DE19625706A1 - Hydrostatisch-mechanisches Getriebe mit Leistungsverzweigung - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich auf ein stufenloses Getriebe mit hydrostatischer Leistungsverzweigung wie in den Oberbegriffen der Ansprüche beschrieben. Aufgabe der Erfindung ist es, die Anzahl der Bauteile auf ein Mindestmaß zu senken, Bauraum und Kosten zu verringern, Geräuschverhalten, Wirkungsgrad und Komfort zu verbessern sowie eine Vereinfachung der Bauweise zu erzielen.

Die Aufgabe wird durch die in den Hauptansprüchen und weiteren Ansprüchen aufgeführten Merkmale gelöst. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen gehen aus den Unteransprüchen und der Beschreibung hervor.

Die Erfindung wird an Ausführungsbeispielen anhand von Zeichnungen erläutert. Es zeigen

Fig. 1 den Getriebeaufbau und die Anordnung der einzelnen Baukomponenten;

Fig. 1a bis 1d Getriebeschema für 2-Bereichsgetriebe,

Fig. 2 eine weitere Ausgestaltung der Erfindung;

Fig. 2a Getriebeschema für 1-Bereichsgetriebe,

Fig. 2b Getriebeschema für 2-Bereichsgetriebe,

Fig. 2c u. d Getriebeschema für 1-Bereichsgetriebe als weitere Ausführungsform,

Fig. 2e u. f Drehzahlplan,

Fig. 3 das Getriebe-Schema mit Einrichtung für Allrad-Antrieb;

Fig. 4 bis 4e, f, g Getriebe-Schematas für Ausführung in Längsbauweise und Frontantrieb.

Fig. 5 u. 5a Schaltplan und Steuerschema,

Fig. 6 Schaltkorrektur-Diagramm,

Fig. 7 Schaltventil mit Rücklaufsperre.

Die Getriebeausführung nach Fig. 1 zeigt ein hydrostatisch-mechanisches Leistungsverzweigungsgetriebe, insbesondere für frontgetriebene Fahrzeuge in Querbauweise mit einem integrierten Achs-Differential 15. Der Aufbau des Getriebes ist derart, daß auf der Zentralwelle, die die Antriebswelle 16 bildet, das Hydrostatgetriebe 36, das insbesondere als Kompaktgetriebe ausgebildet ist und eine Verstell-Einheit A und bevorzugt eine Konstant- oder Verstelleinheit B besitzt. Dem Hydrostatgetriebe 36 ist ein Summierungsgetriebe 37 zu- bzw. nachgeordnet, daß die hydraulische und die mechanische Leistung aufsummiert. Dem Summierungsplanetengetriebe 37 sind wenigstens zwei Kupplungen K1 und K2 zugeordnet, die abwechselnd die im Summierungs-Planetengetriebe 37 aufsummierte Leistung über ein Abtriebsrad 10 einem weiteren Triebrad 11 und einer Zwischenwelle 12 zum Achs- Differentialgetriebe 15 leiten. Das Hydrostatgetriebe 36, das Summierungsplanetengetriebe 37 sowie das Kupplungspaket 43 und das Abtriebsrad 10 sind in aufgezählter Reihenfolge hintereinander angeordnet. Das Getriebe besitzt vorzugsweise zwei Schaltkupplungen K1 und K2, die übereinander in kurzbauender Weise angeordnet sind, wobei die Kupplungen selbst bevorzugt als formschlüssige Kupplungen schleppverlustfrei ausgebildet sind. Ein gemeinsames mit der Abtriebswelle 10 in Triebverbindung stehendes Kupplungsglied 44 ist mit der Abtriebswelle 10 in ständiger Triebverbindung. Im Hinblick auf eine kurze Bauweise ist die frontseitige bzw. eingangsseitige Gehäuse-Öffnung 20 durch einen Frontdeckel 19 bzw. 38 abgeschlossen, der bevorzugt als Blechprägeteil ausgebildet ist und geräuschisolierende Wirkung dadurch hat, daß die vom Hydrostatgetriebe 36 ausgehende Geräuschabstrahlung nach außen, insbesondere zur Antriebsseite hin, abgeschirmt wird. Eine direkte Verbindung bzw. Berührung des Frontdeckels 19 bzw. 38 mit dem Hydrostatgetriebe wird erfindungsgemäß vermieden. Dieser Frontdeckel 19 bzw. 38 ist bevorzugt aus geräuschdämmendem Material bzw. aus einem Anti-dröhn-Blech oder einem sogenannten Sandwich-Blech hergestellt. Die in den Fig. 1 und 2 dargestellte Art des Frontdeckels 19 bzw. 38 beansprucht sehr geringen, sich auf die Getriebelänge auswirkenden Bauraum. Der Wellen-Dichtring 40 ist vorteilhaft im genannten Frontdeckel 19; 38 berührungsfrei mit dem Hydrostatgetriebe 36 eingesetzt. Gemäß Ausführung Fig. 1 wird der beschriebene Frontdeckel 19 in einem zusätzlichen Gehäusedeckel 2 gehalten, der gleichzeitig als Lagerelement 51 für die Lagerung des Hydrostatgetriebes 36 gegenüber dem Hauptgehäuse 1 dient. Gemäß Ausführung Fig. 1 ist das Hydrostatgetriebe 36 an zwei Stellen, Lagerstelle 51 und Lagerstelle 42, gegenüber dem Gehäuse 1 gelagert, wobei geräuschmindernde Elemente 50 und 41 zwischengelagert sind. Zur Aufnahme des Reaktionsmomentes des Hydrostatgetriebes 36 dienen zwischen Mitnehmerflächen zwischengelagerte, bevorzugt elastische bzw. geräuschmindernde Stützelemente 8 bzw. 9. Gemäß Ausführung Fig. 2 ist das Hydrostatgetriebe 36 ebenfalls an zwei Stellen gelagert, wobei eine Lagerstelle 42 gegenüber dem Gehäuse 1 dient und die zweite Lagerstelle ohne direkter Lagerung am Gehäuse über die Antriebswelle bzw. Zentralwelle 16 erfolgt durch ein eingangsseitiges Zentral-Lager, das bevorzugt als Wälzlager 39 direkt auf der Antriebswelle sitzt. Der Frontdeckel 38, der als Abschlußdeckel und zur Geräuschisolierung bzw. Geräuschdämmung der Getriebe-Innengeräusche dient, ist gemäß Fig. 2 direkt am Getriebegehäuse 1 verbunden. Zur weiteren Schwingungs- und Geräuschminderung ist vorgesehen, ein elastisches bzw. geräuschdämmendes Element 2 zwischen Gehäuse und dem Frontdeckel 38 dazwischen zu setzen, das auch gleichzeitig als Abdichtung dienen kann. Zur axialen Fixierung des Hydrostatgetriebes 36 kann eine eigene Einrichtung oder eines oder beide der geräuschisolierenden Lagerelemente 50 bzw. 41 dienen. Bei Ausführung mit einfacher Hydrostat-Lagerung kann gemäß Fig. 2 vorzugsweise eine Einrichtung zur Axial-Fixierung an der Lagerstelle 42 vorgesehen werden. Auch ist es sinnvoll, das Hydrostatgetriebe 36 durch eine Axial-Fixierung 51 gegenüber dem Frontdeckel 38 zu verwenden, wobei bevorzugt die Radial-Ablagerung des Hydrostatgetriebes im Frontbereich gegenüber dem Gehäuse frei bleibt. Sie wird hier bevorzugt über eine Lagerung 84 an der Abtriebs- bzw. Kurbelwelle 60 des Antriebsmotors oder/und dem auf der Getriebeantriebswelle 16 sitzende frontseitige Zentral- Lager 39 übernommen, das z. B. im Hydrostatgehäuse eingebaut ist. Die Axialfixierung erfolgt vorzugsweise über einen, z. B. als Reibring 51 ausgebildeten Zwischenring, der besonders als Reib-Dämpfelement wirksam ist und z. B. aus Schrägverzahnung resultierende Axialkräfte aufnimmt.

Die Ölversorgung für das Hydrostatgetriebe oder/und die Steuer- und Regeleinrichtung oder/und die Kupplungssteuerung und Schmierung erfolgt, bevorzugt bei extremen Raumverhältnissen, aus der externen Zentral-Hydraulik des Fahrzeugs, wodurch die Baulänge des Getriebes gemäß bestimmten Fahrzeugforderungen auf ein Mindestmaß gesenkt werden kann. Für den Fall, daß keine externe Hydraulikversorgung möglich ist oder die Gesamt- Baulänge des Getriebes es zuläßt, ist es möglich, die Speisepumpe 49 am Getriebe-Ende, bevorzugt als außen anbaubare Pumpeneinheit, einzusetzen, die direkt oder indirekt über die Antriebswelle 16 angetrieben werden kann. Im Hinblick auf kurze Bauweise ist das Abtriebsrad 10 durch ein Hauptlager 27 und ein zweites Lager 45 auf einem mit dem Gehäuse 1 verbundenen Lagerträger 46 gelagert. Das zweite Lager 45 ist bevorzugt ein Nadellager, das im Bereich des Kupplungspaketes 43 nicht baulängenbestimmend angeordnet werden kann. Das Hauptlager 27 ist bevorzugt unmittelbar im Innern des Zahnrades 10 angeordnet, so daß keine Baulängen-Beeinflußung besteht. Dieses Hauptlager 27 ist vorzugsweise als Festlager ausgebildet, das die, insbesondere aus der Schrägverzahnung resultierenden Axialkräfte, aufnimmt. Es kann bevorzugt als Zylinder-Rollenlager derart gestaltet werden, daß im Abtriebsrad 10 und im Lagerträger 46 die Rollenbahn eingebracht sind. Zur Aufnahme der Axialkräfte kann aber auch ein spezielles, nicht dargestelltes Axiallager vorgesehen sein, so daß das Hauptlager 27 auch als Loslager ausführbar ist. Als Hauptlager 27 kann auch ein, als selbständiges, nicht dargestelltes Vierpunkt-Lager oder ähnliches dienen, wodurch das zweite Lager 45 entfallen kann. Vorteilhaft hinsichtlich Kosten und Bauraum ist auch die Ausbildung des Lagerträgers 46 als Ölführungs-Körper, der die Zuflußleitung für das Steuer-Öl der Bereichskupplungen K1 und K2 beinhaltet. Die Ölleitungen sind bevorzugt hinsichtlich Senkung der Kosten und weiteren Vorteilen in Form von eingegossenen Rohren 28 oder entsprechend ausgebildeten Ölleitungen dargestellt. Der Lagerträger 46 wird über eine Verschraubung 32, entweder von der Gehäuse-Innenseite her oder in nicht dargestellter Form von der Gehäuse-Außenseite her mit dem Gehäuse 1 verbunden. Der Lagerträger 46 ist je nach Getriebeausführung am Getriebeeingang gem. Fig. 1a; 2c; 2d am Gehäuse 1 oder am Frontdeckel 19 befestigt oder am gegenüberliegenden Gehäuseende, wie in Fig. 1 dargestellt, im Gehäuseinneren oder von außen her angebracht.

Die Triebverbindung vom Abtriebsrad 10 zum Differential 15 erfolgt über eine Zwischenwelle 12, die über Zahnräder 11, 13 und 14 die Triebverbindung herstellen. Für die Montage der Zwischenwelle 12 und dem mit dem Abtriebsrad 10 kämmenden Zahnrad 11 ist eine Gehäuse-Öffnung 21 vorgesehen, die über den zweiten Gehäuse-Deckel 3, der vorzugsweise das Lager 24 trägt, verschlossen. Die Lagereinstellung der Wälzlager bzw. Kegel-Rollenlager 24 und 25 der Zwischenwelle 12 erfolgt auf einfache und zeitsparende Weise über eine Ausgleichsscheibe 26.

Die dargestellte Bauweise und Anordnung der einzelnen Getriebe-Komponenten erlaubt es, das Gehäuse einteilig auszubilden, so daß kostenintensive Trennfugen entfallen können. Die auf der Zentralachse bzw. Antriebswelle 16 angeordneten beschriebenen Getriebe-Komponenten sind von der frontseitigen Gehäuse-Öffnung 20 einmontierbar. Die Zwischenwelle 12 sowie die Lagerungen 24 und 25 mit dem dazugehörigen Zahnrad 11 können durch die Gehäuse-Öffnung 21 auf sehr einfache Weise einmontiert werden. Das Differential-Getriebe 15 ist durch eine dritte Gehäuse-Öffnung 22 montierbar, die durch einen entsprechenden, bevorzugt als Blechdeckel ausgebildeten Gehäuse-Deckel 23, verschließbar ist. Das Gehäuse selbst ist formtechnisch einfach und kostengünstig herstellbar.

Das dargestellte System der hydrostatischen Leistungsverzweigung beruht darauf, daß, wie bereits beschrieben, zwei Schaltbereiche schaltbar sind über Kupplung 1 und Kupplung 2, wobei im ersten Schaltbereich auch der Rückwärtsbereich mitenthalten ist, wie aus Drehzahlplan Fig. 2f ersichtlich. Beide Schaltbereiche arbeiten mit Leistungsverzweigung. Die Antriebswelle 16 ist mit der ersten Hydrostateinheit A und einem Glied des Summierungsplanetengetriebes (dem Hohlrad 29) verbunden. Die zweite Hydrostateinheit B steht in Triebverbindung mit einem zweiten Hohlrad 30 des Summierungsplanetengetriebes. Auf dem Steg 32 des Summierungsplanetengetriebes sind erste Planetenräder 33 und zweite Planetenräder 34 gelagert, die gegenseitig in Zahneingriff stehen. Mit dem ersten Hohlrad 29 kämmen die ersten Planetenräder 33, mit dem zweiten Hohlrad 30 die zweiten Planetenräder 34. Ein Sonnenrad 31 steht in Zahneingriff mit den zweiten Planetenrädern 34. Im ersten Schaltbereich ist der Steg 32 über eine Kupplung K1 mit der Abtriebswelle bzw. dem Abtriebsrad 10 verbindbar. Das Sonnenrad 31 ist im zweiten Schaltbereich über die Kupplung K2 mit der Abtriebswelle bzw. dem Abtriebsrad 10 kuppelbar.

Der Funktionsablauf stellt sich, wie in Drehzahlplan gem. Fig. 2f bzw. 2e aufgezeigt, derart dar, daß im Anfahrzustand das Hydrostatgetriebe auf eine gewisse negative Drehzahl für die zweite Hydrostateinheit B eingestellt ist, was einer gewissen Verstellgröße VN - Anfahr- Stellgröße von z. B. 60% - entspricht. Beim Anfahren wird bei geschlossener Kupplung K1 die im Summierungs-Planetengetriebe 37; 37′ aufsummierte Leistung über den Steg 32; 32′ auf den Abtrieb übertragen, wobei durch Drehzahl-Rücknahme aus vorgenannter Hydrostat- Einstellung VN entsprechend der Anfahr-Stellgröße eine Abtriebsdrehzahl der Stegwelle 32; 32′ aus Null erzeugt wird. Bei Durchregelung des Hydrostatgetriebes auf die Gegendrehrichtung, bevorzugt bis Einstellung VV einer bestimmten Maximal-Verstellung wird Synchronlauf bei den Kupplungsgliedern K2 bei gleichzeitigem Blockumlauf aller Glieder des Summierungs-Planetengetriebes erzielt. Nach Schalten der zweiten Bereichskupplung K2 und Öden der ersten Bereichskupplung K1 wird der Hydrostat in die Gegenrichtung verstellt, wobei am Ende der Hydrostat-Verstellung in die genannte Gegenrichtung der Übersetzungs- Endpunkt des Getriebes erreicht ist. Für den Rückwärtsbereich wird die Hydrostat-Verstellung aus der vorgenannten Fahrzeug-Stillstands-Stellung VN - Anfahr-Stellgröße - weiter in die negative Verstellrichtung ausgeregelt, wobei die maximale Rückfahr-Geschwindigkeit bzw. die Übersetzungs-Endstellung des Rückwärtsbereiches am Ende der negativen Hydrostatverstellung erreicht ist.

Bei dieser Getriebeausführung ist es möglich, insbesondere bei Anwendung von Klauenkupplungen, mit oder ohne Abweisverzahnung, wie z. B. aus EP 0 276 255, EP 0 343 197, DE 39 03 010, DE 41 04 167 u. a. bekannt, eine kurze Bauweise zu erzielen, wobei vorteilhaft die beiden Kupplungen K1 und K2 übereinander angeordnet sind.

