DE29715289U1 - Stufenloses Getriebe, insbesondere mit hydrostatischer Leistungsverzweigung - Google Patents
Stufenloses Getriebe, insbesondere mit hydrostatischer LeistungsverzweigungInfo
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Description
23.08.97
DE 122 G 31
DE 122 G 31
Die Erfindung bezieht sich auf ein stufenloses Getriebe, bevorzugt ein
Leistungsverzweigungsgetriebe mit hydrostatischem oder mechanischem stufenlosem Wandler und
dessen Steuer- und Kegeleinrichtung nach dem Oberbegriff des Anspruches 1 und weiterer
unabhängiger Ansprüche. Das Getriebe ist verschiedenartig ausführbar und erlaubt
unterschiedliche Fahrstrategien bzw. Fahrprogramme, die bedienungsfreundlich einstellbar bzw.
abrufbar sind. Desweiteren ist eine Wandlerüberbrückung an mehreren Übersetzungspunkten
schaltbar und höchstmögliche Bremswirkung über den stufenlosen hydrostatischen Wandler
ausnutzbar und komfortabel steuerbar. Zur Schaltoptimierung von Bereichsschaltungen,
Festpunktschaltungen zur Wandler-Überbrückung u.a. ist eine gezielte Verstellkorrektur des
stufenlosen Wandlers vorgesehen.
Ähnliche Teil-Einrichtungen sind bereits bekannt. Sie erfordern jedoch größeren Aufwand
an Kosten, Gewicht und Bauraum,
Aufgabe der Erfindung ist es, diese Nachteile, insbesondere bei stufenlosen Getrieben,
vorallem hydrostatitsch-mechanischen leistungsverzweigten Getrieben, zu beseitigen. Darüber
hinaus sollen die Vorteile des stufenlosen Getriebes auch durch Verbesserung der aus der EP-A-0280
757 bekannten Einrichtungen besser ausnutzbar sein.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die in den Hauptansprüchen aufgeführten
Merkmale gelöst. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung gehen aus den
Unteransprüchen und der Beschreibung hervor.
Die Erfindung wird an Ausführungsbeispielen anhand von Zeichnungen erläutert. Es
zeigen:
Figur 1 Schaltplan der Steuer- und Regelungseinrichtung für ein stufenloses Getriebe mit
mehreren Schaltbereichen.
Figur 2 Getriebeaufbau mit Einrichtung zur Hydrostat-Überbrückung eines stufenlosen,
insbesondere hydrostatischen Getriebes mit Leistungsverzweigung,
mit hydrostatischem oder hydrodynamischem Retarder.
mit hydrostatischem oder hydrodynamischem Retarder.
Fig. 3 bis 3h Getriebeschematas verschiedener Ausführungen stufenloser hydrostatischer
u. 3hr Leistungsverzweigungsgetriebe.
Fig. 4 bis 4g Getriebeaufbau mit hydrostatischer Bremseinrichtung (Hydrostat-Retarder)
Fig. 5 u. 6 Getriebe mit Einrichtung zur Bremsenergie-Rückgewinnung.
Fig.6a b. 6e Schalt-Wähleinrichtung
Fig. 6i, 6k, 6m Diagramm Fahrregelung
Fig. 7 u. 7a Verstell-, Drehzahl-, Drehmoment-, Druckverlauf während eines Schaltablaufes.
Figur 7b Funktionsdarstellung für Festpunktschaltung KB
Figur 8 Schaltplan
Figur 8a Funktionsdarstellung für Anfahr-Automatik
Figur 8ab Diagramm für Wendebetrieb
Figur 1 stellt den Grund-Schaltplan eines stufenlosen, insbesondere hydrostatischen
Leistungsverzweigungsgetriebes mit mehreren Schaltbereichen dar. Ein Getriebe-Schema eines
derartigen Getriebes ist in Figur 3 aufgezeigt.
Wie aus Figur 1 ersichtlich, ist die Getriebeverstellung über ein aus zwei oder mehreren
Betriebssignalen, insbesondere Motordrehzahl-Signal b und Gaspedalsignal oder Motor-Regelsignal
a bzw. Drosselklappenwinkel DW resultierendes Signal c oder/und über eine sogenannte EP-Verstellung, gemäß Figur 8, mit zwei Eingangssignalen Cl und C2 zur Verstellung
des Hydrostatgetriebes möglich. Cl und C2 sind elektrische Größen, die auf einer elektrischen
Verstellung mit Proportionalmagnet wirken und in proportionaler Abhängigkeit zur Verstellgröße
des Hydrostaten stehen.
Das Gaspedalsignal a kann ein Drosselklappen-Verstellsignal sein oder auch als Motor-Regelsignal
k, das über das Steuergerät 5 mit dem Motor verbunden ist, dienen, wobei das Signal k
mit dem Gaspedalsignal identisch ist oder eine modulierte Größe, in Abhängigkeit zu bestimmten
Betriebsparametern, darstellt. Das Gaspedal ist somit bevorzugt als Fahrpedal zu verstehen.
Die Erfindung betrifft desweiteren ein Kraftfahrzeuggetriebe, insbesondere mit
Leistungsverzweigung, das aus einem stufenlosen Wandler 4c, gemäß Figur 2; 3; 3,1; 4; 5,
bevorzugt einem hydrostatischen Wandler, der aus einer ersten und einer zweiten Hydrostateinheit
besteht, wobei beide Einheiten bevorzugt eine gemeinsame Baueinheit bilden und Antrieb oder/und
3 Abtrieb des stufenlosen Wandlers 4c, je nach Ausführungsform, über Direktantrieb oder über
zwischengeschaltete Triebräder erfolgt. Die Leistung wird eingangsseitig aufgeteilt in zwei
Leistungszweige, wobei ein Leistungszweig über den stufenlosen Wandler fließt und vor dem
Getriebeausgang wieder gegebenenfalls in einem Summierungsgetriebe 5c mit dem anderen
Leistungszweig aufsummiert wird. Leistungsverzweigungsgetriebe bestehen aus einem oder
mehreren Schaltbereichen. Die Schaltung von einem in den anderen Bereich erfolgt vorzugsweise
an jeweils einem End-Verstellpunkt des Hydrostaten, wobei innerhalb der Schaltphase die
Verstellgröße, mit Ausnahme eventueller geringfügiger Verstellkorrekturen, unverändert bleibt. So
wird zum Beispiel bei einem 4-Bereichsgetriebe, wie in Figur 2a; 3 und 3.1 dargestellt, der
Hydrostat über den gesamten Übersetzungsbereich viermal von einem Verstellmaximum zum
anderen Verstellmaximum durchfahren. Bei diesem Getriebe nach Fig. 3 ist im Anfahrzustand bei
geschlossenen Kupplungen K5 und KV und nach Schließen der Kupplung 1 der Hydrostat auf seine
maximale negative Verstellgröße eingestellt. Zum Anfahren wird nun der Hydrostat
zurückgeschwenkt auf "Null" und darüber hinaus bis zu seinem anderen Verstellende, positives
Verstellmaximum, wo am Ende des ersten und zu Beginn des zweiten Schaltbereiches bei
Synchronlauf aller Kupplungsglieder der zweite Bereich durch Schließen der Kupplung K2 und
Öffnen der Kupplung Kl der zweite Bereich geschaltet ist. Nun wird der Hydrostat wieder
zurückgeregelt innerhalb des zweiten Schaltbereiches bis auf "Null" und darüber hinaus bis zu
seinem negativen Verstellmaximum, um den dritten Schaltbereich durch Schließen der Kupplung
K3 und Öffnen der Kupplung KV zu schalten. Der dritte Bereich wird nun wiederum durch
Rückregelung des Hydrostaten durch "Null" und weiter bis zu seinem positiven Verstellmaximum,
wo am Ende des dritten Schaltbereiches nun bei Synchronlauf die Kupplung K4 und Öffnen der
Kupplungen KV und K3 der vierte Bereich geschaltet wird. Durch Rückregelung des Hydrostaten
bis zum entgegengesetzten Verstellmaximum, entsprechend negativem Verstellende, des
Hydrostaten wird der Hydrostat zum letzten mal voll durchfahren bis Erreichen des
Übersetzungsendpunktes des Getriebes. Der mechanische Leistungsanteil wird bei diesem Getriebe
über Stirnradstufen 26c und der hydrostatische Leistungsanteil über die Zahnradstufe 10b, den
hydrostatischen Wandler 4c und den Triebstrang 7c mit Zahnradstufe 228 auf das Summierungsgetriebe 5c geleitet. Das Summierungsgetriebe ist hier als mehrwelliges
Planetengetriebe Pl ausgebildet, in dem die mechanische und hydraulische Leistung aufsummiert
wird. Im ersten und im zweiten Schaltbereich fließt die mechanische und hydraulische Leistung
über den zweiten Planetentrieb P2 bei geschlossener Kupplung KV. Für den Rückwärtsbereich
wird der erste und der zweite Schaltbereich durch Schließen der Kupplung KE ermöglicht, indem
die Drehrichtung im Planetentrieb P2 umgekehrt wird.
Das jeweils erwähnte Verstellmaximum des Hydrostaten definiert den Punkt, an dem die
Schaltung in den nächsten Fahrbereich erfolgt, der nicht unbedingt das Verstellende des
Hydrostaten sein muß, sondern auch etwas davor liegen kann, um zum Beispiel lastabhängigen
Schlupf des Hydrostatgetriebes ausgleichen zu können. Auch ist unter Synchronlauf der zu
schließenden Kupplungselemente nicht absoluter Synchronlauf sondern der Synchronlaufbereich
definiert, der auch gewollte oder nicht gewollte Synchronlauffehler beinhalten kann, die durch die
Schalt- bzw. Bereichskupplungen überbrückt bzw. noch aufgenommen werden können.
Die Getriebe-Ausführungen gem. Fig. 2a und 3.1 sind funktionsgleich mit der
beschriebenen Getriebe-Ausführung gem. Fig. 3. Sie unterscheiden sich im wesentlichen darin, daß
das jeweilige Summierungsplanetengetriebe bei Ausführung Fig. 2a und 3.1 koaxial zur
Antriebswelle Ic angeordnet ist, weshalb ein zusätzlicher Planetensatz im Summierungsplanetengetriebe
vorgeschaltet ist. Bei Ausführung gem. Fig. 2a liegt auch die Abtriebswelle 2c koaxial zur
Antriebswelle, während bei Ausführung gem. Fig. 3.1 die Abtriebswelle 2c achsversetzt zur
Antriebswelle Ic mittels einer Stirnradstufe 2d' liegt. Bei Ausführung gem. Fig. 3.1 kann eine
Zwischenwelle (73cl ,wie bei Fig. 2a erforderlich) für den Antrieb der ersten Hydrostateinheit A
entfallen und statt dessen die Antriebswelle Ic durch das Getriebe geführt werden, wobei am
Getriebeausgang über einen Stirnradtrieb 10b' die Verbindung zwischen Antriebswelle und der
ersten Hydrostateinheit A hergestellt werden kann. Auf diese Weise kann gem. Ausführung Fig.
3.1 ein PTO- oder Zapfwellenanschluß 2e , z.B. für den Traktor, in vorteilhafter koaxialer Lage zur
Antriebswelle Ic verwirklicht werden. Ein weiterer Unterschied bei Ausführung Fig. 3.1 zur
Ausführung Fig. 2a liegt darin, daß die dritte Ausgangswelle A3 keine Innen- sondern eine
Außenwelle darstellt und über den Kupplungen Kl und K2 liegt. Bei dieser Ausführungsform wird
innerhalb dem dritten Schaltbereich durch Schließen der Kupplung K3 eine Triebverbindung über
die Stegwelle von P3 bei bereits geschlossener Kupplung K4 und einer Stirnradstufe 2d' zur
Abtriebswelle 2c hergestellt.
Getriebe dieser Art sind nach DE 40 27 724, DE 41 06 746,EP 0 386 214, US 5,267,911, die
mit Bestandteil dieser Erfindung sind, näher beschrieben. Die Erfindung stellt unter anderem eine
verbesserte Ausgestaltung dieser bekannten Getriebe sowie der Erfindung gemäß DE-A 44 17 335;
5 EP 0599 263 dar. Die Beschreibung der beiden letztgenannten Druckschriften sind Teil dieser
Patentanmeldung und dienen zur näheren Erläuterung von Einzelheiten.
Zur Verbesserung des Wirkungsgrades, des Geräuschverhaltens oder/und zur Schaffung
einer wirksamen integrierten Bremsanlage sieht die Erfindung unter anderem vor, einen oder
mehrere hydrostatisch-leistungslose Betriebspunkte, insbesondere Übersetzungsfestpunkte, zu
realisieren. Zu diesem Zweck wird der Hydrostat an einem oder an mehreren Betriebspunkten, die
insbesondere in Hauptbetriebsbereichen liegen, durch entsprechend ausgebildete Einrichtungen
abgeschaltet bzw. überbrückt, um diesen in leistungslosen Zustand zu versetzen. Diese Abschaltbzw.
Überbrückungseinrichtung wird in Form einer Hydrostat-Sperreinrichtung KH oder/und
einer Bereichs-blockschaltung oder/und einer Stabilisierungseinrichtung KD mit oder ohne
Direkt-Durchtrieb ohne Hydrostatleistungsanteil realisiert.
Desweiteren ist das Getriebe mit einer Bremseinrichtung ausgestattet, die in
Wirkverbindung mit der Hydrostat-Überbrückungseinrichtung bzw. Übersetzungs-Festpunktschaltung
und dem stufenlosen Wandler 4c steht, wie teilweise in DE 44 17 135 Al
beschrieben.
In Figur 4 ist beispielhaft ein Leistungsverzweigungsgetriebe mit einem hydrostatischen
Wandler 4c und einem Summierungsgetriebe 5c dargestellt. Das Summierungsgetriebe 5c kann
auch die Funktion eines Verzweigungsgetriebes haben, weshalb nachfolgend auch die Bezeichnung
"SummierungsTVerzweigungsgetriebe" verwendet wird. Der hydrostatische Wandler besteht aus
einer ersten Hydrostateinheit A verstellbaren Volumens und einer zweiten Hydrostateinheit B
vorzugsweise konstanten Volumens. Beide Hydrostateinheiten A und B bilden vorzugsweise eine
gemeinsame Baueinheit, die direkt oder über Triebräder mit der Antriebswelle Ic und auf der
gegenüberliegenden Seite direkt über weitere Triebräder mit einem Summierungsgetriebe 5c in
Triebverbindung steht. Das Summierungsgetriebe ist vorzugsweise als Planetengetriebe
ausgebildet, dem je nach Ausführung ein weiteres Getriebe 5d, mit oder ohne Schalteinrichtungen,
z.B. für Bereichsschaltungen zum Schalten mehrerer Fahrbereiche, zugeordnet sein kann. Die
Leistung wird bei diesem Getriebe eingangsseitig aufgeteilt in einen hydrostatischen und einen
mechanischen Zweig. Der hydrostatische Leistungsanteil fließt über die Triebräder und
Zwischenglieder 227 über den stufenlosen Wandler 4c und die Triebräder auf das Summierungsgetriebe 5c. Der mechanische Zweig wird direkt oder über Zwischenglieder in das
Summierungsgetriebe 5c geleitet, indem hydraulische und mechanische Leistungsflüsse
aufsummiert werden und gemeinsam auf die Abtriebswelle 2c gelangen. Der stufenlose Wandler
bzw. das Hydrostatgetriebe 4c ist hierbei mit einer Hydrostat-Überbrückungseinrichtung als
6 Hydrostat-Sperreinrichtung in Form einer Bremse bzw. Kupplung KH ausgestattet, die dazu dient,
die Triebwelle 7c der zweiten Hydrostateinheit B festzuhalten bzw. mit dem Gehäuse 19c des
stufenlosen Wandlers oder einem feststehenden Getriebeteil zu koppeln, so daß die bei
Leistungsverzweigungsgetrieben bekannten Stützmomente über die genannte Kupplung bzw.
Bremse bevorzugt am Getriebe- oder Wandler-Gehäuse abgestützt werden, um das Hydrostatgetriebe zu entlasten bzw. dieses drehmomentfrei und druckfrei zu halten. Es ist auch
möglich, die Hydrostatwelle 7c der Hydrostateinheit B durch eine weitere, nicht dargestellte
Kupplung ganz zu trennen.
Die Hydrostat-Sperreinrichtung KH hat die Aufgabe, den stufenlosen Wandler 4c bzw. das
Hydrostatgetriebe in den hydraulisch leistungslosen Betriebszuständen bei Hydrostat-Verstellgröße
"Null" drehmoment- bzw. belastungsfrei zu halten. Dies wird, derart gelöst, daß die
Drehmomentstützkraft aus dem Summierungs/Verzweigungsgetriebe 5c bei Hydrostat-Nullstellung,
die in der Regel in der Mitte eines jeden Schaltbereiches liegt, nicht an den Hydrostatelementen sondern an einem entsprechenden zwischengeschalteten Brems- bzw.
Kupplungselement gegenüber einem feststehenden Gehäuseteil bzw. Getriebeteil abgestützt wird.
Bei Getrieben mit mehreren Schaltbereichen wird das Hydrostatgetriebe mehrmals innerhalb
seinem vollen Stellbereich durchfahren, wobei innerhalb eines jeden Schaltbereiches der
hydraulisch leistungslose Zustand bei Neutralstellung, das heißt bei Verstellgröße "Null" des
Hydrostatgetriebes , entsprechend Hydrostat-Neutralstellung, vorkommt. Dieser Betriebspunkt
liegt meistens in einem wichtigen Betriebsbereich des Fahrzeuges, bei dem ein besonders guter
Wirkungsgrad gefordert wird.
In den eingangs erwähnten Leistungsverzweigungsgetrieben nach DE-A-40 27 724, DE-A-41
06 746 und PCT/DE 89 00 586, die, wie bereits erwähnt, Bestandteil dieser Erfindung sind, wird
die Verstellcharakteristik des Hydrostatgetriebes näher beschrieben.
Um hydrostatische Verspannungen in dieser Verstell-Neutrallage des Hydrostatgetriebes zu
verhindern, ist ein Bypaßventil 114c vorgesehen, das zwischen die beiden Arbeitsdruckleitungen
der beiden Hydrostateinheiten A und B geschaltet ist. Dieses Bypaßventil ist automatisch oder auch
manuell bei geschalteter Hydrostat-Sperreinrichtung betätigbar, wodurch beide Arbeitsdruckleitungen drucklos bzw. ohne Differenzdruck sind. Die Hydrostat-Sperreinrichtung
bzw. die Kupplung/Bremse KH und das Bypaßventil werden sinnvollerweise über den selben
Steuerdruck angesteuert, wobei das Bypaßventil jedoch erst nach geschlossener Kupplung/Bremse
KH aktiviert wird, derart, daß die Druckrückmeldung nach Schließen der Kupplung KH das Signal
7 bzw. den Steuerdruck zur Aktivierung des Bypaßventiles auslöst. Die Hydrostat-Sperreinrichtung
KH ist automatisch oder manuell schaltbar, z. B. in Abhängigkeit einer definierten Verweildauer
des Getriebes bei der Hydrostat-Neutralstellung oder in dessen Nähe von z.B. maximal 8 % der
momentanen Übersetzung, wobei eine vorprogammierte Zeitgröße für diese Verweildauer, von z.B.
2 Sekunden, das entsprechende Steuersignal für die Hydrostat-Sperreinrichtung auslöst, derart,
daß eine weitgehend nahtlose kontinuierliche Anpassung der entsprechenden Übersetzung und der
Motordrehzahl an die gewünschte Geschwindigkeit erfolgt. Für manuelle Schaltung ist vorgesehen,
bevorzugt über ein optisches oder akustisches Signal dem Fahrer diesen Betriebszustand und die
Schaltmöglichkeit anzuzeigen. Das Lösen der Hydrostat-Sperre kann ebenfalls auf verschiedene Art
erfolgen, z.B. durch ein Fahr- bzw. Gaspedal-Signal, das heißt bei Veränderung der
Gaspedalstellung oder durch ein lastabhängiges Signal oder durch verschiedene Signale, die durch
veränderliche Betriebswerte bestimmt werden. Im Hinblick auf Optimierung des Kraftstoffverbrauches kann z.B. die Fahrregelung so ausgelegt werden, daß die Getriebe-Wirkungsgradlinie
und die Verbrauchsbestlinie des Motors eingespeichert und die Fahrzeugregelung in Abhängigkeit zur jeweiligen Betriebssituation entscheidet, ob der
nächstliegende Getriebeübersetzungspunkt mit Hydrostat-Neutralstellung angesteuert werden soll
oder nicht. Je nach Fahrzeugart kann ein weiterer Parameter in Abhängigkeit zum Belastungsbzw.
Geräuschverhalten des Getriebes als Entscheidungsfaktor mit eingespeichert bzw. einprogrammiert werden. Dies kann beispielsweise bei Anwendung in einem PKW sinnvoll sein.
Die Erfindung sieht desweiteren vor, den hydraulischen Leistungszweig auch an den
Übersetzungspunkten der Bereichschaltstellen auszuschalten. Das bedeutet, daß am Ende des alten
Schaltbereiches und zu Beginn des neuen Schaltbereiches die Kupplungen KB für beide Bereiche
geschlossen bleiben und der Hydrostat in dieser Verstellgröße fixiert und lastlos gesetzt wird, z. B.
durch gleichzeitiges Betätigen des obengenannten Bypaßventiles oder/und einer genauen
Ausrichtung bzw. Korrektur der Hydrostatverstellung, derart, daß die beiden hydrostatischen
Arbeitsdruckleitungen drucklos bzw. ohne Differenzdruck sind. Die Leistung wird in diesem
Schaltzustand rein mechanisch übertragen und zwar über die Kupplungen bzw. Kupplungseinrichtungen der beiden angrenzenden bzw. benachbarten Schaltbereiche. Die
Schaltsignale für diese Schaltung können mit gleichen Signalen, wie für die Hydrostat-Sperreinrichtung
KH beschrieben, verwirklicht werden. Bei einem Getriebe, z. B. mit vier Vorwärtsfahrbereichen, wie in Fig. 3 dargestellt, sind auf diese Art sieben Übersetzungs-Festpunkte
bei lastlosem Hydrostat schaltbar.
Die Erfindung sieht , wie erwähnt, für Leistungs-verzweigungsgetriebe eine
Stabilisierungseinrichtung KD bzw. Hydrostat-Überbrückungs-Einrichtung vor, die an einer oder
mehreren Übersetzungspunkten feste Übersetzungs-Einstellungen hält, an denen der
hydrostatische Leistungsfluß ausschaltbar ist zur weiteren Verbesserung des Wirkungsgrades.
Wie in Figur 4 dargestellt, ist z. B. die Abtriebswelle 2c über eine Zahnradstufe 10b mit der Antriebswelle Ic über eine Zwischenwelle 227 durch Schließen einer Kupplung KD in Triebverbindung, um nach Schließen dieser Kupplung das Hydrostatgetriebe lastlos zu setzen. Für weitere wichtige Übersetzungspunkte, denen ein hoher Betriebsanteil zukommt, können weitere, nicht dargestellte, Übersetzungsstufen mit entsprechend zugeordneter Kupplung vorgesehen werden.
Wie in Figur 4 dargestellt, ist z. B. die Abtriebswelle 2c über eine Zahnradstufe 10b mit der Antriebswelle Ic über eine Zwischenwelle 227 durch Schließen einer Kupplung KD in Triebverbindung, um nach Schließen dieser Kupplung das Hydrostatgetriebe lastlos zu setzen. Für weitere wichtige Übersetzungspunkte, denen ein hoher Betriebsanteil zukommt, können weitere, nicht dargestellte, Übersetzungsstufen mit entsprechend zugeordneter Kupplung vorgesehen werden.
Eine Ausführung gemäß Figur 3 zeigt z.B. eine Stabilisierungs- bzw. Hydrostat-Überbrückungseinrichtung,
bei der mittels einer Kupplung KD ein direkter Durchtrieb, ohne Zahneingriff bzw. Zahn-Wälzleistung, zwischen Antriebswelle Ic und Abtriebswelle 2c hergestellt
und somit der Wandler 4c und das Summierungs-Verzweigungsgetriebe 5c in lastlosen Zustand
gesetzt wird.
Die Stabilisierungseinrichtung bzw. Hydrostat-Überbrückungs-Einrichtung KD ist auch mit
zwei oder mehreren Kupplungen ausführbar, (nicht dargestellt), um den stufenlosen Wandler und
das Summierungsverzweigungsgetriebe vollständig abzukoppeln. Bei Kombination mit einem
bereits beschriebenen Bypaßventil oder/und einer entsprechenden Hydrostat-Verstelleinrichtung
mit gezielter Verstellregelung kann auf die zweite Kupplung verzichtet werden.
Bei Betriebszuständen, die konstante Übersetzungseinstellung bzw. Konstant-Fahrgeschwindigkeiten
fordern, sieht die Erfindung eine Verbesserung der Einrichtung gemäß der deutschen Offenlegungschrift DE 41 04 167, Anspruch 17 vor. Um ein häufiges Auf- und
Abschalten im Schaltbereich zweier angrenzender Bereichsschaltungen zu verhindern, dient die
beschriebene Festpunkt-Schaltung KB durch Schließen beider Bereichskupplungen, z.B. Kl und
K2, wie in Figur 7b entsprechend der Betriebsphase Ph 2 dargestellt. Abhängig von einer oder
mehreren Betriebsgrößen wird automatisch die Festpunktschaltung KB ausgelöst, wobei die
Betriebsgröße aus einem Differenzwert des Hydrostat-Verstellvolumens AV oder AnHy oder/und
ein Differenzwert für das Lastsignal &Dgr;&rgr; oder/und ein vorprogrammiertes Zeit-Differenz-Signal oder
andere Signale sein können. Die entsprechenden vorgenannten Signalgrößen können vorprogrammiert und in Abhängigkeit verschiedener Betriebswerte, wie Betriebstemperatur,
Gaspedal-Signal oder andere zusätzlich mit beeinflußt werden. Der Funktionsablauf ist derart, daß,
wie in Figur 7b dargestellt, in der Nähe des Übersetzungsfestpunktes KB bei gleichbleibender
9 Fahrgeschwindigkeit bzw. Abtriebsdrehzahl Nab eine automatische Anhebung der
Abtriebsdrehzahl nHy der zweiten Hydrostateinheit B bei gleichzeitiger entsprechender
Absenkung der Motordrehzahl nMot um den Differenzwert delta nMot erfolgt. Gemäß Figur 7b
kann z.B. in der ersten Betriebsphase PhI die erste Bereichskupplung Kl und bei
Festpunktschaltung gemäß Betriebsphase Ph2 die Kupplung Kl und K2 geschlossen sein und in
der dritten Betriebsphase Ph3 ist wiederum die Kupplung Kl geschlossen und die Kupplung K2
geöffnet. Die Differunzwerte delta nHy bzw. delta nMot für den Antriebsmotor können in
beliebiger Größe bzw. in beliebigem Verhältnis vorprogrammiert werden und je nach Fahrzeugart
unterschiedliche Größen von z.B. 5 % bis 10 % der jeweiligen Bezugsgöße betragen. Je nach
Getriebeaufbau können die Drehzahlgrößen nHy und nMot in unterschiedlicher Relation
zueinander liegen, wobei, z.B. wie in Figur 7b dargestellt, die Motordrehzahlgröße nMot kleiner
ist als die Hydrostat-Drehzahlgröße nHy oder in nicht dargestellter Relation die Drehzahlen so
zueinander üegen, daß in der Phase der Festpunktschaltung Ph2 die Motordrehzahl nMot
synchron mit der Hydrostatdrehzahl nHy.. dreht, wie dies bei den betreffenden Planetengetriebegliedern HMot und sHy des Getriebes nach Fig. 3 bei der Festpunktschaltung
K1/K2 durch Blockumlauf des Summierungsplanetengetriebes Pl der Fall wäre.
