DE19801766C2

DE19801766C2 - Hydraulische und mechanische Getriebevorrichtung

Info

Publication number: DE19801766C2
Application number: DE19801766A
Authority: DE
Inventors: Akihito Okuda; Koichi Fushimi; Hiroshi Terayama
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1997-01-21
Filing date: 1998-01-19
Publication date: 2003-10-02
Anticipated expiration: 2018-01-20
Also published as: DE19801766A1; US6039666A; JPH10205606A

Description

Die Erfindung betrifft eine hydraulische und mechanische Getriebevorrichtung zur variablen Übertragung der Kraft eines Primärantriebs durch das Zusam menwirken eines hydrostatischen stufenlos verstellbaren Getriebes, das ausgezeichnete stufenlos verstellbare Übertragungseigenschaften hat, mit einer mechanischen Getriebevorrichtung, die einen ausgezeichneten Über tragungswirkungsgrad hat.

Ein hydrostatisches, stufenlos verstellbares Getriebe ist bereits aus der JP 63-83457 A bekannt. Bei diesem hydrostatischen, stufenlos verstellbaren Getriebe ist eine Hydraulikpumpe mit einem Hydraulikmotor, von denen zumindest einer eine variable Verdrängung hat, durch einen geschlossenen Hydraulikkreis verbunden, und eine Ölpumpe zum Ergänzen des Öls in dem geschlossenen Hydraulikkreis wird durch eine Eingangswelle getrieben, die zugleich die Hydraulikpumpenwelle ist.

Jedoch wird bei diesem herkömmlichen hydrostatischen, stufenlos verstell baren Getriebe die Ölpumpe durch die Hydraulikpumpenwelle angetrieben, die sich mit der gleichen Geschwindigkeit wie die Kurbelwelle eines Motors dreht. Wenn daher im Niederdrehzahlbereich des Motors eine ausreichende Ölaus wurfrate sichergestellt werden soll, muß man daher die Kapazität der Ölpumpe erhöhen. Da die Ölauswurfmenge der Ölpumpe proportional zu deren Drehzahl ist, überschreitet im Hochdrehzahlbereich des Motors die Ölauswur frate die erforderliche Menge erheblich, wenn die Kapazität der Ölpumpe zunimmt, wodurch die Antriebskraft des Motors verschwendet wird.

Aus der EP 0 699 850 A2 ist ein gattungsbildendes kombiniertes hydrostati sches Gebtriebe bekannt, umfassend kombinierte hydraulische und mechanische Getriebevorrichtung, umfassend eine Eingangswelle; eine erste Aus gangswelle; eine zweite Ausgangswelle; eine Kraftteilervorrichtung zum Aufteilen einer von einem Primäarantrieb der Eingangswelle zugeführten Kraft in mehrere Teile und zum Übertragen der jeweiligen Teile auf die erste und die zweite Ausgangswelle; ein hydrostatisches, stufenlos verstellbares Getriebe mit einer von der ersten Ausgangswelle angetriebenen Hydraulikpumpe und mit einem Hydraulikmotor, der durch einen geschlossenen Hydraulikkreis über eine Steuerplatte mit der Hydraulikpumpe verbunden ist, wobei die Verdrän gung der Hydraulikpumpe oder/und des Hydraulikmotors variabel ist; ein me chanisches Getriebe, das mit der zweiten Ausgangswelle verbunden ist, eine Kraftsammelwelle, welche vom mechanischen Getriebe abgegebene Kraft mit der vom Hydraulikmotor abgegebenen Kraft vereinigt und die gesammelte Kraft einer Last zuführt; und ein Ölzufuhrmittel zum Fördern von Ergängzungsöl zu zumindest dem geschlossenen Hydraulikkreis des hydro statischen Getriebes, wobei die kombinierte hydraulische und mechanische Getriebevorrichtung derart ausgelegt ist, daß mit zunehmender Drehzahl der Eingangswelle die Drehzahl der ersten Ausgangswelle abnimmt und die Dreh zahl der zweiten Ausgangswelle zunimmt.

Dort ist der Antrieb der Ölpumpe nicht näher erläutert.

Aus US-B: Design Practices: Passenger Car Automatic Transmissions, Third Edition, AE-18; Society of Automotive Engineers, Inc. ist es bekannt, an der Eingangsseite und an der Ausgangsseite eines automatischen Schaltgetriebes Ölpumpen vorzusehen, mit dem Zweck, Pumpenverluste zu vermeiden.

In der US 37 09 060 wird vorgeschlagen, daß beispielsweise drei Pumpen vorgesehen werden können, die alle mit einer zur Drehzahl der Eingangswelle und zur Drehzahl der Hydraulikpumpe proportionalen Drehzahl angetrieben werden. Hilfspumpen und Hydraulikpumpe sind mit derselben Welle angetrie ben und über eine Zahnradstufe mit der Eingangswelle gekoppelt.

Aufgabe der Erfindung ist es daher, den Energieverbrauch in einer hydrostati schen und mechanischen Getriebevorrichtung zu senken, indem verhindert wird, daß die Ölauswurfrate im Hochdrehzahlbereich eines Primärantriebs übermäßig ansteigt, während im Niederdrehzahlbereich des Primärantriebs eine ausreichende Ölauswurfrate sichergestellt wird.

Zur Lösung der Aufgabe wird nach einem ersten Aspekt der Erfindung eine gattungsgemäße Getriebevorrichtung angegeben, bei der das Ölzufuhrmittel eine Hauptölpumpe umfaßt, die mit einer zur Drehzahl der Eingangswelle proportionalen Drehzahl angetrieben wird, sowie eine Hilfsölpumpe, die mit einer zur Drehzahl der Hydraulikpumpe proportionalen Drehzahl angetrieben wird, wobei die Hauptölpumpe und die Hilfsölpumpe jeweils von verschiede nen Wellen angetrieben werden.