Gemäß der Erfindung ist, wie in Fig. 1d, 1c und 1b dargestellt, das Summierungsplanetengetriebe 37′ als vierwelliges Planetengetriebe mit zwei Sonnenrädern und einem Hohlrad gestaltet, wobei auf einer Stegwelle 32′ ineinandergreifende erste Planetenräder 33′ und zweite Planetenräder 34′ angeordnet sind. Die erste Welle des Summierungsplanetengetriebes 37′ bildet ein Sonnenrad 29′, welches mit der ersten Hydrostateinheit A verbunden ist und mit den ersten Planetenrädern 33′ kämmt. Die zweite Welle des Summierungsplanetengetriebes bildet ein Hohlrad 30, welches ebenfalls in erste Planetenräder 33′ eingreift. Die dritte Welle 32′ stellt die Stegwelle dar, welche über eine Kupplung K1 mit der Abtriebswelle bzw. dem Abtrieb 10 des Getriebes verbindbar ist. Die vierte Welle, Sonnenrad 31, kämmt mit den zweiten Planetenrädern 34′, welche über eine weitere Kupplung K2 mit der Abtriebswelle koppelbar ist. Dieses Summierungsplanetengetriebe 37′ ist in der Funktion weitgehend mit dem Summierungsplanetengetriebe 37, gem. Fig. 1 und 1a, identisch, das heißt, daß die Drehzahlcharakteristik, wie in Fig. 2f dargestellt, realisierbar ist und außerdem die Forderungen nach anderen Bereichsaufteilungen ermöglicht. Zum Beispiel kann der Bereich 2 kleiner, der Rückwärtsbereich R größer und die Gesamt-Konstruktion im Einzelfall technisch und kostenmäßig günstiger ausgeführt werden. Je nach den Fahrzeugforderungen ist durch Auswahlmöglichkeit zwischen den beiden Planetengetriebe-Ausführungen 37 und 37′ eine weitgehende Anpassungsfähigkeit an verschiedene spezifische Forderungen gegeben. Durch die Ausbildung der ersten Welle als Sonnenrad 29′ ist ein Kostenvorteil bei kleinerem Bauraum gegeben.

In einer weiteren, nicht dargestellten Ausführungsform sind die Schaltkupplungen K1 und K2 dem Summierungs-Planetengetriebe vorgeschaltet, wobei das Abtriebsrad 10 direkt mit einem Glied des Summierungs-Planetengetriebes verbunden ist. Bei dieser Konfiguration wird bevorzugt die zweite Hydrostateinheit B wechselweise mit einer von zwei Eingangswellen des nicht dargestellten Summierungsplanetengetriebes verbunden.

In Fig. 2a ist ein hydrostatisch-mechanisches Leistungsverzweigungsgetriebe als Einbereichsgetriebe dargestellt. Gemäß der Erfindung besitzt dieses Getriebe ein Hydrostatgetriebe 36, das bevorzugt als Kompaktgetriebe ausgebildet ist und eine erste Hydrostateinheit A verstellbaren Volumens und eine zweite Hydrostateinheit B konstanten oder verstellbaren Volumens besitzt, dem ein dreiwelliges Summierungs-Planetengetriebe 37a zugeordnet ist, dessen erste Welle 61 mit der Antriebswelle 16 und der ersten Hydrostateinheit A und dessen zweite Welle 63 mit der zweiten Hydrostateinheit B verbunden ist und dessen dritte Welle 62 über einen Triebstrang 10, 11, 12, 13, 14 mit der Abtriebswelle 64, 65 bzw. dem Differential 15 in Triebverbindung steht, wobei das Summierungsplanetengetriebe 37a koaxial zum Hydrostatgetriebe 36 angeordnet ist. Auch das Summierungs-Planetengetriebe 37a ist bei dieser Getriebeausführung dem Hydrostatgetriebe 36 räumlich nachgeordnet und zwar in der Reihenfolge: Antriebsmotor, Hydrostatgetriebe 36, Summierungs-Planetengetriebe 37a. Das Differentialgetriebe 15 sowie eine zum Abtriebsstrang gehörende Zwischenwelle 12 sind parallel versetzt zur Eingangswelle 16 und dem Hydrostatgetriebe 36 angeordnet.

In einer weiteren Ausführungsform gemäß Fig. 2c und 2d sieht die Erfindung vor, das Summierungs-Planetengetriebe 37a; 37 zwischen Antriebsmotor und dem Hydrostatgetriebe 36 zu plazieren. Dies hat den Vorteil, daß die Zwischenwelle 12 entfallen kann und statt dessen ein kostengünstigeres Zwischenrad 13a verwendet wird, das die Triebverbindung zwischen der dritten Welle 62 des Summierungs-Planetengetriebes über weitere Zahnräder 10 und 14 mit dem Differential herstellt. Bei dieser Ausführungsform gemäß Fig. 2c; 2d wird die Antriebswelle 16 eingangsseitig durch das Abtriebsrad 10 bzw. das Abtriebsglied und die zweite Hydrostateinheit B hindurchgeführt und mit der ersten Welle 61; 29 des Summierungs- Planetengetriebes 37a; 37 und mit der der Hydrostateinheit B räumlich nachgeordneten Hydrostateinheit A verbunden.

Ahnlich der Bauweise gem. Fig. 2c, 2d ist auch das Zweibereichs-Getriebe-System, wie in Fig. 1a dargestellt, ausführbar. Hier wird die Antriebswelle 16 durch das Abtriebsglied bzw. durch die Abtriebswelle 10, die Kupplung K2 und durch das Sonnenrad 31 geführt und mit der ersten Welle 29 des Summierungs-Planetengetriebes 37 sowie der ersten Hydrostateinheit A, die bei dieser Bauweise der zweiten Hydrostateinheit B räumlich nachgeordnet ist, verbunden.

Das dreiwellige Summierungs-Planetengetriebe 37a besitzt vorzugsweise ein Sonnenrad 61, ein Hohlrad 63 und eine Stegwelle 62, wobei das Sonnenrad 61 als erste Welle mit der Antriebswelle 16 und der ersten Hydrostateinheit A, das Hohlrad 63 als zweite Welle mit der zweiten Hydrostateinheit B und der Steg 62 als dritte Welle mit dem Abtriebsglied 10 verbunden ist.

In einer weiteren, nicht dargestellten Ausführungsform kann das dreiwellige Summierungs-Planetengetriebe auch mit zwei Hohlrädern und einer Stegwelle, ähnlich dem Summierungs-Planetengetriebe 37 gem. Fig. 2b ausgebildet werden. Hierbei ist das erste Hohlrad 29 mit dem Antrieb 16 und der ersten Hydrostateinheit A, das zweite Hohlrad 30 mit der zweiten Hydrostateinheit B und die Stegwelle 32 mit dem Abtriebsglied 10 verbunden, wobei auf der Stegwelle 32 ineinandergreifende Planetenräder 33 und 34 angeordnet sind, die ihrerseits mit den Hohlrädern 29 und 30 kämmen. Welche Ausführungsform zu bevorzugen ist, entscheidet die jeweils erforderliche Standübersetzung des Planetengetriebes oder/und die räumlichen und baulichen Verhältnisse. Beide Planetengetriebe-Ausführungen sind funktionsgleich.

Der Funktionsablauf der Einbereichs-Getriebeausführung, gemäß Fig. 2a; 2c bzw. 2d, ist gleich dem ersten Schaltbereich des Zweibereichs-Getriebes gemäß Fig. 1; 1a bzw. 2b, wie an anderer Stelle und in den Patentansprüchen näher beschrieben und in den Drehzahlplänen Fig. 2e und 2f dargestellt. Bei dieser Ausführung ist die zweite Hydrostateinheit B vorteilhaft mit Sekundärregelung ausgestattet, bevorzugt für einen Overdrive-Bereich.

Zur Wirkungsgradverbesserung sieht die Erfindung eine für alle Getriebeausführungen bzw. bei allen Leistungs-Verzweigungsgetrieben anwendbare Einrichtung zur Überbrückung bzw. Lastlossetzung des Hydrostatgetriebes 36 an einem oder mehreren Übersetzungspunkten vor. Der jeweilige Übersetzungspunkt wird hier festgehalten so lange es die Betriebssituation zuläßt. Dieser Zustand wird als "Festpunkt-Schaltung" bezeichnet und wird in der EP 0 599 263, der DE 43 39 864 oder der DE 44 17 335 näher beschrieben. Bei Getriebeausführung nach dem Einbereichssystem gemäß Fig. 2a; 2c; 2d wird bei Endübersetzung ein rein-mechanischer Betrieb realisiert, dadurch, daß der Abtrieb 10 über eine Kupplung 67; 68 direkt mit dem Antrieb bzw. der Antriebswelle 16 verbunden wird. Bei Schließen der betreffenden Kupplung 67; 68 wird eine Blockschaltung des Summierungs-Planetengetriebes 37a bewirkt, so daß die Leistungsübertragung rein über die Antriebswelle 16 direkt oder indirekt auf den Abtrieb 10 bei Blockumlauf des Summierungs-Planetengetriebes erfolgen kann. Das Hydrostatgetriebe wird in diesem Schaltzustand drehmomentfrei bzw. differenzdruckfrei gesetzt, derart daß die Hydrostatverstellung automatisch entsprechend eingeregelt wird oder daß ein Bypassventil (nicht dargestellt) zwischen den beiden Arbeitsdruckleitungen bzw. dem Hydrostatkreislauf geschaltet ist, das einen Kurzschluß zwischen den genannten Leitungen nach entsprechender Ansteuerung herstellt. Bei hydrostatisch leistungslosen Betriebszuständen, das heißt bei Verstellgröße "Null" bzw. Verdrängungsvolumen "Null" sieht die Erfindung desweiteren eine Kupplung bzw. Bremse 69 vor, die die zweite Hydrostateinheit B mit dem Gehäuse verbindet, so daß das Stützmoment am Gehäuse abgefangen und das Hydrostatgetriebe nicht mit unnötigem Leistungsverlust belastet wird.

Um stoßfreie Schaltungen bei Hydrostat-Überbrückung zu erzielen, sieht die Erfindung desweiteren vor, daß der Einschaltvorgang vorzugsweise immer im Synchronzustand der betreffenden Kupplungsglieder erfolgt, wobei der Synchronzustand bzw. das Synchron- oder/und Schaltsignal aus einem Drehzahlvergleich von wenigstens zwei Getriebegliedern auf bekannte Art, z. B. über Drehzahlsensoren, erfolgt. Auch der Ausschaltvorgang ist so gestaltet, daß die betreffende Kupplung 67; 68; 69 vor Einleitung des Öffnungssignals in drehmomentfreien Zustand gesetzt wird. Dies erfolgt auf die Weise, daß das Hydrostatgetriebe automatisch zunächst den lastlosen Zustand der Kupplung herstellt durch entsprechende lastabhängige Korrektur der Hydrostat-Verstelleinrichtung auf ein entsprechend angepaßtes neues Verdrängungsvolumen Vneu, das in Abhängigkeit zum Lastzustand eingeregelt wird. Die lastabhängige Verstellkorrektur erfolgt insbesondere aus lastabhängigen Betriebswerten von Motor oder/und Getriebe. Dazu können ein oder mehrere Betriebssignale bzw. Betriebsgrößen wie Drosselklappenstellung, Gaspedal- Fahrpedalstellung, Fahrpedalveränderungs­ geschwindigkeit, Motoransteuersignal in Verbindung mit der momentanen Motordrehzahl, Bremssignal, äußere Betriebseinflüsse, Temperatur, Luftdruck u. a. sein, die zur Ermittlung bzw. Berechnung des jeweiligen Lastzustandes oder Lastmomentes geeignet sind. Aus vorgenannten Betriebsgrößen bzw. Betriebssignalen kann in der Regeleinrichtung bzw. in der Elektronik das momentane Motordrehmoment bzw. der momentane Lastzustand ermittelt bzw. errechnet werden, woraus die jeweils erforderliche Verstellkorrektur bzw. das jeweils erforderliche neue Verdrängungsvolumen Vneu bestimmt wird, um automatisch das Öffnungssignal für die betreffende Kupplung bzw. das Verlassen des hydrostatüberbrückenden Schaltzustandes (Festpunkt-Schaltung) schaltstoßfrei zu aktivieren. Zur Ermittlung des Drehmomentes bzw. des momentanen Lastzustandes und des neuen Verstell- bzw.

Verdrängungsvolumens Vneu sind in vielen Anwendungsfällen nur zwei Größen wie Gas­ bzw. Fahrpedalstellung bzw. Drosselklappenstellung bzw. Motoransteuer-Signal und Motordrehzahl nmot ausreichend für akzeptable Schaltqualität.

Der aufgezeigte Schaltablauf kann auch für die übliche Bereichsschaltung von einem in den anderen Schaltbereich, z. B. von Bereich 1 in Bereich 2 oder umgekehrt mit gleicher Signal- Verarbeitung in der Steuerung/Regelung angewandt werden. Bei Schubbetrieb erkennt das System das Schubverhalten und das Schubmoment und -momentgröße aus der angehobenen Motordrehzahl und gegebenenfalls Gaspedalstellung bzw. Drosselklappen-Stellung bzw. Motoransteuergröße, wobei bei Schubbetrieb sinngemäß eine Umkehrung der Verstellkorrektur- Richtung berücksichtigt wird.

In Verbindung mit dem beschriebenen, nicht dargestellten Bypassventil ist es gemäß der Erfindung möglich, eine ständige Hydrostat-Verstellkorrektur in Abhängigkeit zum genannten jeweiligen Betriebszustand innerhalb der geschalteten Hydrostat-Überbrückungsphase bei lastlosem Hydrostat zu realisieren, so daß bei Verlassen dieses Zustandes spontan die richtige Verstellgröße bzw. das richtige Verdrängungsvolumen Vneu bereitsteht, so daß ein spontaner schaltstoßfreier Schaltablauf in den neuen stufenlosen Bereich sichergestellt ist. Bei dieser Funktionsweise wird vor Verlassen dieser Schaltstellung zuerst das Bypassventil geschlossen und in der Folge das Öffnungssignal für die alte Kupplung K1 bzw. K2 bzw. die Überbrückungskupplung 67; 68; 69 aktiviert.

Die Erfindung sieht eine Schaltautomatik für die Festpunktschaltung 67; 68; 69 vor, die wirkungsgrad-orientiert den nächstliegenden Übersetzungsfestpunkt ansteuert unter Abwägung der jeweils günstigsten Verbrauchsverhältnisse unter Einbeziehung des jeweiligen Motor- Wirkungsgrades und Getriebe-Wirkungsgrades. Zu diesem Zweck sind verbrauchs-orientierte Werte des Antriebsmotors und Wirkungsgradwerte bzw. wirkungsgrad-bestimmende Daten des Getriebes gespeichert, wobei in der Nähe eines Übersetzungs-Festpunktes unter Zuhilfenahme vorgenannter Motor- und Getriebedaten der jeweils verbrauchsgünstigste Betriebszustand ermittelt und gegebenenfalls automatisch durch entsprechende Anpassung der Motordrehzahl und der Getriebe-Übersetzung der betreffende Übersetzungsfestpunkt durch Schließen einer der Kupplungen 67; 68; 69; K1 und K2. Auch das Verlassen des Übersetzungsfestpunktes wird durch einen mehr oder weniger genauen Rechenprozeß nach gleichen Kriterien in der Regeleinrichtung ermittelt und aktiviert.

Die Hydrostat-Überbrückungseinrichtungen 67; 68; 69 können sehr kostengünstig als formschlüssige Kupplungen mit spanlos herstellbaren Kupplungsverzahnungen, wie in der EP 0276 255 näher beschrieben,oder als Reibkupplungen, bevorzugt als Konuskupplung, wie in DE 41 26 650 beschrieben, ausgeführt werden.

Der Drehzahlplan gem. Fig. 2e stellt den Drehzahlverlauf der zweiten Hydrostat-Einheit B und der zweiten Welle 63 des Summierungsplanetengetriebes 37a für das Einbereichs- Getriebe nach Fig. 2a, 2c und 2d dar. Ist die zweite Hydrostat-Einheit B als Verstelleinheit ausgebildet, ist es möglich, den Gesamt-Übersetzungsbereich sowohl für Vorwärts- als auch Rückwärtsbetrieb zu vergrößern durch Verringerung dessen Verstell-Volumens, wobei der Vorwärts-Fahrbereich die Größe BV′ und der Rückwärtsbereich die Größe BR′ erhält. Fig. 2f zeigt den Drehzahlverlauf der zweiten Hydrostateinheit B bzw. der zweiten Welle 30 des Summierungs-Planetengetriebes 37 des an früherer Stelle beschriebenen Zweibereichs-Getriebes gem. Fig. 1; 1a; 2b; 3.

Sehr vorteilhaft ist gemäß dieser Erfindung eine weitere, zusätzliche Einrichtung, bei der das Hydrostatgetriebe 36 in Verbindung mit der beschriebenen Festpunkt-Schaltung bzw. Hydrostat-Überbrückungseinrichtung als Brems-Retarder genutzt werden kann. In vorgenannten Druckschriften EP 0 599 263 und DE 44 17 335 ist diese Einrichtung näher beschrieben.

Auch die Möglichkeit einer Bremsenergie-Rückgewinnung oder/und Energie- Speicherung ist vorgesehen und in vorgenannten, bekannten Druckschriften näher erläutert.