Die Schaltkupplung für die Hydrostat-Überbrückungseinrichtungen KH; KB; KD ist
verschiedenartig ausführbar und kann zum Beispiel für die Hydrostat-Sperreinrichtung KH
beliebig an einem der Zwischenglieder bzw. Triebelemente 7c zwischen der zweiten
Hydrostateinheit B und dem Summieiningsgetriebe 5c angeordnet werden. Die Kupplungen KH;
KB; KD sind bevorzugt als formschlüssige Kupplung ausgebildet wie in der PCT-Druckschrift DE-A-
87/00 324, DE-A-41 26 650 Al und in der europäischen PCT-Anmeldung DE 88/00 563, die
Mitbestandteil dieser Erfindung sind, näher beschrieben. Die Kupplung zeichnet sich insbesondere
dadurch aus, daß sie formschlüssig schaltbare Kupplungselemente mit einer Kupplungsverzahnung
mit oder ohne Abweisverzahnung besitzt und daß mittels eines auf einem Kupplungsträger
verschiebbar angeordneten hydraulisch betätigbarer Kolbens die Schaltung bei Synchronlauf bzw.
im Synchronlaufbereich auch bei gewisser Relativ-Drehzahl möglich ist. Es ist auch möglich, wie in
vorgenannten bekannten Druckschriften beschrieben, zusätzliche Synchronisiereinrichtungen
vorzusehen. Diese vorgenannte formschlüssige Kupplung hat den Vorteil, daß sie nahezu
schleppverlustfrei ist, da keine Reibelemente vorhanden sind. Es ist aber auch möglich, die
Kupplung als Reibkupplung in Form einer Konuskupplung, wie z. B. in der DE-A-41 26 650
dargestellt, zu verwenden. Auch diese Kupplung kann weitgehend schleppverlustfrei sein, da durch
den Konuseffekt die Reibfläche relativ gering ist. Auch die Anwendung einer Lamellenkupplung in
bekannter Bauweise kann unter Umständen sinnvoll gestaltet werden. Eine weitere Art einer
formschlüssigen Kupplung mit mechanischen Schaltelementen, &zgr;. &Bgr;. mittels Schaltklaue,
Schaltmuffe oder/und mit servoverstärkten Schaltelementen ist, je nach gewähltem
Getriebeaufbau, sinnvoll anwendbar. In nicht dargestellter Form ist alternativ die Kupplung KH
für die Hydrostat-Sperreinrichtung im Summierungsgetriebe 5c angeordnet. Bei Ausführung nach
Figur 2 empfiehlt es sich, die Kupplung KH auf einer mit einem Zugkraftverstärker 77c
verbundenen Welle 73c anzuordnen. Hierbei können Zugkraftverstärker 77c und Kupplung KH zu
einer gemeinsamen Baueinheit bauraum- und kostengünstig zusammengefaßt werden.
Der Hydrostat ist bei allen bereits beschriebenen Einrichtungen zur Abschaltung des
Hydrostatbetriebes über das beschriebene Bypaßventil 114c; 216 oder/und durch eine entsprechend
ausgebildete Hydro stat-Verstellregelung lastlos zu setzen.
Innerhalb der Festpunktschaltung ist das Hydrostatgetriebe auf die theoretische
Verstellungsvolumengröße Vth eingestellt bzw. eingeregelt, so daß keine Differenzölmenge
zwischen den Arbeitsdruckleitungen 206, 207 bei geöffnetem Bypaßventil ausgetauscht wird oder
ohne geschaltetem Bypaßventil 114c, 216 oder fehlendem Bypaßventil die Arbeitsdruckleitungen
206, 207 annähernd differenzdruckfrei sind. Das Hydrostat-Getriebe wird in diesem Fall auf
differenzdruckfreien Zustand eingeregelt durch verschiedene Regelmethoden, wobei eine Methode
über die jeweilige Differenzdruckgröße gesteuert wird in der Weise, daß der Differenzdruck ein
Verstell-Signal auf das Hydrostatgetriebe auslöst, so daß automatisch eine ständige Anpassung auf
zumindest annähernd differenzdruckfreien Zustand des Hydrostat-Getriebes bewirkt.
Bei einer weiteren Steuerungsvariante für die Festpunktschaltung kann gemäß der
Erfindung bei vorzugsweise geschaltetem Bypaßventil die Hydrostatverstellung sich automatisch
fortlaufend einer neuen Verstellgröße entsprechend einer Verdrängungs-volumengröße Vneu
einstellen, die in Abhängigkeit zum Antriebsdrehmoment oder entsprechend dem jeweiligen sich
ändernden Belastungszustand von Motor und Getriebe so variiert, daß bei Verlassen der
Festpunktschaltung, d.h. bei Beginn der neuen Schaltung bzw.Bereichsschaltung sofort die richtige
Verstellgröße bzw. Verdrängungsvolumengröße Vneu bereit steht, die dem drehmomentfreien
Zustand der alten Kupplung Kl; K2 bzw. Kupplung KH; KD und der günstigsten Verstellgröße
Vneu für das Öffnungssignal der entsprechenden Kupplung bei annähernd drehmomentfreiem
Zustand entspricht. Der Schaltablauf für das Verlassen der Festpunktschaltung und Schalten in
den neuen stufenlosen Schaltbereich wird bei dieser Schaltvariante erfindungsgemäß derart
vollzogen, daß mit automatischer drehmomentabhängiger ständiger Anpassung der Verstellung auf
Verstellgröße Vneu derart erfolgt, daß zunächst das Bypaßventil schließt und darauf folgend das
11 Öffnungssignal für die alte Kupplung bei drehmomentfreiem Zustand des betreffenden
Kupplungsgliedes eingeleitet wird. Bei Schließen des Bypaßventils 114c, 216 wird automatisch,
z.B. bei Schaltung aus KB in den stufenlosen Bereich das volle Drehmoment auf die neue
Kupplung Kl bzw. K2 verlagert und die alte Kupplung drehmomentfrei gesetzt bei richtigem
Vneu und geöffnet. Bei Umschaltung aus der Festpunktschaltung KH oder KD in den anschließenden stufenlosen Schaltbereich wird zuerst durch Schließen des Bypaßventils die
betreffende Kupplung KH; KD vom Drehmoment entlastet und danach geöffnet durch ein
entsprechendes Öfnungssignal. Zur Optimierung der Schaltqualität ist das Bypaßventil 114c, 216
alternativ so ausgebildet, daß ein kontinuierlicher aber trotzdem rascher Druckaufbau beim
Schließvorgang gewährleistet ist. Der kontinuierliche Druckaufbau kann verschiedenartigen
charakteristischen Verlauf haben und beispielsweise einer festen Vorgabe entsprechen durch
bekannte Mittel wie Drosseldämpfung, Dämpfungsnuten u.a. oder abhängig von einem oder
mehreren Betriebswerten, insbesondere lastabhängigen Werten, z.B. durch den Hydrostatdruck
variieren. Auch elektrisch-elektronische Ansteuerungen können sinnvoll sein für einen nahtlosen
Schaltablauf, insbesondere in Verbindung mit dem beschriebenen Hydrostat-Retarder.
Bei Ausführung der zuerst genannten Variante, bei der das Hydrostatgetriebe innerhalb der
Festpunktschaltung auf Vth gestellt bzw.eingeregelt ist, wobei ohne geschaltetem oder fehlendem
Bypaßventil die beiden Arbeitsdruckleitungen 206 und 207 annähernd differenzdruckfrei sind,
wird der Schaltablauf zum Verlassen der Festpunktschaltung KB in die stufenlose Bereichsschaltung auf die Weise vollzogen, daß zunächst das volle Drehmoment auf die neue
Kupplung Kl bzw. K2 verlagert wird, derart daß die Hydrostatverstellung zunächst in
Abhängigkeit zu dem momentanen Belastungszustand auf die neue Verstell- bzw. Verdrängungsvolumengröße Vneu eingeregelt wird, wodurch die alte Kupplung drehmomentfrei
und das Öffnungssignal erhält. Das Öffnungssignal für die alte Kupplung kann automatisch in
Abhängigkeit zu Vneu ausgelöst werden.
Mit der Definition „neue Kupplung" in der Festpunktschaltung KB ist die nach Verlassen
der Festpunktschaltung belastete Kupplung Kl oder K2 und mit „alter Kupplung" die vom
Drehmoment zu entlastende und danach zu öffnende Kupplug Kl oder K2 zu verstehen.
Innerhalb der Festpunktschaltung KB sind beide Kupplungen Kl und K2 drehmomentbelastet.
Die drehmomentabhängige, insbesondere vom Motordrehmoment oder/und Antriebsdrehmoment
abgeleitete Schaltkorrektur wird später genauer beschrieben.
12 Durch alle vorgenannten Einrichtungen zur Ausschaltung des hydrostatischen
Leistungsflusses werden die Getriebeverlust-leistungen verringert zur Verbesserung des
Wirkungsgrades.
Der Funktionsablauf der Retarder-Bremsanlage, der in der DE 44 17 335 Al näher
beschrieben ist, stellt sich wie folgt dar: Bei Bremsbetätigung wird, wie bereits beschrieben, der
nächstliegende bzw. günstigste Übersetzungs-Festpunkt durch automatische Anpassung bzw.
Anhebung der Motordrehzahl bei gleichzeitiger Übersetzungs-Rückstellung eingeregelt und
geschaltet, wobei das Hydrostat-Getriebe sich zunächst in lastlosem bzw. drucklosem Zustand
befindet. Zum Beispiel bei Übersetzungs-Festpunkt über die Bereichs-Blockschaltung KB ist in
diesem Zustand die Hydrostateinheit A in der Regel voll ausgeschwenkt, wodurch beide
Hydrostateinheiten bei gleicher Drehzahl die dementsprechende Ölmenge ohne Differenzdruck
innerhalb des Wandlergetriebes in Umlauf halten. Erst nach geschaltetem Übersetzungs-Festpunkt
und nach Verstellung der Hydrostateinheit A auf kleineres Volumen wird die Differenz-Ölmenge in
den Bremsdruckkreis 206 bzw. 207 geführt und Bremsleistung erzeugt, wenn das Druckventil 204
auf entsprechenden Druck eingestellt bzw. eingeregelt wird. Ist die Verstell-Einheit A auf
Verstellgröße "Null" geregelt, so wird die gesamte Ölmenge, welche durch die zweite
Hydrostateinheit B, die in der Regel als Konstant-Einheit ausgebildet ist, in den Brems-Arbeitsdruckkreis
206; 207 „gepumpt". Bei Weiterführung der Hydrostatverstellung durch "Null"
und darüberhinaus arbeitet die Verstell-Einheit A auch als Pumpe, wobei sie am Ende ihrer
Verstellgröße, das heißt bei vollem Verstell-Volumen, gleiche Pumpenleistung und Bremsleistung
wie die Konstant-Einheit B liefert. In diesem Zustand ist die höchste Bremsenergie bei doppelter
Pumpenleistung übertragbar, wobei beide Einheiten A und B über ihre Triebwellen 7c und 6c und
dazugehörigen Triebstränge 227, 228 über das Bremsmoment angetrieben werden. Beide
Hydrostateinheiten A und B können auch in unterschiedlicher Größe und beide als Verstell-Einheiten
ausgebildet werden, wobei die jeweiligen Bremsleistungen entsprechend ihrer Größe und
ihrer dazugeordneten Drehzahl unterschiedlich sind. Ist die zweite Hydrostateinheit B ebenfalls als
Verstell-Einheit ausgebildet, so sind weitere Variationen möglich, z.B. derart, daß beide Einheiten
gleichzeitig verstellt oder zuerst die Einheit B und dann die Einheit A, je nach den
Betriebssituationen, sinnvoll in ihren Verstellgrößen regelbar sind. Bei den eingangs erwähnten
bekannten Getriebeausführungen ist es sinnvoll, die zweite Hydrostateinheit B als Konstant-Einheit
auszubilden. Für den Betriebszustand, bei dem der Übersetzungs-Festpunkt durch die
Hydrostat-Sperreinrichtung und Schließen der Kupplung KH fixiert wird, ist eine Bremsenergie-Übertragung
nur über die erste Hydrostateinheit A möglich, die über den entsprechenden
Triebstrang 227 angetrieben wird. In den meisten Betriebssituationen ist dies ausreichend. Für den
Fall einer höheren Bremsenergie-Forderung kann diese Kupplung KH geöffnet und sehr schnell
durch automatisches Zusammenspiel der Regelungs-Einrichtung ein anderer Übersetzungs-Festpunkt
angesteuert werden. Die Erfindung sieht hierfür zur Erzielung eines kontinuierlichen
Bremsüberganges ein automatisches kurzzeitiges Zuschalten der Betriebsbremse vor, so daß ein
weiches ruckfreies Bremsverhalten über den gesamten Übersetzungsbereich gewährleistet ist. Wird
zum Beispiel ein Wechsel von einem Übersetzungs-Festpunkt KH zum Übersetzungs-Festpunkt KB
innerhalb der Bremsphase vollzogen, so wird bei gleichzeitiger Anhebung der Motordrehzahl
zunächst über die automatische Bremsregelung bzw. das elektronische Bremssystem (EBS) die
Betriebsbremse dazugeschaltet, so daß ein weitgehend lastloser Zustand im Hydrostatgetriebe bei
gleichzeitiger automatischer Verstelländerung der Hydro stateinheit A vollzogen wird.
Entsprechend der automatischen Bremsenergie-Abnahme über das Hydrostatgetriebe nimmt
kontinuierlich die Bremswirkung der Betriebsbremse BB zu. Zur Findung des vorgenannten
Übersetzungs-Festpunktes KB durch Ansteuerung der entsprechenden Bereichs-Blockschaltung
wird nun das Hydrostatgetriebe in die entsprechende Endstellung bzw. Endverstellgröße bei
gleichzeitiger, entsprechender Motordrehzahlanpassung gebracht, wonach sofort nach Abschluß der
Schaltung des genannten Übersetzungs-Festpunktes die Betriebsbremse bei gleichzeitiger
Übernahme der hydrostatischen Bremsleistung durch Verstellung des Hydrostatgetriebes die
Betriebsbremse kontinuierlich entlastet wird. Dieser Funktionsablauf kann nach vorgegebenem
Programm im EBS durch entsprechende Rechenprozesse und Verarbeitung der Signalgrößen aus
mehreren Betriebsgrößen wie Bremsdrucksignal, Hydrostat-Drucksignal, Verstellsignal des
Hydrostatgetriebes oder/und Motordrehzahlsignal oder/und weiteren Signalen verwirklicht werden.
Bei einer anderen Bremssituation, bei der entsprechend dem Fahrerwunsch bei einer Talfahrt die
Fahrgeschwindigkeit innerhalb dem Hydrostat-Bremsbetrieb schneller werden soll, erfolgt oben
beschriebener Funktionsablauf in umgekehrter Weise, das heißt daß die Getriebe-Übersetzung l/i
beim Wechsel von einem zum anderen Übersetzungsfestpunkt größer wird und innerhalb der
Umschaltphase die Motordrehzahl gesenkt wird. Dies gilt auch bei gleichbleibender
Geschwindigkeit, wenn aufgrund des Fahrbahnprofils bzw. geringer werdendem Gefälle weniger
Bremsleistung gefordert wird und auch aus diesem Grund die Motordrehzahl abgesenkt werden
kann, z.B. von Drehzahlpunkt PH4 auf Drehzahlpunkt PB4 wie in Fig. 2b bei einer beispielhaften
Fahrgeschwindigkeit von 80 km/h dargestellt ist. In Fig. 2b ist beispielsweise für einen
Bremsbetrieb bei 80 km/h das Motordrehzahlverhalten bei verschiedenen Bremssituationen
dargestellt. Bei Fahrt auf der Ebene, z. B. bei 80 km/h, liegt der Drehzahlpunkt des Motors PB4
bezogen auf ein Anwendungsbeispiel für einen Omnibus bei einer Drehzahl von ca. 1270 UPM. Bei
Übergang in ein Gefälle bei gleicher Geschwindigkeit wird die Motordrehzahl angehoben, z. B. auf
den Drehzahlpunkt PH4 bei gleichzeitiger stufenloser Übersetzungsanpassung, die in diesem Punkt
dem Übersetzungsfestpunkt KH bei l/i = 1,427 und einer Motordrehzahl von ca. 1650 entspricht.
Nun erfolgt die Festpunktschaltung durch Schließen der entsprechenden Kupplung KH (siehe dazu
Fig. 3), wodurch die Hydrostatwelle .7c und die entsprechende Eingangswelle E2 des
Summierungsplanetengetriebes festgehalten wird, um eine rein-mechanische Verbindung von der
Antriebswelle über das Summierungsplanetengetriebe 5e zur Antriebswelle 2c herzustellen und
durch nachfolgende Hydrostat-Verstellung hydrostatische Bremsleistung wirksam werden zu
lassen. Für eine extreme Bremsleistungsforderung bei entsprechendem Gefalle und
gleichbleibender Fahrgeschwindigkeit von 80 km/h wäre es möglich, auch den Motordrehzahlpunkt
P4 anzusteuern und einzuschalten, was dem Übersetzungsfestpunkt KB an der Bereichsgrenze
PB3/4 entspricht. Die Bremsregelung BR bzw. das BRS ist hier vorzugsweise so programmiert,
daß dieser Betriebspunkt gemieden wird, derart daß eine automatische Geschwindigkeitssverringerung von 80 auf z.B. 68 km/h wirksam wird, um überhöhte
Motordrehzahlen, insbesondere aus akustischen Gründen und zu hohe Öltemperaturen und
übermäßige Beanspruchung der Bauelemente zu vermeiden. Bei Geschwindigkeitsverringerung
von 80 auf z.B. 68 km/h kann die Festpunktschaltung KB bei einer Maximaldrehzahl von 2000
UPM aktiviert werden. Der gleiche, zuvor beschriebene Funktionablauf kann auch in umgekehrter
Reihenfolge und Funktionsweise, wie oben bereits erwähnt, bei Übergang in die flachere
Fahrbahnebene ablaufen.
Die hydrostatische Bremseinrichtung BH besteht neben dem hydrostatischen Wandler 4c
aus einem ersten Rückschlag-Ventil 209, über welches der Ölstrom der jeweiligen Hochdruckleitung 206 bzw. 207 auf ein Schaltventil 203 und ein nachgeordnetes Druck-Regelventil
204 geleitet wird. Das Schaltventil 203 wird über ein Öffnungssignal 214 zur Freigabe der
hydrostatischen Bremsfunktion geschaltet, wodurch der Zufluß zum Brems-Druckregelventil 204
freigegeben wird. Das Druckregel-Ventil 204 wird über ein variables Regelsignal 215 angesteuert,
das in Abhängigkeit zur Größe der hydrostatischen Bremskraft steht und den Hydrostat-Druck
bestimmt. Der Wärmetauscher 205 ist dem Druckregelventil 204 nachgeordnet, der über eine
entsprechende Leitung 217 das aus dem Druckregelventil fließende erwärmte Öl aufnimmt und die
gekühlte Flüssigkeit über eine weitere Leitung 213 und ein entsprechendes Rückschlagventil 210
wieder in den Arbeitsdruck-Kreislauf der Bremsanlage einführt.
Die Bremsregelung RB sieht verschiedene Regelungsstrategien vor, die alterntiv installierbar
oder beliebig vorwählbar sind. Wie in Figur 4a bis 4e und in Funktionsschema Fig. 4f dargestellt,
kann der Hydrostat-Bremsanteil FBH nach Belieben dazugeschaltet werden, um die Betriebsbremskraft FBB beliebig zu senken. Figur 4a zeigt den Bremskraftverlauf bei einem
Bremsbetrieb, bei dem während der Bremsphase die hydrostatische Bremse mit der Bremskraft
FBH dazugeschaltet wird und entsprechend dieser Bremskraft die Betriebsbremskraft FBB
verkleinert wird. Die Bremskraft der Betriebsbremse kann, je nach Auslegung der Bremsregelung
bis auf Null abgesenkt werden, so daß, insbesondere für Dauerbremsbetrieb, die Betriebsbremse
BB vollständig entlastbar ist. Die Zuschaltung der Hydrostatbremse (BH = Hydrostat-Retarder)
kann manuell oder automatisch erfolgen. Die automatische Retarder-Zuschaltung erfolgt gemäß der
Erfindung nach einem vorprogrammierten Zeitparameter, der einen kontinuierlichen Verlauf der
hydrostatischen Bremskraft FBH ermöglicht, wobei die Gesamt-Bremskraft FB abhängig von
der Betätigungskraft weitgehend unverändert bleibt. Um die notwendige Sicherheit und
funktioneile Unabhängigkeit der Betriebsbremse BB gegenüber der hydrostatischen Retarder-Bremse
BH zu erhalten, ist für die Retarder-Bremse BH eine ständige Abhängigkeit von der
Betriebsbremse BB und den Betriebsbremssignalen SBB vorgegeben. Dazu beruht die Bremsregelung RB oder das EBS z.B. auf einem Regelungsverfahren, das beinhaltet, daß bei
zugeschaltetem Hydrostat-Retarder ein Rückmelde-Signal SBH eine automatische angepaßte
Rücknahme des Ansteuer-Signals SBB für die Betriebsbremse BB bewirkt. Ein Ausführungsbeispiel sieht vor, daß über ein entsprechendes, nicht dargestelltes Regelventil oder
eine vergleichbare, nicht dargestellte elektronische, mechanische, hydraulische oder andere
geeignete Einrichtung, bei der zwei Signal-Größen, nämlich die aus der Betätigungskraft oder aus
einer Einstellgröße resultierende Signal-Größe und die aus der Hydrostat-Bremse BH
resultierende Signal-Größe SBH so zusammenwirken, daß das Ansteuer-Signal SBB für die
Betriebsbremse entsprechend der Hydrostat-Signalgröße SBH verringert oder gar auf Null
gesetzt wird. Über das Ansteuersignal SHY wird der Hydrostat-Retarder BH angesteuert. Bei
einem plötzlichen Ausfall des zugeschalteten Hydrostat-Retarders BH , z.B. durch Ölleitungsbruch
u.a. und damit verbundenen Abfall des Hydrostat-Druckes oder bei Auslösung sonstiger
Fehlermeldung aus den Sicherheitseinrichtungen würde im gleichen zeitlichen Verhältnis zum
Hydrostat-Bremsabfall eine Zunahme der Signalgröße SBB oder anderer entsprechender
Einflußgrößen eine damit verbundene Zunahme der Bremskraft .FBB der Betriebsbremse BB
erfolgen, so daß die Gesamtbremskraft weitgehend unverändert bleibt. Die Betätigungskraft oder
auch der Betätigungsweg des Bremspedals oder gegebenenfalls die vorgewählte Einstellgröße, z.B.
durch eine Handbetätigung oder dem Tempomat wirkt, je nach Ausführungsform, also primär auf
die Übertragungseinrichtung für die Betriebsbremse BB , wobei die Zuschaltung der
Retarderbremse BH gewissermaßen eine Sekundär-Funktion oder abhängige Funktion in Bezug
auf das Betriebs-Bremssignal SBB darstellt, so daß entsprechend der Retarderbremskraffc bzw. des
Retarderbremsanteils eine entsprechende Rücknahme der Betriebsbremskraft bzw. des
Betriebsbremssignals SBB bewirkt wird. Das Ansteuer-Signal für den Hydrostat-Retarder
resultiert somit bevorzugt aus Funktionen der Betriebsbremse bzw. sind eine Folgefunktion aus der
Betriebsbremsanlage, wodurch hinreichende Sicherheit entsprechend der Forderung einer
unanbhängigen Betriebsbremse gegeben ist. Das Brems-Signal bzw. Rückmelde-Signal SBH aus
dem Hydrostat-Retarder kann aus den Hydrostat-Verstellsignalen, der Hydrostat-Verstellgröße,
dem Hydrostat-Druck oder/und anderen Größen resultieren, was ein Maß für die Bremskraft FBH
aus dem Hydrostat-Ratarder BH; 4c darstellt.
Je nach Art des Fahrzeuges bzw. spezifischen Forderungen kann die Bremsanlage mit
verschiedenen Aufteilungs-Verhältnissen der Bremskräfte aus der Betriebsbremse BB oder der
Hydrostat-Retarderbremse BH gestaltet werden. Für normalen Bremsbetrieb ist es bei
bestimmten Anwendungsfällen sinnvoll, bei niedrigen und kurzzeitigen Bremsvorgängen keinen
oder nur geringen Hydrostat-Bremsanteil vorzusehen. Für langer andauernde Bremsvorgänge
kann in Abhängigkeit zur Bremszeit oder/und der Bremskraftgröße eine gezielte Zuschaltung der
Hydrostat-Retarderbremse mit sinnvoll angepaßtem Anteilsverhältnis nach verschiedenartig
ausführbaren Charakteristiken vorprogrammiert werden. Die jeweils günstigsten Werte können
abhängig von der Fahrzeugart und anderen Bedingungen experimentell ermittelt werden.