Auch wenn in einem niedrigen Drehzahlbereich des Primärantriebs die Dreh zahl der Eingangswelle niedrig ist und somit die Ölflußrate der Hauptölpumpe gering ist, wird daher die Auswurfrate der Hilfsölpumpe groß, weil die Dreh zahl der Hydraulikpumpe und somit die Drehzahl der ersten Ausgangswelle hoch ist, so daß die erforderliche Auswurfrate insgesamt sichergestellt wer den kann. In einem Bereich hoher Drehzahl des Primärantriebs kann eine ausreichende Auswurfrate durch die Hauptölpumpe sichergestellt werden, weil die Drehzahl der Eingangswelle hoch ist, und darüber hinaus wird die Drehzahl der ersten Ausgangswelle niedrig, so daß ein überschüssiger Ener gieverbrauch der Hilfsölpumpe gesenkt werden kann.

Nach einem zweiten Aspekt der Erfindung wird eine gattungsgemäße Getrie bevorrichtung angegeben, bei der das Ölzufuhrmittel eine Hauptölpumpe umfaßt, die mit einer zur Drehzahl der zweiten Ausgangswelle proportionalen Drehzahl angetrieben wird, sowie einer Hilfsölpumpe, die mit einer zur Dreh zahl der Hydraulikpumpe proportionalen Drehzahl angetrieben wird, wobei die Hauptölpumpe und die Hilfsölpumpe jeweils von verschiedenen Wellen ange trieben werden.

Auch wenn in einem Bereich geringer Drehzahl des Primärantriebs die Dreh zahl der zweiten Ausgangswelle gering ist und somit die Ölauswurfrate der Hauptölpumpe gering ist, wird die Auswurfrate der Hilfsölpumpe groß, weil die Drehzahl der Hydraulikpumpe hoch ist, so daß die erforderliche Ölauswur frate insgesamt sichergestellt werden kann. In einem Bereich, in dem die Drehzahl des Primärantriebs hoch ist, kann eine ausreichende Ölauswurfrate durch die Hauptölpumpe sichergestellt werden, weil die Drehzahl der zweiten Ausgangswelle hoch ist, und ferner wird die Drehzahl der ersten Ausgangs welle niedrig, so daß der überschüssige Energieverbrauch der Hilfsölpumpe gesenkt werden kann.

Nach einem dritten Aspekt der Erfindung wird eine gattungsgemäße Getriebe vorrichtung, bei der das Ölzufuhrmittel eine Ölpumpe mit variabler Verdrän gung umfaßt, die mit einer zur Drehzahl der Eingangswelle proportionalen Drehzahl angetrieben wird, ein erstes Drehzahlerfassungsmittel zum Erfassen der Drehzahl der Eingangswelle, ein zweites Drehzahlerfassungsmittel zum Erfassen der Drehzahl der Hydraulikpumpe, sowie ein Steuermittel zum Steu ern der Ölpumpe variabler Verdrängung, derart, daß deren Förderleistung zur Drehzahl der Eingangswelle und zur Drehzahl der Hydraulikpumpe proportional ist und abhängig von der jeweiligen Drehzahl individuell einstellbar ist.

Auch wenn in einem Bereich geringer Drehzahl des Primärantriebs die Dreh zahl der Eingangswelle gering ist, kann die erforderlich Ölauswurfrate der Ölpumpe mit variabler Verdrängung sichergestellt werden, weil die Drehzahl der ersten Ausgangswelle hoch ist. Auch wenn in einem Bereich hoher Dreh zahl des Primärantriebs die Drehzahl der Eingangswelle hoch ist, kann eine übermäßige Zunahme der Auswurfflußrate der Ölpumpe mit variabler Ver drängung verhindert werden, weil die Drehzahl der Hydraulikpumpe und somit der ersten Ausgangswelle gering ist, wodurch ein überschüssiger Energiever brauch der Hilfsölpumpe gesenkt werden kann.

Diese und andere Ziele, Merkmale und Vorteile der Erfindung werden aus der folgenden detaillierten Beschreibung bevorzugter Ausführungen in Verbindung mit den beigefügten Zeichnungen ersichtlich.

Fig. 1 bis 4 zeigen eine erste Ausführung, wobei:

Fig. 1 ist eine schematische Ansicht einer hydraulischen und mechanischen Getriebevorrichtung für ein Fahrzeug;

Fig. 2 ist ein Diagramm der Beziehung zwischen den Schrägscheibenwinkeln eines hydrostatischen, stufenlos verstellbaren Getriebes und einem Gesamtdrehzahlverhältnis in der hydraulischen und mechanischen Getriebevorrichtung;

Fig. 3 zeigt graphisch die Änderungscharakteristiken der Motordrehzahl des Primärantriebs und der Pumpendrehzahl bezüglich einer Änderung der Fahrzeuggeschwindigkeit; und

Fig. 4 zeigt graphisch Änderungscharakteristiken der Ölflußrate einer Hauptölpumpe sowie einer Hilfsölpumpe bezüglich einer Änderung der Fahrzeuggeschwindigkeit.

Fig. 5 bis 7 zeigen eine zweite Ausführung, wobei:

Fig. 5 ist eine abgewickelte schematische Ansicht einer hydraulischen und mechanischen Getriebevorrichtung für ein Fahrzeug;

Fig. 6 zeigt graphisch Änderungscharakteristiken der Motordrehzahl und der Pumpendrehzahl bezüglich einer Änderung der Fahrzeuggeschwindigkeit; und

Fig. 7 zeigt graphisch Änderungscharakteristiken der Auswurfflußrate einer Hauptölpumpe und einer Hilfsölpumpe bezüglich einer Änderung der Fahrzeuggeschwindigkeit.

Fig. 8 und 9 zeigen eine dritte Ausführung, wobei:

Fig. 8 ist eine abgewickelte schematische Ansicht einer hydraulischen und mechanischen Getriebevorrichtung für ein Fahrzeug; und

Fig. 9 ist ein Flußdiagramm mit Darstellung des Betriebs der dritten Ausführung.

Eine erste Ausführung wird nun anhand der Fig. 1 bis 4 beschrieben.

