 2-Gang-Verteilergetriebe

446

-

Getrag - übersichtstabelle 147 - PKW 6-Gang-Schaltgetriebe 157 - Motorrad 5-Gang-Schaltgetriebe 159 INA - Schaltelemente

481

377

John Deere - übersichtstabelle 330 - Traktorgetriebe Baureihe 6000 und 7000 359,367 - Differentialsperre 407

übersichtstabelle 148,368 5-Gang-Transaxle 177 Dopplerkupplungsgetriebe PDK 179 6-Gang-Kompaktgetriebe (Porsche-Aisin) 181 - Tiptronic 221 - Achsgetriebe 385 - Sperrsynchronisierung 456 Renk - übersichtstabelle 250, 323, 330 - Bus 4-Gang-Automatgetriebe Doromat 308 - NKW 5-6-7 -Gang-Automatgetriebe Remat 312 - NKW ö-Gang-Automatgetriebe Baureihe HS 346 Saab Scania - übersichtstabelle 250 - NKW 4-Gang-Automatgetriebe

313

Linde Güldner - übersichtstabelle 330 - Hubstaplergetriebe 331

Self Changing Gears - übersichtstabelle 250, 323 - NKW 4-Gang-Automatgetriebe (Wilson, Leyland) 247 ,281

MAN - Übersichtstabelle 368 - 2-Gang-Verteilergetriebe 382 - Tandem-Hinterachse 387

Steyr - übersichtstabelle 368 - LKW 2-Gang-Verteilergetriebe - Achsdurchtrieb 395

Mercedes-Benz - übersichtstabelle 147, 185,250,323,368 - PKW 5-Gang-Schaltgetriebe 154 - PKW 4-Gang-Schaltgetriebe 203 - PKW 5-Gang-Automatgetriebe 222 - PKW 5- und 6-Gang-Schaltgetriebe 253 - LKW 16-Gang-Schaltgetriebe 267 - Verteilfzg. 4-Gang-Automatgetriebe, E-Reihe 284, 286 - LKW 2-Gang-Verteilergetriebe 380,381 - LKW 2-Gang-Hinterachse 387 - Sperrdifferential ASD 434 - Längsdifferential 4 MATIe 443

Sundstrand - Dual Mode Transmission

377

92

Voith - übersichtstabelle 250 , 323, 330 - Bus Stufenlos Hydrostat. Leistungsverzweigungsgetriebe SHL 105 - NKW 3- und 4-Gang-Differentialwandlergetriebe DIWA-Baureihe 303 - Bus 3-Gang-Automatgetriebe Midimat 307 - Baumasch. 2-Gang-Wendegetriebe DIWAmatic 336

482 - Baumasch . 2-Gang-Wendegetriebe Certomatic 338 - Baumasch . 3-Gang-Wendegetriebe Certoplan (Hurth) 346 - Retarder 324 - Einbauwandler 340 Volkswagenwerk (VW) - Übersichtstabelle 148, 185 - 4-Gang-Transaxle Käfer 160 - 4- und 5-Gang-Transaxle Golf 162 - 4-Gang-Transaxle Tran sporter 163 - 3-Gang-Automatgetriebe 193 Volvo - Übersichtstabelle 250 - LKW 12- und 16-Gang-Schaltgetriebe 269 ZF Friedrichshafen - Übersichtstabelle 147,148,185,250,323, 330,368 - Aufzugsgetriebe Ecolift 56,61 - Stellgetriebe Flugzeug-Landeklappen 67 - Stellgetriebe Roboter 70 - PKW 4- und 5-Gang ZF-SynchromaGetriebe 147 - PKW 4-Gang-Transaxle ZF-SynchromaGetriebe 162 - PKW 4-Gang-Automatgetriebe 213 - PKW 5-Gang-Automatgetriebe 224 - PKW 4-Gang-Automatgetriebe Front 230 - PKW Halbautomatisches Vorwählgetriebe (Sodcngetriebe 1921) 186

