DE2132144A1

DE2132144A1 - Fahrzeugantriebsanlage

Info

Publication number: DE2132144A1
Application number: DE19712132144
Authority: DE
Inventors: Heinrich Dick; Hellmut Weinrich
Original assignee: Voith Getriebe KG
Current assignee: Voith Getriebe KG
Priority date: 1971-06-29
Filing date: 1971-06-29
Publication date: 1973-01-18
Also published as: JPS5638412B1; BE785614A; IT959269B; FR2144369A5; US3948367A; GB1392484A; CA971859A; DE2132144B2; DE2132144C3

Description

ap/A 3090 Voith Getriebe KO

Kennwort: "Hubstapler-Inchen" Heidenheim (Brenz)

Pahrzeugantriebsanlage

Die Erfindung betrifft eine Pahrzeugantriebsanlage mit einer durch ein Druckmedium betätigten Reibungskupplung und mit einer der Zuführleitung für das Druckmedium zugeordneten Steuereinrichtung zum Verstellen des Druckes und/oder der Durchflußmenge des Druckmediums in Abhängigkeit von der Stellung eines Bedienungshebels, z.B. eines Kupplungspedals, ferner mit einem der Reibungskupplung nachgeschalteten, ein Pumpen- und ein Turbinenrad aufweisenden hydrodynamischen Getriebe.

Bekannte Antriebsanlagen dieser Art (Prospekt der Voith Getriebe KG Nr. G 517) finden bevorzugt Anwendung in Hubstaplern-oder ähnlichen Fahrzeugen, bei denen der Pahrzeugmotor nicht nur die Treibräder, sondern über einen sogenannten Nebenantrieb auch irgendwelche Hilfseinrichtungen, z.B. ein Hubwerk, antreibt. Dabei tritt häufig der Fall ein, daß der Fahrantrieb und der Nebenantrieb gleichzeitig in Betrieb sind, so daß die Motorleistung auf beide Antriebe verzweigt werden muß. Die stets nach der Verzweigungsstelle angeordnete Reibungskupplung wird, wie in Kraftfahrzeugen üblich, über ein Kupplungspedal betätigt, derart, daß sie bei durchgetretenem Kupplungspedal völlig oder nahezu völlig geöffnet und bei entlastetem Kupplungspedal geschlossen ist. In Zwischenstellungen des Kupplungspedals kann die Reibungskupplung im Rutschbetrieb verschieden große Drehmomente übertragen. Dieser Rutschbetrieb wird vorzugsweise dann angewandt, wenn über den Nebenantrieb bei hoher Motordrehzahl z.B. eine Last schnell gehoben werden soll, wobei das Fahrzeug gleichzeitig mit sehr kleiner Fahrgeschwindigkeit zentimetergenau an einen bestimmten Punkt heranfahren muß. Im Fachjargon wird eine solche Fahrweise mit "Inchen" bezeichnet.

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Gerade beim Inchen haben aber die bekannten Antriebsanlagen den Nachteil, daß bei einer Änderung der Motordrehzahl zwecks Änderung der Hubgeschwindigkeit eine ungewollte Änderung des vom Fahrantrieb abgegebenen Drehmoments und damit eine Änderung der Fahrgeschwindigkeit eintritt, wodurch das Inchen sehr erschwert ist. Eine solche Änderung der Motordrehzahl hat nämlich, wie weiter unten erläutert wird, nicht nur bei völlig geschlossener Reibungskupplung, sondern auch beim Rutschbetrieb eine Änderung des Abtriebsmomentes der Reibungskupplung zur Folge. Es ist somit häufig erforderlich, durch Ändern der Stellung des Kupplungspedals das vom Fahrantrieb abgegebene Drehmoment wieder auf den gewünschten Wert zurückzuführen. Dies erfordert vom Fahrer erhöhte Aufmerksamkeit, da dieser ja gleichzeitig sein ganzes Augenmerk " dem Hubvorgang zuwenden muß.

Wird beim Rutschbetrieb der Reibungskupplung die Motordrehzahl geändert, so hat dies deshalb eine Änderung des abgegebenen Drehmomentes zur Folge, weil in einer durch eine Druckflüssigkeit gesteuerten Reibungskupplung der den Betätigungskolben und die Druckflüssigkeit, aufnehmende Druckraum mitrotiert, und weil somit die dort befindliche Druckflüssigkeit der Fliehkraft ausgesetzt ist; d.h. der Flüssigkeitsdruck wird nicht allein durch die Stellung des Kupplungspedals, sondern auch durch die jeweilige Motordrehzahl bestimmt. Mit anderen Worten: Mit zunehmender Motordrehzahl erhöht sich das von der Reibungskupplung übertragene Drehmoment und umgekehrt.