In Fig. 1 bezeichnet das Symbol T eine hydraulische und mechanische Getriebevorrichtung für ein Fahrzeug mit Frontmotor und Frontantrieb oder Heckmotor und Heckantrieb. Diese hydraulische und mechanische Getriebevorrichtung T enthält eine mechanische Getriebeeinheit 1 sowie ein hydrostatisches, stufenlos verstellbares Getriebe 2. Ein als Primärantrieb dienen der Motor E ist an einer Seite der mechanischen Getriebeeinheit 1 angeordnet, und das hydrostatische, stufenlos verstellbare Getriebe 2 ist an der anderen Seite davon derart angeordnet, daß die mechanische Getriebe einheit 1 sandwichartig zwischen dem Motor E und dem hydrostatischen, stufenlos verstellbaren Getriebe 2 angeordnet ist.

Die mechanische Getriebeeinheit 1 enthält eine Kraftteilervorrichtung 3, eine mechanische Getriebevorrichtung 4, eine Kraftsammelwelle 17, eine Untersetzungsvorrichtung 5 sowie ein Differential 6, die alle in einem gemeinsamen ersten Gehäuse 1c untergebracht sind.

Die Kraftteilervorrichtung 3 ist als Planetengetriebe aufgebaut, und umfaßt eine Eingangswelle 9, die mit einer Kurbelwelle 7 des Motors E über einen Drehmomentdämpfer 8 verbunden ist, eine erste Ausgangswelle 10 ₁, die koaxial zu der Eingangswelle 9 angeordnet ist, sowie eine zweite Ausgangs welle 10 ₂, die konzentrisch die erste Ausgangswelle 10 ₁ umgibt. An der Eingangswelle 9 ist ein Träger 11 befestigt, der parallel zur Eingangswelle 9 um deren Außenumfang herum mehrere Wellenzapfen 12 aufweist. Ein Paar integral miteinander verbundener Ritzel 13 und 14 größeren und kleineren Durchmessers sind drehbar an den jeweiligen Wellenzapfen 12 gelagert. Ein Sonnenrad 15 kleineren Durchmessers, das mit dem Ritzel 13 größeren Durchmessers kämmt, ist an der ersten Ausgangswelle 10 ₁ befestigt, wohingegen ein Sonnenrad 16 größeren Durchmessers, das mit dem Ritzel 14 kleineren Durchmesser kämmt, an der zweiten Ausgangswelle 10 ₂ befestigt ist.

Die mechanische Getriebevorrichtung 4 umfaßt ein Zahnrad 18, das an der zweiten Ausgangswelle 10 ₂ befestigt ist, sowie ein Zahnrad 19, das an der Kraftsammelwelle 17 befestigt ist und mit dem Zahnrad 18 kämmt. Die Kraftsammelwelle 17 ist parallel zu den ersten und zweiten Ausgangswellen 10 ₁ und 10 ₂ angeordnet.

Die Untersetzungsvorrichtung 5 enthält ein Zahnrad 20 kleineren Durchmes sers, das an der Kraftsammelwelle 17 befestigt ist, sowie ein Zahnrad 21 größeren Durchmessers, das an einem Differentialgehäuse 22 des Differentials 6 befestigt ist und mit dem Zahnrad 20 kämmt.

Das Differential 6 bekannter Bauart dient zum Verteilen von Kraft, die von dem Zahnrad 21 größeren Durchmessers über das Differential 22 zu linken und rechten Radantriebsachsen 23 _L und 23 _R übertragen wird, die an dem Differentialgehäuse 22 gelagert sind. Das Differential 6 ist parallel zu der Kraftsammelwelle 17 angeordnet, so daß eine der linken und rechten Radantriebsachsen 23 _L und 23 _R am Außenumfang des hydrostatischen, stufenlos verstellbaren Getriebes 2 vorbeiläuft, im dargestellten Beispiel, der Unterseite des Außenumfangs.

Das hydrostatische, stufenlos verstellbare Getriebe 2 enthält eine Hydraulik pumpe 24, einen Hydraulikmotor 25 und eine Steuerplatte 27, in der ein geschlossener Hydraulikkreis 26 ausgebildet ist, der die Hydraulikpumpe 24 mit dem Hydraulikmotor 25 verbindet. Die Steuerplatte 27 ist an einer Seite des ersten Gehäuses 1c benachbart der mechanischen Getriebeeinheit 1 befestigt, und trägt drehbar die erste Ausgangswelle 10 ₁ und die Kraftsam melwelle 17. Daher ist die Steuerplatte 27 zwischen der mechanischen Getriebeeinheit 1 und der Hydraulikpumpe 24 sowie dem Hydraulikmotor 25 angeordnet.

Die Hydraulikpumpe 24 hat eine variable Verdrängung und ist mit einem Pumpenzylinder 28 versehen, der koaxial mit der ersten Ausgangswelle 10 ₁ verbunden ist und zur gleitenden Drehung auf einer Hydraulikverteilerfläche 27a der Steuerplatte 27 angeordnet ist, mehrere Pumpenkolben 30, die verschiebbar in mehreren ringförmig angeordneten Zylinderbohrungen 29 gehalten sind, die in dem Pumpenzylinder 28 um dessen Achse herum angeordnet sind, sowie Pumpenschräg- bzw. Taumelscheiben 32 mit veränderlichem Winkel, gegen die sich Schuhe 31 gleitend abstützen, wobei die Schuhe 31 schwenkbar an Endspitzen der jeweiligen Pumpenkolben 30 vorgesehen sind. Insbesondere ist jede der Pumpenschrägscheiben 32 um eine Kippachse 33 schwenkbar, die die Achse des Pumpenzylinders 28 rechtwinklig schneidet, zwischen einer stehenden Stellung orthogonal zur Achse und einer vorbestimmten maximal gekippten Stellung, die relativ zur Achse gekippt ist. Wenn ein Kippwinkel α von der stehenden Stellung jeder der Pumpentaumelscheiben 32 erhöht wird, läßt sich der Hin- und Herbewegungsschub jedes der Pumpenkolben 30 vergrößern.