Firmenverzeichnis mit Getriebe-Eigennamen - LKW 3-Gang-Einheitsgetriebe (1925) 244 - NKW ZF Hydromedia (3-Gang)-Getriebe 247 - NKW 5- und 6-Gang-Synchrongetriebe ZF-Ecolite-Baureihe 248,258 - LKW 9- und lO-Gang-Synchrongetriebe ZF-Ecomid-Baureihe 262,264 - LKW 16-Gang-Synchrongetriebe ZF-Ecosplit-Baureihe 264 - Intarder 268 , 323 - WSK-Getriebe ZF-Transmatic 274 - Schaltautomatisierung Ausbaustufen ES, AVS, SES, AS 280 - NKW 4-5-6-Gang Automatgetriebe ZF-Ecomat-Baureihe 292 - Nebenabtriebe 327, 328 - Radbagger Hydrostat. 2-Gang-Wendegetriebe 333 - Stapler Hydrodyn. 2-G ang-Wendegetriebe 334 - Baumasch. Lastschalt-Wendegetriebe Baureihe WG + PW 339 , 345 - Traktorgetriebe Baureihe T 7000 359 - Baumasch . Verteilergetriebe, Doppelachse, Tandemachse 370,371 - NKW Achseinsätze, Differentiale 384, 386 - NKW Starr- und Lenkachsen, Radnabengetriebe 387 - ZF-Ferngang, Handa-Overdrive 399 - Differentialsperren 406 - Selbstsperrdifferentiale 428, 432 - Sperrsynchronisierungen 454

Sachverzeichnis

Achseinsätze 368, 384 Achsgetriebe 368 , 382 Adaptive Getriebesteuerung 221 Allklauengetriebe 243 ,248,450 Allradantrieb 169, 174,329,368,369,443, 445 ,446 Analyse von Planetengetrieben 31 Anpassung von Getrieben 134 Anschlußwelle 23 Arbeitsmaschine 1, 134 Aufzugsgetriebe 56, 71 Ausgleichsgetriebe 22, 79, 368, 382, 404 Automatisierte Getriebe 179, 183,278 Auto-Shift 280 Baukastenreihe Nutzfahrzeuggetriebe 249, 284,291 Baumaschinengetriebe 329 , 339 Begriffserklärung, Getriebe 1, 20 - , Kupplung 1 -, Planetengetriebe 20 Belastungsausgleich, Planetengetriebe 118 - , Mehrwellen-Vorgelegegetriebe 125 Bereichsgruppe 264 Beschleunigung 138 Blindleistung 24, 58 Bolzen-Sperrsynchronisierung 452 Bremsenergie-Rückgewinnung 325 Crawler

264

Dauerbruch 466 Dauereingriff 242, 245 Definition, Getriebe 1,4,20 -, Kupplung 1 - , Planetengetriebe 20 Detroit-Gear-Planetenradsatz 60, 185, 190 Differential 22,79,241,368,404 Differentialsperre 404 , 405 Differentialwandler 303, 337 Differenzwelle 23 Doppelkonuskupplung 453

Doppelkupplungsgetriebe 179, 183 Doppeltreibachse 368 Drehmoment, Planetengetriebe 36 -, Vorgelegegetriebe 12 Drehmomentwandler 3 Drehmomentwandlung 12,36,37 Drehwellen-Fernschaltung 259,260 Drehzahlgrundgleichung 32 Drehzahl, Planetengetriebe 32 - , Überlagerung, Superposition 33 - , Vorgelegegetriebe 6 Drehzahlplan 6, 32 Dreigang-Ravigneaux-Planetenradsatz 79, 186, 190 Dreigruppengetriebe 264 Dreisteg-Planetengetriebe 22 Dreiwellengetriebe 23

74,

Easyshift 279 Economy-Gang 398 Ecoshift-Vorwählschaltung 279 Einbaubedingungen Planetengetriebe 43 Einfache Planetengetriebe 20, 31 Einheitsgetriebe 244 Einsteg-Planetengetriebe 22 Einstufige Vorgelegegetriebe 4, 148 Elastische Abstützung 120 Elektro-hydraulische Steuerung 206, 216, 221,280,289,300 Elektrolamellenkupplungsgetriebe 245 Elektronische Schaltautomatik 206, 216, 221,280,289,300 Ermüdungsbruch 466 Fahrkennfeld 136 Fahrmechanik 134,135 Fahrwiderstand 134 Ferngang 398 ,403 Fernschaltung 259, 260 Flankenschäden 466,472 Flug zeug-Landeklappen-Getriebe Föttinger-Wandler 139, 185 Fressen 470 Frontantrieb 228