Eine bekannte Konstruktion versucht diesen unerwünschten Einfluß der Motordrehzahl dadurch auszuschalten, daß dem genannten Kolben auf beiden Seiten Flüssigkeit zugeführt wird, und zwar auf der einen Seite, wie üblich, eine Druckflüssigkeit, deren Druck sowohl von der Stellung des Kupplungspedals als auch von der Größe der Fliehkraft abhängt, und auf der anderen Seite eine drucklos zugeführte Flüssigkeit, deren Druck also allein durch die Fliehkraft bestimmt ist. Dadurch heben sich die gegenelnanderwirkenden von der Fliehkraft erzeugten Drücke gegenseitig auf.

+ auf den Kolben wirkender

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Diese bekannte Konstruktion ist jedoch sehr aufwendig und auch schon deshalb sehr ungünstig,· weil sie ein Vergrößern der Baulänge der Reibungskupplung erfordert. Außerdem ist festgestellt worden, daß beim Rutschbetrieb der Reibungskupplung das Verhältnis zwischen der Pedalstellung und dem abgegebenen Drehmoment offensichtlich auch noch durch andere Störungen verändert wird, die durch die vorerwähnte bekannte Konstruktion nicht ausgeschaltet werden können.

Es ist daher Aufgabe der Erfindung, bei der eingangs beschriebenen Pahrzeugantriebsanlage Maßnahmen zu treffen, durch die während des Rutschbetriebes der 'Reibungskupplung das von der Pahrzeugantriebsanlage abgegebene Drehmoment - bei gleichbleibender Stellung des Bedienungshebels - konstant gehalten wird, wobei die hierbei verwendeten Regeleinrichtungen derart gestaltet werden sollen, daß sie einfach herstellbar sind und gleichzeitig zuverlässig und vor allem verzögerungsfrei arbeiten.

Diese Aufgabe wird dadurch gelöst, daß die genannte Steuereinrichtung als eine an sich bekannte Regeleinrichtung zum Konstanthalten des von der Pahrzeugantriebsanlage abgegebenen Drehmomentes ausgebildet ist, und daß als die der Regeleinrichtung zuzuführende Meßgröße die vom Pumpenrad des hydrodynamischen Getriebes in der Arbeitsflüssigkeit erzeugte Druckdifferenz oder eine von dieser Druckdifferenz abhängige Größe benutzt ist.

Gemäß der Erfindung wird also ein Regelkreis vorgesehen zum Konstanthalten des von der Pahrzeugantriebsanlage beim Rutschbetrieb der Reibungskupplung abgegebenen Drehmomentes, wobei in der Regeleinrichtung in an sich bekannter Weise die genannte Meßgröße mit einer durch den Bedienungshebel einstellbaren SoIlßröße vorglichen und - bei einem Abweichen der Meßgröße von der ooll^rößo - der Druck und/oder die Durchflußmenge des Druckmediums verstellt wird. Dabei liegt der besondere Vorteil der erfindungsgemäßen Maßnahmen darin, daß für das Gewinnen der Meßgröße, nämlich des von der Antriebsanlage abgegebenen Drehmomentes, nicht besondere komplizierte Meßeinrichtungen benötigt wer-

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den, sondern daß lediglich die vom Pumpenrad des hydrodynamischen Getriebes in der Arbeitsflüssigkeit erzeugte Druckdifferenz abgegriffen zu werden braucht, die ein hinreichend genaues Maß für das abgegebene Drehmoment darstellt. Das üblicherweise nur mit großem Aufwand zu lösende Problem der Drehmomentmessung wird also durch die Erfindung in besonders einfacher Weise gemeistert.

Durch die Erfindung ist somit eine Fahrzeugantriebsanlage geschaffen worden, deren Abtriebsdrehmoment beim Rutschbetrieb der Reibungs· kupplung allein von der Stellung des Bedienungshebels abhängt. Hierbei ist nun nicht lediglich der Einfluß unterschiedlicher Motordrehzahl ausgeschaltet; vielmehr können durch die Erfindung auch alle anderen Störeinflüsse unschädlich gemacht werden, die z.B-darin bestehen, daß sich der Reibwert der Kupplungs-Reibflächen oder die Viskosität der zur Schmierung und Kühlung der Reibflächen dienenden Flüssigkeit ändert, oder auch darin, daß sich die Viskosität der Arbeitsflüssigkeit des hydrodynamischen Getriebes ändert.

Ein weiterer, mit bekannten Fahrzeugantriebsanlagen nicht ohne weiteres erzidbarer Vorteil der Erfindung besteht darin, daß mit einfachen Mitteln, z.B. mit Hilfe eines den maximalen Ausschlag des Bedienungshebels begrenzenden Anschlages ein kleinstes erforderliches Abtriebsdrehmoment eingestellt und das Fahrzeug bei diesem Betriebszustand ohne weiteres mittels einer Bremse zum Stillstand gebracht werden kann, wonach es außerdem ohne jegliche Verzögerung wieder abfahrbereit ist. Denn während eines solchen Stillstandes mit laufendem Motor bleibt die Drehmomentübertragung in der Reibungskupplung und damit auf das mit der Abtriebswelle gekuppelte Turbinenrad des Wandlers unverändert aufrechterhalten. Dieser Vorteil ist bei Hubstaplern und ähnlichen Fahrzeugen, die häufig sehr kurze Fahrbewegungen ausführen müssen, von besonderer Bedeutung.