Zur Überbrückung einer Schaltphase, das heißt bei Wechsel der Festpunktschaltung von
einem Übersetzungsfestpunkt zum anderen, kann, insbesondere bei vereinfachter Ausführung, ein
optisches oder akustisches Signal, das z.B. aus zu hohem Auftouren des Antriebsmotors (Drehzahl-Signal)
resultiert, die Umschaltnotwendigkeit ankündigen, wonach z.B. auf manuellem Weg der
Bremsretarder ausgeschaltet und über die normale Betriebsbremse das Fahrzeug auf einen
anderen Übersetzungspunkt abgebremst wird. Eine komfortable Einrichtung sieht vor, daß eine
automatische Regelfunktion nach Erreichen einer vorbestimmten Motordrehzahl eine automatische
Absenkung und Rücknahme der Hydrostat-Bremskraft FBH bei gleichzeitiger Zunahme der
Betriebs-Bremskraft FBB ausgelöst wird, um die notwendige bzw. gewünschte Übersetzungsänderung des Getriebes wirksam werden zu lassen. Vorgenannter Funktionsablauf
kann auch automatisch ausgelöst werden, z.B. bei vorgewählter Konstant-Geschwindigkeit über
eine Tempomat-Einrichtung bzw. Konstant-Geschwindigkeitsregelung. Je nach Straßenprofil kann
es erforderlich sein, bei gewünschter Konstant-Geschwindigkeit, daß unterschiedliche
Übersetzungspunkte automatisch einregelbar sind, insbesonder dann, wenn jeder Bremskraft ein
unterschiedlicher Motor-Bremskraftanteil und entsprechend unterschiedliche Motordrehzahlen
zugeordnet sind. Gemäß der Erfindung ist vorgesehen, die Bremsregelung so zu programmieren,
daß ein Motorbremsanteil bzw. eine Motorbremskraft FBM in die Regelungsstrategie mit
einbezogen wird, wobei vorzugsweise einer bestimmten Bremsleistung auch eine angemessene
Motor-Bremsleistung bzw. Motorbremsmoment zugeordnet ist. Wie in Fig. 4b dargestellt, kann
innerhalb eines Bremsverlaufes zunächst die Betriebsbremse BB die volle Bremskraft FBB
übernehmen und nach einem vorgegebenen variablen oder konstanten Zeitparameter oder anderen,
von bestimmten Betriebsfaktoren abhängigen Parametern die Hydrostatbremse bzw. Hydrostat-Bremskraft
FBH dazugeschaltet werden mit (oder ohne) gleichzeitiger Unterstützung durch Motorbremswirkung durch entsprechendes Motorbremsmoment bzw. Motorbremskraft FBM .
Eine optimale Abstimmung der jeweiligen Bremskraftanteile FBH , FBB und FBM kann
experimentell in Abhängigkeit verschiedener Betriebssituationen ermittelt werden. Die in Fig. 4a
und 4b dargestellten Bremskraftverläufe bilden verschiedene Bremsbetriebs-Situationen, die auf
derselben Bremsregel-Strategie beruhen können. Gemäß Fig. 4c wird die gesamte Bremskraft FB
aus der Hydrostat-Bremskraft FBH und der Motorbremskraft FBM ohne Einsatz der Betriebsbremskraft FBB gebildet. Dies ist bevorzugt möglich bei einer handbetätigten Retarder-Schaltung,
die z.B. durch einen elektrischen Br ems-Stufen schalter oder stufenlosen Schalter
schaltbar ist. Diese Einrichtung kann als zusätzliche Dauerbremse oder für eine vereinfachte
Einrichtung, bei der der Hydrostat-Retarder als Dauerbremse dient, sinnvoll angewendet werden,
wobei die jeweilige Zuschaltung der Dauerbremse nach einer, während der Fahrt vorbestimmten
Festübersetzung und geschalteter Festpunkt-Schaltung manuell einschaltbar ist. Die in Fig. 4e
dargestellte Bremskraft-Abbildung zeigt die kurzzeitige Abnahme der Hydrostat-Bremskraft FBH
, z.B. innerhalb einer Schaltphase beim Wechsel von einem in den anderen Übersetzungsfestpunkt.
Innerhalb der Schaltzeit ts wird die Hydrostat-Bremskraft zurückgenommen, wobei die
Gesamtbremskraft FBB aufrechterhalten bleibt durch entsprechende Mithilfe und Zuschaltung
der Betriebsbremskraft FBB . Innerhalb der Übergangsphasen bzw. der Schaltzeitanteile tsa und
tsb sind beide Bremsanlagen, FBH und FBB , wirksam. Der kontinuierliche Bremskraftverlauf
über der genannten Schaltphase, wie in Fig. 4e dargestellt, wird gemäß der Erfindung
sichergestellt bei Anwendung der beschriebenen und in Fig. 4f dargestellten Bremsregel-
18 Einrichtung. Der Bremskraftverlauf innerhalb der beschriebenen Umschaltphase von einem in den
anderen Übersetzungsfestpunkt kann auch unter Mithilfe der Motorbremskraft FBM sinnvoll
realisiert werden. Die Betätigungskraft FF kann hierbei innerhalb der gesamten Schaltphase
unverändert bleiben oder beliebig verändert werden, wobei entsprechend der Veränderung eine
sinngemäße Anpassung der Bremskraft FB erfolgt wie es auch dem Fahrerwunsch entspricht.
Um eine sichere Funktion des Antiblockier-Systems (ABS-Systems) zu gewährleisten, muß
während dem Bremsbetrieb eine möglichst spontane Abschaltung des Hydrostat-Retarders BH
erfolgen, wobei gleichzeitig nahezu die gesamte Bremskraft durch die Betriebsbremse übernommen
wird, da die Funktionen des ABS-Systems auf Einrichtungen der Betriebsbremse beruhen. Gemäß
der Erfindung wird, wie in Fig. 4i und 4k dargestellt, bei Aktivierung des ABS-Systems über die
elektronische Bremsregelung RB der Hydrostat-Retarder BH automatisch abgeschaltet. Ein
entsprechendes Signal S-ABS aus der ABS-Regelung R-ABS (s. Fig. 4f) bewirkt eine Rücknahme
des Hydrostat-Druckes im Hydrostat-Kreislauf 206, 207 des Hydrostat-Getriebes 4c , welches als
Hydrostat-Retarder BH wirksam ist, z.B. durch Einschalten des Bypaß-Ventils 114c; 216
oder/und durch entsprechende Änderung der Hydrostat-Verstellung oder/und durch entsprechende
Änderung des Ansteuer-Signals 215 für das Druckventil 204 (Fig. 2; 4; 5). Diese Funktion ist
sowohl bei Dauer-Bremsbetrieb als auch bei Normal-Bremsbetrieb mit eingebauter „Mischfunktion"
(FB = FBB + FBH bzw. FB = FBB + FBH + FBM) gemäß der Erfindung möglich.
Der Übergang von Retarderbremsbetrieb zu ABS-Bremsbetrieb erfolgt weitgehend
kontinuierlich wie in Fig. 4i und 4k dargestellt. Die Gesamtbremskraft FB wird bei Aktivierung
der ABS-Funktion auf die Größe FB' bzw. FB-ABS abgesenkt entsprechend den jeweils gegebenen
unterschiedlichen Reibwertverhältnissen an den betreffenden gebremsten Rädern wie dies bei
üblichen Bremsanlagen ohne Retarder der Fall ist.
Bei Mitwirkung der Motorbremse BM wird, wie in Fig. 4k gezeigt, mit Einsatz der ABS-Funktion
auch gleichzeitig die Motorbremskraft FBM mit oder ohne Motordrehzahlabsenkung zurückgenommen, was in der Bremsregelung oder/und Getrieberegelung entsprechend
vorprogrammiert werden kann. Im Hinblick auf einen spontanen Funktionsablauf beim Übergang
von Retarderbremsbetrieb bzw. Gemischt-Bremsbetrieb (BH + BM bzw. BH + BM + BB) zu ABS-Bremsbetrieb
sieht die Erfindung vor, daß die Motordrehzahl nach Auslösung der ABS-Funktion zunächst aufrechterhalten bleibt entsprechend dem zuvor gegebenen Motorbremsmoment, um ein
kontinuierliches Motordrehzahlverhalten bei häufig wechselnden Funktionsänderungen zwischen
ABS- und Normalbremsbetrieb bzw. vorgenanntem Misch-Bremsbetrieb aufrechtzuerhalten oder
19 daß nach einer vorgegebenen Charakteristik ein kontinuierlicher Abfall der Motordrehzahl gegeben
ist, die vorzugsweise experimentell zu ermitteln und ausgehend von verschiedenen Parametern wie
Geräuschverhalten, Komfort u.a. festzulegen und zu programmieren ist.
Die Hydrostat-Retarderbremsfunktion kann gemäß der Erfindung sowohl für den
Normalbremsbetrieb als auch für Dauerbremsbetrieb sinnvoll eingesetzt werden. Für
Normalbremsbetrieb werden die beschriebenen Bremsfunktionen bevorzugt über ein Fußbremspedal abhängig von der Bremskraft oder/und des Bremspedalweges ausgelöst. Für eine
Bremsanlage, die in vereinfachter Form nur den Dauerbremsbetrieb über den Hydrostat-Bremsretarder
abdecken soll, empfiehlt es sich, eine Handbremsbetätigung über einen sogenannten
Retarderhebel zu wählen, wobei die Hebelstellung bevorzugt ein Maß für die Bremskraft darstellt.
Auch nach Art eines Tempomats kann über eine Hebel- oder Tastereinrichtung eine Konstant-Geschwindigkeit
gespeichert werden, wobei entsprechend den Bremsanforderungen automatisch die Bremskraft entsprechend dem Straßenprofil variiert. Bei einem Betriebsfall, wie z.B. in Fig. 41
dargestellt, wird bei ansteigender Bremskraft FBH eine automatische Rückregelung der
Getriebeübersetzung l/i bei gleichzeitiger, schubbedingter Anhebung der Motordrehzahl bewirkt.
In dieser zuletztgenannten Gesamt-Bremsfunktion kann automatisch entsprechend den
unterschiedlichen Anforderungen die Getriebeübersetzung variieren und den Motorbremsanteil
FBM und den Hydrostat-Retarderbremsanteil FBH sinngemäß anpassen und aufteilen. Je nach
Größe der Gesamtbremsleistung wird der Motorbremsanteil FBM durch entsprechende, durch die
Schubkrft bedingte Veränderung der Motordrehzahl und gleichzeitiger Anpassung der Hydrostat-Retarderbremskraft
FBH die Getriebeübersetzung automatisch verändert. Zum Beispiel wird bei zunehmendem Gefälle die Motordrehzahl bremskraftbedingt angehoben bei gleichzeitiger
stufenloser Rückregelung der Getriebe-Übersetzung verbunden mit gleichzeitiger Vergrößerung der
Hydrostat-Bremskraft FBH . Bei zu hohem Anstieg der Motordrehzahl wird entsprechend
vorgegebener zulässiger Werte entweder die Betriebsbremse BB dazugeschaltet oder der Fahrer
gezwungen, eine niedrigere Fahrgeschwindigkeit einzustellen durch Abbremsen über die
Fußbremse bzw. die Betriebsbremse, so daß eine Überforderung der Bremsanlage verhindert wird.
Maßgebend für die Begrenzung ist in erster Linie die Öltemperatur bzw. die maximal mögliche
Kühlleistung, wobei z.B. über ein Temperatur-Signal, welches dem Fahrer oder der Bremsregelung
die Grenze der Bremsleistung signalisiert und gegebenenfalls zur Reduzierung der
Bremsgeschwindigkeit zwingt. Ein entsprechendes akustisches oder optisches Signal, z.B.
einsetzendes Blinklicht, fordert den Fahrer zur Geschwindigkeitsreduzierung durch Abbremsen
auf. Auch eine automatische Geschwindigkeitsreduzierung durch automatischen Einsatz der
20 Betriebsbremse und Mithilfe durch die Betriebsbremskraft FBB kann durch entsprechende
Regelfunktion in der Brems- und Getrieberegelung eine angepaßte Fahrgeschwindigkeits-Minderung
bewirken. Die Geschwindigkeitsminderung in vorgenanntem Fall durch zwischenzeitlichen Einsatz der Betriebsbremse ist erfindungsgemäß derart vorgegeben, daß bei der
neuen Bremsgeschwindigkeit die Betriebsbremse wieder ausgeschaltet wird, um den Bremsverschleiß der Betriebsbremse auf ein Mindestmaß zu reduzieren, das heißt daß die
Bremsgeschwindigkeit so weit reduziert wird, daß die volle Bremskraft wieder über die
Retarderbremsanlage und die Motorbremswirkung abgedeckt werden kann. Der automatische
Einsatz der Betriebsbremse ist bei Bremsanlagen mit hydraulischer oder/und pneumatischer
Energieversorgung (siehe Fig. 4g) durch entsprechendes Ansteuer-Signal aus der Bremsregelung
RB realisierbar.
Die Bremsbetätigung kann verschiedenartig über den Hauptbremszylinder, Bremsventil,
elektrisches Potentiometer, Handbremse, Retarder-Vorwahlhebel u.a., je nach Fahrzeugart und den
Anforderungen, gestaltet werden. In Fig. 4g ist der Aufbau einer Bremsanlage z.B. für ein
Zugfahrzeug dargestellt.
Das Retarder-Bremssystem weist gemäß der Erfindung bei Ausbildung als Hydrostat-Retarder
ABS-Tauglichkeit auf (siehe dazu Fig. 4m sowie Fig. 4i, 4k, 41, 4q). Dies wird derart
realisiert, daß bei Aktivierung der ABS-Regelung eine automatische Absenkung oder Ausschaltung
der Hydrostat-Retarder-Bremskraft FBH (siehe Fig. 4q) ausgelöst wird bei gleichzeitiger Zunahme
oder Übernahme der Bremskraft durch die Betriebsbremse FBB . Dies geschieht derart, daß ein
von der ABS-Regelung abhängiges Signal S-ABS eine entsprechende Absenkung des Hydrostat-Druckes
im Bremskreislauf 206, 207 des Retarders bewirkt, insbesondere durch entsprechende
Beeinflussung des Bremsdruckventils 204 durch die entsprechende Veränderung des Ansteuer-Signals
215 oder/und der Hydrostat-Verstellung. Um innerhalb dieser ABS-Funktion die Gesamtbremskraft möglichst unverändert aufrecht zu erhalten, wird bei Absenkung des Hydrostat-Retarder-Bremsdruckes
im Bremskreislauf 206, 207 bzw. Absenkung der Hydrostat-Bremskraft FBH eine gleichzeitige, entsprechend angepaßte Anhebung der Betriebsbremskraft FBB bewirkt
durch entsprechende Ansteuerung nach Auslösen des Ansteuer-Signals SBB der
Betriebsbremsanlage, wie in Fig. 4m und 4q dargestellt. In der Bremsregel-Einrichtung bzw. der
Elektronik erfolgt zu diesem Zweck ein automatischer Vergleich und Anpassung der Signalgrößen
SBH und SBB . woraus das bzw. die Gesamtbremssignale oder die Gesamtbremskraft resultieren.
Erfmdungsgemäß ist, wie an früherer Stelle bereits erläutert, das Bremsregelungssystem so
konzipiert, daß die Signalgröße für die Retarder-Bremskraft bei Einsatz der ABS-Funktion von dem
Betriebsbrems-Signal SBB um das entsprechende Maß zurückgedrängt wird oder daß als
Folgefunktion aus der ABS-Funktion die Retarderbremskraft FBH entsprechend abgesenkt wird,
um die Unabhängigkeit der Betriebsbremse zu wahren. Die Gesamtbremskraft bleibt hierbei
weitgehend unverändert erhalten oder wird ungünstigstenfalls nur soweit abgesenkt als es die
Fahrbahnverhältnisse optimal zulassen. Um bei Einsatz der ABS-Funktion nach Ansprechen eines
oder mehrerer der ABS-Sensoren wird, insbesondere aus Sicherheitsgründen, zunächst der
Hydrostat-Bremsanteil FBH nahezu auf Null abgesenkt bei gleichzeitiger entsprechender Zunahme
der Betriebsbremskraft FBB, welche auch die ABS-Funktions beinhaltet. Je nach Größe der ABS-Wirkung,
d.h. je nach den Drehzahlschlupf-Verhältnissen der abgebremsten Räder kann nun die
Bremselektronik entscheiden, ob und in welcher Größe innerhalb der ABS-Bremsphase die
Hydrostat-Retarderbremse dazugeschaltet werden kann. Wie in Fig. 4q dargestellt, kann je nach
den gegebenen Schlupf-Verhältnissen eine mehr oder weniger große Zunahme der Retarder-Bremskraft
FBH aus der Information der jeweiligen Schlupfverhältnisse an den abgebremsten Rädern über das bzw. die betreffenden Ansteuer-Signale für die Retarder- und Betriebsbremse
ausgelöst werden. Dieser Funktionsablauf trägt wesentlich dazu bei, den Betriebsbremsanteil und
den Bremsverschleiß auf ein Minimum zu reduzieren. Aus Sicherheitsgründen ist die Bremsanlage
so ausgelegt, daß bei Ausfall der Hydrostat-Bremsanlage die Betriebsbremse sofort die
vorhergehende Hydrostat-Bremskraft übernimmt, wobei das entsprechende Betriebsbremssignal
SBB auf die Betriebsbremse wirksam wird. Die Mittel für die Verarbeitung und Übertragung der
genannten Signale können bekannte elektronische, elektrische und/oder hydraulisch-mechanische
Einrichtungen und Elemente sein.
Um bei Einsatz der Hydrostat-Retarder-Bremsanlage Überhitzung des Öles zu vermeiden,
sieht die Erfindung vor, daß in Abhängigkeit zur Öltemperatur und dem Temperatur-Signal ST
eine entsprechende Anpassung der Hydrostat-Retarder-Bremsleistung eingeregelt wird, wobei zur
Aufrechterhaltung der notwendigen Sicherheit eine der zulässigen Öltemperatur entsprechende
Rücknahme der Fahrgeschwindigkeit durch Übersetzungsrückstellung bevorzugt automatisch
erfolgt oder/und eine entsprechende akustische oder optische Signalanzeige den Fahrer zur
Verringerung der Fahrgeschwindigkeit veranlaßt, z.B. durch entsprechende Abbremsung über die
Fußbremsbetätigung. Das Temperatur-Signal ST ist hier eine der maßgebenden Sicherheits-Signale.
Die Erfindung besitzt desweiteren eine Einrichtung als „Tempomat", die im Bremsbetrieb
bei Einsatz des Hydrostat-Retarders als Dauerbremse ein Festhalten der Wunsehgeschwindigiceit
22 bewirkt über die Betätigungseinrichtung, die verschiedenartig ausführbar ist, z.B. als
Bremsschalter, Bremshebel, Tastatur oder daß über das Bremspedal die gewünschte Geschwindigkeit eingestellt wird und nach Loslassen des Bremspedals diese Bremsgeschwindigkeit
automatisch gehalten wird, so lange bis der Fahrer durch erneute Bremsbetätigung oder
Betätigung des Gas- bzw. Fahrpedals eine Geschwindigkeitsänderung wünscht. Bei Betätigung des
Gas- bzw. Fahrpedals wird vorzugsweise die gespeicherte Geschwindigkeit ausgeschaltet oder nach
einem kontinuierlichen Verlauf verändert, der je nach Wunsch des Fahrers abhängig von der
Veränderungsgeschwindigkeit des Fahrpedals eine mehr oder weniger schnelle Geschwindigkeitsveränderung nach vorgegebenem Programm auslöst. Würde jedoch durch zu hohe
Bremsleistung über die Retarder-Bremsanlage bei vorgewählter Geschwindigkeitseinstellung eine
Überforderung bzw. die zulässige Öltemperatur überschritten, so sorgt ein Temperatur-Signal ST
dafür, daß die Retarder-Bremsleistung entsprechend reduziert wird durch automatische Absenkung
der Fahrgeschwindigkeit, z.B. durch Übersetzungsrückregelung oder/und automatische
Übernahme eines Teiles der Bremsleistung durch die Betriebsbremse durch ähnlichen
Funktionsablauf wie oben beschrieben.
Alle vorbeschriebenen Funktionen für den Hydrostat-Retarder, auch mit ABS-Tauglichkeit,
sind auch anwendbar bei Getrieben verschiedener Art mit zugeordnetem hydrostatischen Retarder
bekannter Art, der z.B. die Funktion eines hydrodynamischen Sekundär-Retarders ersetzen soll.
Dieser Hydrostat-Retarder ist in der Regel über eine Stirnradstufe mit der Getriebeabtriebswelle
verbunden. Der Hydrostat-Kreislauf ist hierbei so gestaltet, daß über die Niederdruckseite der
Ölzufluß und über die Hochdruckseite der Ölabfluß erfolgt und zwischen Hoch- und
Niederdruckseite ein bevorzugt regelbares Druckventil, das als Bremsventil wirksam ist, geschaltet
ist. Die Hydrostat-Einheit kann als Verstelleinheit oder auch als Konstanteinheit verwendet
werden, wobei bei Ausführung mit Konstanteinheit hohe Umlauf-Ölmengen bei nichteingeschalteter
Retarder-Funktion zu unnötigen Leistungsverlusten führt. Das in den Zeichnungen,
nicht dargestellte Druckventil und das Ansteuer-Signal dieser Retarder-Ausführung ist mit der
erfindungsgemäßen Ausführung mit dem Druckventil 204 und dem Ansteuer-Signal 215
vergleichbar. Alle Funktionen der Retarder-Bremsanlage dieser Ausführung sind erfindungsgemäß
identisch mit der Retarder-Bremsanlage in Verbindung mit einem Leistungsverzweigungsgetriebe
wie in Fig.4 und Fig.2 dargestellt.
Für die Hydrostat-Retarderbremsanlage ist gemäß der Erfindung vorgesehen, daß das
Fahrpedal bzw. die Fahrpedalstelluog oder die Tempomat-Einrichtung die Geschwindigkeit auch
im Bremsbetrieb bestimmt ohne Betätigung des Bremspedals oder sonstiger Betätigungs-Einrichtungen,
Dies bedeutet, daß z.B. bei Befahren einer Gefällstrecke die vorgewählte Soll-Geschwindigkeit
eingehalten wird unter automatischer Mitwirkung der Hydrostat-Retarderbremsanlage.
Das Getriebeabtriebsdrehzahl-Signal d sorgt für die Aufrechterhaltung der Soll-Geschwindigkeit. Ein Motordrehzahl-Signal b bestimmt die Motorbremsleistung. Die
Motorbremsleistung kann abhängig oder unabhängig zur jeweils auftretenden Gesamt-Bremsleistung
eine konstante Maximalgröße oder eine variable Größe, wie z.B. in Fig.4n dargestellt, einnehmen. In Fig.4n ist für einen bestimmten Betriebszustand bei Befahren eines
variierenden Gefälles für eine vorgewählte Konstant-Geschwindigkeit die erforderliche Gesamt-Bremskraft
FB aufgezeigt. Abhängig von einer ansteigenden Schubkraft wird, wie in Fig.4o gezeigt,
die Motordrehzahl nMot entsprechend angehoben, was z.B. durch das Drehzahl-Signal b zu einer
automatischen Rücknahme der Getriebe-Übersetzung l/i und gleichzeitiger Anhebung der
Motorbremskraft FBM und auch gleichzeitiger automatischer Anpassung der Hydrostat- bzw.
Retarder-Bremskraft FBH führt. Es ist sinnvoll, insbesondere aus Gründen der Akustik und der
Lebensdauer der gesamten Bremsanlage, den Motorbremsanteil in einem bestimmten angepaßten
Verhältnis zur Gesamt-Bremskraft FB vorzuprogrammieren, wobei ein zulässiger Maximalwert für
die Motorbremskraft FBM und insbesondere die Motordrehzahl nMot vorgegeben ist. Sollte die
zulässige Bremsleistung überschritten werden aufgrund zu starken Gefälles bzw. durch zu große
Schubkraft, sieht die Erfindung vor, daß unabhängig vom eingestellten Geschwindigkeitswert eine
automatische Geschwindigkeitsreduzierung aktiviert wird. Die Signale hierfür können aus einem
oder mehreren Betriebssignalen wie Temperatur-Signal Sth, Hydrostatdruck-Signal oder/und
anderen last- bzw. die Sicherheit beeinflußende Signale ausgelöst werden.
Der beschriebene Drehzahlverlauf im Retarder-Bremsbetrieb entspricht in den
Darstellungen Fig.41 und 4o der Ideal-Linie, d.h. einer Linie mit unendlich vielen Übersetzungs-Festpunkten.
Nachdem jedoch eine begrenzte Anzahl an Übersetzungs-Festpunkten, wie bereits beschrieben, vorliegt und zwar an den Bereichsgrenzen zweier benachbarter Schaltbereiche
entsprechend Übersetzungs-Festpunkt KB, an der Stelle des Hydrostat-Stillstandes bei Festpunkt
KH und gegebenenfalls an einem weiteren Übersetzungs-Festpunkt KD, ist nur eine stufenweise
Änderung der Motordrehzahl, wie in Fig.4p dargestellt, möglich. Das bedeutet, daß eine
entsprechende stufenweise Veränderung der Getriebe-Übersetzung l/i erfolgen muß, wobei die o.g.
Ideal-Linie oder besser Vorzugslinie als vorgegebene Leitlinie dienen kann zur Orientierung, wann
eine Umschaltung zum nächsten Übersetzungsfestpunkt erfolgen soll.
24 In Fig.2b sind z.B. die maximal möglichen Motordrehzahl-Punkte PnMot angegeben. Im
Drehzahlplan Fig.2c ist der Hydrostat-Drehzahl-Verlauf nHydrostat , die Antriebs-Drehzahl
nAn sowie die Abtriebsdrehzahl nAb bezogen auf Konstantfahrt dargestellt. Die jeweils
möglichen Übersetzungs-Festpunkte KB, KH und KD sind aus dem Drehzahlplan ersichtlich.
Um eine optimale Aufteilung der Gesamtbremskraft FB in Motorbremskraft FBM und Hydrostat-Retarder-Bremskraft FBH zu erzielen, wie z.B. in einem Betriebsfall nach Fig.4n dargestellt, wird in der Bremsregel-Einrichtung oder im elektronischen Bremssystem (EBS) berechnet und entschieden in Abhängigkeit eines oder mehrerer Betriebs-Parameter oder -werte, welcher Übersetzungs-Festpunkt für den momentanen Bremszustand am geeignesten ist. Die Entscheidung daraus bewirkt eine entsprechende Ansteuerung des Übersetzungs-Festpunktes bzw. Veränderung vom einen zum anderen Übersetzungs-Festpunkt, z.B. von Punkt PB3/4 zu PH3 oder von Punkt PB4 zu PBH4 (s. Fig. 2b). Innerhalb dieser Veränderungsphase wird, wie an anderer Stelle genauer beschrieben, die Gesamt-Bremskraft FB durch automatischen Einsatz der Betriebsbremse BB überbrückt. Der Überbrückungszeitraum von einem zum anderen Übersetzungs-Festpunkt wird von der Hydrostat-Verstellzeit tsB bestimmt, die wie bekannt, kleiner 100 msc sein kann, so daß der oben genannte Überbrückungs-Bremsanteil über die Betriebsbremse nahezu bedeutungslos ist, d.h. daß je nach Bremssituation und Fahrzeugmasse die Betriebsbremse in vielen Einsatzfällen garnicht aktiviert werden muß. Innerhalb der genannten Umschaltphase von einem zum anderen Festpunkt erfolgt eine gleichzeitige automatische Absenkung des Hydrostat-Druckes, so daß ein weitgehend drehmomentfreier Zustand der zu schließenden Kupplungselemente gegeben ist. Nach geschlossener neuer Kupplung bzw. Kupplungen des neuen Übersetzungs-Festpunktes erfolgt über die entsprechenden Signale für die Hydrostat-Verstellung und/oder dem Hydrostat-Druck eine automatische Anpassung der Bremsanteile FBH und FBM. Die genauen Parameter und Werte für die Festlegung des Gesamtprogrammes werden experimentell ermittelt.