67

484

Sachverzeichnis

Gangwechsel 449 Gangzahl 142 Geländegruppe 258 Geometrische Stufung 9, 138 Gestell 3 Getriebe für Baumaschinen 329, 330 - , Gapel stapler 331 - , LKW 241,250 - , Nutzfahrzeuge 146,147, 148,241, 250 - , Omn ibusse 241,250 - , PKW 146,147,148,185 - , Traktoren 329 ,330,356 - , Sport- und Rennwagen 146, 147, 148, 185 Getriebe, Definition 1 Getriebesynthese 115 Getriebesysteme 126 Gewaltbruch 465 Gleichlaufkupplung 451 Graphischer Dreh zahlplan 6, 32 Grübchen 466 Grundgetriebe 248 Gruppengetriebe 257 ,258 Härterisse 470 Halbautomat 274 Hang-on-Unit 446 Hinterachsgetriebe 368, 382 Hydrodynamischer Wandler 139,140, 184 Hydromedia-Getriebe 247,350 Hydrostatische Getriebe 92, 100, 105, 127, 331 ,390,392,397 Intarder

268, 323

Kennungswandler 137 Klauenschaltung 244 , 250 Konstante 5, 11, 146,258 Koppelgetriebe, Planeten- 23, 27 - , Planetenstell- 23,86,92, 100, 105 Koppelwelle 23 Kraftdichte 128 Kraftmaschine I, 134 Kupplungen 1 Kupplungen, \'iskose- 439 ,446 Kupplungsleistung 24, 39 Kurven-Selbstsperrdifferential 436 , 438 Kutzbach-Drehzahlplan 6, 32 Längsdifferential 372 ,428 Lastschaltgetriebe 184,243,281 ,329 Laufgrad 22 Leichtgangschaltung 407 Leistung 14,38

- , DIN-PS 16 - , SAE-PS 17 Leistung, Blind- 58 Leistungsdichte 128 Leistungsrückfluß 58 Leistungsteilung 24, 79 Leistungsverhältnis 79 Leistungsverzweigung 24, 52, 86, 92, 232, 234 ,271 ,303,313 - , äußere 24 -, innere 24 Lenkachsen 388,396 Losräder 11, 146 Luftwiderstand 134, 143 Mehrbereichsgetriebe 10,257,258 Mehrphasenwandler 186 Mehrsteg-Planetengetriebe 22 Mehrwellengetriebe 23 Mehrwellen-Vorlegegetriebe 5, 125,270, 271 Minusgetriebe 23 Montagebedingungen, Planetengetriebe 43 Motorkennlinie 135 Nachschaltgetriebe, -gruppe Nebenabtriebe 328 Ölpumpen 457 Offene Räderkette Overdrive 398

10,257,264

21

Parallelplanetengetriebe 62 Parallelwellengetriebe 5 Passungsrost 472 Planetengetriebe 3, 19 Planetengetriebe, Definition 20 - , Analyse 31 - , Synthese 115 - , einfache 20 - , offene 21 - , reduzierte 21,62,74, 100, 105 - , zusam mengesetzte 21,51 - , rückkehrende 20 - , Koppel 23 - , Stellkoppel- 23, 86, 92, 100, 105 Planeten-Lenkachsen 388 Planeten-Starrachsen 388 ,390 Planeten-Tandemachsen 389 Planetenträger 25 Plusgetriebe 23, 46 Port alachse 292 Pumpen 457 Querdifferentiale