In weiterer Ausgestaltung der Erfindung wird vorgeschlagen, die genannte Regeleinrichtung als ein in der Zuführleitung für das Druckmedium angeordnetes Steuerventil auszubilden mit einem Steuerkolben, der eine erste, in Richtung "öffnen" der Reibungs-

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kupplung wirkende Druckfläche und eine zweite in Richtung "Schließen" der Reibungskupplung wirkende Druckfläche aufweist, wobei die erste Druckfläche durch eine Kraft beaufschlagbar ist, die mit der genannten Druckdifferenz (Meßgröße) zunimmt, und wobei die zweite Druckfläche durch eine Kraft beaufschlagbar ist, die bei zunehmendem Ausschlag des Bedienungshebels (d.h. mit abnehmender Sollgröße) abnimmt.

Es ist zwar auch möglich, daß die beiden genannten Kräfte nicht in der vorerwähnten V/eise von der Meßgröße bzw. der Sollgröße abhängen, sondern gerade umgekehrt. Mit anderen Worten: Man erzielt die gleiche Wirkung, wenn die erste Druckfläche durch eine Kraft beaufschlagbar ist, die bei zunehmender Druckdifferenz abnimmt, und wenn die zweite Druckfläche durch eine Kraft beaufschlagbar ist, die mit dem Ausschlag des Bedienungshebels zunimmt. Man wird jedoch im allgemeinen die ruerst genannte Ausführung bevorzugen.

Im übrigen sind bei beiden Ausführungen zwei Fälle zu unterscheiden:

a) Das Druckmedium wirkt, entgegen einer die Reibungskupplung öffnenden Federkraft, in Richtung "Schließen" der Reibungskupplung. In diesem Fall muß die genannte erste Druckfläche des Steuerkolbens in Richtung "Schließen" des Steuerventils und die genannte zweite Druckfläche in Richtung "öffnen" des Steuerventils wirken. Dies ist bei Hubstaplern und ähnlichen Fahrzeugen der Regelfall.

b) Das Druckmedium wirkt, entgegen einer die Reibungslcupplung schließenden Federkraft, in Richtung "öffnen" der Reibungskupplung. Dann müssen die unter a) genannten Wirkrichtungen der Druckflächen des Steuerkolbens vertauscht werden.

Vorausgesetzt ist in beiden Fällen, wie schon eingangs angedeutet, daß der Bedienungshebel (z.B. das Kupplungspedal), wie in Kraft-

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fahrzeugen üblich, im entlasteten Zustand durch eine Feder in seiner Ausgangsposition gehalten wird, und daß ein zunehmender Ausschlag des Bedienungshebels in Richtung "öffnen" der Reibungskupplung wirkt.

Grundsätzlich ist die Erfindung in beiden genannten Fällen a) und b) anwendbar. Die weiteren Ausführungen betreffen jedoch nur den Fall a).

Eine besonders vorteilhafte Weiterbildung der Erfindung ist dadurch erzielbar, daß - wie an sich bekannt - in der Zuführleitung für das Druckmedium ein durch den Bedienungshebel verstellbares Druckreduzierventil vorgesehen ist, daß dem Druckre-

w duzierventil das genannte Steuerventil nachgeschaltet ist, und daß im Steuerventil die auf die genannte zweite Druckfläche wirkende Kraft durch den auf der Austrittsseite des Druckreduzierventils herrschenden Druck aufgebracht wird. Zunächst wird also der Druck des Druckmediums durch das Druckreduzierventil auf einen vom Ausschlag des Bedienungshebels abhängenden Wert reduziert; d.h. mit zunehmendem Hebelausschlag nimmt der Druck ab. Dieser Druck kann somit in dem genannten, dem Druckreduzierventil nachgeschalteten Steuerventil die auf die zweite Druckfläche wirkende Kraft aufbringen; denn dieser Druck repräsentiert in der geforderten V/eise die Sollgröße des abgegebenen Drehmomentes, entsprechend dem Ausschlag des Bedienungshebels. Diese Aus-

k führung erlaubt eine platzsparende Anordnung des Druckreduzierventils und des Steuerventils in einem gemeinsamen Gehäuse und ein sicheres Abstimmen der durch beide Ventile auszuübenden Funktionen.

Damit bei entlastetem Bedienungshebel, d.h. bei völlig geschlossener Reibungskupplung, eine Verringerung des Druckes des Druckmediums durch das Steuerventil vermieden wird, ist eine um das Steuerventil geführte Umgehungsleitung vorgesehen, in der ein Auf-Zu-Ventll angeordnet ist, welches bei entlastetem Bedienunßs-

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hebel geöffnet und bei Hebelausschlägen oberhalb etwa 15 bis 35 % des vollen Hebelausschlages geschlossen ist.