Zur Senkung der Geräuschemission ist das Hydrostatgetriebe 36 auch in der Getriebeausführung gem. Fig. 2c und 2d gegenüber dem Gehäuse 1 elastisch bzw. geräuschisolierend gelagert, wozu elastische Lagerelemente 50, 51 für die radiale Ablagerung und für die Drehmoment-Mitnahme ein oder mehrere drehmoment-abstützende, geräusch- und schwingungsisolierende Elemente oder Drehmoment-Stützkörper dienen. Für die radiale, axiale und Drehmomentabstützung kann ein gemeinsamer Körper 41 dienen, der in entsprechende Ausnehmungen 8 des Hydrostatgetriebes und des Gehäuses eingelagert ist, Verwendung finden. Eine genaue radiale Fixierung des Hydrostatgetriebes ist gewährleistet, indem die entsprechenden radialen Lagerflächen des Hydrostatgetriebes und des Gehäuses bearbeitet und die Taschen bzw. Ausnehmungen 8 zwischen Gehäuse und Hydrostatgetriebe nicht bearbeitete, gegebenenfalls eingegossene oder eingeprägte Ausnehmungen sein können.

Das Getriebe gem. Fig. 2a, 2b, 2c, 2d ist auch für Allradantrieb geeignet, wobei der Einbau in Längsbauweise erfolgt und die eine Abtriebswelle 64 z. B. für den Frontantrieb und die andere Abtriebswelle 65 beispielsweise für den Heckantrieb dient, wobei das Differential 15 als Längsdifferential, gegebenenfalls mit Differentialsperre 66 dienen kann.

Die gemäß der Erfindung aufgezeigten Getriebeausführungen zeichnen sich durch folgende Vorteile aus: kurze Bauweise, kleiner Bauraum, geringe Anzahl an Bauteilen, guter Getriebe-Wirkungsgrad, da überwiegender Betrieb - ca. 85% Betriebsanteil - mit Hydrostat- Überbrückung, geringer Kraftstoffverbrauch, insbesondere durch Ausnutzbarkeit eines großen Overdrive-Bereiches, Senkung der Geräuschemission durch spezielle Extra-Kapselung des im Hauptgehäuse 1 gelagerten Hydrostatgetriebes 36 und Anwendung spezieller, vorgenannter geräuschisolierender Zwischenelemente 50, 51, 41, 8 und 9.

Der gesamte Getriebe-Aufbau kann auch für ein Leistungs-verzweigungsgetriebe mit mehr als zwei Schaltbereichen realisiert werden, wobei mehr als zwei Schaltkupplungen für mehr als zwei Schaltbereiche schaltbar sind. Die jeweilige Begrenzung liegt im Bauraumangebot bzw. ist abhängig von der zur Verfügung stehenden Einbaulänge für das Getriebe des jeweiligen Fahrzeugs.

Für Allradantrieb ist das Getriebe sehr vorteilhaft mit einer Abtriebswelle 55 auszubilden, die die Triebverbindung zur Hinterachse herstellt. Zu diesem Zweck dient ein Kegeltrieb 59, der in Triebverbindung mit einem Abtriebsglied 14 gebracht wird. Ein Kegelrad 53 ist vorteilhaft direkt mit dem Differential-Antriebsrad 14 verbunden, daß das abtreibende Kegelrad 54 und die entsprechende Abtriebswelle 55 antreibt. Der Kegeltrieb 59 kann hier sehr vorteilhaft in das Getriebegehäuse 1 eingesetzt werden.

Getriebe-Ausführung gemäß Fig. 4 sieht ein quer zur Antriebswelle liegendes Achs- Differential 58 vor, das für ein frontgetriebenes Fahrzeug mit längseingebautem Motor geeignet ist. Auch für diese Bauweise ist das Getriebe-Gehäuse 1 einteilig ausgebildet, wie bei vorbeschriebenen Getriebe-Ausführungen zutreffend.

Die Erfindung sieht desweiteren eine, auch für andere Leistungsverzweigungsgetriebe anwendbare Einrichtung zur Optimierung der Schaltqualität, insbesondere für die Bereichsschaltungen vom einem in den anderen Schaltbereich vor. Wie in der bekannten Druckschrift EP 0 599 263 A2 näher beschrieben und Mitbestandteil dieser Erfindung ist, wird innerhalb der Schaltphase nach Schließen der neuen Kupplung und nach geschlossener alter Kupplung eine Verstellkorrektur des Hydrostatgetriebes vorgenommen. Diese Schaltkorrektur- Einrichtung ist für alle Leistungsverzweiungsgetriebe, insbesondere hydrostatisch-mechanische Leistungsverzweigungsgetriebe mit zwei oder mehreren Schaltbereichen anwendbar.

Die Verstellkorrektur zur Schaltoptimierung wird bevorzugt über Betriebswerte des Antriebsmotors M gesteuert/geregelt. Bestimmend für die Größe der Verstellkorrektur X; Y; Z ist das jeweilige bzw. momentane Antriebs-Drehmoment Tan des Getriebes bzw. das Motordrehmoment Tmot. Der Schließ-Vorgang der neuen Kupplung nach Ende des alten Schaltbereiches erfolgt im Synchronzustand der Kupplungsglieder der neuen Kupplung in bekannter Weise, wobei bevorzugt zwei oder mehrere Drehzahlsensoren durch Vergleich der Drehzahlen von wenigstens zwei Getriebegliedern den Synchronzustand ermitteln und den Schaltimpuls für die neue Kupplung auslösen. Das momentane Antriebsdrehmoment des Getriebes bzw. Motordrehmoment Tan bestimmt die Belastungsgröße des Hydrostatgetriebes und den entsprechenden Drehzahlschlupf von Hydromotor/-pumpe und somit auch die Größe der jeweils erforderlichen Verstellkorrektur innerhalb beider geschlossener Kupplungen. Jedem Antriebsdrehmoment ist somit auch eine bestimmte Verstellgröße bzw. Verdrängungsvolumen Vneu bzw. Verstellkorrekturgröße Z; tk zugeordnet, die dem drehmomentfreien Zustand der alten Kupplung entspricht, wonach das Öffnungssingal für diese Kupplung ausgelöst wird. Drehmomentveränderungen innerhalb der Schaltphase, wobei beide Kupplungen geschlossen sind, werden bei dieser Korrektur-Einrichtung automatisch berücksichtigt, da immer das momentane Antriebsdrehmoment Tan bzw. Motordrehmoment Tmot das Öffnungssignal der alten Kupplung bestimmt bzw. über entsprechende, daraus resultierende Signale zum Öffnen der alten Kupplung auslöst. Unabhängig davon, ob es sich um eine Zughochschaltung, Zugrückschaltung, Schubhochschaltung oder Schubrückschaltung handelt, erkennt das System den jeweils günstigsten Öffnungspunkt bzw. das neue Verstellvolumen Vneu zum Auslösen des Öffnungssignals der alten Kupplung. Die Erkennung in der Regeleinrichtung, ob Schub- oder Zugbetrieb erfolgt durch Motorkenngrößen bzw. -belastungsgrößen/-signale, gegebenenfalls auch äußere Einflußgrößen, wobei bei Zugbetrieb jedem Motordrehmoment Tmot und Motordrehzahl nmot eine bestimmte Ansteuergröße wie Drosselklappenstellung; Fahr- bzw. Gaspedalstellung, Fahrpedal-Änderungsgeschwindigkeit, Temperatur, gegebenenfalls auch Luftdruck u. a. zugeordnet ist. Zum Beispiel kann bei plötzlichem Loslassen des Gaspedals/Fahrpedals innerhalb der Schaltphase das sofortige Öffnungssignal bei Vth erteilt werden, weil das Antriebsdrehmoment bzw. das Motordrehmoment sofort auf Null abfällt oder gar negatives Drehmoment annimmt, trotzdem bei Schaltbeginn Valt und Korrekturgröße X Maximalgröße hatten.

Bei Schubbetrieb erkennt das System ebenfalls den jeweiligen Betriebszustand dadurch, daß bei Schubmoment der Motor entsprechend hochgetourt wird und je nach Drehzahlgröße entsprechend Signal b ein entsprechendes Bremsmoment bzw. negatives Motordrehmoment oder Schubmomentgröße erkannt wird und aus den entsprechenden Signalgrößen b, a bzw. Bremssignal f Drehmomentgröße Tmot; Tan und Drehmomentrichtung ermittelt und daraus die Schalt-Korrekturgröße und -Korrektur-Richtung und Vneu zum Öffnen der alten Kupplung festlegt und signalisiert. Bei Schubbetrieb findet eine Umkehrung der Korrekturgrößen und Korrekturrichtungen statt, wobei bei Hochschaltung das Verdrängungsvolumen bzw. die Stellgröße Valt kleiner als Vneu und bei Rückschaltung Valt größer als Vneu ist. Dies entspricht dem allgemeinen charakteristischen Schaltkorrekturverhalten bei hydrostatisch­ mechanischen, aber auch rein-mechanischen Leistungsverzweigungs-getrieben.

Die Drehzahlschlupfgrößen des Hydrostatgetriebes können vor und nach der Bereichsschaltung bei gleichem An- und Abtriebsdrehmoment an der Bereichsschaltstelle, je nach Getriebeauslegung und Bereichsaufteilung, sehr unterschiedlich sein. Entsprechend unterschiedlich sind die Korrekturgrößen-Verhältnisse X zu Y bzw. Z. Dementsprechend sind im Steuer- und Regelungssystem die Korrekturgrößen bzw. Korrekturgrößenverhältnisse X zu Y bzw. Z einprogrammiert, d. h. es ist jedem Antriebsdrehmoment für jede Bereichsschaltstelle eine eigene Stellgröße bzw. Verdrängungsvolumengröße Vneu zugeordnet und vorprogrammiert, die in Abhängigkeit sich innerhalb der Schaltphase verändernden Lastverhältnisse und anderen Faktoren korrigierbar sind, so daß in allen Betriebszuständen eine schaltstoßfreie Bereichsschaltung gewährleistet ist.

Je nach Art der Motorregelung, ob Leistungs- oder Drehzahlregelung, z. B. RQ, RQV oder andere Regelungsart sind in der Steuer- und Regelungseinrichtung, die jeweils für die Ermittlung des Motordrehmomentes geeigneten Signalgrößen in der Fahrregelung bzw. Steuer- und Regeleinrichtung einprogrammiert. So ist z. B. bei einer RQ-Regelung jeder Drosselklappen- bzw. Fahrpedalstellung und jeweils gegebener Motordrehzahl ein bestimmtes Motordrehmoment zugeordnet, so daß Drosselklappen- bzw. Fahrpedal-Stellungssignal und Motordrehzahlsignal eine Aussage für das jeweilige Motordrehmoment geben, wonach das neue Verdrängungsvolumen bzw. die Verstellgröße Vneu ermittelt und daraus das Öffnungssignal für die alte Kupplung eingeleitet werden kann. Bei RQV-Regelung entspricht jede Gaspedal­ bzw. Fahrpedalstellung einer vorgegebenen Motordrehzahlgröße unabhängig vom Motordrehmoment. Bei dieser oder ähnlicher Regelungsart ist es also erforderlich, zur Ermittlung des Motordrehmomentes ein entsprechendes Signal, das dem Füllungsgrad der Kraftstoff-Einspritzung oder einer ähnlichen Signalgröße, die für die Drehmomentermittlung geeignet ist, zu verwenden.

Bei dieser Korrektur-Variante ist es gegenüber bekannten Einrichtungen zur Schaltkorrektur nicht erforderlich, die Verstell-Korrekturgröße Z aus einem Hydrostat­ drucksignal oder einer vor Schaltbeginn gegebenen Korrekturgröße X bzw. Valt zu ermitteln bzw. zu errechnen, sondern das Öffnungssignal kann immer aus dem momentan wirksamen Antriebsdrehmoment Tmot bzw. Tan ermittelt werden. Für eine genaue Realisierung und Signalgebung der neuen Stellgröße bzw. Vneu sorgt in der Regel ein entsprechender Verstellweggeber bzw. Sensor, der den Verstellwinkel oder Verstellweg des Hydrostatgetriebes signalisiert.

Für die Verstellgrößen- bzw. Verdrängungsvolumenmessung kann alternativ auch die bekannte Verstelldruck- oder elektrische Verstellstromgröße benutzt werden, sofern diese für die Ermittlung des korrekten Öffnungssignals für die alte Kupplung geeignet sind. Ein Drucksensor zur Erfassung des jeweiligen Hydrostatdruckes ist bei dieser Korrektur-Variante nicht erforderlich.

Alle in dieser Patentanmeldung beschriebenen Schaltkorrektur-Einrichtungen sind sowohl für hydrostatisch-mechanische als auch rein-mechanische Leistungs­ verzweigungsgetriebe anwendbar. Bei einem mechanischen Leistungsverzweigungsgetriebe gelten für die Korrekturverhältnisse X und Y die jeweiligen Drehmomentverhältnisse am stufenlosen Wandler, wobei die Drehmomentverhältnisse gleich den Druckverhältnissen der Arbeitsdrücke des Hydrostatgetriebes entsprechen.

Die Erfindung sieht desweiteren für die Bereichsschaltungen sowohl für Hoch- als auch für Rückschaltung, Zug- oder Schubschaltung eine Schaltkorrektur-Einrichtung vor, wonach die Schaltkorrektur-Größe Z über eine Verstellkorrektur-Zeit tk ermittelt wird, wobei bevorzugt die Größe der erforderlichen Korrekturwerte X, Y bzw. Z bzw. tk aus oben genannten jeweiligen Betriebswerten wie Motordrehmoment bzw. aus den Drehmoment bestimmenden Betriebswerten ermittelt wird. Die Verstell-Korrekturzeit tk bestimmt im Schaltzeitpunkt bzw. in der Schaltphase in Abhängigkeit zur Verstell-Geschwindigkeit die Größe des Korrektur- Wertes bzw. -weges Z. Bestimmend dafür ist somit der Steuerstrom bzw. das Fördervolumen Qk. Der effektive Steuerstrom Qk wird durch verschiedene im Schaltzeitpunkt wirksame Größen wie Speisepumpen-Fördervolumen, Drehzahl, Steuerdruck (konstant oder variabel), innere Drosseleffekte, Öltemperatur u. a. bestimmt bzw. mitbeeinflußt. Die Größe der Verstellgeschwindigkeit bzw. des Verstellstroms Qk kann experimentell ermittelt werden in weiterer Abhängigkeit zu den verschiedenen Betriebszuständen, - Motordrehzahl, Motoransteuer-Signale wie Drosselklappenstellung, Gaspedalstellung, Öltemperatur u. a.. - Aus diesen vorgenannten Werten erkennt die Regeleinrichtung bzw. die Elektronik welche Verstellkorrektur-Zeit in welchem Betriebszustand für die Ermittlung der jeweiligen Korrektur- Größe bzw. des neuen Verdrängungsvolumens Vneu erforderlich ist. Für eine genaue Ermittlung der Korrekturzeit tk wird auch die Temperatur, insbesondere Öltemperatur, Öl- Viskosität und gegebenenfalls weitere den Volumenstrom der Verstelleinrichtungen, Leckölveränderungen und die Schaltzeit beeinflussende Faktoren mit berücksichtigt durch entsprechende Signal-Verarbeitung in der Regeleinrichtung.

In der Steuer- und Regeleinrichtung bzw. Elektronik wird gemäß der Erfindung desweiteren eine automatische Änderung und Anpassung vorgegebener Werte, die insbesondere von Betriebsdauer oder/und Einsatzart abhängig sind, realisiert. Die genannte Anpassung kann auf verschiedene Weise verwirklicht werden, z. B. derart, daß Fehlfunktionen oder Störfunktionen in der Regeleinrichtung bzw. Elektronik erkannt werden, woraus z. B. ein stoßerzeugendes Signal bzw. Störsignal bewirkt, daß eine Veränderung eines oder mehrerer vorgegebener Größen oder Festwerte stattfindet, so daß trotz sich verändernder Betriebswerte, z. B. die Leckölmenge, die Korrekturgrößen tk; Z derart angepaßt werden, daß gute Schaltqualität erhalten bleibt oder diese verbessert wird. Auslösendes Signal für diese Korrektur bzw. innere Korrektur von bevorzugt vorgegebenen oder vorherrschenden Größen kann eine, insbesondere innerhalb der Schaltphase auftretende Drehmomentveränderung eines Motor- oder Getriebegliedes oder ein drehmoment- oder drehzahlveränderndes Signal oder/und Änderungsgeschwindigkeit oder/und Veränderung einer Massenkraft oder allgemein ein stoß- bzw. ruckanzeigendes Signal sein. Als geeignete Signalgröße zur Veränderung innerer Vorgabe oder Festwerte kann das Motordrehzahlsignal, insbesondere im Konstantfahrbereich, sein, wobei bei einem Verzögerungsstoß eine Motordrehzahl-Anhebung ausgelöst wird, wodurch automatisch eine entsprechend angepaßte Veränderung eines oder mehrerer der inneren Vorgabewerte oder Festwerte oder/und Signalgröße bewirkt wird, so daß in diesem Fall z. B. eine entsprechende Vergrößerung des Verstellkorrekturwertes tk bzw. Z erzielt wird. Bei einem Beschleunigungsstoß wird eine umgekehrte Veränderung vorgenannter Festwerte bewirkt. Anstelle der für die Veränderung innerer Festwerte benutzten Signale kann auch ein Signal sein, das aus der Veränderung einer oben genannten Massenkraft resultiert, wobei beispielsweise durch die Massenveränderung innerhalb des Schaltablaufes eine Entscheidung zur Verkürzung oder Verlängerung der Schaltkorrekturzeit tk oder der Verstellkorrekturgröße Z realisiert wird. Die Veränderungsgröße der inneren Festwerte hängt im wesentlichen von im Laufe der Betriebszeit sich verändernden Werten ab, die z. B. in Abhängigkeit zum Verschleiß einzelner Elemente oder/und in Abhängigkeit zu einer stark verändernden Betriebs- Charakteristik eines Fahrzeuges stehen kann. Dies bedeutet, daß zur Optimierung oder Aufrechterhaltung guter Schaltqualität die Elektronik bzw. Regeleinrichtung die Entscheidung für eine Veränderung einer oder mehrerer innerer Festwerte bevorzugt aus der Information mehrerer Schaltvorgänge trifft, um daraus den geeignetsten Änderungswert zu bestimmen.