488

Sachverzeichnis Räderkette 21 Ravigneaux-Planetenradsatz 74, 78, 79, 186, 190 - , Dreiganggetriebe 74,79, 186, 190 - , Zweiganggetriebe 74,186,188 Reduzierte Plan etengetriebe 21,62, 74, 100, 105 Regelbereich 82 Regelverhältnis 82 Reibkorrosion 472 Reihenplanetengetriebe 60 Relat ivdreh zahl , Planetengetriebe 34 - , Vorgelegegetriebe 7, 11 Retarder 322 Riefen 469 Risse 470 Roboter-Getriebe 70 Rollw iderstand 134 Rückkehrende Planetengetriebe 20 Sammelgetriebe 22, 79 Schaltachse 368,386,387,388 Schaltelemente 153,242,449 Schaltgetriebe 22 Schalthilfe 259 -261 Schaltprogramm Automatgetriebe 206, 216 , 221 ,280,289 Schaltschäden 467 Schieberäder 242 , 244 , 245,450 Schlepperlenkachse 387 , 396 Schleppertriebwerk 329, 356 Schnecken-Achsgetriebe 383, 434, 436 Schnellganggetriebe 398 Schongang 398 Schraubenpumpe 463 Selbsthemmung 50 Selbstsperrdifferential 404, 408 Semishift-Schaltung 279 Simpson-Planetenradsatz 57,58, 191 Sodengetriebe 186 Sperrdifferential 404 Sperrsynchronisierung 452 Split-Gruppe 257 - 259 Spreizung 9 Standgetriebe 5, 22 Standgetriebe-Übersetzung 23 Standgetriebe-Wirkungsgrad 23 Starrachse 388, 390 Steg 25 Steigungswiderstand 134, 135 Stellgetriebe Flugzeug-Landeklappen 67 Stellgetriebe Roboter 70 Stellkoppelgetriebe, Planeten- 23, 86, 92, 100,105 Steptronic, BMW 221

485 Steuerung Automatgetriebe 206 , 216, 221 , 280,289,300 Stiftschaltung 407 , 451 Straßen-Gruppe 257, 258 Stufenlose Planetengetriebe-Kombinationen 86,92, 100, 105 Stufensprung 9 Summenwelle 23 Superposition von Drehzahlen, Swamp 33 Symbole von Planetengetrieben, Wolf 26 Synchrongetriebe 146,148,243,250 Synchronisierung 242, 244, 449 Synthese von Planetengetrieben 115 Tandemachse 368 ,389 Tiptronic, Porsche 221 Torsen-Selbstsperrdifferential 172, 436 Traktionsverhältnis 410 Traktorgetriebe 70 Transaxle 148, 160, 185,228 Transmatic 250, 274, 323 Trilok 139 Übe rlagerungsgetriebe 22, 79 Übersetzung 8 - , Standgetriebe 23 -, große 46, 62 Übersetzungsaufteilung 9 Übersetzungsbereich 9 Übersetzungsgetriebe 22 Übersetzungssprung 9 Übersetzungsstufe 9 Übersetzungsverhältnis 8 Unsynchronisierte Schaltelemente Umlaufgetriebe 20 Umlaufrädergetriebe 20, 22

450

Verschleiß 468 Verstellbereich 9,82 Verteilergetriebe 22,79,368,370 Verzahnungs-Wälzleistung 24, 39 Vierradantrieb 169, 174,329,368,369,443, 445,446 Viskosekupplung 439,446 Vorgelegegetriebe 4, 147, 148,250,257 -, einstufig 4, 148 - , zweistufig 4, 147 Vorschaltgruppe 10, 257 - 259 Wälzleistung 24, 39 Wandlerschaltkupplung 274, 323 Warner Gear 190 Watt, Schaltgetriebe (1784) 241 Welle, Differenz- 23 Welle, Summen- 23 Wellenleistung 23, 39

486 Wendegetriebe 22, 329 - 355 Widerstandlinien 134 Wil1is, Drehzahlgrundgleichung 32 Wilson-Getriebe 247,250,281 Winkelbeziehung, Planetenradmontage Wirkungsgrad 18,40,80,419 -, Standgetriebe 23,40 Wolf, Symbole 26 Wolfrom-Planetenradsatz 62,67,70 WSK-Anlagen 274 Zahnbruch 465 Zahnradpumpe 458

Sachverzeichnis

44

Zahnradschäden 464 Zeichnerischer Dreh zahlplan 6, 32 Zugkraft-Geschwindigkeit 136, 137 Zugkraft-Hyperbel 137 Zusammengesetzte Planetengetriebe 21, 51 Zweibereichsgetriebe 257,258 Zweigang-Achse 368 ,386,387,388 Zweigang-Rav igneaux-Planetenradsatz 74, 186,188 Zwei steg-Planetengetriebe 22 Zwei stufige Vorgelegegetriebe 4, 147 Zweiwellengetriebe 23 Zwischengänge 137,138,257,258