In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß wie an sich bekannt - das hydrodynamische Getriebe als Drehmomentwandler ausgebildet ist, bei dem - in Strömungsrichtung der Arbeitsflüssigkeit - dem Pumpenrad das Leitrad und diesem das Turbinenrad nachgeschaltet ist. Ein solcher Wandler ist zur Verwirklichung der Erfindung besonders gut geeignet,'weil er feststehende Arbeitsraumwände aufweist, und weil gleichzeitig der Abstand vom Pumpenradaustritt (in Strömungsrichtung) bis zum Turbinenradeintritt sehr groß ist, so daß das Anschließen einer Meßleitung zur Ermittlung des Druckes der Arbeitsflüssigkeit auf der Austrittsseite des Pumpenrades keinerlei Schwierigkeiten bereitet. Demgegenüber müßte bei einem Wandler, dessen Turbinenradeintritt vom Pumpenradaustritt nur durch einen kleinen Spalt getrennt ist oder bei einem Wandler mit rotierenden Arbeitsraumwänden oder bei einer Strömungskupplung, die stets nur rotierende Arbeitsraumwände aufweist für das Anschließen der Meßleitung ein wesentlich höherer Aufwand getrieben werden.

Eine besonders einfache Anordnung ist dadurch erzielbar, daß wie an sich bekannt - eine Zuflußleitung zum kontinuierlichen Zuführen von Arbeitsflüssigkeit in den Arbeitsraum des Wandlers vorgesehen ist, und daß an die Zuflußleitung ein Druckbegrenzungsventil zum Konstanthalten des Flüssigkeitsdruckes in der Zuflußleitung angeschlossen ist. Da nämlich der Druck in der Zuflußleitung in guter Annäherung gleich dem Druck auf der Eintrittsseite des Pumpenrades ist, genügt es infolge der Anordnung des genannten Druckbegrenzungsventils, als Maß für das vom Wandler abgegebene Drehmoment allein den Flüssigkeitsdruck auf der Austrittsseite des Pumpenrades abzugreifen, und es erübrigt sich somit, die Differenz zwischen den Drücken beidseitig des Pumpenrades zu bilden.

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Häufig erfolgt das Zuführen der Arbeitsflüssigkeit zum Arbeitsraum des Wandlers über eine zentral durch den Wandler hindurchgeführte Hohlwelle. Dabei kann der durch das vorgenannte Druckbegrenzungsventil auf einen konstanten Wert geregelte Druck der Arbeitsflüssigkeit beim übertritt von der feststehenden Zuflußleitung auf die rotierende Hohlwelle wieder verfälscht werden. Um dem vorzubeugen, wird vorgeschlagen,' das Druckbegrenzungsventil innerhalb der Hohlwelle anzuordnen. Dieser Vorschlag ist dadurch konstruktiv sehr leicht zu verwirklichen, daß man am einen Ende der Hohlwelle eine Eintrittsöffnung und im mittleren Bereich, d.h. in der Nähe des Pumpenradeintrittes, eine Austrittsöffnung für die Arbeitsflüssigkeit vorsieht, und daß das Druckbegrenzungsventil am anderen Ende der Hohlwelle angeordnet 1st, wobei der Steuerkolben des Druckbegrenzungsventils zweckmäßigerweise achsparallel zur Hohlwelle geführt ist und eine zentrische Austrittsöffnung für die überströmende Arbeitsflüssigkeit aufweist.

Ausführungsbeispiele der Erfindung sind nachstehend anhand der Zeichnung beschrieben. Darin zeigt

Fig. 1 das Schema einer Pahrzeugantriebsanlage mit den zur Betätigung der Reibungskupplung erforderlichen Steuereinrichtungen;

Fig. 2 das Schema einer gegenüber Fig. 1 geänderten Anordnung der Steuereinrichtungen;

Fig. 5 das Schema einer gegenüber Fig. 1 abgewandelten Fahrzeugantriebsanlage mit den dazugehörigen Steuereinrichtungen;

Fig. 4 einen Teil-Längsschnitt durch die zentral durch den Wandler nach Fig. 3 hindurchgeführte Hohlwelle.

In allen Figuren sind gleiche Teile mit denselben Bezugszeichen versehen.

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ORfQfNAL INSPECTED

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Die in Fig.l dargestellte Fahrzeugantriebsanlage weist einen Motor 10 auf, dessen Abtriebswelle 11 mit einer Reibungskupplung 20 verbunden ist; dieser ist ein hydrodynamischer Drehmomentwandler 30 nachgeschaltet, dessen Abtriebswelle 31 in bekannter Weise mit den in der Zeichnung nicht sichtbaren Treibrädern des

+/
Fahrzeuges verbunden ist. Mit der Abtriebswelle 11 des Motors 10 ist noch ein Nebenantrieb 12 gekoppelt mit einer über Zahnräder 13, 14 angetriebenen Hydrostatikpumpe 15. Diese dient zur Versorgung eines in der Zeichnung nicht dargestellten Hubwerkes mit Druckflüssigkeit.