Der Hydraulikmotor 25 hat ebenfalls eine variable Verdrängung und umfaßt einen Motorzylinder 34, der mit der Kraftsammelwelle 17 koaxial verbunden ist und zur gleitenden Drehung auf einer Hydraulikverteilerfläche 27a der Steuerplatte 27 angeordnet ist, mehrere Motorkolben 36, die verschiebbar in mehrere Zylinderbohrungen 35 eingesetzt sind, die in dem Motorzylinder 35 um dessen Achse herum angeordnet sind, sowie Motorschräg- bzw. Taumelscheiben 38, gegen die sich Schuhe 37 gleitend abstützen, wobei die Schuhe 37 schwenkbar an Endspitzen der jeweiligen Motorkolben 36 vorgesehen sind. Insbesondere ist jede der Motorschrägscheiben 38 um eine Kippachse 39 drehbar, die eine Achse des Motorzylinders 34 rechtwinklig schneidet, zwischen einer stehenden Stellung, die orthogonal zur Achse ist, sowie einer vorbestimmten maximal gekippten Stellung, die relativ zu der Achse gekippt ist. Wenn ein Kippwinkel β von der stehenden Stellung jeder der Motorschrägscheiben 38 vergrößert wird, läßt sich der Hin- und Herbewegungsschub jedes der Motorkolben 36 vergrößern.

Ein zweites Gehäuse 2c, das die Hydraulikpumpe 24 und den Hydraulikmo tor 25 enthält, ist an der Steuerplatte 27 und dem ersten Gehäuse 1c befestigt.

Die Eingangswelle ist mit einer Hauptölpumpe Pm versehen, die direkt von der Eingangswelle 9 angetrieben wird, und die erste Ausgangswelle 10 ₁ ist mit einer Hilfsölpumpe Ps versehen, die direkt von der ersten Ausgangswelle 10 ₁ angetrieben wird. In dieser Ausführung ist sowohl die Hauptölpumpe Pm als auch die Hilfsölpumpe Ps eine Zahnradpumpe, und die Kapazität der Hauptölpumpe Pm ist ein wenig größer als jene der Hilfsölpumpe Ps. Das von beiden Ölpumpen Pm und Ps ausgeworfene Öl dient zum Ergänzen oder Ersatz von Öl in dem geschlossenen Hydraulikkreis 26, zum Erzeugen eines Steueranfangsdrucks zum Steuern der Pumpenschrägscheiben 32, der Motorschrägscheiben 38 und dgl. oder/und zur Schmierung jedes Teils der Hydraulikpumpe 24 und des Hydraulikmotors 25.

Nun wird der Betrieb dieser Ausführung beschrieben.

Wenn die Kraft des Motors E durch die Kurbelwelle 7 und den Drehmoment dämpfer 8 der Eingangswelle 9 und somit dem Träger 11 zugeführt wird, wird die Kraft durch die Ritzel größeren und kleineren Durchmessers 13 und 14 geteilt, und die zu dem Ritzel 13 größeren Durchmessers übertragene Kraft wird von dem Sonnenrad 15 kleineren Durchmessers durch die erste Ausgangswelle 10 ₁ dem Pumpenzylinder 28 zugeführt, um den Pumpenzy linder 28 anzutreiben.

Wenn hierbei die Pumpenschrägscheiben 32 sowie die Motorschrägscheiben 38 mit einem geeigneten Winkel von der stehenden Stellung aus gekippt sind, bewegen sich die Pumpenkolben 30 jeweils in der entsprechenden Zylinderbohrung 29 zur Drehung des Pumpenzylinders 28 mit einem Hub hin und her, der dem Kippwinkel α der Pumpenschrägscheibe 32 entspricht, um hierdurch einen Auswurf- und Saugvorgang hervorzurufen. Das von den jeweiligen Zylinderbohrungen 29 ausgeworfene Drucköl läuft durch eine Hochdruckseite des geschlossenen Hydraulikkreises 26 der Steuerplatte 27, und wird zur entsprechenden Zylinderbohrung 35 des Motorzylinders 34 übertragen und bewirkt, daß der entsprechende Motorkolben 36 ausfährt. Wenn der Motorkolben auf die entsprechende Motorschrägscheibe 38 drückt, bewirkt eine Rotationskomponente der sich ergebenden Reaktion, daß der Motorkolben 36 den Motorzylinder 34 bewegt. Nachdem der Motorkolben 36 seinen Ausfahrhub beendet hat, wird er durch die Motorschrägscheibe 38 wieder eingefahren, und das von der entsprechen den Zylinderbohrung 35 ausgeworfene Drucköl läuft durch eine Niederdruck seite des geschlossenen Hydraulikkreises 26 und wird in die Zylinderboh rung 29 der Pumpenkolben 30 eingesaugt, was einen Saugvorgang hervorruft. Auf diese Weise wird in dem Hydraulikmotor 25 der Motorkolben 36 mit einem Hub hin- und herbewegt, der dem Kippwinkel β der Motor schrägscheibe 38 entspricht, und der Motorzylinder 34 dreht sich einmal pro Hin- und Herbewegung der Motorkolben 36, und das sich ergebende Drehmoment wird zu der Kraftsammelwelle 17 übertragen.

Die jeweiligen Kapazitäten der Hydraulikpumpe 24 und des Hydraulikmotors 25 werden durch die Hübe der entsprechenden Kolben 30 und 36 bestimmt, d. h. die Winkel α und β der entsprechenden Schrägscheiben 32 und 38, wobei das Übersetzungsverhältnis des hydrostatischen, stufenlos verstell baren Getriebes 2 stufenlos gesteuert werden kann, indem man die Winkel α und β der jeweiligen Schrägscheiben 32 und 38 ändert.

Andererseits wird die zu dem Ritzel 14 kleineren Durchmessers übertragene Kraft durch das Sonnenrad 16 größeren Durchmessers zur zweiten Ausgangswelle 10 ₂ übertragen und wird ferner durch die mechanische Übersetzungsvorrichtung 4, d. h. die Zahnräder 18 und 19, zu der Kraftsam melwelle 17 übertragen.