Um eine optimale Aufteilung der Gesamtbremskraft FB in Motorbremskraft FBM und Hydrostat-Retarder-Bremskraft FBH zu erzielen, wie z.B. in einem Betriebsfall nach Fig.4n dargestellt, wird in der Bremsregel-Einrichtung oder im elektronischen Bremssystem (EBS) berechnet und entschieden in Abhängigkeit eines oder mehrerer Betriebs-Parameter oder -werte, welcher Übersetzungs-Festpunkt für den momentanen Bremszustand am geeignesten ist. Die Entscheidung daraus bewirkt eine entsprechende Ansteuerung des Übersetzungs-Festpunktes bzw. Veränderung vom einen zum anderen Übersetzungs-Festpunkt, z.B. von Punkt PB3/4 zu PH3 oder von Punkt PB4 zu PBH4 (s. Fig. 2b). Innerhalb dieser Veränderungsphase wird, wie an anderer Stelle genauer beschrieben, die Gesamt-Bremskraft FB durch automatischen Einsatz der Betriebsbremse BB überbrückt. Der Überbrückungszeitraum von einem zum anderen Übersetzungs-Festpunkt wird von der Hydrostat-Verstellzeit tsB bestimmt, die wie bekannt, kleiner 100 msc sein kann, so daß der oben genannte Überbrückungs-Bremsanteil über die Betriebsbremse nahezu bedeutungslos ist, d.h. daß je nach Bremssituation und Fahrzeugmasse die Betriebsbremse in vielen Einsatzfällen garnicht aktiviert werden muß. Innerhalb der genannten Umschaltphase von einem zum anderen Festpunkt erfolgt eine gleichzeitige automatische Absenkung des Hydrostat-Druckes, so daß ein weitgehend drehmomentfreier Zustand der zu schließenden Kupplungselemente gegeben ist. Nach geschlossener neuer Kupplung bzw. Kupplungen des neuen Übersetzungs-Festpunktes erfolgt über die entsprechenden Signale für die Hydrostat-Verstellung und/oder dem Hydrostat-Druck eine automatische Anpassung der Bremsanteile FBH und FBM. Die genauen Parameter und Werte für die Festlegung des Gesamtprogrammes werden experimentell ermittelt.
Die Bremsanlage ist, wie bereits erwähnt, verschiedenartig ausführbar und kann, je nach
Fahrzeugart, z.B. mit elektro-pneumatischer Bremsregelung mit vorgeschalteter elektronischer
Steuerung und ähnlichem ausgeführt sein. Die bevorzugt als Zentral-Elektronik ausgeführte
Regeleinrichtung kann hierbei, je nach Fahrzeugforderung, auch z.B. mit einer Fahrdynamik-Regelung
(FDR) kombiniert bzw. erweitert werden. Dies bedeutet, daß das elektronische Bremssystem (EBS) eine funktionelle Koppelung des Hydrostat-Retarders mit ABS-Funktion,
Antriebsschlupf-Regelung (ASR) und der FDR-Funktion beinhaltet. Aufgrund der sehr spontanen
Reaktionsfähigkeit bzw. kurzen Ansprechzeit des Hydrostat-Retarders, dessen Funktion hier
• ··
25 maßgebend durch ein elektronisch/elektrisch ansteuerbares Druckregel-Ventil bestimmt werden
kann, ist eine spontane Ab-; Zu- und Ausschaltung des Hydrostat-Retarders möglich sowie eine
ebenso schnell ansprechende und dosierbare Zu- und Abschaltung der ABS- und/oder FDR- oder
ASR-Funktion (Antriebs-Schlupf-Regelung) realisierbar.
Die Mittel zur Realisierung der beschriebenen Funktionsabläufe der einzelnen Steuer- und
Regeleinrichtungen sind bekannte Elemente bzw. Komponenten elektrischer, elektronischer,
elektro-pneumatischer, hydraulischer oder/und mechanischer oder anderer Art. Zur Erfassung und
Weitergabe der einzelnen Signale und Signalgrößen dienen bekannte oder noch nicht bekannte
Sensoren, z.B. als Drehzahl-Sensor, Verstellwinkel- bzw. Verstellweg-Sensor des Hydrostat-Getriebes,
Druck-Sensoren, Temperatur-Sensor, ABS-Sensor usw.. Die Funktion der einzelnen Signal-Verarbeitungen ist bekannter Art und in ihren Einzelheiten nicht oder nur teilweise
beschrieben.
Zur Optimierung des Geräuschverhaltens ist gemäß der Erfindung vorgesehen, wie in Fig. 4
angedeutet, den Bremsventilblock 201' mit dem Hydrostatgetriebe bzw. dem Hydrostat-Retarder 4c
direkt zu verbinden bzw. zu verblocken, wobei das Hydrostat-Getriebe 4c selbst über geräusch- und
schwingungsmindernde Elemente gegenüber dem Hauptgehäuse 1 gelagert ist. Die geräuschisolierende
Hydrostat-Lagerung ist insbesondere in den Druckschriften DE 42 35 728 und DE 43 00 456 im einzelnen näher beschrieben. Der in den Zeichnungen nicht dargestellte
Steuerblock, der u.a. die Magnetventile für die Kupplungssteuerung und weitere Einzelheiten
beinhaltet, ist bevorzugt mit dem Hauptgehäuse 1 fest verbunden, wobei die Verbindungsleitungen
zum Hydrostat-Getriebe 4c und dem Bremsventilblock 201' über bekannte Steckverbindungen
erfolgt. Der Ölkühler 205' ist ebenfalls über Steckverbindungen 202' mit dem Bremsventilblock 201'
verbunden. Die genannten Steckverbindungen für die entsprechenden Ölführungen besitzen an
den Verbindungsstellen geräusch- und schwingungsmindernde Dichtungselemente.
Hydrodynamischer Retarder 78 bzw. 83c
Alternativ zu den beschriebenen Getriebe-Ausführungen mit hydrostatischem Retarder ist
gem. der Erfindung auch ein hydrodynamischer Wandler inform eines Sekundär-Retarders oder
Primär-Retarders anwendbar. Beide hydrodynamischen Retarder-Ausführungen sind gem. der
Erfindung mit gleichen oder ähnlichen Steuer-Elementen bzw. Ansteuer-Signalen aktivierbar. Ein
Ausführungsbeispiel gem. Fig. 2 sieht am Getriebe-Eingang einen hydrodynamischen Retarder 78
als Primär-Retarder vor. Der Rotor 81c dieses Retarders ist mit der Antriebswelle lc verbunden.
26 Der Stator 79 ist gehäusefest und bevorzugt im Getriebedeckel 61c untergebracht. Dieser
Retarder wirkt als Primär-Retarder, wobei die Bremskräfte in direkter Abhängigkeit zur Getriebe-Übersetzung
stehen, so daß auch im unteren Geschwindigkeitsbereich im Gegensatz zum Sekundär-Retarder die volle Bremswirkung zur Verfügung steht. Die Ansteuerung dieses Retarders
erfolgt über pneumatische oder/und hydraulische Ventile, wobei die Steuer-Signale über die
Elektronik in Abhängigkeit zu einem oder mehreren Betriebssignalen und den Eingabewerten des
Fahrers wirksam sind. Diese, ansich bekannten Mittel, die zur Ausführung der genannten Signale
dienen, sind in den Zeichnungen nicht dargestellt.
Gemäß der Erfindung ist der hydrodynamische Retarder (Primär-Retarder 78; Sekundär-Retarder
83c) bevorzugt als Dauerbrems-Einrichtung oder/und als Bremsunterstützung für die
üblichen Betriebsbremsvorgänge ausgelegt, was unter anderem Aufgabe der Erfindung ist. Diese
Aufgabe wird dadurch gelöst, daß die Steuer-Signale für die Ansteuerung des hydrodynamischen
Retarders 78; 83c in Abhängigkeit zur Betätigung der Betriebsbremse stehen, d.h. daß bei
Betätigen des Bremspedals eine gleichzeitige oder zeitlich versetzte oder nachfolgende, bevorzugt
dosierte Ansteuerung des hydrodynamischen Retarders erfolgt. Diese Retarder-Ansteuerung wird
neben dem Bremspedal-Signal zusätzlich von einem oder mehreren Betriebparametern beeinflußt.
Einflußgrößen sind z.B. Bremsbetätigungsweg oder/und -betätigungskraft oder/und mit oder ohne
Einfluß des Zeitparameters oder/und Temperatur-Signal oder/und Größe der Bremskraft,
Temperatur-Signal u.a.. Zur Erfüllung der Aufgabe, den Verschleiß der Betriebsbremse auf ein
Mindesmaß zu senken, sieht die Erfindung vor, die Retarder-Bremseinrichtung - Hydrostat-Retarder
oder hydrodynamischer Retarder - mit einer Steuer- und Regeleinrichtung auszustatten,
die für die Betriebsbremsung ein vorgegebenes Programm beinhaltet, welches vorsieht, daß eine
automatische, bevorzugt gezielt dosierte Zuschaltung des Retarders 78; 83c; 201 , wie oben
erwähnt, bewirkt. Das genannte Bremsprogramm kann hierbei, wie z.B. in Fig. 4a und weiteren
Figuren dargestellt, eine allmähliche Zunahme der Retarder-Bremskraft FBH bei entsprechender
Verringerung der Betriebsbremskraft FBB und bei gleichbleibender Betätigungskraft bewirken,
wobei die Betätigungskraft zumindest annähernd der Gesamtbremskraft FB entspricht. Für die
hydrodynamische Bremsanlage gelten somit gem. der Erfindung weitgehend die gleichen
Funktionen bzw. Wirkungs-Charakteristiken wie in den Figuren 4a bis 4e und 4i bis 4q
aufgezeigt und an früherer Stelle in Zusammenhang mit dem Hydrostat-Retarder beschrieben.
Hierbei ist die Hydrostat-Retarder-Bremskraft FBH gleichzusetzen mit der hydrodynamischen
Retarder-Bremskraft, wobei jedoch zu unterscheiden ist, daß der hydrodynamische Retarder
27 zumindest in einigen Funktionsabläufen langsamer reagiert abhängig von der Befüllungszeit der
Beschaufelung.
Mit dem Ziel, den Verschleiß der Betriebsbremse auf ein Mindestmaß zu senken, sieht die
Erfindung, wie bereits an früherer Stelle beschrieben, vor, daß außer der Erfüllung der Aufgabe des
Dauerbremsbetriebes eine automatische Zuschaltung des Retarders auch in Betriebsbrems-Situationen
erfolgt. Hierbei ist vorgesehen, die Zuschalt-Automatik so zu programmieren, daß die
Retarder-Zuschaltung nach einem vorgegebenen Programm, insbesondere in Abhängigkeit eines
Zeitparameters, ausgelöst wird. Dies heißt, daß z.B. die Zuschaltung erst nach einer zeitlich
gleichbleibenden Bremskraft oder/und Bremsbetätigungskraft oder/und einer gewissen Kontinuität
in den Bremskraft-Signalen gegeben ist. Um stoßfreies und sicheres Bremsverhalten zu
gewährleisten, schaltet sich die Retarderbremskraft nicht stoßartig sondern nach einem weichen
vorprogrammierten Verlauf zu, wie in Fig. 4a bis 4q dargestellt oder übernimmt allmählich die
volle Bremskraft. Beim Hydrostat-Retarder kann die Zuschaltung und der Bremsanstieg schneller
erfolgen als beim hydrodynamischen Retarder, da die Bremskraft vom spontan regelbaren
Hydrostat-Druck bestimmt werden kann und nicht wie beim hydrodynamischen Retarder von der
Füllungsgeschwindigkeit der Beschaufelung dieser bekannten Bremsanlage abhängig ist. Die hohe
Spontanität bzw. kurze Ansprechzeiten des hydrostatischen Retarders sind als besonderer Vorteil
u.a. gegenüber dem hydrodynamischen Retarder anzusehen. Die Zuschalt-Automatik für die
jeweilige Retarder-Anlage kann aufgrund ihrer charakteristischen Unterschiede auch
entsprechend unterschiedlich programmiert werden, wobei der hydrostatische Retarder auch als
reine Betriebsbremse wirken kann, insbesondere dann, wenn eine Bremsung an einem
Übersetzungsfestpunkt oder in der Nähe eines Übersetzungsfestpunktes ausgelöst wird. Das
Bremspedal bewirkt beim Hydrostat-Retarder eine sehr schnelle Hydrostat-Verstellung oder/und
eine entsprechende Hydrostat-Druckveränderung über das betreffende Druckregel-Ventil 114c;
204 (Fig. 2 bzw. Fig. 4).
Bei stufenlosen hydrostatisch-mechanischen Verzweigungsgetrieben ist es charakteristisch,
daß nach jedem Bereichswechsel bzw. nach jeder Bereichsschaltung sich die Hydrostateinheiten A
und B in ihrer Funktion als Pumpe und Motor vertauschen. Der lastabhängige Drehzahlschlupf
des Hydrostatgetriebes bzw. der mit der Hydrostateinheit B verbundenen Well 5 hat nach jeder
Bereichsschaltung umgekehrte Auswirkung, die durch die Verstelleinrichtung innerhalb der
Schaltphase korrigiert werden muß, um eine ruckfreie Schaltung zu gewährleisten.
28 Aufgabe der Erfindung ist es u.a., eine Schalteinrichtung, bevorzugt für automatisch
schaltbare Getriebe, insbesondere für stufenlose Verzweigungsgetriebe oben genannter Art mit
formschlüssigen Kupplungen mit oder ohne Abweisverzahnung oder Reibkupplungen mit Konus-Reibflächen,
wie aus DE 41 62 650 bekannt, oder auch mit bekannten Lamellenkupplungen zu schaffen, die hohe Schaltqualität ohne Lastunterbrechung gewährleistet.
Die Leckölverluste des Hydrostatgetriebes bewirken, wie eingangs erwähnt, einen
zwangsläufigen Drehzahlschlupf einer Hydrostat-welle 7c. Dieser Drehzahl schlupf wirkt sich in
Verbindung mit einem stufenlosen Leistungsverzweigungsgetriebe mit mehreren Fahrbereichen
innerhalb der Bereichsschaltung, wie in Figur 7 dargestellt, so aus, daß zum Beispiel bei Zugbetrieb
zum Erreichen des Synchronzustandes der zu schaltenden Kupplungs-glieder die Verstellgröße V
alt um das Maß X am Schaltpunkt größer sein muß als der theoretische Wert, um am Schaltpunkt
S den Synchronpunkt der zu schaltenden Kupplungsglieder zu erreichen. Die Verstellgröße bzw.
das maximale Verstellvolumen ist bei der Getriebeauslegung entsprechend groß zu dimensionieren.
Aufgrund der erwähnten Funktionsumkehrung von Pumpe zu Motor und umgekehrt nach erfolgter
Schaltung in den nächsten Schaltbereich, wirkt sich der Drehzahlschlupf ebenfalls umgekehrt aus,
was einer Verstellkorrekturgröße um das Maß Z und damit der Verstellgröße V neu entspricht,
wonach das Drehmoment von der alten auf die neue Kupplung erfolgt ist und das Öffnungssignal
für die alte Kupplung ausgelöst wird. In der Regel haben die Korrekturgrößen X und Y
unterschiedliche Größen, bedingt durch die jeweilige Getriebeauslegung und Bereichsgrößen
entsprechend den unterschiedlichen Größen der Hydrostatdrücke &Dgr;&rgr;&idiagr; und &Dgr;&rgr;2 bzw. &Dgr;&rgr; alt und
&Dgr;&rgr; neu am Ende des alten und Beginn des neuen Schaltbereiches. Innerhalb der Schaltphase ist
das Hydrostatgetriebe in seiner Verstellung in Abhängigkeit zum Lastzustand um das
Korrekturmaß X + Y = Z zu korrigieren. Nach einem, wie in Figur 7 dargestellten Schaltbeispiel,
wobei Bl Bereich 1 und B2 Bereich 2 bedeutet, ist der Funktionsablauf in eingangs angeführten
Druckschriften näher beschrieben.
In einer Ausführungsform wird die Verstellkorrektur zur Schaltoptimierung 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 wie bei allen vorgenannten Lösungen im Synchronzustand der
Kupplungsglieder der neuen Kupplung, 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 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 Motor-drehmoment Tmot und Motordrehzahl
&eegr; mot eine bestimmte Ansteuergröße wie Drosselklappenstellung; Fahr- bzw. Gaspedalstellung,
Fahrpedaländerungs-geschwindigkeät, Temperatur, gegebenenfalls auch Luftdruck u.a. zugeordnet
ist. Zum Beispiel kann bei plötzlichem Loßlassen des Gaspedals/Fahrpedals innerhalb der
Schaltphase das sofortige Öffnungssigna] bei Vth erteilt werden, weil das Antriebsdrehmoment
bzw. das Motordrehmoment sofort auf Null abfällt oder gar negatives Drehmoment annimmt,
trotzdem bei Schaltbeginn VaIt 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
VaIt kleiner als Vneu und bei Rüchschaltung VaIt größer als Vneu ist. Dies entspricht dem
allgemeinen charakteristischen Schaltkorrekturverhalten bei derartigen hydrostatischmechanischen,
aber auch rein-mechanischen Leistungsver-zweigungsgetrieben.
Wie an früherer Stelle bereits erläutert, können die Drehzahlschlupfgrößen des
Hydrostatgetriebes vor und nach der Bereichsschaltung bei gleichem An- und Abtriebsdrehmoment
an jeder Bereichsschaltstelle (Hochschaltungen 1/2; 2/3; 3/4 bzw. Rückschaltungen 4/3; 3/2; 2/1 ) je
nach Getriebeauslegung und Bereichsaufteilung sehr unterschiedlich sein. Entsprechend
unterschiedlich sind die Korrekturgrößen-verhältnisse X zu Y . Dementsprechend sind im Steuer-
und Regelungssystem die Korrekturgrößen bzw. Korrekturgrößenverhältnsse X zu Y einprogrammiert, d.h. es ist jedem Antriebsdrehmoment grundsätzlich 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 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 im Gegensatz zur, an früherer Stelle beschriebenen
Variante nicht erforderlich, die Versteil-Korrekturgröße Z aus einem Hydrostat-drucksignal oder
einer vor Schaltbeginn gegebenen Korrekturgröße X bzw. VaIt 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 Leistungsverzweigungsgetriebe
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.
Eine weitere Form der Korrektur-Variante für die Bereichsschaltung bzw.
Festpunktschaltung sieht vor, daß für das Öffnungssignal zum Öffnen der alten Kupplung Vneu
aus VaIt bestimmt wird, wobei nach bereits bestimmtem Vneu bei Eintreten von Laständerungen
bzw. Änderungen von Betriebssignalen während der Schaltphase der bereits festgelegte Wert für
Vneu vor Auslösen des Öffnungssignals korrigiert wird. Dies bedeutet, daß innerhalb der
Schaltphase auftretende Lastveränderungen, z.B. durch Änderung der Fahrpedal- bzw. Gaspedal-Stellung
oder durch Fahrbahn-Beschaffenheit bedingte Laständerungen oder andere Betriebsveränderungen mögliche Schaltstöße vermieden werden. Als Änderungssignal hierfür kann
also das Fahr- bzw. Gaspedal-Signal sein, das beispielsweise durch Veränderung der Pedalstellung
eine entsprechende Beeinflußung und Korrektur auf die Hydrostatverstellung bzw. auf das bereits
ermittelte Vneu bewirkt. Z.B. kann ein plötzliches Gaswegnehmen eine spontane Lastveränderung von Zugbetrieb auf Schubbetrieb bewirken. Zur Ermittlung der Grundwerte für
Vneu kann, wie beschrieben, der Differenzwert zwischen Vtheoretisch und VaIt oder ein
Programm vorgesehen sein, welches ohne Zuhilfenahme von Vtheoretisch auskommt, indem
vornehmlich aus experimenteller Ermittlung jedem VaIt das entsprechende Vneu zugeordnet ist.
Wie eingangs beschrieben, können die Verstellwerte des Hydrostatgetriebes über ein ansicht
bekanntes Potentiometer, das den Verstellwinkel oder den Verstellweg definiert, erfaßt werden,
wobei ein proportionaler Strom den Verstellwinkel bzw. das Verstellvolumen des Hydrostatgetriebes bestimmt oder über eine Stromgröße, die ebenfalls ein Maß für den
Verstellwinkel bzw. den Verstellweg des Hydrostatgetriebes angibt, realisiert werden. Die
einzelnen Bereichskupplungen bzw. Kupplungen für die Festpunktschaltung werden zweckmäßigerweise über bekannte Elektromagnetventile 61; 62; 63; 64 oder über mit Rückschlag-
32 Sperrfunktion ausgebildete Magnetventile 64' angesteuert. Für die Hydrostatregelung dient
vornehmlich ein Proportionalventil 3 , das verschiedenartig in bekannter Weise ausführbar ist.
Für die Hydrostat-Verstelleinrichtung kann auch ein Stellsensor bzw. Weggeber mit
Rückkoppelung nach bekannter Art eingesetzt werden. Für den Drehzahlvergleich zur Ermittlung
des Synchronzustandes für die Bereichsschaltung werden wenigstens zwei Drehzahlsensoren Sa;
Sb; Sc; Sd; Se; Sf (siehe Fig. 8) verwendet. Die Drehzahlsensoren können direkt oder indirekt, z.B.
durch zwischengeschaltete Stirnradstufen in Verbindung oder Wirkverbindung mit den beiden
Hydrostateinheiten A und B stehen. Das Getriebe besitzt mehrere Sensoren wie in Fig. 8
dargestellt. Die Getriebe-Eingangsdrehzahl wird über den Drehzahl sensor Sc und die
Ausgangsdrehzahl über den Sensor Sd gemessen, welche auch zur Ermittlung der in allen
Betriebspunkten gegebenen Getriebeübersetzung dienen. Die Sensoren Sa und Sb oder Sa und Sc
sind bevorzugt zur Ermittlung des Synchronzustandes bzw. -bereiches der zu schaltenden
Bereichskupplungen geeignet. Die weiteren Sensoren Sf und Se zeigen die jeweilige Drehzahl
verschiedener Getriebeglieder auf. Zur Aufrechterhaltung ausreichender Funktionssicherheit auch
bei Ausfall eines Drehzahlsensors können außer den genannten Sensoren Sa und Sb bzw. Sa
und Sc ersatzweise die Drehzahlsignale b für die Antriebsdrehzahl aus dem Sensor Sc und das
Abtriebsdrehzahl-Signal d aus dem Sensor Sd sowie die Sensoren für die Getriebeglieder Sf und
Se benutzt werden. Bei Ausfall eines Sensors wird automatisch einer oder mehrere der genannten
Ersatz-Sensoren zur Ermittlung des jeweiligen Synchronzustandes wirksam. Der Ausfall eines
Sensors wird dem Fahrer durch entsprechendes Signal optisch oder/und akustisch angezeigt zur
alsbaldigen Schadensbehebung. Grundsätzlich wären nur zwei Sensoren zur Erfüllung der
Grundfunktionen ausreichend, wobei die Information, welcher Bereich und das Verstellsignal für
die Ermittlung der Übersetzung erforderlich ist.
Um ein sicheres und schnelles Ineinandergreifen und Schließen der formschlüssig
ausgebildeten Kupplung zu gewährleisten, ist vorgesehen, daß beim Kupplungseinrücken eine
kurzzeitige Verstelländerung und Drehzahländerung eines der Kupplungsglieder der neuen
Kupplung in wenigstens eine der beiden Verstellrichtungen ausgelöst wird, um bei Zahn-auf-Zahn-Stellung
eine geringfügige gegenseitige Verdrehung beider Kupplungsringe bzw. beider Kupplungshälften zu bewirken, so daß in jedem Schaltvorgang ein sicheres Einrasten gewährleistet
ist. Die genannte Verstelländerung kann eine einmalige oder mehrmalige Hoch- oder/und
Rückstellung des Verstellorganes innerhalb des Synchronbereiches sein, was eine entsprechende
Veränderung des Verstellstromes bzw. des Verstellsignales des Hydrostatgetriebes bewirkt. Um
eine möglichst effektive Wirksamkeit dieser Funktion sicherzustellen, wird eine direkte
33 Gegensteuerung in die eine und möglicherweise darauf folgend in die andere Verstellrichtung
durch bevorzugt stoßartige Verstell-Impulse erzeugt, wodurch, je nach Ausführungsart und
Erfordernis u.a. ein „Rütteleffekt" entstehen kann. Ein gezielter Funktionsablauf sieht vor, daß
dieser Schalteffekt bzw. diese Schalthilfe-Einrichtung erst aktiviert wird, nachdem nach
angesteuerter neuer Kupplung bereits eine Druckrückmeldung des Druckkolbens über eine
entsprechende Rückmelde-Leitung 57; 58; 59 in die Steuer- und Regeleinrichtung 5 erfolgt ist.
Eine weitere Variante sieht vor, daß der genannte Schalteffekt nach einer definierten Zeitspanne,
z.B. von zwanzig Millisekunden, nach Auslösen des Einschaltimpulses für die neue Kupplung
ausgelöst wird und über eine festgelegte, insbesondere experimentell ermittelte Zeitspanne anhält.
Die genannte Zeitspanne kann ein konstanter oder von einem oder mehreren Betriebswerten
abhängiger Wert, z.B. der Öltemperatur, sein. In der Regel ist ein einmaliger Verstellimpuls in eine
Verstellrichtung, der als Störimpuls bezogen auf den Synchronzustand wirkt, ausreichend. Die
optimale Wirksamkeit dieser Schaltfunktion kann experimentell ermittelt werden. Nachdem der
Funktionsablauf dieser Schalthilfe bei weitgehend drehmomtnetfreiem Zustand der neu zu
schaltenden Kupplung abläuft, ist keine negative Beeinflußung der Schaltqualität gegeben. Diese
vorbeschriebene Schalthilfe eigenet sich besonders für formschlüssige Kupplungen mit oder ohne
Abweisverzahnung wie eingangs bereits beschrieben und in den Druckschriften DE-A-41 26 650 Al
bzw. der PCT-Anmeldung DE 88/00 563 näher beschrieben.