Die als Lamellenkupplung ausgebildete Reibungskupplung 20 besitzt in bekannter Weise einen Primärteil 21 und einen Sekundärteil 22. Mit dem Primärteil ist ein ringförmiger Zylinderraum verbunden, in dem sich ein ebenfalls ringförmiger üruckkolben 24 befindet zum Zusammenpressen der Reiblamellen der Kupplung entgegen der Kraft der Federn 25. Die hierfür erforderliche Druckflüssigkeit gelangt über eine Leitung 26 in den Zylinderraum 23 und von dort über eine Drossel 27 zurück in den ölsumpf.

Der Wandler 30 weist, wie üblich, ein Gehäuse 32 mit einem torusförmigen Arbeitsraum 33 auf. Das mit dem Sekundärteil 22 der Reibungskupplung 20 verbundene Pumpenrad 3^ ist von der Arbeitsflüssigkeit zentrifugal durchströmt, während das fest mit dem Gehäuse 32 verbundene Leitrad 35 im wesentlichen zentripetal durchströmt ist. Das mit der Abtriebswelle 3I verbundene Turbinenrad 36 ist im radial inneren Bereich des Arbeitdraumes 33 ^auf der Saugseite des Pumpenrades 34 angeordnet und axial durchströmt. Die Arbeitsflüssigkeit strömt dem Wandler 30 über die Leitung 37 mit der Drossel 38 zu und verlässt ihn wieder über die Drossel 39.

Zur Versorgung der Fahrzeugantriebsanlage mit Druck- und Arbeitsflüssigkeit dient eine Pumpe 40, deren mit dem Motor 10 gekuppelter Antrieb in der Zeichnung nicht dargestellt ist. Auf der Druckseite der Pumpe 40 ist ein Druckbegrenzungsventil 41 zum Einstellen

·+/ Auch ein in der Regel vorhandenes, dem Wandler 30 nachgeso'-ialtetes Wendegetriebe 1st in der Zeichnung nicht da,·, ijstelit.

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eines konstanten Flüssigkeitsdruckes vorgesehen.

Zur Steuerung des der Reibungskupplung 20 über die Leitung 26 zuzuführenden Flüssigkeitsstromes dienen ein Kupplungspedal 50, ein über das Kupplungspedal steuerbares Druckreduzlervent.il 52, ein diesem nachgeschaltetes Steuerventil 60 und ein über das Kupplungspedal 50 zu betätigendes Absperrventil 56, das in einer um das Steuerventil 60 geführten Umgehungsleitung 44 angeordnet ist.

Im entlasteten Zustand wird das Kupplungspedal 50 durch die Feder 51 in der mit ausgezogenen Linien dargestellten und mit a bezeichneten Stellung gehalten. Hierbei strömt die Druckflüssigkeit von der Pumpe 40 über die Leitung 42 und durch dao durch eine Feder 53 völlig geöffnete Druckdeduzierventil 52, sodann über die Umgehungsleitung 44 durch das geöffnete Absperrventil 56 und schließlich über die Leitung 2ό in die Reibungskupplung 20.

Wird das Kupplungspedal 50 aus der Stellung a in die mit gestrichelten Linien dargestellte Stellung b gedrückt, so wird das Absperrventil 56 geschlossen, so daß die Druckflüssigkeit nunmehr über die Leitung 43, 46 durch das steuerventil 60 fließen muß. Dieses 1st zweckmäßig als ein verstellbares Drosselventil ausgebildet, welches schon im völlig geöffneten Zustand den Flüssigkeitsstrom derart drosselt, daß auch dann, wenn das Druckreduzierventil 52 noch völlig geöffnet ist, die Reibungskupplung 20 zu rutschen beginnen kann.

Im Bereich zwischen den Stellungen b und c des Kupplungspedale^ bleibt das Absperrventil 56 stets geschlossen, und der Steuerkolben 54 des Druckreduzierventils 52 wird über die Feder 55 mehr oder weniger nach rechts gedrückt, so daß der Druck auf der Austrittsseite des Ventils 52 mehr oder weniger stark reduziert wird. Dieser Druck ist somit ein Maß für die Stellung des Kupplungspedals 50 oder, genauer gesagt, für den Abstand der jeweiligen Pedalstellung von der Stellung b. Dieser Abstand ist hier auch mit

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"Ausschlag" bezeichnet.