Auf diese Weise wird die Kraft des Motors E durch die Kraftteilervorrichtung 3 in zwei Teile aufgeteilt, wobei jeder dieser Teile die Kraftsammelwelle 17 wieder erreicht, nachdem er in stufenlos verstellbarer Weise durch das hydrostatische, stufenlos verstellbare Getriebe 2 reduziert bzw. untersetzt wurde, während der andere Teil durch die mechanische Getriebevorrichtung 4 mit hohem Wirkungsgrad übertragen wird und in ähnlicher Weise die Kraftsammelwelle 17 erreicht. Demzufolge läßt sich eine Kraftübertragung bei zufriedenstellender Leistung des stufenlos verstellbaren Getriebes unter gleichzeitiger effizienter Kraftübertragung erzielen.

Die beiden Kraftteile werden an der Sammelwelle 17 zusammengeführt, die erhaltene Kraft wird durch das Untersetzergetriebe 5 zum Differential 6 übertragen und durch das Differential 6 zwischen den linken und rechten Radantriebsachsen 23 _L und 23 _R verteilt.

Die Beziehung zwischen den Kippwinkeln α und β der jeweiligen Schräg scheiben 32 und 38 und einem Gesamtdrehzahlverhältnis e der hydrauli schen und mechanischen Getriebevorrichtung T wird nun anhand von Fig. 2 beschrieben.

In der in Fig. 2 gezeigten Graphik repräsentiert die horizontale Achse das Gesamtdrehzahlverhältnis e, und die vertikale Achse repräsentiert die Kippwinkel α und β jeweils der Pumpenschrägscheibe 32 und der Motor schrägscheibe 38.

(1) Gesamtdrehzahlverhältnis e = a

Hierbei werden die Pumpenschrägscheiben 32 so gesteuert, daß sie α = 0 erfüllen, und die Motorschrägscheiben 38 werden gesteuert, so daß sie β = βmax erfüllen. Die Kapazität der Hydraulikpumpe 24 ist null, weil α = 0. Auch wenn daher der Pumpenzylinder 28 von der ersten Ausgangswelle 10 ₁ angetrieben wird, machen die Pumpenkolben 30 keine Hubbewegung und können keinen Öldruck in dem geschlossenen Hydraulikkreis 26 erzeugen, und der Hydraulikmotor 25 arbeitet nicht. Demzufolge wird die gesamte der Eingangswelle 9 zugeführte Kraft des Motors E von dem im wesentlichen lastfreien Leerlauf dem Pumpenzylinders 28 verbraucht, und die zweite Ausgangswelle 10 ₂ dreht sich nicht, und daher dreht sich auch die Kraftsammelwelle 17 nicht. Infolgedessen wird das Gesamtdrehzahl verhältnis e = 0 (Untersetzungsverhältnis : unendlich).

(2) Gesamtdrehzahlverhältnis e = a - b

Im Bereich a - b wird der Winkel α der Pumpenschrägscheiben 32 allmählich bis zu αmax erhöht, wobei die Motorschrägscheiben 38 bei β = βmax gehalten werden. Insbesondere wird die Kapazität der Hydraulikpumpe 24 mit zunehmendem Winkel α erhöht, und der Hydraulikmotor 25 wird entsprechend zur Erhöhung der Kapazität aktiviert, und die Kraftübertragung zur zweiten Ausgangswelle 10 ₂ wird ebenfalls eingeleitet. Demzufolge nimmt das Gesamtdrehzahlverhältnis e allmählich zu.

(3) Gesamtdrehzahlverhältnis e = b - c

Im Bereich b - c nimmt der Winkel β der Motorschrägscheiben 38 allmählich von βmax zu null ab, wobei die Pumpenschrägscheiben 32 bei α = αmax gehalten werden. Weil die Kapazität des Hydraulikmotors 25 mit abnehmen dem Winkel β abnimmt, nimmt die Drehzahl des Pumpenzylinders 28 allmählich ab, weil die Belastung der Hydraulikpumpe 24 zunimmt, und der Pumpenzylinder 28 bliebt bei β = 0 stehen. Im Gegensatz hierzu nimmt die Drehzahl der zweiten Ausgangswelle 10 ₂ allmählich zu, und daher erreicht das Gesamtdrehzahlverhältnis e bei β = 0 ein Maximum.

(4) Gesamtdrehzahlverhältnis e = a - d

Im Bereich a - d wird jede der Pumpenschrägscheiben 32 allmählich in negativer Richtung von α = 0 ausgehend verkippt, d. h. von der stehenden Stellung in eine Richtung, die zu jener während Vorwärtsbewegung entgegengesetzt ist, wobei die Motorschrägscheiben 38 bei β = βmax gehalten werden. Weil in diesem Bereich die Öldruckauswurfrichtung der Hydraulikpumpe 24 in bezug auf den geschlossenen Hydraulikkreis 26 umgekehrt ist, ist die Beziehung zwischen der Hochdruckseite und der Niederdruckseite in dem geschlossenen Hydraulikkreis 26 entgegengesetzt zu jener während Vorwärtsbewegung, und der Motorzylinder 34 dreht sich rückwärts, und daher können die Radantriebsachsen 23 _L und 23 _R rückwärts angetrieben werden.

Fig. 3 zeigt, wie eine Motordrehzahl Ne des Motors E und eine Pumpen drehzahl Np der Hydraulikpumpe 24 sich entsprechend veränderlicher Fahrzeuggeschwindigkeit bei Vorwärtsfahrt des Fahrzeugs ändern. In der ersten Hälfte des Bereichs des Gesamtdrehzahlverhältnisses e = a - b nimmt die Motordrehzahl Ne entsprechend zunehmender Fahrzeuggeschwin digkeit zu, und in der zweiten Hälfte ist die Motordrehzahl Ne angenähert konstant in bezug auf zunehmende Fahrzeuggeschwindigkeit. Im Bereich a - b nimmt die Pumpendrehzahl Np allmählich in Richtung null ab. Im Bereich des Gesamtdrehzahlverhältnisses e = b - c nimmt dann die Motordrehzahl Ne entsprechend zunehmender Fahrzeuggeschwindigkeit linear zu, während die Pumpendrehzahl Np bei null gehalten wird.