Die Erfindung sieht desweiteren vor, daß im Hinblick auf die Schaltzeitverkürzung der Synchrondrehzahlbereich, der das Maß der Synchronungenauigkeit umfaßt, in Abhängigkeit zu einem oder mehreren Betriebsparametern unterschiedlich groß sein kann. Dies bedeutet, daß das Signal zum Schließen der neuen Kupplung bei einer Bereichsschaltung bzw. der Kupplung für Festpunktschaltung in mehr oder weniger großem Abstand tkS vom absoluten Synchronpunkt ausgelöst werden kann. Die Elektronik berücksichtigt hierbei, z. B. bei einer sehr schnellen Übersetzungsänderung die erforderliche Schließzeit vom Zeitpunkt der Signalauslösung bis Beginn des aktiven Schließvorganges. Dementsprechend wird das Kupplungs-Schließsignal entsprechend früh vor Erreichen des Synchronzustandes bzw. vor Erreichen des zulässigen Synchronbereiches eingeleitet. Dies ist insbesondere von Bedeutung bei hohen Beschleunigungsvorgängen, bei denen auch ein entsprechend hoher Kick-down-Effekt wirksam ist oder auch bei Bremsvorgängen, die eine entsprechend hohe Übersetzungs- Rückregelung des Getriebes erfordern. Der vorgenannte Synchronbereich kann in Abhängigkeit zur Art der Kupplung - Reibkupplung, z. B. in Form einer Lamellen- oder Konuskupplung oder formschlüssigen Kupplung mit oder ohne Abweisverzahnung - unterschiedlich groß sein. Die genauen Werte sind vorzugsweise experimentell zu ermitteln. Die Information für den geeignetsten Schaltzeitpunkt entnimmt die Elektronik z. B. aus der Veränderungsgeschwindigkeit/-kraft der Übersetzung oder/und bzw. der Betätigungskraft/­ geschwindigkeit von Fahrpedal oder/und Bremspedal oder anderen, dafür geeigneten Betriebsparametern oder Einflußgrößen, die sich aus der experimentellen Ermittlung und Erkenntnissen ergeben. Das Rückmeldesignal zur Anzeige der geschlossenen neuen Kupplung ergibt den Impuls für die Einleitung der Korrekturverstellung Z bzw. tk.

Ebenso kann, wie oben näher erläutert, auch der Öffnungszeitpunkt für die alte Kupplung unterschiedlich variiert werden bzw. um ein entsprechendes Maß tkv vorgezogen werden.

Die Schaltkorrektureinrichtung mit zeitabhängiger Schaltkorrektur hat den Vorteil, daß auf einen kostenaufwendigen Hydrostat-Drucksensor und in manchen Fällen auch auf einen Hydrostat-Verstellweg-Sensor (Potentiometer; Weggeber) verzichtet werden kann. Dieses Verfahren eignet sich sowohl für die Bereichsschaltungen als auch für die Festpunktschaltungen KB; KH; KD bei Getrieben wie aus der DE 43 39 864 und EP 0 599 263 bekannt und auch für Wende-Schaltungen, z. B. für den Reversierbetrieb einer Arbeitsmaschine - Radlader, Traktor- Frontlader u. a. - Insbesondere bei Anwendung formschlüssiger Kupplungen mit bevorzugter Ausbildung als Abweisverzahnung oder Reibkupplungen kann sehr schaltzeitverkürzend das Öffnungssignal noch vor vollständiger Übergabe des Drehmomentes von der alten auf die neue Kupplung, d. h. vor Ende der Verstellkorrektur Z bzw. Korrekturzeit tk eingeleitet werden, da nach erfolgtem Öffnungssignal gegebenenfalls die betreffende bzw. alte Kupplung durch die Abweisfunktion unterstützend aufgedrückt werden kann. Das Öffnungssignal wird somit um die Zeit tkv vorgezogen, wobei tkv beeinflußbar ist durch ein oder mehrere oben genannter Betriebssignale oder/und Änderungssignale. Der Verstellvorgang des Hydrostatgetriebes kann somit weitgehend kontinuierlich auch während dem Öffnungsvorgang der vorgenannten Kupplung fortgesetzt werden wodurch eine Funktionsüberschneidung des Öffnungssignals bzw. des Öffnungsvorganges der genannten Kupplung und der Hydrostat-Verstellung wirksam ist, wodurch eine Schaltzeit-Verkürzung und hohe Schaltqualität erzielt wird.

Das System erkennt Schub-, Zug- oder Hoch- Rückschaltung aus der jeweiligen Motordrehzahl und der Drosselklappenstellung bzw. der Größe der Motoransteuerung, woraus die Korrektur-Richtung der Hydrostat-Verstelleinrichtung bestimmt wird.

Unterstützend zur Schaltkorrektur-Einrichtung kann gemäß der Erfindung auch eine zusätzliche Beeinflussung bzw. Absenkung des Motor-Drehmomentes innerhalb der Schaltphase dienen durch automatische Gasrücknahme, z. B. bei Anwendung eines elektronischen Gaspedals, um optimale Schaltqualität für die Bereichs-, Wende- und Festpunktschaltungen in allen Betriebssituationen zu erzielen.

Beim Schließen einer neuen Kupplung wird zwangsläufig durch den Befüllungsvorgang dieser Kupplung eine Druckabsenkung des Steuerdruckes für die geschlossenen Kupplungen bewirkt, was zu einer Drehmomentabsenkung oder gar zum Öffnen der geschlossenen bzw. alten Kupplung führen kann. Das gilt für alle hydraulisch betätigbaren Kupplungen oder vergleichbare Einrichtungen oder Verbraucher. Um dies zu verhindern ist eine Einrichtung 64′ gem. Fig. 7 vorgesehen, die einen Ölrückfluß und somit einen Druckabbau des Steuerdruckes für die alte bzw. die geschlossene Kupplung verhindert oder verringert. Weitere Vorteile dieser Einrichtung 64′, die bevorzugt als Rückschlag-Ventil innerhalb des Schaltventils 64 oder als separate Einrichtung ausgebildet ist, sind, daß die Speiseölmenge und somit die Speisepumpe 36 kleiner oder/und ein vorgesehener Hydrospeicher 36′ ebenfalls kleiner ausgeführt werden oder auf diesen ganz verzichtet werden kann. Desweiteren kann bei Anwendung einer formschlüssigen Kupplung, insbesondere bei einer Ausführung wie in der DE 41 26 650 A1, die bevorzugt Mitbestandteil dieser Erfindung ist und darin in Fig. 3, 3a und 3e dargestellt, mit einem niedrigeren Mitnehmerprofil ausgebildet werden, wodurch der Schaltweg und somit das Druckölvolumen auf ein geringeres Maß abgesenkt werden kann. Bei vorgenannter Kupplung mit formschlüssiger Kupplungsverzahnung handelt es sich um eine Kupplungseinrichtung, bei der auf einen Kupplungsträger ein drehfester aber axial verschiebbarer Kupplungsring angeordnet ist, der durch einen axialverschiebbaren hydraulisch betätigbaren Kolben beaufschlagt wird, wobei beim Schließen der Kupplung der genannte Kupplungsring in das entsprechende Gegenprofil der zweiten Kupplungshälfte eingreift. Das genannte Kupplungsprofil kann in abweisender oder nichtabweisender Form ausgebildet sein.

Die vorgenannte Einrichtung 64′ ist bevorzugt als Rückschlagventil innerhalb eines Schaltventils 64, gemäß Fig. 7d dargestellt, ausgeführt, z. B. derart, daß ein Steuerkolben 64a ein verschiebbares Verschlußelement 64b besitzt, das über ein Federelement 64c nach geschlossener Kupplung die Zuflußleitung 64e zur Kupplung verschließt. Nach geschlossener Kupplung sind gleiche Druckverhältnisse in der Steuerleitung K und dem Steuerdruck P gegeben, wodurch geringe Federkraft der Feder 64c ausreichend ist, um das Verschlußelement bzw. den Kolbenring 64b in Verschlußstellung zu bringen. Das Schaltventil wird bevorzugt über ein Magnetventil 64d angesteuert, das als Vorsteuerventil wirksam ist. Im geöffneten Zustand wird das Schaltventil bei nichtangesteuertem Zustand des Magnetventils 64d gegen die Kraft einer Feder 64c in Neutralstellung gehalten, wobei die Kupplungsleitung 64e mit der Rücklaufleitung 64g drucklos verbunden ist. Hierbei wird der Verschlußkörper 64b durch den Steuerdruck P gegen den Druck der Feder 64c in einer festen Position zum Schaltkolben 64a gehalten und zwar solange, bis nach einem erfolgten Schaltvorgang die Kupplung geschlossen ist.

Die Öl-Rücklaufsperre in der Kupplungs-Druckleitung hat den weiteren Vorteil, daß Veränderungen des Systemdruckes durch irgendwelche zuschaltbare Verbraucher oder andere ein Kupplungsöffnen verhindern.

Das Getriebe sieht zur Verbesserung des Getriebewirkungsgrades ein Druckventil 65 (Fig. 5) vor, das eine von verschiedenen Betriebsparametern abhängige Druckmodulation des Systemdruckes bzw. des Speisedruckes bewirkt. Das Druckventil 65′ ist auf einen Mindestdruck eingestellt, der bei niedrigem Lastzustand oder/und bei niedriger Motordrehzahl ausreicht zur Versorgung des Hydrostatgetriebes oder/und der Kupplungsansteuerung K1 bzw. K2. Bei höherem Lastzustand wird durch ein lastabhängiges Signal, insbesondere Hydrostatdrucksignal e oder/und bei höherer Motordrehzahl über ein Drehzahldrucksignal b der Systemdruck entsprechend angehoben. Dies bedeutet, daß bei überwiegend Teillastbetrieb geringer Leistungsverlust durch die Speisepumpe 81 gegeben ist.

Bei Ausführung des stufenlosen Leistungsverzweigungsgetriebes mit sekundär geregeltem Hydrostatgetriebe 36 ist, wie in Fig. 5a dargestellt, die Verstellregelung erfindungsgemäß so ausgebildet, daß nur ein Verstellzylinder 79 bzw. gemeinsames Verstellorgang sowohl für die Primärregelung als auch für Sekundärregelung, d. h. für die Regelung der Hydrostateinheit A und B, wirksam ist. Dies ist in nicht dargestellter Weise auch bei Radialkolben-Hydrostaten anwendbar. Der Verstellzylinder 79 ist hierbei bevorzugt parallel versetzt zur Triebachse einer oder beider der Hydrostateinheiten A und B angeordnet. Ein Verstellkolben 80 steht in Wirkverbindung mit der Schwenkscheibe 75 der ersten Verstelleinheit A. Über einen Kolbenweg SV wird der gesamte positive und negative Verstellbereich der ersten Hydrostateinheit A durchfahren. Bei Schwenkscheiben-Stellung V0 ist das Fördervolumen der ersten Hydrostateinheit A auf Fördervolumen Null eingestellt, was bei einem Leistungsverzweigungsgetriebe einer gewissen Vorwärts-Fahrgeschwindigkeit bei hydraulischer Leistung Null entspricht wie in Fig. 2e und 2f dargestellt. Bei Schwenkscheiben- Stellung VV ist die Hydrostateinheit A auf maximales Fördervolumen eingestellt, was sowohl beim Zweibereichsgetriebe (gem. Fig. 1; 2b u. a.) als auch beim Einbereichsgetriebe (gem. Fig. 2c; 2d) Drehzahlgleichheit und Blockumlauf aller Glieder des Summierungsplanetengetriebes 37 und 37a entspricht. Beim Einbereichsgetriebe gem. Drehzahlplan Fig. 2e beginnt ab diesem Punkt VV die Sekundärregelung, wobei bei Weiterverstellung des Verstellkolbens 80 eine Rückstellung des Fördervolumens der Hydrostateinheit B folgt, indem die sekundäre Verstellscheibe 76 von maximalem Verstellwinkel auf entsprechend kleinen Verstellwinkel zurückgestellt wird über einen möglichen Sekundärverstellweg SS. Bei Stellung VS ist die Endübersetzung des Getriebes gem. Ausführung Fig. 2a; 2c erreicht. Die Sekundärregelung kann, wie in Fig. 5a dargestellt, über einen Verstellkolben 80, der bei Beginn der Sekundärregelung auf ein entsprechendes Druckstück 82 drückt, realisiert werden. In einer anderen nicht dargestellten Ausführung wird ein innenliegender getrennter Verstellkolben im selben Verstellzylinder 79 auf die Schwenkscheibe 76 der zweiten Hydrostateinheit B wirksam. In einer weiteren, nicht dargestellten Ausführungsform kann die Sekundärregelung bereits innerhalb des Primärregelbereiches erfolgen, wobei z. B. innerhalb des Verstellweges bzw. Verstellwinkel αV die Sekundärverstellung erfolgt, wobei das Druckstück 82 entsprechend länger ausgebildet werden muß. Hierbei könnte z. B. bei maximalem Verstellwinkel 20 beider Hydrostateinheiten A und B nach einem Verstellweg αV 10° die Sekundärregelung beginnen, wobei am Endpunkt der Übersetzung bei einem Verstellwinkel αV = 20° entsprechend der Endstellung VV der Winkel αS der sekundären Schwenkscheibe 76 ca. 10° entsprechen würde. Dies bedeutet, daß bei dieser Ausführung am Ende der Primärverstellung bei Stellung VV der Endpunkt VS bei einem sekundären Verstellwinkel αS von etwa 10° erreicht ist.

Der Verstellkolben 80 ist bei dieser zuletzt beschriebenen Ausführungsform auch über eine Gelenkstange formschlüssig mit der Schwenkscheibe 75 verbunden, wobei bevorzugt die Kolbenstange 80′ als Hohlkörper ausgebildet ist und das Verbindungsstück zwischen Kolben 80 und Schwenkscheibe 75 eine innenliegende Zug- und Druckstange mit gelenkiger Verbindung darstellt. Die Feder 77 kann hierbei entfallen.

Eine Druckfeder 83 dient zur Lagefixierung des Verstellkolbens 80. Weitere, nicht dargestellte Federeinrichtungen, bevorzugt im Bereich des Verstellkolbens 79 mit doppelter Funktion, wie z. B. aus üblichen Verstelleinrichtungen hydrostatischer Getriebe bekannt, kann hier ebenfalls verwendet werden, z. B. zur Fixierung einer Neutrallage, die z. B. dem Anfahrpunkt, d. h. Fahrgeschwindigkeit Null des Fahrzeugs entspricht. Auch eine Feder- Arretierung bei V0 kann sinnvoll sein, insbesondere für widerstandsfreies Starten des Motors bei Kaltzustand oder Winterbetrieb.