Dass Steuerventil 60 dient zu einer weiteren Korrektur des Flüssigkeitsdruckes j es besitzt einen Steuerkolben 64 mit einer ersten Druckfläche 6l und mit einer dieser gegenüberliegenden zweiten Druckfläche 62. Auf die erste Druckfläche βΐ drückt ein Hilfskolben 65, der beidseitig mit Druckflüssigkeit beaufschlagbar ist, und zwar auf der dem Ventil 60 zugewandten Seite über die Leitung 66 von dem auf der Eintrittsseite des Wandlerpumpenrades ~$K herrschenden Druck und a.uf der Gegenseite über die Leitung 67 von dem auf der Austrittsseite des Wandlerpumpenrades 34 herrschenden Drück. Die vom Hilfskolben 65 auf die erste Druckfläche 6l ausgeübte Kraft entspricht also der vom Pumpenrad 3^ in der Arbeiteflüssigkeit des Wandlers 30 erzeugten Druckdifferenz und somit dem vom Wandler über die Abtriebswelle 31 abgegebenen Drehmoment. Auf die zweite Druckfläche 62 des Steuerkolbens 64 wirkt über die Steuerleitung 45 der obengenannte, auf der Austrittsseite des Druckreduzierventils 52 herrschende und den jeweiligen Auesohlag des Kupplungspedals 50 repräsentierende Flüssigkeitsdruck. Außerdem kann hier noch eine Ausgleichsfeder 63 angreifen.

Die Wirkungsweise des Steuerventils entspricht somit derjenigen einer Regeleinrichtung» Die Meßgröße ist die auf die erste Druckfläche 6l und die Sollgröße die auf die zweite Druckfläche 62 ausgeübte Kraft. Durch das Gegeneinanderwlrken der beiden Kräfte werden diese miteinander verglichen, wobei ein Abweichen der Meßgröße von der Sollgröße ein entsprechendes Verschieben des Steuerkolbens 64 bewirkt. Wird der Gleichgewichtszustand z.B. dadurch gestört, daß sich die Motordrehzahl und damit das an der Welle 31 abgegebene Drehmoment erhöht, so steigt die auf die erste Druokfläche 6l wirkende Kraft an und bewirkt ein Verschieben des Steuerkolbens 64 nach links, d.h. in Richtung "Schließen" des Steuerventils 60. Dadurch verringert sich der Druck im Zylinderraum 23 der Reibungskupplung 20 und somit das übertragbare Drehmoment solange, bis am Steuerkolben 64 wieder Gleichgewicht herrscht, d.h.

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solange, bis das von der Abtriebswelle 31 abgegebene Drehmoment wieder der durch den jeweiligen Ausschlag des Kupplungspedals vorgegebenen Sollgröße entspricht.

Bei sehr hohen Motordrehzahlen und bei einem sehr kleinen zu übertragenden Drehmoment kann der Fall eintreten, daß der Zylinderraum 23 der Reibungskupplung 20 nur noch teilweise (im äußeren Bereich) mit Druckflüssigkeit gefüllt ist, und daß demzufolge der Druck in den Leitungen 26 und 46 auf Atmosphärendruck oder sogar darunter absinkt. In diesem Falle findet also im Steuerventil bei Regelvorgängen nicht mehr ein Verstellen des Druckes der Druckflüssigkeit, sondern nur noch ein Verstellen der Durchflußmenge statt. Für diesen Fall ist es zweckmäßig, das Ventil 52 als ⁺/

In Figur 2 ist eine gegenüber Figur 1 geänderte Anordnung der Steuereinrichtungen gezeigt. Die Fahrzeugantriebsanlage selbst (Motor 10, Reibungskupplung 20, Wandler ^O) ist die gleiche wie diejenige in Figur 1; sie ist deshalb in Figur 2 nicht dargestellt. Der wesentliche Unterschied gegenüber der Anordnung nach Figur 1 besteht darin, daß die auf die beiden Druckflächen I61 und 162 des Steuerkolbens 164 des Steuerventils I60 wirkenden Kräfte im umgekehrten . Sinne von der Meßgröße bzw. von der Sollgröße abhängen. Während in Figur 1 die auf die erste Druckfläche 6l wirkende Kraft bei zunehmender vom Pumpenrad ^4 erzeugter Druckdifferenz zunimmt, ist die Anordnung in Figur·2 derart getroffen, daß.die auf die erste Druckfläche I6I wirkende Kraft bei zunehmender Druckdifferenz abnimmt. Dies wird dadurch erreicht, daß der Hilfskolben 65 auf ein Druckreduzierventil I52 wirkt, und zwar in Richtung "Schließen". Somit wird ein über die Leitung IO8 zugeführter Steuerdruck entsprechend dem f.nwachsen der Druckdifferenz reduziert. Der in dieser Welse das von der Abtriebswelle 31 abgegebene Drehmoment repräsentierende Steuerdruck gelangt über die Leitung I09 auf die genannte erste Druckfläche Ιοί des Steuerventils I6.0. Während außerdem in Figur 1 die auf die zweite Druckfläche 62 des Steuerventils 60

+/ Druckregelventil auszubilden (Steuerleitung 59)* damit (bei gleichbleibendem Pedalauaschlag) der Druck auf der Eintrittsseite des Steuerventils 60 konstant gehalten wird.