Das für die Übersetzungs-Rückregelung wirksame Bremssignal f kann in Abhängigkeit
zur Bremsbetätigungskraft oder/und in mehr oder weniger großer Abhängigkeit zur Motordrehzahl
stehen, wobei vorzugsweise im unteren Geschwindigkeitsbereich und Anfahrbereich, z.B. beim
Loslassen der Bremse der Bremsanteil über die Betriebsbremse sehr gering oder nahezu Null sein
kann. Das Bremssignal f kann also je nach Art des Fahrzeuges entsprechend einer bestimmten
Bremskennlinie eine feste oder variabel zu verschiedenen Betriebsparametern sich veränderbare
Kennlinie darstellen.
Auch die Bremssignale 113; 217; 215 der Brems-, Steuer- und Regeleinrichtung für die
Retarder-Bremsanlage, bevorzugt Hydrostat-Retarder, nach Fig. 2; 4; 5; 6, oder einen Retarder
bekannter Art, können vorteilhaft mittelbar oder unmittelbar mit dem Bremssignal f in
Wirkverbindung gebracht werden oder als Bremssignal f wirksam sein.
Eine Verbesserung der Bereichsschaltung innerhalb des Brems- oder/und Schubbetriebes
wird erzielt durch die Kombination der getriebeseitigen Abbremsung über den Einfluß des
Bremssignals auf die Getriebeübersetzung und das Zusammenwirken mit dem beschriebenen
Bypaßventil. Durch den Einfluß des Brems-signals wird die Motordrehzahl angehoben aufgrund
•TV:
34 der entsprechenden Übersetzungsänderung des Getriebes, wodurch gleichzeitig die Spontanität der
Schaltabläufe und der Verstellgeschwindigkeiten positiv beeinflußt wird, da durch höhere Drehzahl
Steuerdrücke und Steuerölmenge, sowohl für die Hydrostatverstellung als auch für die Kupplungs-Schaltelemente
verbessert wird. Durch das Zusammenwirken von Bremssignal, Übersetzungssignal oder/und Motordrehzahsignal oder/und gegebenenfalls einem automatischen Füllungs- bzw.
Drosselklappen-Stellungssignal und gegebenenfalls weiteren Betriebssignalen wird eine
harmonische komfortable Bereichsschaltung, auch in extremen Brems- und Schubsituationen
erzielt. Hierzu werden die Bremsanteile automatisch über die normale Betriebsbremsanlage und
die Getriebebremse derart dosiert, daß ein Gegeneinanderwirken von Getriebe- und Betriebsbremse
verhindert wird, indem eine entsprechend angepaßte Dosierung von Betriebsbremse und
Getriebe- bzw. Retarder-Bremsanlage durch Wirkverbindungen vorgenannter Signale erzielt wird.
Der Motorbremsanteil wird hierbei so dosiert, daß das Motorgeräusch in akzeptablem Rahmen
gehalten bleibt. Zum Beispiel bei sehr niedrigen Fahrgeschwindigkeiten kann die Motorbremsleistung trotz relativ hoher Bremskraft sehr niedrig sein, wobei sinnvollerweise eine
entsprechende Motor-drehzahlführung in Abhängigkeit auch zur Fahrgeschwindigkeit oder/und
der Getriebeübersetzung oder/und der Bremsgröße vorprogrammiert werden kann. Dies ist schon
deshalb vorteilhaft, da bei niedriger Geschwindigkeit der vom Motor abzustützende Getriebe-Bremsanteil
auch bei niedriger Motordrehzahl relativ groß ist aufgrund der entsprechend großen
Getriebeübersetzung. Die Erfindung sieht dafür vor, eine Motor-Drehzahl-Absenkung mit
bevorzugt kontinuierlichem Verlauf mit der Fahrzeugverzögerung bzw. mit fallender
Fahrgeschwindigkeit innerhalb des Bremsbetriebes vorzuprogrammieren.
Die Erfindung sieht desweiteren eine Verbesserung der Wende- bzw. Shuttle-Betriebseinrichtung
mit IFA-Pedal, wie aus den Druckschriften WO 96/02400, DE 195 42 993, DE 196 41 723 u.a. bekannt, die Bestandteil dieser Erfindung sind, vor. Die Funktion des IFA-Pedals
kann in dieser verbesserten bzw. weiteren Ausführungs-Alternative wie folgt ablaufen: Nach
Loslassen des IFA-Pedals wird automatisch ein Motoransteuer-Signal ausgelöst, um die
Motordrehzahl anzuheben, z.B. wie in der Drehzahllinie nMotlll gem. Fig. 8ab und Sac.
Gleichzeitig erfolgt eine Übersetzungs-Änderung, um das Fahrzeug in Bewegung zu setzen. Je nach
Größe des IFA-Pedal-Weges bzw. Lüftweges s-IFA oder abnehmender Pedal-Kraft des IFA-Pedals
F-IFA stellt sich eine vorgegebene Fahrgeschwindigkeit v; bzw. Abtriebsdrehzahl nAb ein. Die
Motordrehzahl nMot kann je nach Fahrwiderstand bezogen auf die Fahrgeschwindigkeit
unterschiedlich groß sein wie in Fig. 8ab dargestellt. Bei Anwendung ähnlich einer RQV-Kegelußg-,
35 die weitgehend einer Konstant-Motorregelung entspricht, kann aber auch eine konstante
Motordrehzahl vorgegeben werden, wobei entsprechend dem Widerstand eine unterschiedlich große
Motorfüllung ausgelöst wird. Bei einer Motorregelung entsprechend einer RQ-Regelung, deren
Leistung weitgehend durch die Motordrehzahl bestimmt wird, stellt sich, wie bereits erwähnt,
unterschiedlich große Mo tor drehzahl, z.B. zwischen zwei vorgegebene Motordrehzahl-Linien I und
II ein. Bestimmend für die jeweilige Motordrehzahl ist die bei der jeweiligen Fahrgeschwindigkeit
erforderliche Antriebsleistung, die je nach den Betriebsverhältnissen unterschiedlich groß sein
kann. Das IFA-Pedal ist ähnlich einem umgekehrten Gaspedal, wobei der Pedal-Lüftweg s
oder/und die umgekehrte Pedalkraft F-IFA die Größe des Motoransteuer-Signals bestimmen.
Einen zusätzlichen Einfluß des Motoransteuer-Signals bildet der jeweils gegebene Fahrwiderstand,
der sich durch eine Motordrückung auswirkt und dadurch entsprechend seiner Größe zu einer
weiteren Anhebung der Motordrehzahl beiträgt. Als Regel-Funktion dient vorzugsweise ein SoIl-/Ist-Wertvergleich
der Abtriebsdrehzahl nAb , woraus das Signal zur Anhebung bzw. Anpassung des Motoransteuer-Signals gebildet wird. Die Regeleinrichtung ist zu diesem Zweck so
programmiert, daß bei einer Abweichung der Abtriebsdrehzahl nAb von z.B. 5 % automatisch eine
Anpassung des Motoransteuer-Signals zur entsprechenden Anpassung der Motorleistung ausgelöst
wird. Je nach Fahrzeugart und deren Anforderung bezüglich der Genauigkeit der Stellung des IFA-Pedals
und der vorgegebenen Abtriebsdrehzahl-Größe kann eine mehr oder weniger große Abweichung der Istwert-Linie von der Sollwert-Linie der Abtriebsdrehzahl nAb bzw. &ngr; für die
Verstell-Regelung vorgegeben werden. Die Regelgrößen „nAbSoll, nAblst" sind vorzugsweise
experimentell zu ermitteln, wobei ein unterschiedliches Verhältnis über den IFA-Pedalweg s-IFA
bzw. der Pedalkraft F-IFA realisierbar ist.
In Verbindung mit einer elektronischen Motorregelung ist es sinnvoll, eine kombinierte
Motor-Regelungsart zu verwenden, die z.B. im Anfahrbereich ähnlich einer RQV- und bei höherer
Geschwindigkeit ähnlich einer RQ-Regelung ist.
Die eingangs beschriebene Bremseinrichtung über die Hydrostat-Bremsanlage kann
vorteilhaft über die Signale des ABS-Systems angesteuert werden. Ein auftretendes Schlupf-Signal
bzw. ABS-Signal kann innerhalb des Bremsbetriebes eine automatische Ansteuerung des Bypaß-Ventils
114c; 216; oder/und eine Rückstellung der Hydrostat-Verstellung bewirken, wodurch
automatisch durch Einfluß dieses bzw. dieser Signale ein lastloser Zustand bzw. drehmomentfreier
oder ein entsprechend drehmoment-reduzierter Zustand hergestellt wird. Das Bypaß-Ventil 216
wird hierbei auf einen entsprechend veränderten bzw. verringerten Hydrostat-Druck eingeregelt.
36 Die Bremskraft über das Getriebe bzw. der Bremsretarder oder Hydrostat-Retarder kann hierbei
der Größe des ABS-Signals entsprechen.
Die Erfindung sieht desweiteren für die Bereichsschaltungen sowohl für Hoch- als auch für
Rückschaltung, Zug- oder Schubschaltung in Kombination der bereits beschriebenen
Schaltkorrektur oder/und als Alternative dazu eine Schaltkorrektur-Einrichtung vor, wonach, wie
in Fig. 7c dargestellt, die Schaltkorrektur-Größe Z über eine Verstellkorrektur-Zeit tk
ermittelt wird. Die Verstellkorrektur-Zeit 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. Auch bekannte Leckölveränderungen in Abhängigkeit zur Betriebszeit oder/und
Belastungsart und -größe können im Programm vorgegeben werden, wodurch eine entsprechend
angepaßte Vergrößerung bzw. Veränderung der Korrektur (Z; tk) realisiert wird.
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 aus einem Stoß
resultierendes 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
37 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 (Fig. 7c) 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
38 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. inform 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 Betriebparametern 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 und auch für Wende-Schaltungen, z.B. für den Reversierbetrieb einer Arbeitsmaschine - Radlader, Traktor-Frontlader u.a. -. Insbesondere bei Anwendung
fromschlüssiger Kupplungen mit 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 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 Öffnungs-signals bzw. des Öffnungsvorganges
der genannten Kupplung und der Hydrostat-Verstellung wirksam ist, wodurch eine Schaltzeit-Verkürzung
und hohe Schaltqualität erzielt wird.
Das System, insbesondere für die Schaltkorrektur oder/und andere Funktionen, erkennt
Schub-, Zug- oder Hoch- Rückschaltung auf einfache Art aus der jeweiligen Motordrehzahl und der
Drosselklappenstellung bzw. der Größe der Motoransteuerung, woraus die Korrektur-Richtung der
Hydrostat-Verstelleinrichtung bestimmt wird (s. Fig. 7 und 7ab).
Unterstützend zu einem oder allen vorgenannten Schaltkorrektur-Einrichtungen kann
gemäß der Erfindung auch eine zusätzliche Beeinflussung bzw. Absenkung des Motordrehmomentes
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.
Das in Figur 3a dargestellte hydrostatisch-mechanische Leistungsverzweigungsgetriebe G
II besitzt vier hydrostatisch-mechanische Vorwärtsfahrbereiche, die funktionsgleich mit der
Getriebe-Ausführung G I , gem. Fig. 3 und an früherer Stelle genauer beschrieben ist. Das
Getriebe G II besitzt keinen Rückwärts-Bereich. Es ist kombinierbar mit einem nachgeordneten
Wendegetriebe Wl bzw. W2 bzw. W3 wie in den Fig. 3b; 3c bzw. 3ca dargestellt. Das
Wendegetriebe Wl, W2; W3 ermöglicht für den Rückwärtsbetrieb die gleiche Anzahl an
Schaltbereichen wie für den Vorwärtsbetrieb. Bei Anwendung des Planeten-Wendegetriebes Wl
gemäß Fig. 3b sind annähernd gleiche Vorwärts- und Rückwärtsgeschwindigkeits-Verhältnisse
realisierbar. Das Planeten-Wendegetriebe W2 gemäß Fig. 3c ermöglicht für die Rückwärtsfahrt
ebenfalls gleiche Anzahl an Fahrbereichen wie für Vorwärtsfahrt, wobei die Rückwärtsgeschwindigkeit um das Zähnezahl-Verhältnis des Hohlrades H' zum Sonnenrad S'
kleiner ist. Durch Kombination des Grundgetriebe G II mit wahlweise einem der Planeten-Wendegetriebe
Wl oder W2 ist eine beliebige Anpassung an fahrzeugspezifische Forderungen möglich. Die Getriebe-Ausführung G I gemäß Fig. 3 ermöglicht vier Vorwärts- und zwei
Rückwärts-Fahrbereiche, das als kostengünstige Lösung für die überwiegende Zahl der
Anwendungen ausreichend ist. Getriebe-Ausführung G I und G II können aus den gleichen
Grundbausteinen - Hydrostat-Getriebe 4c, Summierungsplanetengetriebe 5e; Pl, Kupplungspaket
Kl / K2 - ausgebildet werden, so daß eine sinnvolle Getriebe-Familie für ein weites Anwendungs-Spektrum
mit weitgehend gleichen Bau-Elementen bzw. Bau-Gruppen realisierbar ist. Das Wendegetriebe Wl gem. Fig. 3b besteht aus einem eingangsseitigem Hohlrad HE , einem
ausgangsseitigen Hohlrad HA sowie einer Kupplung bzw. Bremse KRW für den Rückwärts-Bereich
und eine Kupplung bzw. Bremse KVW zum Schalten des Vorwärts-Fahrbereiches. Auf einen Planetenträger PTl sind ineinandergreifende Planetenräder PLl und PL2 gelagert, wobei
das Planetenrad PLl in das erste Hohlrad HE und die zweiten Planetenräder PL2 in das
abtriebsseitige Hohlrad HA eingreifen. Der Planetenträger PTl ist mit dem Gehäuse über die
Kupplung bzw. Bremse KRW verbindbar. Die Kupplung KVW stellt eine direkte Verbindung der
Abtriebswelle 2c des Getriebes G II mit der Ausgangswelle 2c' des Getriebes für den Vorwärts-Fahrbereich
dar. Die Wendegetriebe-Ausführung W2 gem. Fig. 3c besitzt ein Planetengetriebe
40 PW2 mit einem Sonnenrad S' , einem Planetenrad P' und einem Hohlrad H' sowie eine
Kupplung bzw. Bremse KVW und eine weitere Kupplung bzw. Bremse KRW für den Rückwärts-Fahrbereich.
Das Sonnenrad S' steht in Triebverbindung mit der Abtriebswelle 2c des Getriebes
G II ,der Planetenträger PT2 ist über eine Kupplung bzw. Bremse KRW mit dem Gehäuse
verbindbar und über die Kupplung bzw. Bremse KVW ist die Getriebe-Abtriebswelle 2c mit der
Ausgangswelle 2c' des Getriebes für den Vorwärts-Fahrbereich kuppelbar. Bei Schalten des
Vorwärts-Fahrbereiches über die Kupplung bzw. Bremse KVW wird, wie bereits erwähnt, die
Getriebe-Abtriebswelle 2c mit der Getriebe-Ausgangswelle 2c' direkt verbunden. Bei Schalten
des Rückwärts-Fahrbereiches über die Kupplung bzw. Bremse KRW erfolgt durch das Planeten-Wendegetriebe
PW I bzw. PW II eine Drehrichtungs-Umkehr. Das Planeten-Wendegetriebe W2 kann in nicht dargestellter Form auch so ausgebildet werden, daß das Sonnenrad S' das
abtreibende Glied und das Hohlrad H' das eintreibende Glied darstellt. Bei dieser
Ausführungsform kann die Rückfahr-Geschwindigkeit gegenüber der Vorwärts-Fahrgeschwindigkeit
entsprechend dem Zähnezahl-Verhältnis von Sonnenrad S' und dem Hohlrad H' vergrößert werden. Je nach Fahrzeugforderung kann auch diese Lösung sinnvoll
realisiert werden. Die Planeten-Wendegetriebe Wl und W2 können gegenüber üblichen Stirnrad-Wendegetrieben
klein und kostengünstig als separate Baueinheiten für die Anwendung auch anderer Getriebe realisiert werden. Das Wendegetriebe kann, wie bereits erwähnt, alternativ auch
als Stirnrad-Wendegetriebe W3 , wie in Fig. 3ca dargestellt, ausgeführt werden.
Die Bremsregel-Einrichtung sieht verschiedene Funktions-Alternativen für die
Übersetzungs-Charakteristik nach Loslassen des Bremspedals vor. Bekannte Einrichtungen
bewirken nach Loslassen der Bremse ein Festhalten der Übersetzung. Dies führt jedoch in
Abhängigkeit zu bestimmten Betriebszuständen zu teilweise unkomfortablem Betriebsverhlten. Die
Erfindung sieht eine Bremsregel-Einrichtung vor, die kein Festhalten der Übersetzung sondern
eine den verschiedenen Betriebszuständen oder Betriebsparametern angepaßte Übersetzungsänderung nach Loslassen der Bremse bewirkt. Um bei Loslassen der Bremse die
Fahrgeschwindigkeit beizubehalten oder/und die Motorbremsfähigkeit vorteilhaft nutzbar zu
machen, wie es in der Regel dem Fahrerwunsch entspricht, sieht die Erfindung vor, daß nach
losgelassener Bremse eine Überstzungs-Rückstellung (entspricht größer werdende Übersetzung)
erfolgt. Die Motordrehzahl wird hierbei durch die Übersetzung-Rückstellung gleichzeitig
angehoben bei gleichzeitiger Anhebung des Motorbremsmomentes. Mit dem Ziel, einen weitgehend
ruckfreien Übergang nach Loslassen der Bremse zu erzielen, kann eine entsprechend angepaßte
Versteil-Charakteristik der Übersetzungs-Änderung vorgegeben werden. Die genannte Verstell-
Charakteristik kann eine durch das Motordrehzahl-Signal gesteuerte Funktion haben, wobei die
Verstell-Geschwindigkeit von verschiedenen Betriebsparametern abhängig gemacht werden kann.
Z.B. ist es sinnvoll, bei einem Bremsvorgang im Gefalle die Rückstell-Geschwindigkeit so zu
programmieren, daß die Fahrgeschwindigkeit möglichst aufrechterhalten oder zumindest für den
Fahrer einen weichen und angenehmen Übergang auf den Betriebszustand bei losgelassener
Bremse ermöglicht. Hierzu kann das Abtriebsdrehzahl-Signal des Getriebes als Steuer- und Regel-Signal
für die Übersetzungs-Änderung und Änderungs-Geschwindigkeit dienen, wobei durch einen
Ist- /Sollwert-Vergleich das entsprechende Signal auf die Getriebe-Verstellung ausgelöst wird. Das
für die Motordrehzahl bestimmende Motor-Bremsmoment kann als konstante Größe oder als eine
variable in Abhängigkeit zu verschiedenen Betriebs-Faktoren stehende Größe sein, die
vorzugsweise experimentell zu ermitteln ist und in Abhängigkeit zur Art des Fahrzeugs
verschiedenartig sein kann.
Auch nach einer einprogrammierten abhängigen oder unabhängigen Verstell-Charakteristik
ist dies sinnvoll anwendbar, z.B. in der Art, daß eine langsame Motordrehzahloder/und
Geschwindigkeits-Steigerung erfolgt, die einen kontinuierlichen linearen, progressiven
oder auch degressiven Verlauf der Übersetzungs-Änderung über der Zeitachse haben kann. Je nach
Fahrerwunsch oder/und Fahrbahnprofil kann der Fahrer durch erneutes Betätigen der Bremse die
Fahrzeug-Geschwindigkeit verändern, um z.B. ein unangenehmes Motorhochdrehen durch den
Schubbetrieb zu vermeiden. Bei Vorgabe einer degressiven Überseztungs-Änderung kann sich nach
einem gewissen zeitlichen Verlauf sinnvoll eine feste Übersetzung einstellen, die abhängig vom
Fahrbahnprofil oder/und Betriebs-Signalen einer konstanten Motordrehzahl die einem für den
Fahrer akzeptablen Motorgeräusch entspricht. Der Fahrer kann hierbei durch ein- oder
mehrmaliges Bremsen diesen Zustand selbst bestimmen. In einer weiteren Ausführungsform kann
nach Betätigen der Bremse sich eine automatische Übersetzung einstellen, die in Abhängigkeit zur
Motordrehzahl programmiert ist, wobei eine vorgegebene fest oder vom Fahrer vorgewählte oder
angepaßte Motordrehzahl innerhalb des Schubbetriebes bestimmt. Bei Vorhandensein des
hydrostatischen Bremsretarders, gem. Fig. 4; 5, oder auch eines externen Retarders in bekannter
Art ist es gemäß der Erfindung möglich, eine Kombination des Motorbremsmomentes und des
Hydrostat-Retarders gleichzeitig in der Funktion zu kombinieren, wobei bevorzugt eine relativ
niedrige und akustisch angenehme Motordrehzahl, die einem bestimmten Motordrehmoment
entspricht, vorprogrammiert ist. Der Bremsanteil des Retarders orientiert sich hierbei an der
Motordrehzahl bzw. dem Motordrehzahl-Signal, wobei die Hydro stat-Verstellung eine Verstellgröße
einnimmt, die dem Rest-Bremsmoment bzw. der Rest-Bremsleistung entspricht. Diese
42 vorgenannten Bremsfunktionen können bei dauernder Bremsbetätigung oder auch bei
losgelassener Bremse für einen gewissen Dauerbetrieb oder innerhalb gewisser Grenzen aufrechterhalten
bleiben. Bestimmend hierbei ist der Fahrerwunsch oder/und bestimmte Betriebs-Signale
wie z.B. Öltemperatur, die nur einen bestimmten Grenzwert zuläßt. Dafür geeignete Mittel sind die
beschriebene Hydrostat-Bremsanlage und die Bremsregelung, wobei die Hauptregel-Signale die
Motordrehzahl, Öltemperatur und die Bremssignale, die durch den Fahrer eingegeben werden,
sind.
Für den Wendebetrieb (Shuttle-Betrieb) sieht die Erfindung neben der aus den
Druckschriften DE 196 41 723, DE 196 01 001, DE 195 42 993 u.a. bekannten Einrichtungen mit
IFA-Pedal eine weitere Art der Fahrregelung vor, wonach über das IFA-Pedal und das Gas- bzw.
Fahrpedal F ein sehr bedienungsfreundlicher und efficienter Wendebetrieb möglich ist. Wie in
Diagramm gemäß Figur 8ac dargestellt, wird über das IFA-Pedal in einer ersten Geschwindigkeitsphase Pha der Anfahr- bzw. erste Geschwindigkeitsbereich eingeleitet. Bis zum
vollständigen Loslassen des IFA-Pedals entsprechend dem IFA-Pedal-Weg s-IFA bzw. der
Pedalkraft-Rücknahme F-IFA wird ein gewisser Geschwindigkeitspunkt Pa3 bzw. gewisse
Abtriebsdrehzahl erreicht. Der Funktionsablauf bis zu diesem Geschwindigkeitspunkt Pa3 ist
identisch mit dem vorbeschriebenen Funktionsablauf gemäß dem Diagramm nach Figur 8ab, jedoch
mit dem Unterschied, daß bei losgelassenem IFA-Pedal an Punkt Pa4 eine definierte
Geschwindigkeit Pa3 oder nichtdargestellter Leistungspunkt erreicht ist, die/der eine konstante
vorbestimmte bzw. vorprogrammierte Größe haben kann oder eine variable Größe, die in
Abhängigkeit von einer oder mehrerer Betriebsgrößen unterschiedliche Größenverhältnisse haben
kann. Zum Beispiel ist es möglich, bei Anwendung einer RQV-ähnlichen Motorregelung der
losgelassenen IFA-Pedal stellung eine bestimmte Konstant-Motordrehzahl zuzuordnen, wobei sich
in diesem Zustand eine feste Geschwindigkeitsgröße einstellen kann oder daß bei dieser IFA-Pedalstellung
Pa4 z.B. bei Anwendung einer RQ-ähnlichen Motorregelung eine bestimmte
Motorleistung einstellt, wobei sich automatisch eine Fahrgeschwindigkeit einstellt, die dieser
Leistung entspricht. Die Geschwindigkeit Pa3 bei zuletztgenannter Variante kann je nach
Einsatzart und vorgewähltem Wert sehr unterschiedliche Größen haben. Die weitere
Geschwindigkeitsphase PhB wird durch Betätigung des Gas- bzw. Fahrpedales F bewirkt, indem
eine zusätzliche Anhebung der Motordrehzahl bzw. Motorleistung eingeleitet wird zur Anhebung
der Abtriebsdrehzahl Nab gemäß dem Wunsch des Fahrers. Innerhalb der Betriebsphase PhB
sieht die Regelung, je nach Fahrzeugart und anderen unterschiedlichen Regelungsstrategien, vor,
daß jeder Gas- bzw. Fahrpedal-Stellung eine vorbestimmte feste Fahrgeschwindigkeit oder eine
43 bestimmte Fahrleistung zugrundegelegt wird, die über die stufenlose Regeleinrichtung einer der
jeweiligen Motorleistung entsprechenden Fahrgeschwindigkeit entspricht. Es sind also nach diesem
Regel-Prinzip sehr unterschiedliche Fahrstrategien realisierbar, die je nach Fahrzeugart und
Einsatzart unterschiedlichen Charakteristiken unterliegen. Die genannte Regel-Charakteristik
kann einer festen Vorgabe entsprechen oder durch Vorwahl zu treffende unterschiedliche
Variationen beinhalten. Zum Beispiel ist es sinnvoll, durch eine Wähleinrichtung unterschiedlichen
Motor-Drehzahlverlauf, wie z.B. in den Motor-Drehzahllinien nmotl und nmotll dargestellt,
vorzuprogrammieren, die beispielsweise bei Anwendung einer RQV-ähnlichen Motorregelung
stufenweise oder stufenlos vorwählbar ist. Auch ist es möglich, z.B. über ein „Handgas" die
Leerlaufdrehzahl des Motors anzuheben oder vorzuwählen. Sinnvoller ist es, eine veränderliche
Motordrehzahl-Charakteristik stufenlos oder über mehrere Einzelstufen vorwählbar zu machen,
wobei der Fahrer eine individuelle Auswahl, z.B. in Abhängigkeit der Einsatzart oder/und der Art
des Fahrzeugs oder/und verschiedenen anderen Bedingungen und Forderungen treffen kann. Bei
der zuletztgenannten Ausführung ist der Vorteil hoher Spontanität trotz relativ niedrigem Gesamt-Motordrehzahl-Niveau
gegeben. Eine sinnvolle Abstimmung der verschiedenen genannten Parameter kann experimentell ermittelt werden.