Insbesondere beim Einbereichsgetriebe gem. Fig. 2a; 2c; 2d, das keine Bereichskupplungen enthält, besitzt das Getriebe ein Bypassventil 84 gem. Fig. 5, das zwischen den beiden Arbeitsdruckleitungen der Hydrostateinheiten A; B geschaltet ist, welches insbesondere bei Motorstarten, Abschleppbetrieb, Motor starten durch Anschieben oder auch zur Optimierung einer beschriebenen Festpunktschaltung oder allgemein zur Herstellung eines lastlosen Zustandes sinnvoll anwendbar ist. Die Betätigung des Bypassventils kann, je nach Art der gestellten Forderungen, automatisch oder manuell erfolgen. Z.B. zur Vorbereitung nach Wählhebel-Betätigung ist für den Anfahrvorgang bevorzugt eine automatische Betätigung des Bypassventils vorteilhaft. Bei Fahrzeug-Stillstand, insbesondere bei Wählhebelstellung "Neutral" oder/und "Park" ist zweckmäßigerweise immer die Bypassfunktion eingeschaltet. Bei Vorwahl der Fahrtrichtung "Rückwärts" oder "Vorwärts" wird das Bypassventil 84 automatisch nach einer vorgegebenen Charakteristik geschlossen. Der Schließvorgang ist bevorzugt derart gestaltet, daß beim Einbereichsgetriebe, das keine Bereichskupplung bzw. keine abtriebsseitige Trennkupplung besitzt, nach gestartetem Motor die Verstelleinrichtung des Hydrostatgetriebes automatisch die Anfahrstellung einnimmt, was der Hydrostatstellgröße VN entspricht. Diese Stellgröße kann, je nach Getriebeauslegung, etwa 60% des maximal negativen Verstellwinkels entsprechen, wie z. B. in Drehzahlplan Fig. 2e dargestellt. Bevorzugt ist die Verstelleinrichtung durch eine mechanische Einrichtung, insbesondere Federeinrichtung, bei Fahrzeugstillstand immer an dieser Stelle arretiert, so daß keine oder nahezu keine Differenzölmengen zwischen den Arbeitsdruckleitungen der beiden Hydrostateinheiten A; B über das Bypassventil 84 ausgeglichen werden müssen. In den meisten Anwendungsfällen kann daher das Bypassventil 84 bei Neutralstellung immer geschlossen bleiben, so daß eine Betätigung nur zum Starten des Motors bei Winterbetrieb bzw. bei sehr kaltem Öl oder/und Starten des Motors durch Anschieben erforderlich ist. Die Betätigung kann hierbei bevorzugt durch eine manuelle Betätigung oder auch automatisch über die Steuer- und Regeleinrichtung bzw. Elektronik ausgelöst werden, wobei bei elektronischer Ansteuerung der Schließvorgang des Bypassventils bevorzugt elektronisch aktiviert wird. Dabei ist sichergestellt, daß bei Motorstillstand das Bypassventil 84 immer geöffnet ist. Das Bypassventil 84 ist verschiedenartig ausführbar. Je nach Anwendungsfall und Forderungen ist ein spontaner oder allmählicher Druckaufbau bzw. Schließvorgang vorgesehen. Für das Motor starten empfiehlt es sich, einen allmählichen kontinuierlichen Druckaufbau bzw. kontinuierlichen Schließvorgang zu realisieren, der bevorzugt druckabhängig funktioniert und vorteilhaft nach Vorwahl der Fahrtrichtung zur Schwenkscheiben-Einstellung auf Anfahrstellung VN dienen kann, indem z. B. druckabhängig der Verstellvorgang bis Erreichen des Einstellpunktes VN unterstü 27823 00070 552 001000280000000200012000285912771200040 0002019625706 00004 27704tzt werden kann.

Die Erfindung sieht desweiteren zur Verbesserung der Schaltqualität vor, daß insbesondere bei Anwendung von formschlüssigen Bereichskupplungen die Schaltung vom alten in den neuen Schaltbereich nicht bei absolutem Synchronzustand der zu schließenden neuen Kupplungsglieder stattfindet, sondern daß innerhalb eines zulässigen Synchronbereiches der Schaltvorgang bereits vor Erreichen des absoluten Synchronzustandes vollzogen wird. Diese Einrichtung ist insbesondere für formschlüssige Kupplungen mit einer Kupplungsverzahnung vorgesehen. Das Schalten bei absolutem Synchronzustand führt vereinzelt dazu, daß bei Aufeinandertreffen der Zahnköpfe beider Kupplungshälften ein schnelles und sicheres Ineinandergreifen erschwert wird. Um dies zu vermeiden, wird gemäß der Erfindung eine mehr oder weniger gezielte Relativ- Drehzahl der beiden Kupplungshälften zueinander vorgegeben bzw. vorprogrammiert, wodurch in jedem Schaltvorgang ein sicheres Ineinandergreifen der Kupplungsglieder gewährleistet ist. Die Größe der Relativ-Drehzahl kann eine konstante Größe oder eine von einem oder mehreren verschiedenen Betriebsparametern abhängige variable Größe sein. Die günstigste Relativ- Drehzahl zur Erzielung optimaler Schaltvorgänge wird vorzugsweise experimentell ermittelt. Einflußgrößen sind der leckölbedingte Drehzahlschlupf des Hydrostat-Getriebes, der seinerseits von Öltemperatur, Drehzahlen und anderen Betriebsgrößen abhängig sein kann. Besonders vorteilhaft ist diese Schalteinrichtung bei Anwendung formschlüssiger Schaltkupplungen mit oder ohne Abweisverzahnung, bei denen ein auf einen Kupplungsträger drehfest und axial verschiebbarer Kupplungsring und ein hydraulisch beaufschlagter Druckkolben angeordnet ist wie in der DE 37 00 813 und EP 0 343 197 näher beschrieben. Um eine nahtlose Bereichsschaltung zu erzielen, wird der Schaltvorgang entsprechend vor Erreichen des Synchronzustandes vollzogen, wodurch nicht der volle Verstellweg des Hydrostatgetriebes ausgenutzt werden muß. Dies hat den Vorteil, daß die beschriebene Hydrostat-Verstell- Korrekturgröße Z, die innerhalb beider geschlossener Kupplungen aktiviert wird, dementsprechend kleiner gehalten werden kann, wodurch zusätzliche Schaltzeit-Verkürzungen erzielt werden. Da es sich bei der genannten Relativ-Drehzahl um geringe Größen mit geringem Relativ-Drehmoment handelt, ist kein Schaltstoß spürbar und Verschleißerscheinungen vernachlässigbar gering.

Die Erfindung beinhaltet desweiteren ein hydrostatisch-mechanisches Leistungsverzweigungs­ getriebe 70a gemäß Fig. 4a mit zwei Vorwärtsfahrbereichen, wobei der erste Vorwärts- Fahrbereich rein hydrostatisch und der zweite Vorwärts-Fahrbereich mit Leistungsverzweigung arbeitet. Der Rückwärtsbereich ist identisch mit dem ersten Vorwärts-Fahrbereich und arbeitet ebenfalls rein-hydrostatisch. Das Getriebe besteht aus einer ersten Hydrostateinheit A verstellbaren Volumens und einer zweiten Hydrostateinheit B bevorzugt konstanten Volumens, dem ein Summierungsplanetengetriebe 37b zum Aufsummieren der am Getriebe-Eingang aufgeteilten hydraulischen und mechanischen Leistung innerhalb des zweiten Fahrbereiches. Das Summierungsplanetengetriebe 37b; 37c ist dreiwellig, wobei die erste Welle Hohlrad 30′ bzw. 30′′ mit der zweiten Hydrostateinheit B in Triebverbindung steht. Die zweite Welle 32′ bzw. 32′′ des Summierungsplanetengetriebes ist über eine Kupplung K2′ mit der Antriebswelle 16 und auch der ersten Hydrostateinheit A innerhalb des zweiten Schaltbereiches verbindbar. Die dritte Welle 31′; 31′′ ist mit der Abtriebswelle 12′; 65′, 64′ verbunden. Über eine Kupplung K1′ ist innerhalb des ersten Schaltbereiches die zweite Hydrostateinheit B mit der Abtriebswelle 12′; 64′, 65′ verbindbar. Das Summierungsplanetengetriebe 37b besitzt ein Hohlrad 30′, welches die erste Welle, eine Stegwelle 32′, welche die zweite Welle und ein Sonnenrad 31′, welches die dritte Welle des Summierungsplanetengetriebes bildet. Das Getriebe 70a ist für die Anwendung, insbesondere für frontgetriebene Fahrzeuge ausgelegt, wonach das Hydrostatgetriebe 36 mit den beiden Hydrostateinheiten A und B koaxial zur Antriebswelle 16 und das Summierungsplanetengetriebe 37b achsversetzt zur Antriebswelle angeordnet ist. Die Kupplung K2′ zum Schalten des zweiten Schaltbereiches ist achsgleich zum Hydrostatgetriebe und der Antriebswelle 16 plaziert. Die Kupplung K1′ zum Schalten des ersten Fahrbereiches ist koaxial zum Summierungsplanetengetriebe angeordnet. Ein Achsdifferential-Getriebe 15 wird über eine Stirnradstufe 13, 14 mit der Abtriebswelle 12′ verbunden. Die Stirnradstufe 10′ und 11′ stellt innerhalb des ersten Schaltbereiches bei geschlossener Kupplung K1′ die Triebverbindung zur Abtriebswelle und im zweiten Schaltbereich die Triebverbindung zur ersten Welle - Hohlrad 30′; 30′′ - zum Summierungsplanetengetriebe 37b; 37c her. Über die Stirnradstufe 10′ und 11′ wird bei geschlossener Kupplung K2′ eine Triebverbindung zwischen Antriebswelle 16 und der zweiten Welle 32′; 32′′ des Summierungsplanetengetriebes 37b; 37c hergestellt. Durch die Art der Anordnung der einzelnen Getriebekomponenten, wie in Fig. 4a dargestellt, - Hydrostatgetriebe 36 koaxial zur Antriebswelle 16, Summierungs­ planetengetriebe 37b; 37c achsversetzt und das Achsdifferential-Getriebes 15 auf einer weiteren Achse versetzt angeordnet - wird eine kompakte und kurze Bauweise des Getriebes erzielt.

Funktion des Getriebes 70a; 70b

Im Anfahrzustand ist die erste Hydrostateinheit A auf Null-Förderung eingestellt. Nach Vorwahl der Fahrtrichtung "Vorwärts" wird die Kupplung K1′ geschlossen, wodurch eine feste Triebverbindung der zweiten Hydrostateinheit B mit der Abtriebswelle 12′ sowie den Ausgangswellen 64, 65 des Differential-Getriebes 15 hergestellt ist. Nun wird die erste Hydrostateinheit A verstellt bis zur Endstellung, wobei der erste Fahrbereich voll durchfahren wird. Die Glieder der Kupplung K2′ haben in diesem Zustand Synchronlauf erreicht, wonach das Schaltsignal zum Schließen dieser Kupplung erteilt wird. Nach Schließen der Kupplung K2′ wird die Kupplung K1′ unter Berücksichtigung einer beschriebenen Schalt-Korrektur geöffnet. In diesem Zustand ist eine mechanische Triebverbindung zum Übertragen der mechanischen Leistung über die Kupplung K2′ Stirnradstufe 10′ und 11′ sowie eine hydrostatische Triebverbindung über die Stirnradstufe 10′′ und 11′′ gegeben. Über das Summierungs­ planetengetriebe 37b; 37c werden nun die hydraulische und mechanische Leistung aufsummiert, die gemeinsam über eine dritte Welle 31′; 31′′ zur Abtriebswelle 12′ geleitet wird. Innerhalb des zweiten Schaltbereiches, der also mit Leistungsverzweigung arbeitet, wird die Hydrostateinheit A von der vorgenannten Endstellung zurückgeregelt auf "Null" und darüber hinaus bis zu seiner negativen Endstellung, bei der die Endübersetzung des Getriebe erreicht ist. Der Rückwärtsbereich ist identisch mit dem ersten Vorwärts-Fahrbereich, wobei nach Fahrtrichtungs-Vorwahl die erste Hydrostateinheit A in die Gegenrichtung bzw. negative Verstellrichtung ausgeschwenkt wird.

Das Getriebe ist verschiedenartig ausführbar wie aus Fig. 4b, 4c und 4d ersichtlich. Bei Ausführung gemäß Fig. 4b ist im Gegensatz zur Ausführung 70a der mechanische Getriebeteil Kupplung 2′, Stirnräder 10′ und 10′′ zwischen Antriebsmotor und dem Hydrostatgetriebe 36 angeordnet. Bei Ausführungsform 70b kann ein Getriebe für verschiedene Anwendungen gebildet werden, wobei der Antrieb beliebig über Antriebswelle 16 oder 16′ erfolgen kann und der Abtrieb 64′ und 65′ achsversetzt erfolgt. Das Summierungsplanetengetriebe ist ebenfalls verschiedenartig ausführbar. Das Summierungsplanetengetriebe 37c gemäß Fig. 4d ist derart aufgebaut, daß die erste Welle ein Hohlrad 30′′, die zweite Welle die Stegwelle 32′′ bildet, auf der ineinandergreifende Planetenräder 34′ und 33′ gelagert sind, wobei die ersten Planetenräder 34′ mit einem Hohlrad 30′′, das die erste Welle bildet und die zweiten Planetenräder 33′ mit einem zweiten Hohlrad 31′′, das die dritte Welle des Summierungsplanetengetriebes bildet, eingreifen. Je nach den Bauraumforderungen kann das Hydrostatgetriebe 36 als eine Baueinheit, wie in Fig. 4a in form pack-to-pack dargestellt oder auf zwei Achsen übereinander, wie in Fig. 4c dargestellt, ausgeführt werden.

Zur Verbesserung des Schwingungs- und Geräuschverhaltens besitzt das Getriebe eine Schwingungs-Dämmeinrichtung 42, gem. Fig. 2.1, die so ausgebildet ist, daß zwischen einem äußeren, insbesondere als Blechprägeteil ausgebildeten Trägerglied 101 und einem inneren, ebenfalls bevorzugt als Blechprägeteile ausgebildeten Trägerteil 104 ein elastisches, bevorzugt aus Elastomer 102 bestehendes Dämmelement vorgesehen ist. Diese Dämmeinrichtung 42′ ist zwischen dem Getriebegehäuse 1 und dem Hydrostatgetriebe 36 gelagert. Es ist so ausgebildet, daß sowohl das Reaktions-Drehmoment am Hydrostatgetriebe 36 als auch axiale Kräfte, welche z. B. aus einer Schrägverzahnung des Getriebes resultieren, geräusch- und schwingungsisolierend abgefangen werden. Die Axialkräfte werden bei dieser Einrichtung durch eine entgegengerichtete Lagereinrichtung 51; 8 abgefangen. Diese entgegengerichtete Lagereinrichtung 51; 8 kann als Reibelement mit oder ohne elastischen Eigenschaften ausgebildet sein, wobei zusätzlich eine Reibdämmung bewirkt wird. Auf sehr kostengünstige Weise kann die Reib-Dämm-Einrichtung 51; 8 zwischen dem Hydrostatgetriebe 36 und einem, bevorzugt als Blechelement ausgebildeten Getriebeglied oder Gehäusedeckel 38; 19 angeordnet sein. Der als Blechprägeteil ausgebildete Gehäusedeckel 38; 19 kann zweckmäßigerweise aus einem geräuschisolierenden Sandwich-Blech bestehen. Zur Erzielung hoher Geräuschminderung bzw. der gewünschten Elastizität der Dämmeinrichtung 42′ kann der ringförmige Dämmkörper 102 mit angepaßten Ausnehmungen 103 mit oder ohne Axialkraft erzeugender Wirkung versehen werden. Das äußere Trägerglied 101 ist mit Mitnehmern 107 ausgestattet, die in entsprechende Ausnehmungen 105 des Gehäuses 1 eingreifen, um eine drehfeste Verbindung zum Gehäuse herzustellen. Der am Hydrostatgehäuse 36 gelagerte Innenkörper 104 besitzt Mitnehmer 108, die in entsprechende Ausnehmungen 109 des Hydrostatgehäuses 36 eingreifen, um eine drehfeste Verbindung zum Hydrostatgetriebe 36 herzustellen. Die Mitnehmer 105 und 107 oder/und 108 und 109 sind mit geraden oder schrägen Mitnehmerflächen ausgebildet, wobei bei schrägen Mitnehmerflächen eine aus dem Reaktionsmoment des Hydrostatgetriebes 36 resultierende axiale Kraftkomponente entsteht. Hierzu besitzen die Mitnehmer 105, 107 oder/und 108, 109 entsprechende Schrägflächen 110, über welche die Umfangskraft übertragen wird, woraus die genannte Axialkraft erzeugt wird. Die vom Reaktionsmoment bzw. Drehmoment des Hydrostatgetriebes 36 und dem Schrägungswinkel der Schrägflächen 110 abhängige Axialkraft wird gegen die Reibelemente 51; 8 abgestützt, wobei ein entsprechendes Reibmoment erzeugt wird. Durch gezielte Abstimmung der Elastizität und Formgebung der Dämmeinrichtung 42′ oder/und des Schrägungswinkels der Schrägflächen 110 und der Reib-Dämm-Einrichtung 51; 8 ist eine, insbesondere lastabhängige Optimierung der Geräusch- und Schwingungsreduzierung möglich. Der als Blechprägeteil ausgebildete Gehäusedeckel 38; 19 besitzt eine gewisse Elastizität in Axialrichtung, wodurch begrenzte Fertigungstoleranzen ausgeglichen werden können. Der bevorzugt aus Elastomer ausgebildete Dämmkörper 102 besitzt Ausnehmungen 103, die im Diagonal-Schnitt der Zeichnung gem. Fig. 2.2 entsprechen. Bei einer derartigen Ausführung wird in Abhängigkeit zum Reaktionsmoment des Hydrostatgetriebes 36 eine Axialkraft erzeugt, die zur genannten Reibdämpfung führt. Die Ausnehmungen 103 sind so gestaltet, daß z. B. zwischen schräggestellte Zwischenstege 103′ entstehen. In Abhängigkeit zum genannten Reaktionsmoment des Hydrostatgetriebes wird auf der einen Seite dem inneren Trägerteil 104 eine Umfangskraft in Richtung U1 und auf der Gegenseite dem äußeren Trägerglied 101 eine Umfangskraft in Gegenrichtung U2 erzeugt, wobei durch die schräggestellten Zwischenstege 103′ eine automatische Axialkraft A1 erzeugt wird, welche an der gegengerichteten Lagerstelle 51; 8 und deren gegengerichteten Reibflächen an dem Reibelement 8′ abgestützt wird, woraus die genannte Reibdämmung wirksam wird. Je nach Richtung des genannten Reaktionsmomentes können die Zwischenstege 103′ in die eine oder in die andere Schrägrichtung gestellt werden. Es ist auch möglich, Teilbereiche z. B. die eine Umfangshälfte mit rechtsgegerichteten und die andere Umfangshälfte mit linksgerichteten Zwischenstegen 103′ auszubilden, so daß unabhängig von der Kraftrichtung bzw. Drehmomentrichtung eine Axialkraft wirksam wird. Die Hydrostatlagerung 42′; 42′′; 7; 9 kann also verschiedenartig ausgeführt sein, z. B. ist es auch möglich, in nichtdargestellter Weise zwischen den beiden Trägergliedern 101 und 104 zwischengelagerte elastische oder nichtelastische Elemente lose so einzulagern, daß bei Verdrehung sowohl in die eine als auch in die andere Richtung Axialkraft ausgelöst wird. Hierzu können z. B. kegelförmige elastische oder nichtelastische Glieder Verwendung finden. Eine weitere Ausführungsform der Hydrostatlagerung gem. Ausführung Fig. 2.3 sieht vor, daß das Lagerelement 42′′ als Blechprägeteil ausgeführt ist, wobei zwischen den beiden Trägergliedern 101′ und 104′ der übertragende Bereich 111 so ausgebildet ist, daß eine federnde Wirkung in Axial- oder/und in Umfangsrichtung wirksam ist. Der Federbereich 111 kann hierbei ebenfalls schräggestellte Zwischenstege 111 beinhalten, wobei Teilbereiche des bevorzugt als Blechprägeteil ausgebildeten Lagers 42′ mit entsprechenden Ausnehmungen so versehen sind, daß die gewünschte Federkraft-Wirkung erzeugt wird. Um den gewünschten optimalen Effekt zu erzielen, wird die optimale Formgebung bevorzugt experimentell ermittelt. Die Trägerglieder 101′ und 104′ können einteilig oder mehrteilig ausgeführt sein. Bei zweiteiliger Ausführung ist es möglich, schräggestellte, bevorzugt federnde Zwischenstege, analog den Stegen 103′, so gegeneinander zu richten, daß bei Verdrehung durch das Reaktionsmoment Axialkraftwirkung ausgelöst wird für die erwähnte Reibdämpfung. Das äußere Trägerglied 101′ und das innere Trägerglied 104′ ist jeweils verdrehgesichert durch entsprechende Mitnehmer 107′ und 108′, die in angepaßte Ausnehmungen 105 des Gehäuses und 109 des Hydrostatgetriebes 36 eingreifen.