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wirkende Kraft bei zunehmendem Ausschlag des Kupplungspedals 50 abnimmt, ist die Anordnung in Figur 2 derart getroffen, daß die auf die zweite Druckfläche I62 wirkende Kraft bei zunehmendem Pedalausschlag zunimmt. Dies wird dadurch erreicht, daß das Kupplungspedal 30 über die Feder 155 direkt auf den Steuerkolben 164 einwirkt.

Die mit dieser Anordnung erzielte Wirkung ist die gleiche wie beim Ausführungsbeispiel gemäß Figur Ij Ist z.B. das von der Abtriebsweile ^l abgegebene Drehmoment höher als durch das Kupplungspedal 50 vorgegeben , so wird der Kolben des Druckreduzierventils 152 in"Richtung Schließen" verschoben, wodurch sich die auf die erste Jruckfläche lol des Steuerventils 160 wirkende Kraft

(1.64)

verringert. Demzufolge wird der Steuerkolben/ebenfalls in Richtung "Schließen", d.h. nach rechts, verschoben, wodurch sich der Druck und/oder die Durch!lußmenge in der zur Reibungskupplung 20 führenden Leitung 26 verringert, und zwar solange, bis am Steuerkolben 104 wieder Gleichgewichtszustand herrscht.

Bei der in B'igur j5 dargestellten Fahrzeugantriebsanlage, die sich gegenüber derjenigen nach Figur 1 nur in wenigen Details unterscheidet, ist die Abtriebswelle IjU als Hohlwelle ausgebildet. Die Arbeitsflüssigkeit wird dem Wandler 30 über diese Hohlwelle zugeführt. Die Zuführleitung IJf ist an das eine Ende der Hohlwelle 131 angeschlossen. Im Bereich der Eintrittsseite des Pumpenrades 34 des Wandlers 30 weist die -Hohlwelle IjJl eine radiale Öffnung auf zum Übertritt der Arbeitsflüssigkeit aus der Hohlwelle in den Wandlerarbeitsraum 33. Am anderen ;inde der Hohlwelle 1J51 ist ein Druckbegrenzungsventil 70 vorgesehen (siehe auch Fig.4), das den Flüssigkeitsdruck innerhalb der Hohlwelle und damit auf der Eintrittsseite deo Pumpenrades $K konstant hält. Dadurch braucht als Maß für das abgegebene Drehmoment nur noch der auf der Pumpenaustrittsoeite herrschende Druck abgegriffen zu werden (Leitung I67). jjs entfallen die Leitung öd und der Hilfskolben o5, die bei der Ausführung gemäi3 Figur 1 noch erforderlich sind. Die Leitung I67

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kann somit direkt auf die erste Druckfläche 6l des oteuerkolbens 60 geführt werden. Eine besondere einfache Anordnung kann hierbei dadurch erzielt werden, daß man das Steuerventil OO direkt an das Wandlergehäuse 32 anbaut). Auch die anderen Ventile 52 und 56 können in unmittelbarer Nachbarschaft des Steuerventils. 60 am Wandlergehäuse 32 angeordnet werden.

Ein weiterer Unterschied zwischen den Ausführungen nach Figur 1 und 3 besteht darin, daß in Figur 3 das von der Reibungskupplung 20 abgegebene Drehmoment in an sich bekannter Weise durch ein Planetengetriebe 80 auf 2 Kraftwege aufgeteilt wird, nämlich einerseits auf einen über den Wandler 30 führenden hydrodynamischen Kraftweg und andererseits auf einen über die Hohlwelle 13I führenden rein mechanischen Kraftweg. Durch ein Sammelgetriebe 85 werden die beiden Kraftwege wieder vereinigt.

Das abtrlebseitige Ende der Hohlwelle 13I mit dem darin eingebauten Druckbegrenzungsventil 70 ist in Figur 4 im Längsschnitt dargestellt. An die zentrische, durch die gesamte Welle hindurchgeführte Bohrung 71 schließt sich ein als Zylinder 72 ausgebildeter Hohlraum an, In dem ein Kolben 73 hin- und herbewegbar angeordnet ist. Durch eine Feder 74 wird der Kolben 73 gegen die radiale Übergangsfläche 78 zwischen Bohrung 71 und Zylinder angedrückt und dadurch das Innere der Hohlwelle nach außen abgeschlossen. Unweit der Übergangsfläche 78 ist im Zylinder 72 eine Ringnut 75 vorgesehen, die mit einer im Kolben 73 eingearbeiteten Querbohrung Jo und einer daran anschließenden nach außen mündenden Längsbohrung 77 in Verbindung steht. Beim Überschreiten des Flüssigkeitsdruckes im Innern der Hohlwelle I31 weicht der Kolben 73 in an sich bekannter Weise entgegen 'der Vorspannkraft der Feder 74 aus; dadurch strömt Arbeitsflüssigkeit aus dem Inneren der Hohlwelle nach außen, bis der Druck den gewünschten Wert erreicht hat.