Die Drehzahl der Eingangswelle 9, die durch den Drehmomentdämpfer 8 mit der Kurbelwelle 7 des Motors E verbunden ist, d. h. die Pumpendrehzahl der an der Eingangswelle 9 vorgesehenen Hauptölpumpe Pm wird gleich der Motordrehzahl Ne. Die Pumpendrehzahl der Hilfsölpumpe Ps, die an der die drehende Welle der Hydraulikpumpe 24 bildenden ersten Ausgangswelle 10 ₁ vorgesehen ist, wird gleich der Pumpendrehzahl Np der Hydraulikpumpe 24. Daher werden die Charakteristiken der jeweiligen Auswurfraten der Hauptölpumpe Pm und der Hilfsölpumpe Ps in bezug auf eine Veränderung der Fahrzeuggeschwindigkeit im wesentlichen analog den Charakteristiken von Fig. 3, wie in Fig. 4 gezeigt.

Aus Fig. 4 ist folgendes zu entnehmen: Bei geringer Fahrzeuggeschwindig keit (insbesondere beim Anfahren des Fahrzeugs), wo die erforderliche Ölmenge nicht nur durch Auswurfrate der Hauptölpumpe Ps bereitgestellt werden kann, wird die Hilfsölpumpe Ps angetrieben, um die Auswurfrate der Hauptölpumpe Pm zu ergänzen, und daher kann eine ausreichende Ölmenge sichergestellt werden, die den gemeinsamen Auswurfraten beider Ölpumpen Pm und Ps entspricht. Bei hoher Fahrzeuggeschwindigkeit hingegen, wobei die erforderliche Ölmenge allein durch die Auswurfrate der Hauptölpumpe Pm sichergestellt werden kann, ist die Hilfsölpumpe Ps nicht in Betrieb, um zu verhindern, daß durch die gemeinsamen Auswurfraten beider Ölpumpen Ps und Pm eine übermäßige Ölmenge zugeführt wird, wodurch sich ein überschüssiger Energieverbrauch vermeiden läßt.

Eine zweite Ausführung wird nun anhand der Fig. 5 bis 7 beschrieben.

Wie aus dem Vergleich zwischen Fig. 1 und Fig. 5 ersichtlich, ist in der in Fig. 1 gezeigten ersten Ausführung die Hauptölpumpe Pm an der Eingangswelle 9 vorgesehen, wohingegen in der in Fig. 5 gezeigten zweiten Ausführung die Hauptölpumpe Pm an der Kraftsammelwelle 17 vorgesehen ist, welche die drehende Welle des Hydraulikmotors 25 ist. Weil die Kraftsammelwelle 17 mit der zweiten Ausgangswelle 10 ₂ durch die Zahnräder 18 und 19 verbunden ist, wird die Hauptölpumpe Pm mit einer Pumpendrehzahl angetrieben, die proportional zur Drehzahl der zweiten Ausgangswelle 10 ₂ ist.

Wie aus Fig. 5 und 6 ersichtlich, ist die Kraftsammelwelle 17, welche die drehende Welle des Hydraulikmotors 25 ist, mit dem Differential 6 durch das Zahnrad 20 kleineren Durchmessers und das Zahnrad 21 größeren Durchmessers verbunden, und daher ist die Drehzahl Nm des Hydraulikmotors 25 proportional zur Fahrzeuggeschwindigkeit. Im Bereich des Gesamt drehzahlverhältnisses e = a - b nimmt andererseits, wie im Fall der ersten Ausführung, die Drehzahl Np der Hydraulikpumpe 24 allmählich in Richtung null ab, und wird im Bereich des Gesamtübersetzungsverhältnisses e = b - c bei null gehalten.

Wie aus Fig. 7 ersichtlich, nimmt daher die Auswurfrate der an der Kraftsammelwelle 17 vorgesehenen Hauptölpumpe Pm proportional mit zunehmender Fahrzeuggeschwindigkeit zu, während die Ölauswurfrate der an der ersten Ausgangswelle 10 ₁ vorgesehenen Hilfsölpumpe Ps mit zunehmender Fahrzeuggeschwindigkeit auf null gesenkt wird. Auch in der zweiten Ausführung wird bei geringer Fahrzeuggeschwindigkeit, wo die erforderliche Ölmenge nur durch die Auswurfrate der Hauptölpumpe Pm allein nicht bereitgestellt werden kann, die Auswurfrate der Hauptölpumpe Pm durch die Auswurfrate der Hilfsölpumpe Ps ergänzt, und bei hoher Fahrzeuggeschwindigkeit, wo die erforderliche Ölmenge allein durch die Auswurfrate der Hauptölpumpe Pm ergänzt werden kann, wird die Hilfsölpumpe Ps angehalten, so daß sich ein überschüssiger Energiever brauch vermeiden läßt.

Eine dritte Ausführung wird nun anhand der Fig. 8 und 9 beschrieben.

Die dritte Ausführung ist mit einer einzigen Ölpumpe Pv mit veränderlicher Verdrängung versehen, die durch die Eingangswelle 9 angetrieben wird, und die Kapazität dieser Ölpumpe Pv mit veränderlicher Verdrängung wird von einem Servozylinder 42 gesteuert, der mit einem Steuerventil 41 verbunden ist. Eine elektronische Steuereinheit U steuert bzw. regelt den Öffnungsgrad des Steuerventils 41 auf Basis der Drehzahl der Eingangswelle 9 (d. h. der Motordrehzahl Ne), die durch ein erstes Drehzahlerfassungsmittel S₁ erfaßt wird, und der Drehzahl der ersten Ausgangswelle 10 ₁, die durch ein zweites Drehzahlerfassungsmittel S₂ erfaßt wird (d. h. die Pumpendrehzahl Np der Hydraulikpumpe 24).