Um den Forderungen nach extrem kurzer Bauweise, insbesondere bei frontgetriebenen Fahrzeugen, gerecht zu werden, sieht die Erfindung vor, die Hydrostateinheiten A und B übereinander anzuordnen wie in Fig. 4f und 4g dargestellt. Die erste Hydrostateinheit A wird hierbei über einen Triebstrang - Stirnradstufe 16b oder auch Kettenantrieb - angetrieben. Beide Hydrostateinheiten A und B sind vorzugsweise auch als gemeinsame Baueinheit ausgebildet, die gegenüber dem Getriebegehäuse 1 geräusch- und schwingungsdämmend, vor allem elastisch, gelagert sind. Koaxial zur Antriebswelle 16 ist die zweite Hydrostateinheit B und das Summierungsplanetengetriebe 37; 37′; 37a; 37b; 37c angeordnet, wobei, wie in Fig. 4f dargestellt, die Hydrostateinheit B zwischen dem Triebstrang 16b und dem abtriebsseitigen Triebstrang 10 angeordnet ist. Gemäß Ausführung Fig. 4g ist das Summierungsplanetengetriebe 37; 37′; 37a; 37b; 37c zwischen dem Triebstrang 16b und der zweiten Hydrostateinheit B plaziert, wobei Summierungsplanetengetriebe und Hydrostat- Einheit B ebenfalls koaxial zueinander gelagert sind. Die Antriebswelle 16a kann hierbei auch alternativ koaxial zur ersten Hydrostateinheit A eintreiben. Das Differential-Getriebe 15 wird gemäß Ausführung Fig. 4f über einen Triebstrang 10, 11, 12, 13, 14 ähnlich Ausführung Fig. 1 angetrieben. Bei Ausführung Fig. 4g erfolgt der Abtrieb zum Differential 15 über einen Triebstrang 10, 13a, 14, der zwischen Summierungsplanetengetriebe und dem Triebstrang 16b liegt.

Die Erfindung sieht, wie im Schaltplan Fig. 5 dargestellt, zur Stabilisierung der Hydrostat-Aggregate A/B eine von einem oder mehreren Betriebsparametern abhängige modulierbare Anpressung der Hydrostat-Elemente bzw. des Zylinderblockes an die Steuerscheibe vor wie im Europäischen Patent 0 357 698 näher beschrieben. Hierbei wird ein von der Antriebsdrehzahl oder/und dem Hydrostatdruck abhängiger Druck erzeugt, der die betreffenden Hydrostat-Aggregate zur inneren Stabilisierung an ihre Steuerscheiben mit entsprechend unterschiedlicher bzw. angepaßter Kraft, insbesondere als Zusatzkraft zu einer Federkraft andrückt. Dieser genannte variable Druck e′ entspricht somit dem jeweiligen Belastungszustand des Getriebes. Gemäß der Erfindung wird an dieser Druckleitung e′ die Schmierölleitung 81′ angeschlossen, wobei der Schmierdruck oder die Schmierölmenge durch ein Mengen- oder Drosselventil 82′ und den Druck e′ bestimmt wird. Die Schmierölmenge wird hierdurch sinnvoll dem jeweiligen Belastungszustand angepaßt, wobei der Leistungsbedarf für die Versorgungs- bzw. Speisepumpe 81 sich dem jeweiligen Lastzustand anpaßt und somit bei überwiegendem Teillastbetrieb der Leistungsverlust aus der Speisepumpe minimiert wird. Auf diese Weise wird eine sehr wirtschaftliche, verlustarme und dennoch kostengünstige Druckölversorgung für das gesamte Getriebe erzielt, womit auch die Kupplungsdrücke für die Bereichskupplungen K1, K2 dem Leistungszustand automatisch angepaßt werden.

Zur Sicherstellung einer guten Schmierölversorgung, insbesondere der Planetenräder bei einem bevorzugt automatischen Kraftfahrzeuggetriebe sieht die Erfindung eine Ölführungseinrichtung 115; 130; 131 gem. Fig. 2.5, 2.6, 2.7 vor. Diese Einrichtung ist so gestaltet, daß in die zentrale Ölbohrung 126 des Lagerbolzens 126 für das Planetenrad 120 ein entsprechender Ölführungskörper 117; 133; 134 eingeführt wird, wobei die Halterung dieses Ölführungskörpers bevorzugt in der zentralen Ölbohrung 126 oder/und der querliegenden Ölbohrung 121 liegt. Der Ölführungskörper ist verschiedenartig ausführbar wie in Fig. 2.5, 2.6, 2.7 dargestellt. Der Ölführungskörper 117 gem. Fig. 2.5 bildet ein Bauteil, das für die Schmierung nur eines Planetenrades 120 bestimmt ist. Er besteht aus einem rohrförmigen Körperteil 127 mit anschließender Ölfanghaube 116 ′ der vorzugsweise aus Blech oder aus Rohr geprägt wird. Für eine sicheren Sitz sorgt eine eingeprägte Arretierklaue 123, die in die Querbohrung 121 eingreift und den Ölführungskörper 117 gegen Verdrehung und Herauswandern sichert. Bei Herstellung als Blechprägeteil ist es zweckmäßig, die Trennfuge, die sich bei Bildung des rohrförmigen Körperteils 127 ergibt, in dem unteren Bereich, d. h. in dem Bereich der arretierten Klaue 123 zu legen. Um einen strammen festen Sitz zu gewährleisten, kann der rohrförmige Bereich 127 in nichtmontiertem Zustand auf einen größeren Durchmesser als die Schmierbohrung 126 ausgelegt sein, so daß im montierten Zustand eine ständige Spannung und sicherer Sitz gewährleistet ist. Die oben genannte Trennfuge kann relativ groß sein, da im Bereich 127 kein vollkommen geschlossenes Rohr erforderlich ist. Die Bohrung 126 kann aufgrund vorgenannter Ausbildungsform auf große Toleranz ausgelegt werden. Der Ölzufluß erfolgt sehr effektiv über den mit Pfeil dargelegten Weg 127′, wobei zweckmäßigerweise in den Planetenträger 132 eine Ölrille 119 eingearbeitet ist, welche das zufließende Öl sammelt und über eine entsprechende Ausnehmung 118 in die Ölfanghaube 116 leitet. Der Ölführungskörper 117 ist einfach und kostengünstig als Blechprägeteil herstellbar und montierbar; er kann auch als Kunststoffteil oder aus Rohr gefertigt werden, wobei in zuletztgenanntem Fall die Ölfanghaube 116 aus einem aufgeschlitzten Rohrteil, das entsprechend geprägt wird, geformt ist. Der Planetenradbolzen 124 für den Planetenträger 132 ist nach bekannter Weise verstemmt, indem der Planetenbolzen-Durchmesser im Bereich der kegelförmigen Bohrungen 125 und 128 durch entsprechendes Werkzeug gegen die Planetenträgerbohrung aufgeweitet wird oder/und in Teilbereichen der genannten Kegelbohrung örtlich verformt wird.

Die Einrichtung 130 gem. Fig. 2.6 besitzt einen Ölführungskörper 133 mit umlaufendem Ölführungskanal 136, der mehrere Planetenrädern 120 mit Schmieröl versorgt und mehrere Ölfangtaschen 116′ miteinander verbindet und diesen Schmieröl zuleitet. Der Ölführungskörper 133 wird ebenfalls über die zentralen Ölbohrungen 126 und der querliegenden Schmierbohrung 121 befestigt. Eine angeprägte Nase 135, welche in die Querbohrung 121 eingreift, dient zur Arretierung und Sicherung. Es handelt sich hierbei um eine sehr einfache und ebenfalls als Blechprägeteil kostengünstig herstellbare Ausführung, die einfach montierbar und auch demontierbar ist. Über den Ölführungskanal 136 wird das durch die Fliehkraft nach außen geschleuderte Öl gesammelt und im Bereich der Planetenräder in die Schmierbohrungen 126 und 121 geführt.

Ausführung 131 gem. Fig. 2.7 besitzt ähnlich der Ausführung 130 einen gemeinsamen umlaufenden Ölkanal 137; 137′, der mehrere Planetenräder 120 gleichzeitig mit Schmieröl versorgt. Der dem jeweiligen Planetenrad 120 zugeordnete Ölführungskörper 134 und der ringförmige Ölführungskanal 137 bzw. 137′ bilden ein gemeinsames Bauteil, das bevorzugt ein Blechprägeteil darstellt. Eine stabile und sichere Haltung bildet bei dieser Ausführung 131 der rohrförmig gebildete Teil 141, welcher in die zentrale Schmierbohrung 126 des Lagerbolzens 124 eingepreßt wird. Wie bei Ausführung 115 beschrieben, ergibt sich auch hier eine mehr oder weniger große Trennfuge 135, die zweckmäßigerweise im unteren Bohrungsbereich liegt. Der zylindrische Teil 141 kann auch hier mit einem wesentlich größeren Durchmesser als die Bohrung 126 ausgebildet sein, um im montierten Zustand eine ausreichende Vorspannung und sicheren festen Sitz zu gewährleisten und Fertigungsungenauigkeiten der betreffenden Bauteile auszugleichen. Diese Ausführung 131 ist ebenfalls einfach als Blechprägeteil oder als Kunststoffteil ausführbar. Das Fangblech 138 kann beliebig ausgestellt werden und je nach den baulichen Gegebenheiten eine weite Aufnahmeöffnung für den Ölzufluß 139 darstellen. Dies kann auch bei Ausführung 130 in derselben Form ausgeführt werden, so daß eine eventuell erforderliche Ölrille 119 und Ausnehmung 118 eingespart werden kann. Der innere Durchgang 140, der bei einem Blech-Planetenträger 132 eine Schnittkante darstellt, kann hierbei kostensparend unbearbeitet bleiben. Der ringförmige Ölkanal 137 kann beliebig ausgeführt werden und je nach baulichen Verhältnissen und/oder unter Berücksichtigung notwendiger Stabilität auf einen kleineren oder größeren Durchmesser 137 oder 137′ ausgeführt sein.

Der Ölführungskörper 115 kann ebenfalls wie die Ausführungen 130 und 131 über einen gemeinsamen umlaufenden Ölkanal 136; 137; 137′ verbunden sein und für mehrere Schmierstellen dienen. Ebenso kann Ausführung 131 als Einzelkörper für eine Schmierstelle, wie Ausführung 115, ausgeführt sein.

Die aufgezeigten Ölführungseinrichtungen sind für alle Getriebe mit Planetengetrieben vorteilhaft anwendbar, insbesondere bei Anwendung in Kraftfahrzeuggetrieben vor allem automatischen Getrieben. Die Bauteile sind einfach und kostengünstig, bevorzugt als Blechprägeteile oder Kunststoffteile ausführbar und erfordern keine zusätzlichen Befestigungselemente. Sie sind einfach durch Einpressen, Einklipsen oder Einschlagen montierbar.

Claims (40)

1. Hydrostatisch-mechanisches Getriebe mit Leistungsverzweigung bestehend aus einem Hydrostatgetriebe mit einer ersten Hydrostateinheit (A) verstellbaren Volumens und einer zweiten Hydrostateinheit (B) konstanten oder verstellbaren Volumens und einer Leistungsverzweigungs-Einrichtung mit einem Summierungsplanetengetriebe (37; 37a), bei dem die Antriebsleistung aufgeteilt wird in einen hydraulischen und einen mechanischen Zweig, die vor dem Getriebeausgang wieder aufsummiert wird dadurch gekennzeichnet, daß dem Leistungsverzweigungsgetriebe ein, insbesondere als Achsdifferential dienendes Differentialgetriebe (15; 58) zugeordnet ist, insbesondere für den Antrieb eines frontgetriebenen Fahrzeuges, welches achsversetzt zur Antriebswelle (16) angeordnet ist und über Zwischenglieder (10, 11, 12, 13, 14 bzw. 10, 13a, 14) angetrieben wird, daß das Hydrostatgetriebe (36) vorzugsweise eine gemeinsame Baueinheit für Hydrostateinheit (A und B) in form eines Kompaktgetriebes bildet und die Baueinheiten Hydrostatgetriebe (36), Summierungsplanetengetriebe (37; 37a) und gegebenenfalls Kupplungen (44) koaxial zueinander angeordnet sind, daß das Getriebe als Einbereichsgetriebe ohne Bereichs-Schaltkupplungen oder als Zweibereichsgetriebe mit vorzugsweise zwei Bereichs-Schaltkupplungen (K1; K2) ausgebildet ist, und das Getriebe bei beiden Ausführungsformen über den gesamten Vorwärts- und Rückwärts-Übersetzungsbereich mit Leistungsverzweigung arbeiten und wobei der Rückwärtsbereich (BR bzw. BR′) im ersten Schaltbereich bzw. Verstellbereich des Hydrostatgetriebes mitenthalten ist, derart daß im Anfahrzustand das Hydrostatgetriebe auf eine gewisse bzw. definierte negative Verstellgröße (VN) eingestellt ist und daß das Hydrostatgetriebe (36) vorzugsweise über geräuschisolierende bzw. geräuschdämmende insbesondere elastische oder/und als Reibdämpfung wirkende Elemente (9; 50; 51; 8) gegenüber dem Gehäuse (1) gelagert ist und die geräusch- und schwingungsisolierenden Elemente (9; 50; 51; 8) vorzugsweise gegen Radialkräfte, Axialkräfte und Umfangskräfte des Hydrostatgetriebes gegenüber dem Gehäuse (1) wirksam sind.

2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Baueinheiten - Hydrostat-Getriebe (36), Summierungs-Planetengetriebe (37; 37a) und gegebenenfalls Differential-Getriebe (15; 58) - in einem gemeinsamen Gehäuse (1) angeordnet sind, wobei das Gehäuse (1) einteilig oder mehrteilig ausgebildet ist und bevorzugt eine zentrale Gehäuse-Öffnung (20) vorgesehen ist, die als Montage-Öffnung für das Hydrostat-Getriebe (36), das Summierungs-Planetengetriebe (37; 37a), gegebenenfalls die Kupplungen (K1, K2) und das Abtriebsrad (10) dient und daß gegebenenfalls für die Montage einer zum Antriebsstrang gehörenden Zwischenwelle (12) eine zweite, der zentralen Gehäuse-Öffnung (20) gegenüberliegende, achsversetzt zur Zentralachse angeordnete Gehäuse-Öffnung (21) enthalten ist, die mittels einem Gehäuse-Deckel (3), der vorzugsweise die Lagerung (24) für die Zwischenwelle (12) enthält, verschließbar ist (Fig. 1; 2a; 2b) oder daß die Baueinheiten - Hydrostat-Getriebe (36), Summierungs-Planetengetriebe (37; 37a) und gegebenenfalls Differential-Getriebe (15; 58) - in einem gemeinsamen Gehäuse (1) angeordnet sind, wobei das Gehäuse (1) einteilig oder mehrteilig ausgebildet ist und bevorzugt eine zentrale Gehäuse-Öffnung (20) besitzt, die als Montage-Öffnung für das Hydrostat-Getriebe (36), das Summierungs-Planetengetriebe (37; 37a), gegebenenfalls die Kupplungen (K1, K2) und das Abtriebsrad (10) dient.

3. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Baueinheiten - Hydrostat-Getriebe (36), Summierungs-Planetengetriebe (37; 37a), gegebenenfalls Kupplungspaket (43) und Abtriebsrad (10) (Fig. 1; 2a) oder - Abtriebsrad (10), gegebenenfalls Kupplung (43), Summierungsplanetengetriebe (37; 37a) und Hydrostatgetriebe (36) (Fig. 1a; 2c) - in jeweils aufgezählter Reihenfolge auf einer Achse hintereinander angeordnet sind, wobei das Abtriebsrad (10) mit einem gemeinsamen Kupplungsglied (44) für wenigstens zwei Kupplungen (K1, K2) oder mit einer Welle (62) des Summierungs- Planetengetriebes (37a) verbunden ist, wobei das Abtriebsrad (10) durch ein Hauptlager (27′), das als selbständiges Lager (z. B. Vierpunktlager, doppeltes Kegelrollenlager oder zweireihiges Schrägkugellager) ausgebildet ist oder durch ein Hauptlager (27) und ein weiteres Lager (45) auf einem mit dem Gehäuse (1) fest verbundenen Lagerträger (46) gelagert ist, wobei das Hauptlager (27) bevorzugt als Festlager und das zweite Lager (45) vorzugsweise als Loslager ausgebildet ist, daß der Lagerträger (46) vorzugsweise als Ölführungskörper ausgebildet ist und zur Ölzufuhr und für die Schaltung der Kupplungen (K1, K2) oder/und für Schmieröl oder/und als Steueröl-Leitung für die Hydrostat-Stabilisierung über eine entsprechende Ölleitung in der Hydrostat-Triebwelle (48) für eine modulierbare Anpressung wenigstens eines der Hydrostat- Aggregate (A; B) an ihre Steuerscheibe dient und/oder
daß in einer weiteren, nicht dargestellten Ausführungsform die Baueinheiten - Hydrostatgetriebe (36), gegebenenfalls Kupplungspaket (43), Summierungs-Planetengetriebe - in aufgezählter Reihenfolge hintereinander angeordnet sind, wobei das Abtriebsrad (10) mit einem Glied des Summierungs-Planetengetriebes verbunden ist, wobei das Abtriebsrad (10) durch ein selbständiges Hauptlager (27,) oder ein Hauptlager (27) und weiteres Lager (45) auf einem mit dem Gehäuse (1) fest verbundenen Lagerträger (46) gelagert ist, und wobei das Hauptlager (27) vorzugsweise als Festlager und das zweite Lager (45) vorzugsweise als Loslager ausgebildet ist.

4. Getriebe nach Anspruch 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Getriebegehäuse (1) frontseitig durch einen Frontdeckel (19; 38) verschlossen ist, der als Blechprägeteil, bevorzugt aus Antidröhn-Blech bzw. Sandwich-Blech bzw. aus geräuschminderndem Werkstoff hergestellt ist.

5. Getriebe nach einem oder mehreren der vorangehenden Ansprüche dadurch gekennzeichnet, daß das Getriebe nur zwei Kupplungen (K1) und (K2) besitzt, die zum Schalten von zwei hydrostatisch-mechanischen Schaltbereichen dienen, wobei im ersten Schaltbereich auch der Rückwärtsbereich mitenthalten ist, oder daß das Getriebe wenigstens zwei Schaltkupplungen (K1) und (K2) besitzt, wobei der erste Schaltbereich rein-hydrostatisch oder in Leistungs-Verzweigung arbeitet, oder daß das Getriebe zwei und mehr Schaltbereiche mit mehreren Schaltkupplungen besitzt, wobei alle Bereiche in Leistungsverzweigung arbeiten.

6. Getriebe nach einem oder mehreren der vorangehenden Ansprüche dadurch gekennzeichnet, daß die Speiseöl-Versorgung aus der Zentral-Hydraulik des Gesamt- Fahrzeuges erfolgt, oder daß die Speisepumpe in bekannter Weise im Hydrostatgetriebe (36) untergebracht ist oder daß die Speisepumpe (49) als außen aufsetzbare Pumpeneinheit anmontierbar und über die Zentralwelle (48) antreibbar ist.

7. Getriebe nach einem oder mehreren der vorangehenden Ansprüche dadurch gekennzeichnet, daß das Hydrostatgetriebe (36) über eine Lagereinrichtung (42) verfügt, wonach die Lagerkörper (9; 50) aus geräuschisolierendem bzw. geräuschdämmenden Material, bevorzugt einem Elastomer, bestehen und daß eine Drehmoment-Mitnahme- Einrichtung (9) vorgesehen ist, in der Form, daß die Umfangskräfte an geräuschdämmenden Elementen abgestützt werden und daß das Hydrostatgetriebe (36) an zwei oder nur an einer Lagerstelle (42) am Hauptgehäuse (1) radial gelagert ist und eine zweite Lagerstelle bzw. die Gegenlagerung über ein auf der Antriebswelle bzw. Zentralwelle (16) sitzendes Zentrallager (39) oder/und ein in der Antriebsmaschine (Kurbelwelle 60) sitzendes Lager (84) erfolgt.

8. Getriebe nach einem oder mehreren der vorangehenden Ansprüche dadurch gekennzeichnet, daß die Hydrostateinheiten (A, B) als Axialkolben-Maschinen oder als nicht dargestellte Radialkolben-Maschinen ausgebildet sind, wobei die erste Hydrostateinheit (A) verstellbares Volumen und die zweite Hydrostateinheit (B) konstantes oder verstellbares Volumen aufweist.

9. Getriebe nach einem oder mehreren der vorangehenden Ansprüche dadurch gekennzeichnet, daß für Allrad-Antrieb ein Kegelradgetriebe (59) vorgesehen ist, dessen Kegelrad (53) mit dem Differential-Antriebsrad (14) drehverbunden ist und daß mit der Abtriebswelle (55) für den Hinterrad-Antrieb verbundene Kegelritzel (54) in das Getriebegehäuse (1) mit der dazugehörigen Kegelritzel-Lagerung einsetzbar ist.

10. Hydrostatisch-mechanisches Getriebe mit Leistungsverzweigung bestehend aus einem Hydrostatgetriebe mit einer ersten Hydrostat-Einheit (A) verstellbaren Volumens und einer zweiten Hydrostat-Einheit (B), konstanten oder verstellbaren Volumens und einer Leistungsverzweigungs-Einrichtung mit einem Summierungs-Planetengetriebe (37; 37a), bei dem die Antriebsleistung aufgeteilt wird in einen hydraulischen und einen mechanischen Zweig, die vor dem Getriebe-Ausgang wieder aufsummiert wird, wobei vorzugsweise dem Leistungsverzweigungs-Getriebe ein, insbesondere als Achs-Differential dienendes Differentialgetriebe (15; 58) zugeordnet ist, bevorzugt für den Antrieb eines frontgetriebenen Fahrzeugs und wobei vorzugsweise das Differential-Getriebe (15; 58) achsversetzt zur Antriebswelle (16) angeordnet ist, das über Zwischenglieder (10, 11, 12, 13, 14 bzw. 10, 13a, 14) angetrieben wird dadurch gekennzeichnet, daß das Summierungs-Planetengetriebe bevorzugt dreiwellig ausgebildet ist und die Hydrostat-Einheiten (A und B) des Hydrostatgetriebes (36) konzentrisch oder koaxial zueinander angeordnet sind, wobei die Antriebswelle (16) mit der ersten Hydrostateinheit (A) und einer ersten Welle (61; 29), die zweite Hydrostateinheit (B) mit der zweiten Welle (63; 30) des Summierungs-Planetengetriebes und die dritte Welle (62) über einen Triebstrang (10, 11, 12, 13, 14 bzw. 10, 13a, 14) mit dem Differential (15) ständig in Triebverbindung steht und wobei das Summierungs-Planetengetriebe (37a; 37) koaxial zum Hydrostat-Getriebe (36) plaziert ist (Fig. 2a; 2c; 2d).

11. Getriebe nach einem oder mehreren der vorangehenden Ansprüche dadurch gekennzeichnet, daß das Summierungs-Planetengetriebe (37a) dreiwellig mit einem Sonnenrad (61) einer Stegwelle (62) und einem Hohlrad (63) ausgebildet ist, wobei das Sonnenrad (61) mit der ersten Hydrostateinheit (A) und der Antriebswelle (16) das Hohlrad (63) mit der zweiten Hydrostateinheit (B) und der Steg (62) mit dem Abtrieb (10) bzw. dem Abtriebsstrang (10, 11, 12, 13, 14 bzw. 10, 13a, 14) und dem Differential (15) in ständiger Triebverbindung steht oder daß das Getriebe mit einem vierwelligen Summierungs-Planetengetriebe (37) ausgebildet ist und zwei Hohlräder (29, 30) einen Steg (32) und ein Sonnenrad (31) besitzt, wobei ein erstes Hohlrad (29) mit der ersten Hydrostateinheit (A) und der Antriebswelle (16), das zweite Hohlrad (30) mit der zweiten Hydrostateinheit (B) ständig verbunden sind und der Steg (32) und das Sonnenrad (31) über Kupplungen (K1 oder K2) mit dem Abtrieb (10 bis 15) über den entsprechenden Triebstrang (10, 11, 12, 13, 14, 15 bzw. 10, 13a, 14, 15) verbindbar ist.

12. Getriebe nach einem oder mehreren der vorangehenden Ansprüche dadurch gekennzeichnet, daß das Summierungs-Planetengetriebe dreiwellig ausgebildet ist und ein erstes Hohlrad (29), ein zweites Hohlrad (30) und eine Stegwelle (32) besitzt, auf der ineinandergreifende Planetenräder (33 und 34) angeordnet sind, wobei das erste Hohlrad (29) mit der Antriebswelle und der ersten Hydrostateinheit (A), das zweite Hohlrad (30) mit der zweiten Hydrostateinheit (B) und der Steg mit dem Triebstrang (10, 11, 12, 13, 14 bzw. 10, 13a, 14) und dem Differential (15) ständig verbunden ist (nicht dargestellt).

13. Getriebe nach einem oder mehreren der vorangehenden Ansprüche dadurch gekennzeichnet, daß das Getriebe bei Ausführung (Fig. 2a) mit dreiwelligem Planetengetriebe (37a) ein Einbereichs-Getriebe mit Leistungsverzweigung über den gesamten Übersetzungsbereich vorwärts und rückwärts darstellt, wobei bei Fahrgeschwindigkeit "Null" die Hydrostateinheit (A) auf ein bestimmtes negatives Verdrängungsvolumen zwischen der maximalen negativen Verstellung und Verdrängungsvolumen "Null" eingestellt ist und die erste Welle (61) und die zweite Welle (63) des Summierungs-Planetengetriebes (37a) gegensinnige Drehrichtungen aufweisen und bei dieser Einstellung bei Vergrößerung des Verdrängungsvolumens eine Rückfahrgeschwindigkeit bzw. negative Abtriebsdrehzahl und bei Verkleinerung bis Verstellgröße "Null" und darüber hinaus bis zur maximalen negativen Verstellung sich der Vorwärtsfahrbereich erstreckt und daß bei Ausführung (Fig. 2b) mit vierwelligem Summierungs-Planetengetriebe (37) ein zweiter hydrostatisch-mechanischer Schaltbereich mit Leistungsverzweigung angeschlossen ist, wobei im ersten Schaltbereich der Rückwärtsbereich mitenthalten ist, der wirkungsgleich wie beim Einbereichs-Getriebe (gem. Fig. 2a; 2c) durch eine negative Teilverstellung ab einem gewissen Stellpunkt des Hydrostatgetriebes und der Vorwärtsbereich aus einem Teil des negativen und dem gesamten positiven Verstellbereich des Hydrostatgetriebes erfolgt und wobei der zweite Schaltbereich mit Leistungsverzweigung bei Synchronlauf der zu schaltenden Kupplungsglieder (K1, K2) erfolgt und daß bevorzugt eine Schaltkorrektur-Einrichtung vorgesehen ist, die derart funktioniert, daß die alte Kupplung erst nach einer bestimmten lastabhängigen Verstellkorrektur bei nahezu drehmomentfreiem Zustand öffnet.

14. Getriebe nach einem oder mehreren der Ansprüche 10 bis 13 dadurch gekennzeichnet, daß eine Hydrostat-Überbrückungs-Einrichtung vorgesehen ist, wodurch durch Schließen einer oder mehrerer Kupplungen (67; 68; 69; K1 und K2) das Hydrostatgetriebe (36) lastlos gesetzt werden kann, wobei bevorzugt die Hydrostat- Überbrückungs-Einrichtung so ausgebildet ist, daß eine Kupplung (67; 68) oder mehrere Kupplungen (K1, K2) Glieder (62, 63) des Summierungs-Planetengetriebes miteinander verbindet oder in Blockumlauf oder in wälzleistungslosen Zustand bringen, so daß das Hydrostatgetriebe (36) lastlos gesetzt werden kann oder/und daß eine Bremse oder eine Kupplung (69) vorgesehen ist, die die zweite Hydrostateinheit (B) mit dem Gehäuse (1) im hydrostatisch leistungslosen Zustand verbindet, so daß kein Drehmoment in diesem Betriebszustand das Hydrostatgetriebe belastet und den Hydrostatkreislauf differenzdruckfrei hält oder/und daß eine Bereichsblockschaltung vorgesehen ist, derart daß die Übersetzung an den Bereichsgrenzen festgehalten wird durch Schließen zweier Bereichskupplungen (K1 und K2), wobei gleichzeitig das Hydrostatgetriebe (36) in lastlosem Zustand versetzt wird, in der Weise, daß ein Bypassventil zwischen den beiden Arbeitsdruckleitungen der beiden Hydrostateinheiten (A, B) vorgesehen ist und innerhalb diesem Schaltzustand einen Kurzschluß zwischen den beiden Arbeitsdruckleitungen herstellt, so daß zumindest annähernd drehmomentfreier bzw. differenzdruckfreier Zustand des Hydrostatgetriebes gewährleistet ist oder daß die Hydrostatverstellung so eingeregelt wird, daß kein Differenzdruck im Hydrostat- Kreislauf auftritt.

15. Getriebe nach einem oder mehreren der vorangehenden Ansprüche dadurch gekennzeichnet, daß die Hydrostat-Überbrückungskupplung (67; 68) oder/und die Kupplung bzw. Bremse (69) bei Synchronlauf der zu schaltenden Kupplungsglieder eingerückt bzw. geschlossen wird und daß das Öffnungssignal für diese vorgenannte Kupplung ebenfalls in nahezu lastlosem Zustand erfolgt, in dem das Hydrostatgetriebe vor dem Öffnen der Kupplung so eingeregelt wird, als es dem Lastzustand bei geöffnetem Zustand der entsprechenden Kupplung entspricht, wobei die Volumenstrom-Einstellung bzw. die Hydrostat- Verstelleinrichtung vorzugsweise durch lastabhängige Signale, insbesondere das Motordrehmoment oder/und das Antriebs-Drehmoment der Antriebswelle (16) bestimmenden Signale wie Drosselklappenstellung; Fahrpedalstellung, Fahrpedal-Verstellgeschwindigkeit, Motordrehzahl, Motor-Ansteuersignal; Bremssignal realisiert wird.

16. Getriebe nach einem oder mehreren der Ansprüche 10 bis 15 dadurch gekennzeichnet, daß für die Bereichsschaltung oder/und die Einrichtungen zur Hydrostat-Überbrückung (Kupplung 68; 67; 69 bzw. K1, K2) die Hydrostat-Regeleinrichtung zur Bestimmung des Verdrängungsvolumens so ausgelegt ist, daß innerhalb der vorgenannten geschlossenen Kupplungen bzw. der damit verbundenen Betriebszustände die Hydrostatverstellung einer ständigen lastabhängigen Vorgabe oder Anpassung in lastlosem oder zumindest annähernd lastlosem Zustand des Hydrostatgetriebes folgt, so daß bei Aufhebung des genannten hydrostatentlastenden Schalt- bzw. Betriebzustandes, das heißt bei Öffnen der betreffenden Kupplung und gleichzeitig geschlossenem oder schließendem Bypassventil, drehmomentfreier oder zumindest annähernd drehmomentfreier Zustand dieser Kupplung gegeben ist, so daß kein Schaltstoß erfolgt.