Alternativ ist für die Wendegetriebe-Regelung (IFA-Regelung) auch eine Misch-Regelung,
z.B. bei elektronischer Motorregelung möglich, um z.B. ruckfreien komfortablen Betrieb
sicherzustellen.
Die vorbeschriebene Fahrregelung für den Wendebetrieb über das IFA-Pedal wird vorzugsweise
durch ein separates Regelprogramm realisiert, welches durch eine separate Vorwahl aktiviert wird,
z.B. durch eine entsprechende Drucktaste oder durch automatische Vorwahl in Verbindung mit
einer der Vorwahl- oder Betätigungseinrichtungen, z.B. für den Frontlader-Betrieb oder einen für
Shuttle-Betrieb bestimmten Arbeitsvorgang.
Die IFA-Regelung kann ein festes oder durch manuelle Vorwahl veränderliches Regel-Programm
enthalten. Das veränderliche Programm, welches stufenlos oder stufenweise einstellbar
ist, sieht vor, daß z.B. für den Shuttle-Betrieb für Feinarbeiten bei einer Arbeitsmaschine auf ein
niedriges Motordrehzahl-Niveau, insbesondere im Anfahrbereich, ausgelegt ist, um z.B. Arbeiten
bei Niedrigst-Geschwindigkeiten präzise und exakt durchführen zu können. Bei Akkord-Arbeiten
z.B., die hohe Spontanität und Schnelligkeit fordern, kann das Motordrehzahl-Niveau höher liegen
, d.h. daß die Leerlaufdrehzahl von vorneherein auf ein entsprechend höheres Niveau angehoben
wird, um sofort hohe Leistung und Verstell-Geschwindikeit sowie höhere Fahrgeschwindigkeiten zu
44 ermöglichen, wie dies z.B. bei Arbeitsmaschinen wie Radlader oder Stapler gefordert wird. Auch die
Gesamt-Charakteristik kann je nach Fahrzeugart oder/und Einsatzart unterschiedlich veränderbar
sein, wobei z.B. der Geschwindigkeitspunkt Pa3 (s. Fig. 8ac) bei losgelassenem IFA-Pedal einem
unterschiedlichen Geschwindigkeitspunkt entspricht, der z.B. zwischen 3 und 10 km/h liegen kann.
Die genannte Leerlaufdrehzahl nleer entspricht in diesem Fall nicht der üblichen Motor-Leerlaufdrehzahl,
sondern einer neuen festen oder beliebig vorwählbaren Anfahrdrehzahl oder einer mit Loslassen des IFA-Pedals sofort ansteigenden Motordrehzahl, z.B. wie in Drehzahlkurve
nMot III (s. Fig. 8ab und 8ac) dargestellt.
Getriebe-Familie
Gemäß Fig.3d bis 3h sieht die Erfindung desweiteren vor, eine Getriebe-Familie für ein weites
Anwendungsspektrum oder/und für einen weiten Leistungsbereich oder/und zur Anpassung
unterschiedlicher Wandlungsbereiche bzw. Getriebe-Spreizung durch unterschiedliche
Kombination der weitgehend als Standarteinheiten ausgebildeten Baugruppen zu schaffen. Die
Anpassung an verschiedene Leistungsgrößen oder die gewünschte Getriebe-Spreizung wird durch
entsprechende Anzahl der Schaltbereiche variiert bei gleichbleibender Baugröße des
Hydrostatpaketes 4c und vorzugsweise gleichbleibenden mechanischen Baugruppen bzw.
Bauteilen. Dies bedeutet z.B., daß für Fahrzeuge verschiedener Art und/oder unterschiedlicher
Leistungsklassen bzw. für einen weiten Leistungsbereich der gleiche Hydrostat-Baustein 4c
verwendet werden kann, jedoch unterschiedliche mechanische Baugruppen miteinander zu einer
bestimmten Getriebe-Ausführung AfI; Af2; Af3; Af4; Af5 kombiniert werden. Je nach geforderter
Größe der fahrzeugspezifischen Bedingungen ist eine unterschiedliche Anzahl an Vorwärts- und
Rückwärts-Bereichen und auch Bereichsgrößen durch entsprechende Art der Kombination möglich.
Darüberhinaus ist es gemäß der Erfindung möglich, das Anwendungsspektrum zusätzlich zu
erweitern, dadurch daß zwei oder mehrere Größen des Hydrostat-Getriebes 4c zur Auswahl zur
Verfügung stehen. Hierdurch ist eine weitgehende Anpassung an fahrzeugspezifische Bedingungen
gegeben. Für die Anwendung in einer Baumaschine, z.B. Radlader, bei dem hohe Manöverierfähigkeit gefordert ist, ist es sinnvoll, eine Getriebe-Kombination mit wenig
Schaltbereichen zu realisieren. Hierbei wird der notwendige Wandlungsbereich bzw. die Getriebe-Spreizung
durch entsprechende Auswahl der Hydrostat-Baugröße angepaßt.
Ausführung AfI gem. Fig. 3d
45 besitzt zwei Vorwärts- und zwei Rückwärts-Bereiche. Es besteht aus einem vierwelligen
Summierungsplanetengetriebe PSl mit zwei Eingangswellen El und E2 und zwei
Ausgangswellen Al' und A2' , dem ein Planetenwendegetriebe W2 bzw. Wl zugeordnet ist.
Die beiden Ausgangswellen des Summierungsplanetengetriebes PSl sind wechselweise über
Kupplungen Kl und K2 mit dem nachgeordneten Planetenwendegetriebe W2 bzw. Wl verbindbar.
Ausführungsform AfIa gem. Fig. 3da
besitzt zwei Vorwärts- und einen Rückwärtsbereich. Das Summierungsplanetengetriebe PSl ist
vierwellig und entspricht der Ausführung gem. Fig. 3d und besitzt zwei Eingangs- und zwei
Ausgangswellen. Auf einem Planetenträger Al' sind ineinandergreifende Planetenräder Pll' und
P12' angeordnet, wobei in erste Planetenräder PU' ein mit der zweiten Hydrostateinheit B in
Triebverbindung stehendes Hohlrad HE2 und in zweite Planetenräder P12' das mit der
Antriebswelle Ic in Triebverbindung stehende Hohlrad HEl eingreift und wobei die Stegwelle Al'
als erste Ausganswelle Al' mit einer ersten Kupplung Kl und die zweite Ausganswelle A2' ein
Sonnenrad SA bildet, welches in erste Planetenräder Pll' eingreift und mit einer zweiten
Kupplung K2 verbindbar ist. Die beiden Ausgangswellen, Steg Al und Sonnenrad SA, sind über die
beiden Kupplungen Kl und K2 mit der Abtriebswelle 2c verbindbar. Eine zweite, bevorzugt
dreiwellig ausgebildete Planetengetriebe-Einheit PRl' dient für den Rückwärtsbereich, wobei
dessen Hohlrad H3' mit dem Steg &Agr;&Ggr; , dessen Sonnenrad SR' mit der Abtriebswelle 2c und dessen
Stegwelle PT2' über eine Kupplung oder Bremse KR mit dem Gehäuse des Getriebes verbindbar
ist. Diese Getriebeausführung besitzt zwei hydrostatisch-mechanische Vorwärts- und einen
hydrostatisch-mechanischen Rückwärtsbereich. In einer weiteren, nicht dargestellten
Ausführungsform ist die erste Ausgangswelle - Steg Al' - mit dem Sonnenrad SR' und das
Sonnenrad SA mit dem Hohlrad H3' verbunden. Diese Ausführung ist vorteilhaft für Fahrzeuge
niedrigeren Rückfahrgeschwindigkeit.
Die Funktion dieser Getriebe-Ausführung sowie aller Getriebe-Ausführungen Fig. 3d bis 3
hg ist in Bezug auf die jeweiligen Schaltbereiche identisch mit der eingangs beschriebenen
Getriebe-Ausführung gem. Fig. 3, wobei zu berücksichtigen ist, daß bei den Getriebe-Ausführungen
mit zwei Vorwärts- und nur einem Rückwärtsbereich der jeweilige Rückwärtsbereich
46 funktionsgleich wie der erste Vorwärtsfahrbereich ist, wobei die Drehrichtungsumkehr jeweils
durch einen zusätzlichen Planetentrieb realisiert wird.
Ausführungsform AfIa gem. Fig. 3ha
Ähnlich dieser vorgenannten Ausführung la gem. Fig. 3da ist die Getriebe-Ausführung gem. Fig.
3ha mit dem wesentlichen Unterschied, daß das Hydrostatgetriebe 4c' mit den Einheiten A und B
koaxial zum Summierungsplanetengetriebe PSl', den Kupplungen Kl und K2 und dem Planetengetriebe SR' angeordnet ist. Dies hat den Vorteil, daß die das Hydrostatgetriebe
verbindenden Stirnradstufen entfallen können.
Ausführung AfIc gem. Fig. 3hb
ist weitgehend identisch mit Ausführung Ib jedoch mit dem Unterschied, daß die Antriebswelle Ic"
durch das Getriebe geführt wird, welche auf der Ausgangsseite des Getriebes als PTO-Anschluß
oder als Zapfwellen-Antrieb genutzt werden kann. Der Getriebe-Abtrieb erfolgt bei dieser
Ausführungsform über eine abtriebsseitige Stirnradstufe 2d, welche die Triebverbindung zwischen
einem Achsdifferential DIF und der Ausgangswelle 2c' herstellt. Das Achsdifferential DIF ist
hierbei koaxial versetzt zur Antriebswelle Ic" angeordnet. Dieses Getriebe eignet sich besonders für
Arbeitsmaschinen, wie z.B. Traktoren. Je nach Fahrzeugforderung kann die Stirnradstufe 2d
eingespart werden wie in Fig. 3hb' dargestellt, wobei die Abtriebswelle 2c' die Kegelritzeswelle für
den Kegeltrieb des Differentialgetriebes DIF darstellt. Der Kegelradantrieb KE ist hierbei z.B. als
Hyboidtrieb mit einem Achsversatz AX ausgebildet, so daß die abtreibende PTO-Welle oder
Zapfwelle an einer der beiden Triebwellen TW mit ausreichendem Abstand angeordnet werden
kann. Die Summierungsplanetengetriebe PSl gem Fig. 3d und 3da und PSl' gem. Fig. 3ha und 3hb
sind funktionsgleich und unterscheiden sich lediglich darin, daß in Abhängigkeit zur Anordnung
des Hydrostatgetriebes 4c und 4c' die Lage der beiden Hohlräder HEl und HE2 in axialer Richtung
vertauscht sind. Auch bei Getriebeausführung gem. Fig. 3d und 3da ist das Summierungsplanetengetriebe
PS &Ggr; verwendbar, wobei die Stirnradstufen 26c und 228 ebenfalls in
Axialrichtung, in nichtdargestellter Weise vertauscht werden.
Ausführungsform Af2 gemäß Fig. 3e
besitzt drei Vorwärts- und zwei Rückwärts-Bereiche. Es besteht aus einem fünfwelligen
Summierungsplaneten-Getriebe PS2; PS3 mit zwei Eingangswellen El und E2 sowie drei
Ausgangswellen Al, A2 und A3. Dem Summierungsplanetengetriebe PS2 ist eine weitere
Planetengetriebe-Kombination PNl nachgeordnet, das bevorzugt aus zwei Planetengetriebe-Stufen
PRl und PV besteht. Die drei Ausgangswellen Al, A2 und A3 sind wechselweise über
die Kupplung Kl, K2, K3 mit dem Nachschaltgetriebe PNl verbindbar.
Ausführung Af3 gemäß Fig. 3f
besitzt drei Vorwärts- und drei Rückwärtsbereiche. Das Summierungsplanetengetriebe PS2 ist
fünfwellig und identisch mit Ausführung Af2 gem. Fig. 3e. Diesem Summierungsplanetengetriebe
ist in dieser Ausführungsform ein Planeten-Nachschaltgetriebe PN2 zugeordnet, das aus einer Planetengetriebestufe PVl besteht. Die drei Ausgangswellen Al, A2
und A3 dieses Summierungsplanetengetriebes PS2; PS3 sind ebenfalls über drei Kupplungen
Kl, K2 und K3 mit dem genannten Nachschaltgetriebe PN2 wechselweise verbindbar. Bei
dieser Ausführungsform ist ein weiteres Getriebe, insbesondere als Planeten-Wendegetriebe W2
nachgeordnet, das aus einem Planetengetriebesatz PR2 und einer Kupplung KVW und einer
weiteren Kupplung KRW besteht.
Ausführung Af4 gemäß Fig. 3g
besitzt drei Vorwärts- und drei Rückwärtsbereiche. Es besteht aus einem fünfwelligen
Summierungsplanetengetriebe PS2; PS3 , einem nachgeordneten Getriebe PNl bestehend aus
zwei Planetengetriebestufen PRl und PV , die wechselweise über zwei Kupplungen KV und KR
Triebverbindung zur Abtriebswelle 2c herstellen. Die Abtriebswellen Al, A2, A3 des
Summierungsplanetengetriebes PS2 sind wechselweise über Kupplungen Kl, K2, K3 und K4
mit dem Nachschaltgetriebe PNl und der Abtriebswelle 2c wechselweise verbindbar.
Ausführung Af5 gem. Fig. 3h
besitzt vier Vorwärts- und vier Rückwärts-Bereiche. Es besteht ebenfalls aus dem fünfwelligen
Summierungsplanetengetriebe PS2 , einem nachgeordneten Planetengetriebe PVl mit Kupplung KR und einem weiteren Getriebe W2 bzw. W3 , das als Planetenwendegetriebe
ausgebildet ist. Die Ausgangswellen Al, A2, A3 des Summierungsplanetengetriebes PS2 sind
auch bei dieser Ausführung über Kupplung Kl, K2, K3, K4 mit der ersten Abtriebswelle 2c'
verbindbar. Bei dieser Getriebe-Kombination ist das oben bezeichnete Planetenwendegetriebe W2
bzw. W3 nachgeordnet, das gleiche Anzahl an Vorwärts- und Rückwärtsbereichen ermöglicht.
In einer weiteren Ausgestaltung des Getriebes gem. Fig. 3i, 3j, 3k nach Ausführung Af6;
Af7; Af8 wird ein hydrostatisch-mechanisches Leistungsverzweigungsgetriebe vorgestellt, welches
48 zwei Vorwärts- und zwei Rückwärtsbereiche besitzt, wobei der erste Vorwärtsfahrbereich und der
Rückwärtsbereich rein-hydrostatisch und der zweite Vorwärts- und zweite Rückwärtsbereich mit
Leistungsverzweigung arbeitet. Das Getriebe besteht aus einem Hydrostatgetriebe 4c mit einer
ersten Hydrostateinheit A verstellbaren Volumens und einer zweiten Hydrostateinheit B
vorzugsweise konstanten Volumens sowie einem Summierungsplanetengetriebe SP4; SP5; SP6
und einer ersten Kupplung K , welche im ersten Vorwärts- und Rückwärtsbereich geschlossen ist
sowie einer Kupplung KV für den zweiten Vorwärtsbereich sowie einer weiteren Kupplung KR
für den zweiten Rückwärtsbereich. Ein Glied der Kupplung KV sowie ein Glied der Kupplung KR
sind in ständiger Triebverbindung mit der Antriebswelle Ic' . Die genannten Kupplungsglieder
bzw. Kupplungshälften mit ihren Wellen EV und ER weisen gegensinnige Drehrichtungen auf.
Die dazugehörigen Stirnradstufen 26'; 27'; 28' bzw. 29' und 30' sind entsprechend ausgelegt,
wobei in der ersten Stirnradstufe das Antriebsrad 27' als Zwischenrad dient. Über die
Antriebswelle Ic' wird die erste Hydrostateinheit A über Zahnrad 28' und die Eingangswelle
EV über das Zahnrad 26' angetrieben, die bei geschlossener Kupplung KV im zweiten
Vorwärtsfahrbereich den mechanischen Leistungsanteil auf das Summierungsplanetengetriebe
SP4; SP5; SP6 überträgt. Über die Stirnradstufe 29' , die mit der Eingangswelle der ersten
Hydrostateinheit A verbunden ist, wird der mechanische Leistungsteil über das weitere Zahnrad
30' auf die gegenlaufende Eingangswelle ER bei geschlossener Kupplung KR innerhalb des
zweiten Rückwärtsfahrbereiches auf das Summierungsplanetengetriebe SP4; SP5; SP6
übertragen. Die zweite Hydrostateinheit B steht in Triebverbindung mit der zweiten Welle H4;
H5; H6 des Summierungsplanetengetriebes SP4; SP5; SP6 , über welches der hydraulische
Leistungsanteil innerhalb des zweiten Vorwärts- bzw. zweiten Rückwärtsbereiches zum
Summierungsplanetengetriebe geleitet wird. Über eine dritte Welle - Sonnenrad S4; Steg St5'
bzw. Hohlrad H6' - wird innerhalb des zweiten Vorwärts- bzw. Rückwärtsbereiches die im
Summierungsplanetengetriebe aufsummierte Leistung zur Abtriebswelle 2c" übertragen.
Innerhalb des ersten Vorwärts- und Rückwärtsbereiches wird rein-hydrostatisch die Leistung bei
geschlossener Kupplung K über einen mit der zweiten Hydrostateinheit B verbundenen
Triebstrang 31' , 32' zur Abtriebswelle 2c" geführt. Dies bedeutet, daß innerhalb des ersten
Vorwärts- und Rückwärtsbereiches die Kupplung K geschlossen ist und die Kupplungen KV und
KR geöffnet sind, wodurch das Summierungsplanetengetriebe und die entsprechenden
Kupplungsglieder lastlos drehen.
Funktion Getriebeausführung Af6 bis Af8
49 Im Anfahrbereich bei vorgewählter Fahrtrichtung „Vorwärts" ist das Hydrostatgetriebe auf
Fördervolumen „Null" eingestellt und die Kupplung K wird geschlossen. Bei Fahrbeginn wird das
Hydrostatgetriebe bzw. die erste Hydrostateinheit A verstellt bis zur positiven Endstellung, was
der Endstellung bzw. Endgeschwindigkeit des ersten Vorwärtsfahrbereiches entspricht. Alle
Glieder des Summierungsplanetengetriebes SP4; SP5; SP6 haben in diesem Zustand eine
Drehzahl erreicht, die der Drehzahl der Eingangswelle EV und auch dem Synchronzustand aller
Kupplungsglieder der Kupplung KV entspricht. Nun kann die Schaltung in den zweiten
Schaltbereich erfolgen, indem die Kupplung KV geschlossen und darauf folgend die Kupplung K
geöffnet wird. Zur weiteren Geschwindigkeitserhöhung wird nun der Hydrostat von seiner
positiven Endstellung zurückgeregelt auf „Null" und darüber hinaus bis zu seiner negativen
Endstellung, was der Endübersetzung des Getriebes bzw. dem Ende des zweiten Vorwärtsfahrbereiches entspricht. Die erste Welle St4; St5; St6 des
Summierungsplanetengetriebes bleibt also innerhalb des zweiten Vorwärtsfahrbereiches über den
entsprechenden Triebstrang EV, 26' , 27' mit der Antriebswelle Ic' verbunden. Die
Abtriebsdrehzahl-Erhöhung ab Beginn des zweiten Schaltbereiches erfolgt durch Drehzahlrücknahme der zweiten Welle H4; H5; H6 des Summierungsplanetengetriebes
entsprechend der Hydrostatverstellung, wodurch das Abtriebsglied bzw. die dritte Welle S4; St5';
H6' des Summierungsplanetengetriebes SP4; SP5; SP6 eine gleichzeitige Drehzahlerhöhung
erfährt.
Für den Rückwärtsfahrbereich ist der gleiche Funktionsablauf wie im Vorwärtsfahrbereich
gegeben, wobei im ersten Rückwärtsbereich das Hydrostatgetriebe auf negative Verstellrichtung
ausgeschwenkt und am Ende der negativen Verstellgröße alle Glieder des Summierungsplanetengetriebes gleiche Drehzahlverhältnisse wie am Ende des ersten
Vorwärtsfahrbereiches, jedoch in negative Drehrichtung aufweisen. Die Eingangswelle ER sowie
die Kupplungsglieder KR haben in diesem Zustand ebenfalls negative Drehrichtung bei gleicher
Drehzahl. Nun erfolgt die Schaltung in den zweiten Rückwärtsfahrbereich durch Schließen der
Kupplung KR und Öffnen der Kupplung K . Bei nun folgender Hydrostat-Rückregelung auf
„Null" und darüber hinaus bis zu seiner positiven Endstellung wird der zweite
Rückwärtsfahrbereich durchfahren, wobei der mechanische Leistungsanteil über den Triebstrang
29' , 30' der Eingangswelle ER über die Kupplung KR auf das Summierungsplanetengetriebe
SP4; SP5; SP6 erfolgt und der hydraulische Leistungszweig über den gleichen Strang wie im
Vorwärtsfahrbereich zum Summierungsplanetengetriebe geleitet wird, welches beide
50 Leistungsflüsse aufsummiert und über die dritte Welle die Gesamtleistung zur Abtriebswelle 2c"
führt.
Je nach Fahrzeugforderung kann die Größe des zweiten Schaltbereiches beliebig angepaßt
werden durch entsprechende Wahl des Summierungsplanetengetriebes SP4; SP5; SP6 und der
entsprechenden Übersetzungsanpassung.
Die Summierungsplanetengetriebe für alle angeführten Getriebeausführungen gemäß Figur
3a bis 3h sind verschiedenartig ausführbar. Für das Getriebe Ausführung AFl gemäß Figur 3d ist
alternativ anstelle des Summierungsplanetengetriebes PSl die Summierungsplanetengetriebe-Ausführung
PSl' gemäß Fig. 3m oder PSl" gemäß Fig. 3n anwendbar.
Das Summierungsplanetengetriebe PS3 gemäß Fig. 31 stellt eine weitere Ausführungsform
als Alternative zu dem Summierungsplanetengetriebe PS2 , das in der Fig. 3a; 3e bis 3h
dargestellt ist, dar. Bei diesem Summierungsplanetengetriebe PS3 kann die mechanische
Eingangswelle El als innenliegende Welle und die für den hydrostatischen Leistungsfluß
zuständige Welle E2 als Außenwelle ausgeführt werden. Das Summierungsplanetengetriebe PS3
besteht aus zwei Planetengetriebe-Einheiten, wobei die erste Planetengetriebe-Einheit aus einem
mit der zweiten Eingangswelle E2 verbundenen Sonnenrad SE' und einem Hohlrad H7 besteht. Die zweite Planetengetriebe-Einheit besteht aus einer Stegwelle St' , auf der
ineinandergreifende erste Planetenräder P17 und zweite Planetenräder P18 angeordnet sind,
wobei die ersten Planetenräder P17 mit einem Hohlrad H8 und die zweiten Planetenräder P18
mit einem Hohlrad Al kämmen. Die beiden Hohlräder H7 und H8 sowie die erste
Eingangswelle El sind miteinander verbunden und stehen in Triebverbindung mit der
Eingangswelle. Das Sonnenrad SE' ist mit der hydrostatischen Eingangswelle E2 und das
Sonnenrad SA' der zweiten Planetengetriebe-Einheit ist mit der zweiten Ausgangswelle A2 und
ein in die zweiten Planetenräder P18 eingreifendes Hohlrad H8' ist mit der ersten Ausgangswelle
Al verbunden. Die dritte Ausgangswelle A3 ist in ständiger Triebverbindung mit der Stegwelle
der ersten Planetengetriebestufe sowie der Stegwelle St' der zweiten Planetengetriebestufe.
Das Summierungsplanetengetriebe PSl' gemäß Fig. 3m besitzt zwei ineinandergreifende
Planetenräder PU und P12 , wobei das Planetenrad P12 mit einem mit der ersten Eingangswelle
El' verbundenen Hohlrad HeI und mit einem mit der zweiten Eingangswelle E2' verbundenen
Sonnenrad SE kämmt und das andere Planetenrad Pll mit einem mit der ersten Ausgangswelle
Al' verbundenen Hohlrad Hai sowie einem mit der zweiten Ausgangswelle A2' verbundenen
Sonnenrad Sa in Eingriff steht.
anstelle des Summierungsplanetengetriebes PSl verwendbar. Dieses Summierungsplanetengetriebe
PSl" besteht aus ineinandergreifende Planetenräder Pll' und P12' , die auf einer mit der Eingangswelle El' verbundenen Stegwelle St9 gelagert sind. In erste Planetenräder
Pll' greift ein mit der zweiten Eingangswelle E2' verbundenes Sonnenrad SE und ein mit der
zweiten Ausgangswelle AS2' verbundenes Hohlrad Ha2 ein. Die zweiten Planetenräder P12'
kämmen mit einem mit der ersten Ausgangswelle Al' verbundenen Hohlrad Hai . Die
Summierungsplanetengetriebe-Ausführung PSl" gemäß Fig. 3n unterscheidet sich von den
Ausführungen PSl und PSl' dadurch, daß die Eingangswelle El' die Innenwelle und die zweite
Eingangswelle E2' die Außenwelle darstellt. Dies hat den Vorteil, daß bei Anwendung dieses
Summierungsplanetengetriebes PSl" die Getriebeeingangswelle Ic koaxial zu gesamten
Getriebewalze - Summierungsplanetengetriebe und Kupplungspaket - angeordnet sein kann und
somit eine vorteilhafte Lösung für eine Getriebe-Ausführung in Inline-Bauweise darstellt.
Die Getriebe-Ausführung gem. Fig.3hc ist ähnlich der Ausführung Ic nach Fig.3hb, jedoch
mit dem Unterschied, daß das Hydrostat-Getriebe 4c parallel zur Antriebswelle Ic" parallel versetzt
angeordnet ist, wobei der Antrieb der ersten Hydrostat-Einheit A koaxial am Getriebeausgang über
eine Stirnradstufe 10b" erfolgt und die Triebverbindung der zweiten Hydrostat-Einheit B über eine
eingangsseitig angeordnete Stirnradstufe 228' erfolgt. Die Schaltwalze 5c, welche das
Summierungsplanetengetriebe und die Schaltkupplung enthält, ist hier ebenfalls auf der
Antriebswelle Ic" angeordnet, wobei in Verlängerung dieser Welle 2e der Anschluß für die
Zapfwelle bzw. PTO sehr vorteilhaft für einen Traktor realisierbar ist.