Der Betrieb der dritten Ausführung wird nun anhand des in Fig. 9 gezeigten Flußdiagramms beschrieben. Zuerst wird in Schritt S1 die Motordrehzahl Ne durch das erste Drehzahlerfassungsmittel S₁ erfaßt, und in Schritt S2 wird die Pumpendrehzahl Np durch das zweite Drehzahlerfassungsmittel S₂ erfaßt. Dann wird in Schritt S3 eine Sollauswurfmenge Q der Ölpumpe Pv variabler Kapazität unter Verwendung der folgenden Gleichung berechnet, so daß die Sollauswurfmenge Q proportional zur Motordrehzahl Ne und der Pumpendrehzahl Np wird:

Q = K₁ × Ne + K₂ × Np (1)

wobei K₁ und K₂ vorbestimmte Konstanten sind. Dann wird in Schritt S4 ein zu dem Steuerventil 41 auszugebender Steuerstrom von einem Kennfeld auf Basis der Sollauswurfmenge Q der Ölpumpe Pv variabler Verdrängung abgefragt, und in Schritt S6 wird der Steuerstrom zum Steuerventil 41 ausgegeben, um den Servozylinder 42 anzutreiben und hierdurch die Kapazität der Ölpumpe Pv variabler Verdrängung zu steuern.

In der obigen Gleichung (1) wird die Sollauswurfmenge Q der Ölpumpe Pv variabler Kapazität so eingestellt, daß sie proportional zur Motordrehzahl Ne und der Pumpendrehzahl Np wird, und daher lassen sich Auswurfratencha rakteristiken erhalten, die zu denen der Graphik von Fig. 4 identisch sind. Insbesondere wird in einem Bereich niedriger Fahrzeuggeschwindigkeit, in dem die Motordrehzahl Ne niedrig ist, die Auswurfmenge der Ölpumpe Pv variabler Verdrängung entsprechend sowohl der Motordrehzahl Ne als auch der Pumpendrehzahl Np eingestellt, und daher läßt sich eine ausreichende Ölmenge zuführen. In einem Bereich hoher Fahrzeuggeschwindigkeit, wo die Motordrehzahl Ne hoch ist, wird, da die Pumpendrehzahl Np null wird, die Auswurfmenge der Ölpumpe Pv variabler Verdrängung entsprechend nur der Motordrehzahl Ne eingestellt, und hierdurch läßt sich überschüssiger Energieverbrauch vermeiden.

Die Kraftteilervorrichtung 3 ist nicht auf ein Planetengetriebe beschränkt, sondern kann auch andersartig aufgebaut sein. Die mechanische Getriebe vorrichtung 4 kann auch ein Ketten- oder Riemengetriebe sein. Der Motor E kann durch einen Elektromotor ersetzt sein. Die Hauptölpumpe Pm, die Hilfsölpumpe Ps und die Ölpumpe Pv variabler Verdrängung sind nicht auf Zahnradpumpen beschränkt und können durch andere Pumpentypen ersetzt werden, wie etwa eine Trochoidpumpe, eine Flügelpumpe und eine Kolbenpumpe.

In einer kombinierten hydraulischen und mechanischen Getriebevorrichtung T wird Kraft von einer Eingangswelle 9, die von einem Motor E angetrieben wird, durch eine Kraftteilervorrichtung 3 aufgeteilt, und zu ersten und zweiten Ausgangswellen 10 ₁, 10 ₂ übertragen. Eine Hydraulikpumpe 24 eines hydrostatischen, stufenlos verstellbaren Getriebes 2 wird von der ersten Ausgangswelle 10 ₁ angetrieben, während dessen Hydraulikmotor 25 von der zweiten Ausgangswelle 10 ₂ durch eine mechanische Getriebevor richtung 1 und auch von der Hydraulikpumpe 24 angetrieben wird. Eine Hauptölpumpe Pm ist an der Eingangswelle 9 vorgesehen, die sich mit der gleichen Drehzahl wie der Motor E dreht, und eine Hilfsölpumpe Ps ist an der ersten Ausgangswelle 10 ₁ vorgesehen, deren Drehzahl mit zunehmender Drehzahl des Motors E auf null sinkt. In einem Niederdrehzahlbereich des Motors E wird Öl sowohl von der Hauptölpumpe Pm als auch der Hilfsöl pumpe Ps zugeführt, während in einem Hochdrehzahlbereich des Motors E das Öl nur von der Hauptölpumpe Pm zugeführt wird. Mit dieser Konstruk tion läßt sich im Hochdrehzahlbereich des Motors E übermäßiger Energiever brauch zum Antrieb der Ölpumpe vermeiden, während im Niederdrehzahlbe reich des Motors E eine ausreichende Ölzufuhrmenge von der Ölpumpe sichergestellt wird.

Claims

1. Kombinierte hydraulische und mechanische Getriebevorrichtung (T) für ein Fahrzeug, umfassend:
eine Eingangswelle (9);
eine erste Ausgangswelle (10 ₁);
eine zweite Ausgangswelle (10 ₂);
eine Kraftteilervorrichtung (3) zum Aufteilen einer von einem Primärantrieb (E) der Eingangswelle (9) zugeführten Kraft in mehrere Teile und zum Übertragen der jeweiligen Teile auf die erste und die zweite Ausgangswelle (10 ₁, 10 ₂);
ein hydrostatisches, stufenlos verstellbares Getriebe (2) mit einer von der ersten Ausgangswelle (10 ₁) angetriebenen Hydraulikpumpe (24) und mit einem Hydraulikmotor (25), der durch einen geschlossenen Hydraulikkreis (26) über eine Steuerplatte (27) mit der Hydraulikpumpe (24) verbunden ist, wobei die Verdrängung der Hydraulikpumpe (24) oder/und des Hydraulikmotors (25) variabel ist;
ein mechanisches Getriebe (1), das mit der zweiten Ausgangswelle (10 ₂) verbunden ist,
eine Kraftsammelwelle (17), welche vom mechanischen Getriebe (1) abgegebene Kraft mit der vom Hydraulikmotor (25) abgegebenen Kraft vereinigt und die gesammelte Kraft einer Last zuführt; und
ein Ölzufuhrmittel (Pm, Ps) zum Fördern von Ergänzungsöl zu zumindest dem geschlossenen Hydraulikkreis (26) des hydrostatischen Getriebes (2),
wobei die kombinierte hydraulische und mechanische Getriebevorrichtung (T) derart ausgelegt ist, daß mit zunehmender Drehzahl der Eingangswelle (9) die Drehzahl der ersten Ausgangswelle (10 ₁) abnimmt und die Drehzahl der zweiten Ausgangswelle (10 ₂) zunimmt,
dadurch gekennzeichnet,
daß das Ölzufuhrmittel (Pm, Ps) eine Hauptölpumpe (Pm) umfaßt, die mit einer zur Drehzahl der Eingangswelle (9) proportionalen Drehzahl (Nm) angetrieben wird, sowie eine Hilfsölpumpe (Ps), die mit einer zur Drehzahl der Hydraulikpumpe (24) proportionalen Drehzahl (Np) angetrieben wird, wobei Hauptölpumpe (Pm) und Hilfsölpumpe (Ps) jeweils von verschiedenen Wellen (9, 10 ₁) angetrieben werden.