17. Getriebe nach einem oder mehreren der Ansprüche 10 bis 16 dadurch gekennzeichnet, daß das Hydrostatgetriebe (36) als Kompakt-Getriebe ausgebildet ist und beide Hydrostat-Einheiten (A und B) beinhaltet und daß dieses Kompaktgetriebe einen gemeinsamen Baustein für das Einbereichs-Getriebe (Gem. Fig. 1 und 2b) und für die Getriebe- Ausführung mit zwei Schaltbereichen (gem. Fig. 1 u. 2b) darstellt, wobei Ausführung (Fig. 2a) mit einem Schaltbereich für den niedrigen Leistungsbereich und Ausführung nach (Fig. 2b) mit zwei Schaltbereichen für den mittleren und höheren Leistungsbereich vorgesehen ist.

18. Getriebe nach einem oder mehreren der Ansprüche 1 bis 17 dadurch gekennzeichnet, daß das Summierungsplanetengetriebe dreiwellig ausgebildet ist, wobei die erste Welle als Sonnenrad (61) oder als Hohlrad (29) ausführbar ist (nicht dargestellt).

19. Getriebe nach einem oder mehreren der Ansprüche 10 bis 18 dadurch gekennzeichnet, daß das Hydrostatgetriebe in Form einer Axialkolben-Maschine oder/und Radialkolbenmaschine ausgebildet ist, wobei beide Einheiten (A und B) parallel nebeneinander oder radial übereinander in konzentrischer oder koaxialer Anordnung realisierbar sind oder daß eine der beiden Einheiten (A, B) als Axialkolben- und die andere als Radialkolben-Maschine ausführbar ist.

20. Getriebe nach einem oder mehreren der Ansprüche 10 bis 19 dadurch gekennzeichnet, daß das Summierungsplanetengetriebe (37, 37a) räumlich dem Hydrostatgetriebe (36) nachgeordnet ist (gem. Fig. 2a; 2b) oder räumlich auf der Eingangsseite des Getriebes zwischen Antrieb bzw. Antriebsmotor und dem Hydrostatgetriebe (36) dazwischengeschaltet ist (gem. Fig. 2c, 2d).

21. Stufenloses Getriebe, insbesondere mit hydrostatischer Leistungs-Verzweigung, bevorzugt für Kraftfahrzeuge mit vorzugsweise mehreren Schaltbereichen oder/und mit einer Einrichtung zur Hydrostat-Überbrückung in Form einer Festpunktschaltung (KH, KB, KD), mit einer ersten Hydrostateinheit (A) verstellbaren Volumens und einer zweiten Hydrostateinheit (B), vorzugsweise konstanten Volumens, mit einem Summierungs-Planetengetriebe zum Aufsummieren der hydraulischen und mechanischen Leistung, bei dem das Schalten ohne Lastunterbrechung oder/und ohne Schaltstoß der oben genannten Schaltbereiche bzw. der Festpunktschaltungen erfolgt, wobei die Hydrostateinheiten (A) und (B) beim Bereichswechsel ihre Funktion als Pumpe und Motor vertauschen und der Bereichswechsel bei Synchrondrehzahl der zu schaltenden Kupplungsglieder der neuen Kupplung bzw. der Glieder für die Festpunktschaltung erfolgt und die alte Kupplung bzw. Kupplung der Festpunktschaltung (KH; KB; KD) erst nach erfolgter Verstellkorrektur (Z) bzw. einer Verstell-Korrekturzeit (tk) bei einem neuen Verdrängungsvolumen (Vneu) öffnet, dadurch gekennzeichnet, daß das Öffnungssignal für die alte Kupplung bei einem Bereichswechsel oder Kupplung der Festpunktschaltung (KH; KB; KD) aus einem oder mehreren drehmomentbestimmenden Betriebsgrößen des Antriebsmotors (M) (Drosselklappenstellung bzw. Motoransteuer-Signal, Fahrpedalwegsignal (a) , Motor­ ansteuersignal, Drehzahlsignal (b), Temperatursignal u. a.) gebildet wird oder daß das Öffnungssignal direkt oder indirekt aus einem mit dem Antrieb des Getriebes oder/und des Antriebsmotors (M) in Wirkverbindung stehenden Drehmomentsensor gebildet wird oder/und daß die Schaltkorrektur-Größe (Z) über eine aus dem jeweiligen Lastzustand von Motor oder/und Getriebe abhängigen Korrektur-Zeit (tk) bestimmt wird, wobei die Schaltkorrekturgröße (Z) über eine Korrektur-Verstellzeit (tk) oder nach einem vorprogrammierten Zeitfaktor ermittelt wird, derart daß die für die Schaltkorrektur (Z) erforderliche Korrekturzeit (tk) ermittelt wird aus dem jeweiligen Lastzustand von Motor oder/und Getriebe, wobei bei einer Getriebeauslegung mit mehreren unterschiedlichen Schaltbereichsgrößen für jede Bereichsschaltstelle (z. B. 1/2; 2/3; 3/4; bzw. 4/3; 3/2; 2/1) und Drehmomentgröße (Tmot; Tan) eine entsprechend angepaßte eigene Verstellkorrekturgröße oder Korrekturzeit (tk) oder entsprechend angepaßtes neues Verdrängungsvolumen (Vneu) zugeordnet und vorprogrammiert ist zur Bestimmung des Öffnungssignals der alten bzw. betreffenden Kupplung, so daß die dem jeweiligen Lastzustand angepaßte Verstell-Korrekturgröße für schaltstoßfreien Betrieb wirksam wird.

22. Getriebe nach Anspruch 21 dadurch gekennzeichnet, daß innerhalb der Schaltphase (bei geschalteter alter und neuer Kupplung) auftretende Belastungs- bzw. Drehmomentveränderungen derart berücksichtigt werden, daß das Öffnungssignal vom momentan wirksamen Belastungszustand des Motors oder/und Getriebes bzw. des Drehmomentes (Ta) bestimmt wird oder/und daß das jedem Belastungszustand und jeder Schaltstelle (Bereichsschaltung; Festpunktschaltung) vorgegebene Öffnungssignal bzw. vorgegebene neue Verdrängungsvolumen (Vneu) eine entsprechend angepaßte Korrektur erfährt in Abhängigkeit zum momentanen Betriebszustand oder/und momentan wirksamen Betriebswerten wie (Fahrpedaländerung, -änderungsgeschwindigkeit, Beschleunigungszustand, Drosselklappenstellung, Temperatur u. a.) oder/und zur Art der Kupplungsausführung (Kupplungsfaktor fk, Reibkupplung, formschlüssige Kupplung).

23. Getriebe nach einem der Ansprüche 21 und 22 dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Schaltkorrektur-Einrichtung eine Störfunktion oder/und Stoßsignal erkennt und verarbeitet, derart daß ein oder mehrere Änderungssignale wirksam werden, die eine oder mehrere der inneren Festwerte bzw. vorgegebenen Größen verändern, so daß eine automatische gezielte Anpassung der Schaltkorrekturgrößen (Z; tk) erfolgt,wobei vorzugsweise das Änderungssignal zur Änderung von Festwerten oder/und vorgegebener Größen bzw. Grundgrößen ein Drehzahlsignal oder/und ein Geschwindigkeitsänderungssignal oder/und ein Massenänderungs-Signal oder/und ein Signal, das die Änderung einer Kontinuität in irgendwie gearteter Form sein kann und daß die Änderung innerer Festwerte, insbesondere aus einem oder mehreren Störsignalen, die innerhalb einer oder mehrerer Schaltungen auftreten, resultieren.

24. Getriebe nach einem oder mehreren der vorangehenden Ansprüche dadurch gekennzeichnet, daß für die Bereichsschaltung oder Festpunktschaltungen das Signal zum Schließen der neuen Kupplung bzw. der betreffenden Kupplung innerhalb eines definierten Synchronbereiches ausgelöst wird, wobei der Synchronbereich bzw. Synchron-Fehlerbereich in Abhängigkeit verschiedener Betriebsparameter automatisch änderbar ist, wodurch unterschiedlich große Verhaltezeiten (tkS) für den Schalt-Signalbeginn vorprogrammiert bzw. realisierbar sind.

25. Getriebe nach einem oder mehreren der vorangehenden Ansprüche dadurch gekennzeichnet, daß für die Kupplungssteuerung eine Einrichtung (64′) vorgesehen ist, die beim Schalten einer Kupplung oder eines anderen Verbrauchers einen Druckabfall der/einer geschlossenen Kupplung verhindert oder verringert bevorzugt durch eine Rücklaufsperrfunktion außerhalb oder innerhalb eines Kupplungsschaltventils.

26. Getriebe nach einem oder mehreren der Ansprüche 1 bis 32 dadurch gekennzeichnet, daß das Gehäuse (1) eine quer zu den Wellenachsen liegende Gehäuse-Öffnung (22) für die Montage des Differential-Getriebes (15; 58) besitzt.

27. Getriebe nach einem der Oberbegriffe vorgenannter Ansprüche dadurch gekennzeichnet, daß die Hydrostateinheiten (A und B) als Verstelleinheiten ausgebildet sind, wobei die Verstellung beider Einheiten über einen gemeinsamen Verstellzylinder bzw. Verstellservo- bzw. Verstellorgang erfolgt und bevorzugt beide Einheiten (A und B) durch einen gemeinsamen Verstellkolben (80) angesteuert werden.

28. Getriebe nach einem oder mehreren der vorangehenden Ansprüche dadurch gekennzeichnet, daß ein Bypassventil (84) vorgesehen ist, das zwischen die beiden Arbeitsdruckleitungen der Hydrostateinheiten (A und B) geschaltet ist, welches insbesondere bei Getriebeausführung ohne Bereichsschaltkupplungen Bypassfunktion herstellt, insbesondere bei Fahrzeugstillstand oder/und bei Abschleppbetrieb oder/und zur Herstellung eines neutralen bzw. lastlosen Betriebszustandes.

29. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche dadurch gekenn­ zeichnet, daß das Getriebe wenigstens zwei Schaltbereiche mit wenigstens zwei Schaltkupplungen (K1; K2) besitzt, wobei am Ende eines Schaltbereiches (Bereich 1) bei geschlossener Kupplung (K1) der Schaltvorgang für den nächsten Schaltbereich (Bereich 2) innerhalb eines Synchronlaufbereiches der zu schließenden neuen Kupplung (K2) bei noch geschlossener alter Kupplung (K1) stattfindet und wobei innerhalb der Schaltphase bei noch geschlossener alter und der neuen Kupplung eine Schaltkorrektur-Verstellung des Hydrostat- Getriebes eingeleitet wird und daß

• a) die Schaltkupplungen (K1; K2) als formschlüssige Schaltkupplung ausgebildet sind,
• b) das Schließen der neuen Kupplung (K2) nicht bei absolutem Synchronlauf sondern bei einer vorgegebenen geringfügigen Relativ-Drehzahl der zu schließenden Kupplungsglieder zueinander erfolgt.

30. Getriebe nach Anspruch 29 dadurch gekennzeichnet, daß der Schließvorgang der neuen Kupplung (K2) vor Erreichen des Synchronlaufes der neuen Kupplungsglieder eingeleitet wird, wobei eine begrenzte definierte Relativ-Drehzahl der zu schließenden Kupplungsglieder vorgegeben ist.

31. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche dadurch gekenn­ zeichnet, daß das Getriebe (70a; 70b) zwei Vorwärtsfahrbereiche und einen Rückwärtsfahrbereich besitzt, wobei der erste Vorwärtsfahrbereich rein-hydrostatisch und der zweite Vorwärts-fahrbereich mit Leistungsverzweigung arbeitet und daß im ersten Vorwärtsfahrbereich über eine Kupplung (K1′) eine Triebverbindung der zweiten Hydrostateinheit (B) mit der Abtriebswelle (12′) und im zweiten Vorwärtsfahrbereich durch Schließen einer Kupplung (K2′) eine mechanische Triebverbindung zwischen der Antriebswelle (16) und einem Glied (32′) des Summierungsplanetengetriebe (37b; 37c) hergestellt wird, daß das Hydrostatgetriebe (36) koaxial zur Antriebswelle (16) und das Summierungsplanetengetriebe (37b; 37c) achsversetzt zur Antriebswelle angeordnet ist und die Abtriebswelle (12′) über eine Stirnradstufe (13, 14) in Triebverbindung mit einem Differential- Getriebe (15) steht.

32. Getriebe nach Anspruch 31, dadurch gekennzeichnet, daß das Hydrostatgetriebe (36) eine gemeinsame Baueinheit bildet, die elastisch gegenüber dem Getriebe-Gehäuse (1′) gelagert ist und eine Durchtriebswelle (16′′) beinhaltet, die nach der zweiten Hydrostateinheit (B) über eine Kupplung (K2′) und eine Stirnradstufe (10′, 11′) die mechanische Triebverbindung zum Summierungsplanetengetriebe (37b; 37c) herstellt.

33. Getriebe nach Anspruch 31 und 32, dadurch gekennzeichnet, daß die Kupplung (K1′) für den ersten Schaltbereich achsversetzt und die Kupplung (K2′) für den zweiten Schaltbereich koaxial zur Antriebswelle oder/und zum Hydrostatgetriebe (36) angeordnet sind.

34. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche 1 bis 33, dadurch gekennzeichnet, daß das Summierungsplanetengetriebe vierwellig ist und zwei Eingangswellen (29′ und 30) und zwei Ausgangswellen (32′ und 31) besitzt, wobei die erste Welle des Summierungsplanetengetriebes mit der ersten Hydrostateinheit (A) verbunden und als Sonnenrad ausgebildet ist, die zweite Welle als Hohlrad (30) dient, daß die dritte Welle eine Stegwelle (32′) darstellt und über eine erste Kupplung (K1) mit der Abtriebswelle koppelbar ist und die vierte Welle ein Sonnenrad (31) ist, das über eine Kupplung (K2) mit der Abtriebswelle verbindbar ist, daß ineinandergreifende erste Planetenräder (33′) und zweite Planetenräder (34′) auf der genannten Stegwelle (32′) angeordnet sind und die erste Welle (Sonnenrad 29′) und die zweite Welle (Hohlrad 30) in erste Planetenräder (33′) eingreifen und das Sonnenrad (31) der vierten Welle des Summierungsplanetengetriebes mit den zweiten Planetenrädern (34′) des Summierungsplanetengetriebes kämmt.

35. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche dadurch gekenn­ zeichnet, daß eine Geräusch- und Schwingungs-Dämmeinrichtung (42; 42′, 42′′; 51; 8) vorgesehen ist, welche eine vom Reaktions-Drehmoment des Hydrostatgetriebes (36) abhängige Reibdämmung erzeugt, derart daß durch Abstützung der aus dem Reaktionsmoment entstehenden Umfangskraft eine Axialkraft über ein elastisches Element (102; 111) auf ein Reibelement (51/8) über einen begrenzten Umfangsweg wirksam wird, wobei die Geräusch- und Schwingungsdämmeinrichtung (42; 42,; 42′′) auch als Radiallager für den stufenlosen Wandler (36) dient, welche bevorzugt am Ausgang des Wandlers oder im Bereich der zweiten Hydrostateinheit (B) angeordnet ist.

36. Getriebe nach einem oder mehreren der vorgenannten Ansprüche dadurch gekennzeichnet, daß die Hydrostateinheiten (A und B) übereinander angeordnet sind und bevorzugt in einem gemeinsamen Gehäuse (36′) untergebracht sind, wobei bevorzugt das Hydrostat-Gehäuse (36′) gegenüber dem Getriebegehäuse (1) geräusch- und schwingungsmindernd, vorzugsweise elastisch, gelagert ist (Fig. 4f, 4g).

37. Getriebe nach vorgenanntem Anspruch dadurch gekennzeichnet, daß die zweite Hydrostateinheit (B) und das Summierungsplanetengetriebe (37; 37′; 37a; 37b; 37c) koaxial zueinander angeordnet sind.

38. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche dadurch gekenn­ zeichnet, daß eine hydraulische, vom jeweiligen Belastungszustand des Getriebes abhängige Stabilisierungs-Einrichtung (83′) und variable Druckmodulation für die Versorgungsdrücke vorgesehen ist, wobei die Schmierölmenge (81′) an der variablen Druckversorgung angeschlossen ist und die Schmierölmenge durch ein entsprechendes Mengen- Ventil oder Drossel-Ventil (82′) vom variablen Versorgungsdruck bestimmt wird.

39. Getriebe mit einem Planetengetriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge mit einer Einrichtung zur Schmierung der Planetenräder (120) dadurch gekennzeichnet, daß eine Ölführungseinrichtung (115; 130; 131) für die Planetenradschmierung vorgesehen ist, die derart ausgebildet ist, daß ein Ölführungskörper (117; 133; 134) das unter Fliehkraft- Einwirkung nach außen geschleuderte Öl auffängt und über Bohrungen (126; 121) zur Lagerstelle (Wälzlager 122) leitet, wobei der Ölführungskörper (117; 133; 134) in die Zentralbohrung (126) des Planetenradbolzens (124) eingefügt wird, die vorzugsweise gleichzeitig als Halterung für den Ölführungskörper dient (Fig. 2.5; 2.6; 2.7).

40. Planetengetriebe nach Anspruch 39 dadurch gekennzeichnet, daß der Ölführungskörper (117; 133; 134) ein Blechprägeteil oder ein aus Kunststoff hergestelltes Bauteil darstellt und als Halteeinrichtung ausschließlich für eine oder mehrere der Schmierbohrungen (126, 121) dient.