Die Getriebeausführung Ie gem. Fig.3he äst ähnlich der Ausführung Id gem. Fig.3hc und
weist den Unterschied auf, daß das parallel versetzt zur Antriebswelle angeordnete Hydrostat-Getriebe
4c' so ausgebildet ist, daß die zweite Hydrostat-Einheit B auf der Antriebswelle 6c'
angeordnet ist, so daß beide Hydrostat-Einheiten A und B antriebsseitig angetrieben werden
können, wobei über eine erste Stirnradstufe 10b' die erste Hydrostat-Einheit A und über eine
danebenliegende zweite Stirnradstufe 228' die Triebverbindung zwischen der zweiten Hydrostat-Einheit
B und der auf der Antriebswelle Ic angeordneten Schaltwalze 5c hergestellt werden kann.
Anstelle des Summierungsplanetengetriebes PSl', wie in den Getriebe-Ausführungen 1, la,
Ib, Ic und Id dargestellt, ist ein weiteres funktionsgleiches Summierungsplanetengetriebe PSl"
gem. Fig.3hd erfindungsgemäß anwendbar, welches aus zwei Planetenradsätzen besteht, wobei der
erste Planetenradsatz über eine Stegwelle StI" mit der ersten Eingangswelle El' verbunden ist. Die
zweite Eingangswelle E2' ist mit dem Hohlrad H2" der zweiten Planetengetriebestufe verbunden.
52 Die erste Ausgangswelle Al' steht in fester Verbindung mit dem Hohlrad Hl" der ersten
Planetenradstufe und der Stegwelle St2" der zweiten Planetengetriebestufe und die zweite
Ausgangswelle A2' ist mit dem Sonnenrad Sl' der ersten und mit dem Sonnenrad S2' der zweiten
Planetenradstufe verbunden. Auch die Getriebe-Ausführung 1 gem. Fig.3d kann wie die
Getriebeausführungen Ib, lc, Id und Ie so ausgeführt werden, daß das
Summierungsplanetengetriebe PSl, die Schaltkupplungen Kl, K2 sowie der zweite Planetengetriebesatz SR mit den Kupplungen KRW und KVW auf der Antriebswelle Ic' angeordnet
werden kann, so daß die Zapfwelle an der durch die Schaltwalze 5c führende Antriebswelle Ic
realisierbar ist.
Die Getriebe-Ausführung Ie gem. Fig.3he besitzt ein parallel zur Antriebswelle versetzt
angeordnetes Hydrostat-Getriebe 4c', welches so ausgebildet ist, daß ein getriebeeingangsseitig die
Triebverbindungen zur ersten Hydrostat-Einheit A und der zweiten Hydrostat-Einheit B
herstellbar sind. Über eine erste Stirnradstufe 10b' ist die Antriebswelle Ic mit der ersten
Hydrostat-Einheit A verbunden. Eine danebenliegende Stirnradstufe 228' verbindet die zweite
Hydrostat-Einheit B mit dem in der Schaltwalze 5c angeordneten Summierungsplanetengetriebe.
Die Schaltwalze 5c mit dem Summierungsplanetengetriebe und den Schaltkupplungen ist hier
ebenfalls auf der Antriebswelle Ic angeordnet und kann in Verlängerung (Welle 2e) die Verbindung
zur Zapfwelle bei einem Traktor bzw. eine PTO in achsgleicher Lage zur Antriebswelle Ic
herstellen. Der Abtrieb zum Differential DIF erfolgt über eine Stirnradstufe 2d. Das
Achsdifferential DIF und die zweite Abtriebswelle 2c" kann achsversetzt zur Antriebswelle, wie in
Fig. 3he dargestellt oder auch in achsgleicher Ausführung, wie in Fig. 3hb' dargestellt, ausgeführt
werden.
Die Getriebe-Ausführung gem. Fig. 3hf (Ausführung If) ist ähnlich der Getriebe-Ausführung
nach Fig. 3hb, jedoch mit dem Unterschied, daß anstelle des Summierungsplanetengetriebes PSl' das funktionsgleiche Summierungsplanetengetriebe PSl",
wie in Fig. 3hd dargestellt, verwendet wird. Desweiteren ist der Vorderradantrieb mit der
Abtriebswelle 2VA und der entsprechenden Kupplung KVA, z.B. für die Anwendung in einem
Traktor, dargestellt.
Mit der Getriebe-Ausführung gem. Fig. 3hg als Ausführung Afglg wird der Einbau des
Getriebes nach Art der Modulbauweise, z.B. für die Anwendung in einem Traktor, aufgezeigt. Das
hier dargestellte Getriebe entspricht der Getriebe-Ausführung If nach Fig. 3hf. Die beiden
Baueinheiten - Hydrostat-Getriebe 4c und die Schaltwalze bzw. Getriebewalze 5c' mit
53 Summierungsplanetengetriebe und den Kupplungen und ggf. der Rückfahr-Planetenstufe PRl'
und einer Bremse bzw. Kupplung KR - werden bei dieser Bauart bevorzugt als eine komplette
Baueinheit von außen in das Hauptgehäuse 1 eingesetzt, wobei die Eingangswelle lca über ein
Verbindungselement Fl mit der Antriebswelle Ic und die Abtriebswelle A' über eine weitere
Verbindung F2 sowie einer mit der Antriebswelle gekoppelten, durch das Getriebe führende
Zwischenwelle 2e mit einem Verbindungselement F3 mit einer PTO- oder Zapfwelle verbunden
ist. Die Verbindungen Fl , F2 und F3 sind bevorzugt mechanische Verbindungen, die als
Schraubverbindung oder/und Mitnahmeverbindung mit Zahnprofil u.a. bekannter Art ausführbar
sind. Für das Hydrostat-Getriebe 4c ist zweckmäßigerweise zur Abstützung des Reaktionsmomentes eine elastische Drehmomentstütze 4e vorgesehen, wie sie z.B. vorteilhaft in
der noch nicht veröffentlichten Patentanmeldung 197 24 805.0 in Fig. lbb und in Fig. lbc
dargestellt und beschrieben ist. Die elastische Abstützung wird z.B. in diesem Fall vorteilhaft durch
in Ausnehmungen des Gehäuses und des Hydrostatgetriebes eingelegte Gummi-Elemente 9h bzw.
9b , die eine Kugel- bzw. Kegelform aufweisen, realisiert. Diese Getriebe-Ausführung AfIg gem.
Fig. 3hg ist sehr kostengünstig, da das Hydrostat-Getriebe 4c auf der Antriebswelle Ic und dazu
auch die Schaltwalze oder Getriebewalze 5c' mit dem Summierungsplanetengetriebe und den
Schaltkupplungen koaxial zueinander angeordnet sind. Auf diese Art entfallen die sonst sehr
kostenintensiven Triebverbindungen über Stirnräder, die z.B. bei achsversetzter Anordnung des
Hydrostat-Getriebes erforderlich sind. Bei Anwendung in einem Traktor ist ausreichend Baulänge
vorhanden, so daß diese Bauweise problemlos anwendbar ist. Außer der Triebverbindung zum
Achsdifferential DIF über eine Stirnradstufe 2d sind keine Stirnradstufen bzw. Zahnräder bis
zum Antrieb der Hinterachse erforderlich. Die Ölleitungen für die Steueröl-Versorgung für die
Kupplungen Kl und K2 und gegebenenfalls auch für KR sowie die Schmierölversorgung u.a.
können auf sehr kostengünstige und einfache Weise durch ein Trägerelement Ib , welches auch
mit dem Gehäuse 1 koppelbar ist, geführt und auf die entsprechenden Bauelemente übertragen
werden. Steckverbindungen (nicht dargestellt) nach bekannte Art zwischen einem Steuergerät Ie;
Ie' und dem Trägerelement Ib des Getriebemoduls HVG stellen die notwendige Ölverbindung
her. Die genannten Steckverbindungen sind Rohrverbindungen mit elastischen Dichtungselementen, z.B. O-Ringen an den jeweiligen Anschlußstellen sorgen außerdem für eine
Geräuschisolierung und lassen außerdem Ausgleichsbewegungen zu, die z.B. zwischen dem
Hydrostat-Getriebe 4c und dem Gehäuse aufgrund der elastischen Drehmoment-Ablagerung 4e
auftreten können. Das Getriebe HVG ist verschiedenartig ausführbar und kann als Ein- oder
54 Zweibereichsgetriebe, wie in Fig. 3hg ausgeführt, oder als Drei- , Vier- und Mehrbereichsgetriebe
Anwendung finden.
Die Getriebe Ausführung AFIg gem. Fig. 3hg ist bevorzugt für Traktoren der niedrigeren
Leistungsklasse anwendbar, wobei der erste Schaltbereich zwischen 0 und 16 und der zweite
Schaltbereich zwischen 16 und 50 km/h liegen sollte. Bei dieser Bereichsaufteilung liegt der Best-Wirkungsgrad,
bei dem die hydrostatische Leistung Null ist, im Hauptgeschwindigkeitspunkt von 8 km/h.
Die Erfindung zeichnet sich insbesondere dadurch aus, daß wie in den Figuren 3hh, 3hi,
3hj, 3hj'und 3hq dargestellt und an obiger Stelle teilweise erläutert, das nahezu komplette
stufenlose Leistungsverzweigungsgetriebe (hydrostatisches Verzweigungsgetriebe HVG) eine
Getriebe-Einheit bildet, die verschiedenartig, das heißt in verschiedenen Ausführungsformen der
Leistungsverzweigung, insbesondere mit unterschiedlicher Anzahl an Schaltbereichen ausgeführt
sein kann und an verschiedene Fahrzeugforderungen anpaßbar ist. Das Leistungsverzweigungsgetriebe HVG ist hierbei als Kompakt-Getriebe mit oder ohne Steuergerät
ausgebildet, das auf sehr einfache Art und Weise in die Gehäuseöffnung eines Hauptgehäuses 1 ,
z.B. bei einem Traktor, eingeführt werden kann und nur auf einer Seite, insbesondere der
Abtriebsseite über eine Verbindungseinrichtung, insbesondere einer Schraubverbindung F4 , mit
dem Hauptgehäuse 1 verbindbar ist. Die Gehäuse-Öffnung la' kann hierbei relativ klein sein, da
durch die spezielle Getriebeform des HVG, die in der aufgezeigten Ausführung annähernd in einer
zylindrischen Form ausführbar ist und wie in der Fig. 3hi dargestellt, geringen Einbau- bzw.
Montageraum la" beansprucht. Das Steuergerät Ii bzw. If ist hierbei zweckmäßigerweise am
Getriebe-Gehäuse 1 oder , wie in Fig. 3hq dargestellt, am Gesamtgetriebe HVG angebracht.
Die antriebsseitige Verbindung mit dem Fahrzeugmotor kann auf übliche bekannte Art
erfolgen, z.B. durch eine Muffen- oder Flanschverbindung (nicht dargestellt) oder auch einer
direkten Verbindung mit dem Schwungrad des Antriebsmotors mittels eines zwischengeschalteten
Schwingungsdämpfers wie ansieh bekannt.
Durch den Wegfall von Stirnradstufen, die z.B. bei parallel versetzt angeordnetem
Hydrostat-Getriebe als Triebverbindung erforderlich sind, ergeben sich besondere Vorteile
hinsichtlich Bauraum, Kosten, Wirkungsgrad, Montage- und Servicefreundlichkeit. Desweiteren
besteht der Vorteil, daß ein sehr rascher Getriebe-Austausch (Austausch-Getriebe),
55 Werkstattkosten und Werkstattzeit auf ein Mindestmaß gesenkt werden können. Damit werden
wesentliche Aufgaben dieser Erfindung erfüllt.
Bei Getriebe, wie in den Figuren 3hf bis 3hi dargestellt, ist der Antriebsmotor bevorzugt
achsgleich zur Antriebswelle Ic des Getriebes angeordnet, wobei das Achsdifferential DIF
achsversetzt zur Antriebswelle liegt. Dies hat den Vorteil, daß ein einfacher Zapfwellenanschluß
ohne zwischengeschaltete Stirnradstufen möglich ist, indem die Antriebswelle Ic zentral durch
das Getriebe gefürt wird und der Zapfwellenanschluß über eine Wellenverbindung F3 , z.B. inform
einer Steckverbindung mit Mitnahmeprofil realisierbar ist. Bei Ausführung gem. Fig. 3hj, 3hj' und
3hq erfolgt der Getriebe-Abtrieb auf gleicher Höhe wie das Achsdifferential DIF . Bei dieser
Ausführung ist es nicht erforderlich, die Antriebswelle Ic durch das Getriebe bis zum Abtrieb zu
führen. Je nach Fahrzeugforderungen kann hier eine entsprechende Auswahl aus den
verschiedenen Ausführungsformen der Getriebe getroffen werden. Bei Getriebe-Ausführung gem.
Fig. 3hf ist die Antriebswelle Ic' achsversetzt zur Antriebswelle des Getriebes HVG dargestellt,
wobei über eine Stirnradstufe 26c' die Triebverbindung zur Antriebswelle Ic und dem Getriebe
HVG hergestellt wird. Der Zapfwellenanschluß erfolgt bei dieser Getriebe-Ausführung durch eine
über oder neben dem Getriebe HVG parallel versetzt angeordneten Welle 2e. Bei dieser
Ausführungsform gem. Fig. 3hj' ist es zweckmäßig, die Gehäuse-Öffnung auf einer der Getriebe-Seiten
anzubringn (nicht dargestellt).
Das Getriebe HVG kann auch als separates stufenloses Getriebe mit komplett
abgeschlossenem Gehäuse ausgeführt werden wie in Fig. 3hq dargestellt, welches z.B. an eine
Fahrzeugachse über eine entsprechende Verbindung (Schraubverbindung F4) anbaubar ist. Wie in
Fig. 3hi dargestellt, ist gem. der Erfindung das Hydrostat-Getriebe 4c als eine eigene oder als extra
abgekapselte Baueinheit mit den Hydrostat-Einheiten A und B ausgebildet, auch das
Summierungsplanetengetriebe in verschiedensten Ausführungsformen, wie bereits oder
nachfolgend beschrieben, und die Kupplungen bzw. Bereichskupplungen oder/und Bremsen zum
Schalten der entsprechenden Schaltbereiche sind erfindungsgemäß vorteilhafter Weise zu einer
Baueinheit inform einer Getriebewalze 5c zusammengefast. Hydrostat-Getriebe 4c und die
Getriebewalze 5c werden über ein Gehäuse bzw. Trägerelement G miteinander verbunden. Das
Hydrostat-Getriebe 4c ist, wie in ähnlicher Form bereits beschrieben, gemäß der Erfindung
gegenüber dem Gehäuse und Trägerelement G geräusch- und schwingungsmindernd gelagert
durch eine entsprechende, bevorzugt elastische Dämpfungseinrichtung 4e, 4h. Auf sehr
kostengünstige Weise werden gem. der Erfindung elastische, insbesondere aus Gummi bestehende
Elemente 4f bzw. 4g in entsprechende Ausnehmungen 4e' , die in das Hydrostat-Gehäuse 4c
56 und das Trägerelement G eingearbeitet sind, eingelagert. Die elastischen Dämmelemente können
in Kugelform 4f oder Kegelform 4g oder in weiteren, nicht dargestellten Formen ausgebildet sein.
Die entsprechenden Ausnehmungen 4e' am Hydrostat-Getriebe 4c und dem Trägerelement G
stellen hierbei vorzugsweise Kegelbohrungen dar, so daß bei Auftreten eines Reaktionsmomentes
am Hydrostat-Getriebe neben der Drehmoment-Abstützung eine dem Drehmoment entsprechende
Axialkraft erzeugt wird, die an einem entsprechenden Dämmelement 4h , der bevorzugt als
Reibring ausgebildet ist, abgestützt wird. Dies hat den Vorteil einer sehr wirkungsvollen
Reibdämpfung. Die vorgenannten Kegelbohrungen 4e' sind sehr kostengünstig, jeweils in einem
einzigen Arbeitsgang herstellbar. Die Öl- und Steuerdruckverbindungen vom Steuergerät Ii zum
hydrostatischen Verzweigungsgetriebe HVG erfolgt zweckmäßigerweise über Steckverbindungen,
die über bekannte Anschlüsse 3a mit O-Ring-Abdichtung ebenfalls kostengünstig realisierbar ist.
Die erfindungsgemäße Getriebe-Ausführung hat den weiteren Vorteil, daß der Achsabstand
a' sehr klein und somit den unterschiedlichsten Fahrzeugforderungen angepaßt werden kann.
Wie bereits erwähnt, sind verschiedene Ausführungen des Leistungsverzweigungsgetriebes
möglich. In Fig. 3hn ist ein Leistungsverzweigungsgetriebe dargestellt, bei dem zwischen dem
Hydrostat-Getriebe 4c und dem Summierungsplanetengetriebe PS3 die Schaltkupplungen Kl,
K2 angeordnet sind. Das Summierungsplanetengetriebe PS3 , gem. Fig. 3hn, ist vierwellig
ausgebildet und besitzt drei Eingangs- und eine Ausgangswelle. Die erste Eingangswelle El ist
mit der ersten Hydro stat-Einheit A und der ersten Welle a2' des
Summierungsplanetengetriebes ständig verbunden. Die zweite Eingangswelle E&Ggr; sowie die
zweite Eingangswelle E2' des Summierungsplanetengetriebes ist wechselweise über Kupplung
Kl bzw. K2 mit der zweiten Hydrostat-Einheit B verbindbar. Die Ausgangswelle Al' des
Summierungsplanetengetriebes ist mit der Abtriebswelle A' des Getriebes ständig verbunden
oder, wie dargestellt, über eine Kupplung KV verbindbar. Das Summierungsplanetengetriebe PS3
besitzt eine mit der Ausgangswelle Al' verbundene Stegwelle , auf der ineinandergreifende
Planetenräder Pl angeordnet sind. In erste Planetenräder greift ein mit der ersten
Bereichskupplung Kl verbindbares Hohlrad H &Ggr; sowie ein mit der zweiten Kupplung K2
verbindbares Sonnenrad Sl' ein. Zweite Planetenräder kämmen mit einem mit der Antriebswelle
El verbundenem Hohlrad H2' . Das Summmierungsplanetengetriebe PS3 ist verschiedenartig
ausführbar, z.B. auch mit zwei Planetensätzen (nicht dargestellt). Die Getriebe-Ausführung gem.
Fig. 3hn besitzt zwei Vorwärts- und zwei Rückwärtsbereiche, wobei für den Rückwärtsbetrieb
vorzugsweise ein Planetengetriebe PR4 vorgesehen ist, welches bei geschalteter Kupplung bzw.
Bremse KR eine Fahrtrichtungs- bzw. Drehrichtungsumkehr bewirkt. Die Ausgangswelle Al'
kann hierbei mit einem Sonnenrad und die Abtriebswelle A mit einem Hohlrad ausgestattet sein,
wobei der Steg der Planetenräder über eine Kupplung bzw. Bremse KR mit dem Getriebegehäuse
für Rückwärtsfahrt verbindbar ist. Für die Vorwärtsfahrt wird die Ausgangswelle Al' über eine
Kupplung KV mit der Getriebeausgangswelle A' , wie bereits erläutert, verbunden. Je nach
Fahrzeugforderungen kann die maximale Rückfahrgeschwindigkeit beliebig angepaßt werden
durch entsprechende Auswahl des Planetengetriebes aus der Planetengetriebereihe PR4, PR5, PR6
und andere, wie z.B. in den Zeichnungen gem. Fig. 3hk, 3hl und 3hm dargestellt und an früherer
Stelle beschrieben.
Mit dem Ziel, die maximale Rückfahrgeschwindigkeit oder Anfahrzugkräfte
unterschiedlichen Fahrzeugforderungen anpassen zu können, sieht die Erfindung verschiedene
Ausführungsformen der Rückfahreinrichtung vor wie in den Fig. 3hk, 3hl, 3hm dargestellt.
Vorgenannte Rückfahreinrichtungen sind bevorzugt für die Getriebe-Ausführungen nach Fig. 3hf
bis 3hf anwendbar, wobei der wesentliche Unterschied darin liegt, daß ein Abtriebsglied des
Getriebes mit verschiedenen Planetengetriebe-Ausführungen - PR4, PR5, PR6 - verbindbar ist,
wobei bei PR4 das genannte Getriebe-Abtriebsglied mit einem Sonnenrad S4 und die Getriebe-Ausgangswelle
A' ; A" mit einem Hohlrad H4 verbunden ist und die Stegwelle St4 mit dem Gehäuse über eine Kupplung oder Bremse KR verbindbar ist. Bei Ausführung gem. Fig. 3hl
besitzt die Rückfahreinrichtung ein Planetengetriebe PR5, wobei auf einer Stegwelle
ineinandergreifende Planetenräder Pll und P12 angeordnet sind, wobei in erste Planetenräder
Pll ein mit einem Getriebe-Abtriebsglied verbundenes Hohlrad H3' eingreift und die
Getriebeausgangswelle A'; A" mit einem weiteren Hohlrad H3" , das in zweite Planetenräder P12
eingreift, verbunden ist. Die Rückfahreinrichtung gem. Fig. 3hm besitzt ein Planetengetriebe PR6
mit ineinandergreifende Planetenräder Pll und P12 , die auf einer Stegwelle St6 gelagert sind.
Ein Abtriebsglied des Getriebes greift hierbei in ein Sonnenrad S6 ein, das mit ersten
Planetenrädern Pll kämmt. Die Abtriebswelle A'; A" ist mit einem mit zweiten Planetenrädern
P12 eingreifendes Sonnenrad S6' verbunden. Die Stegwellen St4; St5; St6 sind für den
Rückfahrbereich jeweils über eine Bremse bzw. Kupplung KR mit dem Gehäuse verbindbar. Für
niedrigere Rückfahrgeschwindigkeiten eignet sich die Ausführung gem. Fig. 3hk und für hohe
Rückfahrgeschwindigkeit die Ausführung wie bereits in den Komplett-Getrieben Fig. 3hh bis 3hj'
gezeigt. Bei Forderung nach annähernd gleichen Anfahrzugkräften wie bei Vorwärtsfahrt und
gleichen Geschwindigkeitsverhältnissen eignen sich die Rückfahreinrichtungen mit den
Planetengetrieben PR5 oder PR6 wie in den Fig. 3hl bzw. 3hm dargestellt.
58 Die Funktion des Getriebes nach Fig. 3hn entspricht in der Schaltweise bzw. im
Schaltablauf und dem hydrostatischen Drehzahlverhalten der Getriebe-Ausführung nach Fig. 3hf,
wobei im Anfahrzustand bei Fahrgeschwindigkeit „Null" und geschlossener Kupplung Kl das
Hydrostat-Getriebe vorzugsweise von einem bis zum anderen Übersetzungs-Endpunkt voll
durchgeregelt wird, wobei am Ende des ersten Schaltbereiches alle Glieder des Summierungsplanetengetriebes PS3 sowie die Glieder der zweiten Bereichskupplung K2 Synchron-Lauf
aufweisen. In diesem Zustand kann die Kupplung K2 geschlossen und danach die Kupplung
Kl geöffnet werden und darauf folgend das Hydrostat-Getriebe in die Gegenrichtung verstellt
werden bis zu seinem Verstell-Endpunkt, an dem die Endübersetzung des Getriebes bzw. die
Maximalgeschwindigkeit des Getriebes erreichbar ist. Das Getriebe besitzt somit zwei
hydrostatisch-mechanische Schaltbereiche ähnlich wie vorgenannte Ausführung gem. Fig. 3hf. Alle
Kupplungsschaltungen finden bei Synchronlauf der Kupplungsglieder statt, wobei im
Anfahrzustand bei Fahrgeschwindigkeit „Null" die Welle El' des Summierungsplanetengetriebes
gleiche Drehzahl in gleiche Drehrichtung als die zweite Hydrostat-Einheit B aufweist, um ein
ruckfreies Schließen der Kupplung Kl sicherzustellen.
In Fig. 3hr ist eine Getriebe-Ausführung gem. der Erfindung mit mechanischem Wandler
4d , insbesondere einem Umschlingungsgetriebe und einem nachgeschalteten Getriebe 5d , das
bevorzugt als Leistungsverzweigungsgetriebe ausgeführt ist, dargestellt. Ähnlich wie vorgenannte
Getriebe-Ausführungen ist auch dieses Getriebe gem. der Erfindung als Kompakt-Getriebe bzw.
mechanisches Verzweigungsgetriebe MVG ausgeführt, welches durch eine Getriebe-Öffnung la'
in ein Getriebegehäuse, z.B. eines Traktors, einbaubar bzw. an ein Getriebe, z.B. einer Triebachse
IA, über eine gleiche oder ähnliche Verbindungseinrichtung F4 anbaubar ist. Um eine möglichst
kompakte Bauweise zu erzielen, ist das aus einer Primär-Einheit (Kegelscheibe 4dA) und einer
Sekundär-Einheit (Kegelscheibe 4dB) bestehende mechanische Wandler-Getriebe so aufgebaut, daß
die erste Primär-Einheit 4dA über eine Getriebestufe dA mit der Antriebswelle Ic und die
Sekundär-Einheit 4dB über eine weitere Getriebestufe dB mit einem Getriebeglied des
Summierungsplanetengetriebes oder Summierungsgetriebes 5d verbunden. Das
Summierungsgetriebe 5d kann als Planetengetriebe mit einem oder mehreren Schaltbereichen
ausgeführt werden, ähnlich der vorbeschriebenen hydrostatisch-mechanischen Getriebe-Ausführungen.
Auch hier kann, wie dargestellt, die Abtriebswelle des Getriebes koaxial zur Eingangswelle Ic durch das Getriebe verlaufen und gleichachsig an ein Getriebe, z.B. ein
Achsgetriebe IA , angeschlossen werden. In einer weiteren, nicht dargestellten Ausführungsform
ist das Differential-Getriebe DIF bzw. die Eingangswelle 2"' der Triebachse IA bzw. des
59 entsprechenden nachfolgenden Getriebes achsversetzt zur Eingangswelle Ic angeordnet und über
eine entsprechende Stirnradstufe 2d mit der Getriebe-Abtriebswelle A' in Triebverbindung.
Hierbei ist es möglich, wie bei Getriebeausführung nach Fig. 3hh, die Getriebe-Eingangswelle Ic
zentral durch das Getriebe zu führen, um z.B. einen gleichachsigen Durchtrieb für eine Welle 2e'
bzw. Zapfwelle oder PTO zu realisieren.
Bei allen Getriebe-Ausführungen mit Inline-Anordnung des Hydrostat-Getriebes und der
Schalt- bzw. Getriebewalze, wie in den Fig. 3hf bis 3hq dargestellt, ist es zweckmäßig, die zweite
Hydrostat-Einheit B , die in der Regel als Konstant-Einheit ausgebildet ist, auf ein kleineres
Fördervolumen als die Verstelleinheit A auszulegen, um den leckölbedingten Drehzahlschlupf für
die Bereichsschaltungen ausgleichen zu können. Dies kann auf einfache Weise durch einen
entsprechend kleineren Winkel der Schrägscheibe oder bei verstellbarer Hydrostat-Einheit B
durch entsprechende Sekundär-Verstellung ausgeglichen werden. Bei den Getriebe-Ausführungen
mit parallel versetztem Hydrostat-Getriebe kann der Drehzahlschlupf durch entsprechende
Übersetzungsanpassung in den verbindenden Stirnradstufen ausgeglichen werden.