2. Kombinierte hydraulische und mechanische Getriebevorrichtung (T) für ein Fahrzeug, umfassend:
eine Eingangswelle (9);
eine erste Ausgangswelle (10 ₁);
eine zweite Ausgangswelle (10 ₂);
eine Kraftteilervorrichtung (3) zum Aufteilen einer von einem Primärantrieb (E) der Eingangswelle (9) zugeführten Kraft in mehrere Teile und zum Übertragen der jeweiligen Teile auf die erste und die zweite Ausgangswelle (10 ₁, 10 ₂);
ein hydrostatisches, stufenlos verstellbares Getriebe (2) mit einer von der ersten Ausgangswelle (10 ₁) angetriebenen Hydraulikpumpe (24) und mit einem Hydraulikmotor (25), der durch einen geschlossenen Hydraulikkreis (26) über eine Steuerplatte (27) mit der Hydraulikpumpe (24) verbunden ist, wobei die Verdrängung der Hydraulikpumpe (24) oder/und des Hydraulikmotors (25) variabel ist;
ein mechanisches Getriebe (1), das mit der zweiten Ausgangswelle (10 ₂) verbunden ist,
eine Kraftsammelwelle (17), welche vom mechanischen Getriebe (1) abgegebene Kraft mit der vom Hydraulikmotor (25) abgegebenen Kraft vereinigt und die gesammelte Kraft einer Last zuführt; und
ein Ölzufuhrmittel (Pm, Ps) zum Fördern von Ergänzungsöl zu zumindest dem geschlossenen Hydraulikkreis (26) des hydrostatischen Getriebes (2),
wobei die kombinierte hydraulische und mechanische Getriebevorrichtung (T) derart ausgelegt ist, daß mit zunehmender Drehzahl der Eingangswelle (9) die Drehzahl der ersten Ausgangswelle (10 ₁) abnimmt und die Drehzahl der zweiten Ausgangswelle (10 ₂) zunimmt,
dadurch gekennzeichnet,
daß das Ölzufuhrmittel (Pm, Ps) eine Hauptölpumpe (Pm) umfaßt, die mit einer zur Drehzahl der zweiten Ausgangswelle (10 ₂) proportionalen Drehzahl (Nm) angetrieben wird, sowie einer Hilfsölpumpe (Ps), die mit einer zur Drehzahl der Hydraulikpumpe (24) proportionalen Drehzahl (Np) angetrieben wird, wobei Hauptölpumpe (Pm) und Hilfsölpumpe (Ps) jeweils von verschiedenen Wellen (9, 10 ₁) angetrieben werden.

3. Kombinierte hydraulische und mechanische Getriebevorrichtung (T) für ein Fahrzeug, umfassend:
eine Eingangswelle (9);
eine erste Ausgangswelle (10 ₁);
eine zweite Ausgangswelle (10 ₂);
eine Kraftteilervorrichtung (3) zum Aufteilen einer von einem Primärantrieb (E) der Eingangswelle (9) zugeführten Kraft in mehrere Teile und zum Übertragen der jeweiligen Teile auf die erste und die zweite Ausgangswelle (10 ₁, 10 ₂);
ein hydrostatisches, stufenlos verstellbares Getriebe (2) mit einer von der ersten Ausgangswelle (10 ₁) angetriebenen Hydraulikpumpe (24) und mit einem Hydraulikmotor (25), der durch einen geschlossenen Hydraulikkreis (26) über eine Steuerplatte (27) mit der Hydraulikpumpe (24) verbunden ist, wobei die Verdrängung der Hydraulikpumpe (24) oder/und des Hydraulikmotors (25) variabel ist;
ein mechanisches Getriebe (1), das mit der zweiten Ausgangswelle (10 ₂) verbunden ist,
eine Kraftsammelwelle (17), welche vom mechanischen Getriebe (1) abgegebene Kraft mit der vom Hydraulikmotor (25) abgegebenen Kraft vereinigt und die gesammelte Kraft einer Last zuführt; und
ein Ölzufuhrmittel (Pm, Ps) zum Fördern von Ergänzungsöl zu zumindest dem geschlossenen Hydraulikkreis (26) des hydrostatischen Getriebes (2),
wobei die kombinierte hydraulische und mechanische Getriebevorrichtung (T) derart ausgelegt ist, daß mit zunehmender Drehzahl der Eingangswelle (9) die Drehzahl der ersten Ausgangswelle (10 ₁) abnimmt und die Drehzahl der zweiten Ausgangswelle (10 ₂) zunimmt,
dadurch gekennzeichnet,
daß das Ölzufuhrmittel (Pv) eine Ölpumpe (Pv) mit variabler Verdrängung umfaßt, die mit einer zur Drehzahl der Eingangswelle (9) proportionalen Drehzahl angetrieben wird, ein erstes Drehzahlerfas sungsmittel (S₁) zum Erfassen der Drehzahl der Eingangswelle (9), ein zweites Drehzahlerfassungsmittel (S₂) zum Erfassen der Drehzahl der Hydraulikpumpe (24), sowie ein Steuermittel (U, 41, 42) zum Steuern der Ölpumpe (Pv) variabler Verdrängung, derart, daß deren Förderleistung zur Drehzahl der Eingangswelle (9) und zur Drehzahl der Hydraulikpumpe (24) proportional und abhängig von der jeweiligen Drehzahl individuell einstellbar ist.