Allen Ausführungsbeispielen nach Fig.1 bis 3 gemeinsam ist der symbolisch dargestellte Anschlag 57, durch den die .!teilung c

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des Kupplungspedale bestimmt wird. Diener Anschlag 57 wird zweckmäßig verstellbar ausgebildet, z.B. mittels eines Gewindes; dadurch kann day kleinste von der Abtriebswelle J51 abgegebene Drehmoment auf einen beliebigen Wert festgelegt werden.

Heidenheim, den 25.Juni 1971
Üh/MRö/Rä

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Claims

21321U ap/A 3090 Voith Getriebe KG Kennwort: "Hubstapler-Inchen" Heidenheim (Brenz) Patentansprüche

1. Fahrzeugantriebsanlage mit einer durch ein Druckmedium betätigten Reibungskupplung und mit einer der Zuführleitung für das Druckmedium zugeordneten Steuereinrichtung zum Verstellen des Druckes und/oder der Durchflußmenge des Druckmediums in Abhängigkeit von der Stellung eines Bedienungshebels, z.B.

eines Kupplungspedals, ferner mit einem der Reibungskupplung " nachgeschalteten, ein Pumpen- und ein Turbinenrad aufweisenden hydrodynamischen Getriebe, dadurch gekennzeichnet, daß die genannte Steuereinrichtung als eine an sich bekannte Regeleinrichtung (60, 160) zum Konstanthalten des von der Fahrzeugantriebsanlage abgegebenen Drehmomentes ausgebildet ist, und daß als die der Regeleinrichtung zuzuführende Meßgröße die vom Pumpenrad (j54) des hydrodynamischen Getriebes (JO) in der Arbeitsflüssigkeit erzeugte Druckdifferenz oder eine von dieser Druckdifferenz-abhängige Größe benutzt ist.

2. Antriebsanlage nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die genannte Regeleinrichtung als ein in der Zuführleitung für das Druckmedium angeordnetes Steuerventil (60, I60) ausgebildet ist mit einem Steuerkolben (64, 164), der eine erste, in Richtung "öffnen" der Reibungskupplung (20) wirkende Druckfläche (61, 161) und eine zweite in Richtung "Schließen" der Reibungskupplung (20) wirkende Druckfläche (62, l62) aufweist, wobei die erste Druckfläche (61, I6I) durch eine Kraft beaufschlagbar ist, die mit der genannten Druckdifferenz (Meßgröße) zunimmt, und wobei die zweite Druckfläche (62, l62) durch eine Kraft beaufschlagbar ist, die bei zunehmendem Ausschlag des Bedienungshebels (50) (d.h. mit abnehmender Sollgröße) abnimmt.

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3· Antriebsanlage nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß - wie an sich bekannt - in der Zuführleitung (26) für das Druckmedium ein durch den Bedienungshebel (50) verstellbares Druckreduzierventil (52) vorgesehen ist, daß dem Druckreduzierventil (52) das genannte Steuerventil (βθ) nachgeschaltet ist, und dafi im Steuerventil (60) die auf die genannte/Druckfläche (62) wirkende Kraft durch den auf der Austrittsseite des Druckreduzierventils (52) herrschenden Druck aufgebracht wird.

4. Antriebsanlage nach Anspruch 2 oder 3* dadurch gekennzeichnet, daß eine um das Steuerventil (60) geführte Umgehungsleitung (44) vorgesehen ist, in der ein Auf-Zu-Ventil (56) angeordnet ist, welches bei entlastetem Bedienungshebel (50) geöffnet und bei Hebelausschlägen oberhalb etwa 15 bis 35 % des vollen Hebelausschlages geschlossen ist.

5· Antriebsanlage nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß - wie an sich bekannt - das hydrodynamische Getriebe als Drehmomentwandler (30) ausgebildet ist, bei dem - in Strömungsrichtung der Arbeitsflüssigkeit - dem Pumpenrad (3*0 das Leitrad (35) und diesem das Turbinenrad (36) nachgeschaltet ist.

6. Antriebsanlage nach Anspruch 5* dadurch gekennzeichnet, daß wie an sich bekannt - eine Zuflußleitung (137) zum kontinuierlichen Zuführen von ArbeitsflUssigkeit in den Arbeitsraum (33) des Wandlers (30) vorgesehen ist, und daß an die Zuflußleitung (137.) ein Druckbegrenzungsventil (70) zum Konstanthalten des Flüssigkeitsdruckes in der Zuflußleitung (137) angeschlossen ist.

7. Antriebsanlage nach Anspruch 6, mit einer zentral durch den Drehmomentwandler (3Ö) hindurchgeführten Hohlwelle (131)» dadurch gekennzeichnet, daß das Druckbegrenzungsventil (70) innerhalb der Hohlwelle (131) angeordnet ist.

Heldenheim, den 25. Juni 1971-

Sh/MRö 209 ') 83/0163