Bei Leistungsverzweigungsgetrieben, bei denen der Hydrostat innerhalb eines
Schaltbereiches durch „Null" durchgeregelt wird, gibt es den Betriebspunkt des hydrostatischleistungslosen
Zustandes, bei dem die Hydrostateinheit B die Drehzahl „Null" aufweist und das
anstehende Drehmoment an dessen Welle 7c abgestützt wird. Zur Steigerung der Standfestigkeit
sieht die Erfindung vor, diesen Betriebspunkt, speziell bei einer Getriebeausführung, die keine
Einrichtung für Festpunkt-Schaltung KH zum Festhalten der Welle 7c besitzt, insbesondere bei
länger anhaltendem Betrieb oder/und bei besonders hohen Belastungszuständen u. a. zu meiden.
Dies geschieht derart daß eine geringfügige Übersetzungsänderung oder Änderung der Hydrostat-Verstellung
über die Regeleinrichtung bewirkt wird, so daß eine gewisse Mindestdrehzahl der Hydrostateinheit B , die in der Regel als Konstanteinheit ausgebildet ist, aufrecht erhalten bleibt
bzw. eingeregelt wird. Je nach Fahrzeugart und Art der Betriebseinsätze kann hier eine
vorgegebene Mindestdrehzahl dieser Hydrostateinheit B vorprogrammiert werden, die z.B. bei 200
U/min als negative oder positive Drehzahl wirksam ist. Der Übersetzungsausgleich kann durch
eine entsprechende, vorzugsweise automatische Anpassung der Antriebs-Drehzahl bzw. der
Motordrehzahl geschaffen werden. Diese Funktion kann als Permanet-Funktion oder, wie erwähnt,
in Abhängigkeit verschiedener Betriebssituationen, z.B. bei hohen Zugkräften, in Abhängigkeit von
einem oder mehreren Betriebsparametern oder Betriebssignalen wie Lastsignal oder
60 drehmomentbestimmenden Signalen, z.B. Drosselklappenstellung, Gaspedalstellung, Hydrostat-Drucksignal
oder nach einer gewissen Verweildauer an diesem Übersetzungspunkt bei Drehzahl „Null" der Hydrostatwelle 7c bzw. bei Verstellgröße „Null" oder anderem ausgelöst werden. Die
genannte Mindestdrehzahl kann auch in Abhängigkeit eines oder mehrerer Betriebsparameter
variabel sein. Bei sehr hohen Arbeitsdrücken ist eine höhere Mindestdrehzahl empfehlenswert. Die
Getriebeübersetzung wird durch diese Maßnahme beim Leistungsverzweigungsgetriebe nur
geringfügig beeinflußt.
Die Steuer- und Regeleinrichtung 5 berücksichtigt z.B. bei einer Vollbremsung und
starken Verzögerungsvorgängen, bei der die Übersetzungsrückstellung nicht schnell genug ist, eine
spontane Öffnung einer oder mehrerer der Bereichskupplungen. Um bei der nun neuen
Geschwindigkeit nach dem Verzögerungsvorgang eine nahtlose Triebverbindung zu erhalten, wird
in der Regeleinrichtung der Synchronpunkt der betreffenden Bereichskupplung gesucht durch
entsprechende Übersetzungsanpassung bzw. automatische Anpassung der Hydrostat-Verstellung,
die durch Drehzahlvergleich der entsprechenden Getriebeglieder über die Drehzahl-Sensoren
realisiert wird. Nach erreichtem Synchronzustand der betreffenden Kupplung wird dann
automatisch die Kupplung geschlossen, wonach die normalen Betriebsfunktionen wieder hergestellt
sind.
Zur Verbesserung des Geräuschverhaltens, des Wirkungsgrades für den gesamten Antrieb
Motor und Getriebe und zur Verbesserung der Standfestigkeit sieht die Erfindung desweiteren
auch für Arbeitsmaschinen und Nutzkraftfahrzeuge einen Overdrive vor, mit dem Ziel, die
Nenndrehzahl des Motors, z.B. von 2400 auf 2000 zu senken bzw. die max. zulässige Drehzahl nicht
auszunutzen. Diese Maßnahme ist vorteilhaft, weil im Bereich zwischen 2000 und 2400 l/min in
der Regel nur ein sehr geringfügiger Anstieg der Motorleistung gegeben ist, die durch den
schlechter werdenden Wirkungsgrad von Motor und Getriebe in den meisten Fällen nahezu
wettgemacht wird. Dies bedeutet, daß auch die Nebenantriebe - PTO, Zapfwelle - an die
niedrigerere Motor-Drehzahl, z.B. 2000 l/min , die somit als Nenndrehzahl gilt, angepaßt werden.
Die Erfindung beinhaltet desweiteren eine Sicherheitseinrichtung über eine
Hydrostatdruckbegrenzung. Diese sieht vor, daß bei Erreichen eines maximal zulässigen
Hydrostatdruckes eine automatische Übersetzungsrückstellung oder/und eine automatische
Reduzierung der Motordrehzahl erfolgt, um eine weitere Druckerhöhung und Überlastung von
Bauteilen zu vermeiden. In der Regel wird bei Anwendung hydrostatischer Komponenten ein
Überdruckventil in den Hochdruckkreislauf des Hydrostaten eingebaut. Diese
61 Sicherheitseinrichtung ist auf einen bestimmten zulässigen Druck, z.B. von 450 bar ausgelegt, der
in der Regel noch eine relativ hohe Lebensdauer der einzelnen Bauteile verspricht. Die
Hydrostatkomponenten sind in der Regel gegenüber dem oben genannten zulässigen Druck
kurzzeitig auf einen weit höheren Druck belastbar. In der Praxis treten jedoch Betriebszustände
auf, die nur kurzzeitig eine außergewöhnlich hohe Zugkraft fordern, z.B. bei steilen Garageneinoder
-Ausfahrten, beim Überfahren von extremen Bodenunebenheiten oder plötzlichem Auftreten
hoher Bodenwiderstände bei Arbeitsmaschinen und ähnlichem. Die Erfindung sorgt dafür, daß die
zulässige zeitbegrenzte Überhöhung des Hydrostatdruckes ausgenutzt werden kann. Zu diesem
Zweck dient ein Drucksensor oder wenigstens ein mit dem Hydrostatkreislauf in Wirkverbindung
stehendes Sicherheitselement, z.B. ein elektrischer Druckschalter, welches bei Erreichen des
genannten Grenzdruckes von z.B 450 bar dies der Getrieberegelung bzw. -Steuerung signalisiert,
worauf eine Übersetzungrückstellung ausgelöst werden kann. Mit dieser Einrichtung können die in
der Regel notwendigen beiden sehr kostenaufwendigen Druckbegrenzungsventile eingespart
werden. Mit Rücksicht darauf, daß kurzzeitig auftretende Lastüberhöhungen und entsprechende
Zugkraft- und Druckspitzen, wie oben beschrieben, von der Hydrostatik zu bewältigen sind, sieht
die Erfindung vor, daß nach Erreichen des genannten Grenzdruckes nicht eine sofortige
Übersetzungsrückstellung ausgelöst wird, sondern dies erst nach einer vorgegebenen Zeitphase
erfolgt. Je nach Art des Fahrzeuges oder/und Einsatzart kann diese Zeitphase konstant oder
variabel in Abhängigkeit zu verschiedenen Betriebsparametern vorprogrammiert sein. Die
Zeitphase kann als fester Wert, z.B. 1 oder 2 Minuten oder/und in Abhängigkeit eines oder
mehrerer Betriebswerte, z.B. zur Betriebstemperatur, Motor- oder/und Hydrostatdrehzahl als
variable Größe vorgegeben werden. Innerhalb dieser Zeitphase stellt die Reifenrutschgrenze die
Limitierung dar. Eine sehr einfache und kostengünstige Lösung stellt die genannte Einrichtung
mittels eines, bevorzugt am Hydrostaten 4c sitzenden elektrischen Druckschalters dar. Eine
weitere Ausführungsform sieht einen Stufendruckschalter vor, der z.B. bei einem ersten
Sicherheitsdruckpunkt von 450 bar und bei einem zweiten höheren Sicherheitsdruckpunkt von z.B.
650 bar anspricht. Bei dieser Lösung wird beispielsweise bei Überschreiten des ersten
Druckpunktes die oben genannte zeitabhängige Übersetzungsrückstellung und nach Erreichen
bzw. Überschreiten des zweiten Druckpunktes eine sofortige Übersetzungsrückstellung ausgelöst,
wobei vorzugsweise die Rückstellgeschwindigkeit vom Drucksignal e bestimmt wird. Anstelle des
genannten Stufendruckschalters können auch zwei oder mehrere getrennte Druckschalter
eingesetzt werden. Eine weitere Ausführungsform dieser Sicherheitseinrichtung wird durch einen
Drucksensor verschiedener bzw. bekannter Art, z.B. ein Proportionalventil oder einen mit dem
62 Hydrostatdruck in Wirkverbindung stehendes Potentiometer mit druckabhängiger Signalgröße,
welche möglicherweise auch für andere Funktionen dienen können, realisiert. Mit dieser
Einrichtung ist es möglich, eine gezielte, von verschiedenen Betriebsparametern, z.B. der
Betriebstemperatur, Motordrehzahl, Hydrostatdrehzahl, Hydrostatverstellung oder/und anderen
Werten abhängige Übersetzungsrückstellung zu verwirklichen. Ein im Hydrostatkreislauf 206, 207
eingebautes Wechselventil 210 sorgt dafür, daß immer der Hochdruck an der Sicherheitseinrichtung zur Verfugung steht.
Wie oben erwähnt beinhaltet diese Sicherheitseinrichtung desweiteren eine
Hydrostatdruckbegrenzung durch Beeinflußung der Motoransteuerung bzw. Motordrehzahl, derart
daß bei erreichtem Grenzdruck bzw. einer vorgegebenen Druck-Charakteristik oder in
Abhängigkeit eines vorgegebenen Drucksignals e eine entsprechende Anpassung der Motoransteuerung bzw. der Drosselklappenstellung erfolgt. Zum Beispiel kann innerhalb einer
Beschleunigungsphase bei Erreichen eines vorgegebenen Grenzdruckes oder Grenzwertes inform
eines konstanten oder veränderlichen Wertes der Motor in seiner Drehzahl so geführt werden, daß
die vorgegebene Drucklimitierung oder Druck-Charakteristik automatisch eingehalten bzw. nicht
überschritten wird. Dies bedeutet, daß z.B. in Abhängigkeit eines Hydrostat-Drucksignals e eine
automatische Beeinflußung oder Ansteuerung der Motorregelung und/oder der
Übersetzungsregelung des Getriebes erfolgt, so daß eine Verringerung der Motordrehzahl oder/und
Fahrgeschwindigkeit bewirkt wird. Anstelle des Hydrostat-Drucksignals können auch andere, z.B.
motorseitige Lastsignale oder Betriebssignale wie Drosselklappen-Stellung, Gaspedal-Stellung,
Drehmoment-Sensor u.a. verwendet werden. Bei kleineren Hydrostatdrehzahlen oder/und kleinerer
bzw. mittlerer Verstellgröße des Hydrostaten oder/und niedriger Betriebstemperatur sind höhere
Drücke oder/und Betriebszeiten zulässig. Dies kann mit diesen Sicherheitseinrichtungen
entsprechend berücksichtigt und vorprogrammiert werden. Bestimmend für die genannten
Belastungsgrenzen oder die genannte Belastungs-Charakteristik für den Hydrostaten sollte das
Lastkollektiv des betreffenden Fahrzeuges sein.
Der besondere Vorteil dieser Einrichtung besteht darin, daß eine sonst notwendige
Hydrostatüberdimensionierung verhindert wird und die Grenzen der Auslastungsfähigkeit,
insbesondere hinsichtlich der Kosten und des Bauraumes, ausgenutzt werden können. Ein weiterer
Vorteil liegt darin, daß im Teillastbetrieb mit wirkungsgradgünstigeren Hydrostatdruck gefahren
werden kann.
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63 Diese Sicherheitseinrichtung ist erfindungsgemäß auch für reinhydrostatische Antriebe
verschiedener Axt ohne Leistungsverzweigung sinnvoll anwendbar, wodurch eine höhere
Ausnutzbarkeit der Hydrostatkomponenten möglich ist.
Um eine sichere und komfortable Stillstandsregelung und Anfahrregelung zu erhalten, ist
gemäß der Erfindung vorgesehen, daß das Bremspedal ähnliche Funktion wie das beschriebene
IFA-Pedal (siehe Fig. 8a, 8ab, 8ac) aufweist. Bei dieser Ausführungsart ist vorgesehen, bei
Fahrzeugstill stand und vorgewählter Fahrtrichtung das Brems- bzw. IFA-Pedal zu betätigen,
welches bewirkt, daß die Getriebeübersetzung über das Bremspedal-Signal f auf Fahrzeugstillstand eingeregelt wird, was bedeutet, daß beim Halten an einer Steigung oder einem
Gefälle das Hydrostatgetriebe auf eine entsprechende Verstellgröße eingeregelt wird, wobei der
Leckölverlust des Hydrostatgetriebes durch entsprechende Winkelkorrektur bzw. Verstellkorrektur
X oder Y ausgeglichen wird. Beim Umschalten, z.B. von Vorwärts auf Rückwärts bei stehendem
Fahrzeug an einer Steigung oder einem Gefälle, ist innerhalb der Umschaltphase, das heißt bei
Betätigen des Wählhebels von Vorwärts- auf Rückwärtsstellung oder umgekehrt eine
Winkelkorrektur bzw. Verstellkorrektur des Hydrostatgetriebes entsprechend einem Korrekturmaß
Z (siehe Fig. 7ac) erforderlich. Um innerhalb dieser Umschaltphase ein Wegrollen zu verhindern,
sieht die Erfindung vor, daß z.B. bei Stillstand an einer Steigung neben der bereits geschlossenen
Kupplung KV zusätzlich zunächst die Kupplung KR automatisch schließt, was ein Blockieren der
Abtriebswelle bewirkt und daß innerhalb beider geschlossener Kupplungen KV und KR eine
Korrektur des Hydrostatgetriebes um das Maß Z erfolgt. Die Information über die notwendige
Verstellgröße Z erhält das System aus der vorhergehenden Einstellung bzw. Korrekturstellung
Px , die der Korrekturgröße in Schaltstellung „Vorwärts" entspricht. Innerhalb dieser
Umschaltphase wird also eine automatische Korrekturverstellung von Punkt Px nach Punkt Py
ausgelöst, wobei an Stellung Py die Drehmomentabstützung am Hydrostatgetriebe erfolgt ohne
dabei die Betriebsbremse zu belasten. Nach Loslassen der Bremse bzw. des IFA-Pedals wird der
Anfahrvorgang in die nun vorgewählte neue Fahrtrichtung eingeleitet durch entsprechende
Hydrostatverstellung. Die Anfahrgeschwindigkeit kann nach einem vorgegebenen Programm, wie
an früherer Stelle in Verbindung mit dem IFA-Pedal bereits beschrieben, realisiert werden. Beim
Umschaltvorgang von Rückwärts auf Vorwärts ist umgekehrtes Funktionsverhalten gegeben, wobei
dementsprechend die Hydrostatverstellung von Korrekturstellung Py auf Px innerhalb der
Umschaltphase bzw. Wählhebelveränderung gegeben ist.
64 Für den Umschaltvorgang von Vorwärts auf Rückwärts und umgekehrt kann auch die
Betriebsbremse zuhilfe genommen werden als zusätzliche Funktion oder Funktionsersatz anstelle
der oben beschriebenen Blockierungsfunktion für die Abtriebswelle durch Schließen bzw.
Geschlossenhalten beider Kupplungen KV und KR während der Hydrostat-Korrekturphase. Die
hier erwähnte Betriebs-Bremsfunktion kann als automatische Funktion in das Umschaltprogramm
einbezogen werden oder/und in Abhängigkeit zur Betätigungskraft des IFA-Pedals bzw.
Bremspedals stehen.
Der gleiche Funktionsablauf für die Stillstands- und Anfahrregelung kann auch bei einer
ansich bekannten Null-Punkt-Regelung realisiert werden, wobei keine Bremspedal- bzw. IFA-Pedal-Betätigung
erforderlich ist, sondern der gesamte Funktionsablauf über das Fahrpedal bzw. Gaspedal erfolgt und der Fahrzeugstillstand sich automatisch bei losgelassenem Fahrpedal
einstellt.
Claims (36)
1. Stufenloses Getriebe, insbesondere hydrostatisches Getriebe, mit oder ohne
Leistungsverzweigung mit einem hydrostatischen (4c) oder mechanischen Wandler mit
hydrodynamischem Retarder (78; 83c) oder hydrostatischem Retarder (201) oder elektrischem
Retarder dadurch gekennzeichnet , daß der Retarder (78; 83c; 201) bei Betriebsbremsung automatisch wirksam wird, wobei in Abhängigkeit des Betätigungs-Signals (a)
neben der Betriebsbremse auch die Retarderbremse (78; 83c; 201) wirksam wird, wobei die
Retarderbremskraft einen Teil oder die volle Betriebsbremskraft übernimmt und daß vorzugsweise
ein Aufteilungsverhältnis der Betriebsbremskraft und der Retarderbremskraft (FBR) durch ein
vorgegebenes Programm bestimmt wird.
2. Stufenloses Getriebe, insbesondere mit hydrostatischer Leistungsverzweigung bevorzugt
für Kraftfahrzeuge mit einem oder mehreren Schaltbereichen mit oder ohne einer Einrichtung zur
Hydrostat-Überbrückung inform einer Festpunktschaltung (KH, KB, KD) mit einer ersten
Hydrostateinheit (A) verstellbaren Volumens und einer zweiten Hydrostateinheit (B) konstanten
oder verstellbaren Volumens mit einem Summierungsplanetengetriebe zum Aufsummieren der
hydraulischen und mechanischen Leistung, dadurch gekennzeichnet ,
daß das Hydrostatgetriebe (4c; 4c') bei geschaltetem Übersetzungsfestpunkt als Hydrostat-Retarder
Steuer- und regelbar ist, wobei die Hydrostat-Retarder-Funktion automatisch einschaltbar ist,
indem das Einschalt-Signal (SBH) für den Hydrostat-Retarder aus einer vorgegebenen Soll-Geschwindigkeit
(Tempomat-Einstellung oder Fahrpedal-Einstellung) resultiert, wobei ein Abtriebsdrehzahl-Signal d oder/und geschwindigkeitsbestimmende Signale für die Bremsregel-Funktion
wirksam sind und daß ein Motor-Drehzahlsignal bei einer vorbestimmten Drehzahlgröße
bzw. Drehzahlcharakteristik bestimmt, wann eine Umschaltung in einen anderen Übersetzungsfestpunkt erfolgt bzw. erfolgen muß.
3. Getriebe nach dem Oberbegriff des Anspruches 1 oder 2 dadurch gekennzeichnet
, daß die Bremsregeleinrichtung (RB) derart wirksam ist, daß bei Betätigung der Bremse eine automatische Aufteilung der Bremskräfte aus der Betriebsbremse (BB), der Hydrostat-Retarder-Bremse (BH) oder/und der Motorbremse (BM) erfolgt,
, daß die Bremsregeleinrichtung (RB) derart wirksam ist, daß bei Betätigung der Bremse eine automatische Aufteilung der Bremskräfte aus der Betriebsbremse (BB), der Hydrostat-Retarder-Bremse (BH) oder/und der Motorbremse (BM) erfolgt,
daß die Brems-Regeleinrichtung eine feste oder unterschiedliche getrennt vorwählbare
Bremsstrategien enthält,
daß die Betätigungskraft oder/und der Betätigungsweg das Maß der Bremskraft bestimmt, wobei
eine automatische Aufteilung der Bremskraftanteile auf die Betriebsbremse (BB), die
hydrostatische Retarder-Bremse (BH) und die Motorbremse (BM) erfolgt,
daß das Ansteuer-Signal (SBB) für die Betriebsbremse (BB) ein Primär-Signal darstellt und das
Ansteuer-Signal (SHY) für die Hydrostat-Retrderbremse (BH) ein Sekundär-Signal ist, welches aus
dem Primär-Signal (SBB) der Betriebsbremse resultiert bzw. mit diesem in Abhängigkeit bzw. in
Wirkverbindung steht,
daß das Ansteuer-Signal für die Betriebsbremse (BB) durch ein Signal bzw. Rückmelde-Signal
(SBH) des Hydrostatgetriebes beeinflußt oder übersteuert wird, derart daß der Anteil der
Betriebsbremskraft (FBB) nach einem vorgegebenen Maß bzw. vorgegebenen Verhältnis,
insbesondere um das Maß der Hydrostat-Bremskraft (FBB), verringert wird, wobei die Größe des
entsprechenden Signals bzw. Rückmelde-Signals das Bremskraftanteil-Verhältnis bestimmt,
daß die Betriebsbremskraft (FBB) in einem vorbestimmten Verhältnis zur Gesamt-Bremskraft steht
und in Abhängigkeit zu verschiedenen Betriebsparameteren oder/und einem Zeitparameter nach
einer vorgegebenen Charakteristik verläuft, wobei die Betriebsbremskraft (FBB) bis auf Null
abgesenkt werden kann, und daß bei Vorhandensein eines oder mehrerer Festpunktschaltungen
vorzugsweise innerhalb der Umschaltphase von einem zum anderen Übersetzungs-Festpunkt eine
automatische Bremskraftübernahme durch die Betriebsbremse erfolgt.
4. Getriebe nach Anspruch 1, 2 oder 3 dadurch gekennzeichnet , daß bei
Ausfall der Hydrostat-Retarderbremse (BH) automatisch eine Übernahme dieser Bremskraft (FBB)
durch die Betriebsbremse (BB)erfolgt.
5. Getriebe nach einem der vorgenannten Ansprüche dadurch gekennzeichnet
, daß eine Einrichtung für Einstellung einer Konstant-Geschwindigkeit nach Art eines Tempomats vorgesehen ist, wobei eine automatische Bremskraftanpassung der Retarder-Bremskraft (FBH) durch entsprechende Hydrostat-Druckveränderung oder/und durch stufenlose Hydrostat-Verstellung mit oder ohne Motordrehzahlanpassung erfolgt,
, daß eine Einrichtung für Einstellung einer Konstant-Geschwindigkeit nach Art eines Tempomats vorgesehen ist, wobei eine automatische Bremskraftanpassung der Retarder-Bremskraft (FBH) durch entsprechende Hydrostat-Druckveränderung oder/und durch stufenlose Hydrostat-Verstellung mit oder ohne Motordrehzahlanpassung erfolgt,
daß ein Temperatur-Signal die Grenze der Bremsretarderleistung bzw. Kühlleistung signalisiert,
wodurch eine automatische Veränderung bzw. Reduzierung einer vorgewählten Fahrgeschwindigkeit, z.B. durch automatischen Einsatz der Betriebsbremse (BB) und
automatischer Rückregelung der Getriebeübersetzung bewirkt wird,
67 daß die Hydrostat-Retarderbremseinrichtung eine Fuß- oder Handbetätigung besitzt, wobei die
Größe der Bremskraft (FB) in Abhängigkeit zur Betätigungskraft oder/und dem Pedalweg steht,
wobei eine automatische Aufteilung der Gesamtbremskraft in Retarderbremskraft (FBH) und
Motorbremskraft (FBM) durch angepaßte Getriebeübersetzung und Motordrehzahl realisiert wird.
6. Stufenloses Getriebe mit hydrostatischer Leistungsverzweigung mit zugeordneter
Bremsanlage verschiedener Ausführungsform dadurch gekennzeichnet , daß nach einem Bremsvorgang nach Loslassen der Bremse die Getriebeübersetzung automatisch um ein
definiertes Maß zurückgeregelt wird,
daß die nach Loslassen der Bremse wirksame Rückregelung der Getriebeübersetzung so groß ist,
daß bei zumindest annähernd gleichbleibender Geschwindigkeit die schubbedingte Motordrehzahl-Anhebung
voll oder teilweise ausgeglichen wird.
7. Getriebe nach einem oder mehreren der vorgenannten Ansprüche dadurch
gekennzeichnet , daß bei Einsatz bzw. Wirksamwerden des ABS-Systems eine automatische Reduzierung oder Abschaltung des Hydrostatdruckes im Hydrostat-Retarder-Kreislauf ausgelöst wird oder
gekennzeichnet , daß bei Einsatz bzw. Wirksamwerden des ABS-Systems eine automatische Reduzierung oder Abschaltung des Hydrostatdruckes im Hydrostat-Retarder-Kreislauf ausgelöst wird oder
eine automatische Absenkung oder Abschaltung des Hydrostat-Retarders (BH) erfolgt, derart daß
ein Bypaßventil (114c; 216) oder/und Druckbegrenzungsventil (204) oder/und eine entsprechende
Veränderung der Hydrostat-Verstellung des Hydrostat-Getriebes (4c) wirksam wird oder
daß bei Einsatz der ABS-Funktion eine automatische Absenkung des Hydrostat-Retarder-Bremsanteiles
bei gleichzeitiger Zunahme des Betriebsbremsanteiles erfolgt, wobei
eine sofortige Ausschaltung oder dosierte Rücknahme der Retarder-Bremskraft (FBH) bei
gleichzeitiger Zunahme der Betriebsbremskraft (FBB) derart erfolgt, daß aus einem oder mehreren
der ABS-Signale das Ansteuer-Signal (215) für die Druckreduzierung des Hydrostat-Retarders und
gleichzeitig das Signal (SBB) für die entsprechende Anhebung der Betriebsbremskraft (FBB)
ausgelöst wird.
8. Getriebe mit zugeordnetem Hydrostat-Retarder, insbesondere als Sekundär-Retarder
(nicht dargestellt), bei dem wenigstens eine Hydrostateinheit verstellbaren oder konstanten
Volumens von einer abtreibenden Welle des Getriebes angetrieben wird und dem Hydrostatgetriebe
ein Ölkreislauf mit wenigstens einem Brems- bzw. Druckventil zugeordnet ist, wobei über ein
Bremssignal eine Hydro stat-Verstellung oder/und ein Bremsdruck oder Hydrostatdruck aufgebaut
wird, der ein Bremsmoment auf die Hydro statwelle und der Abtriebswelle des Getriebes erzeugt d
adurch gekennzeichnet daß die in vorgenannten Ansprüchen aufgezeigten
68 Einrichtungen mit ihren Bremsfunktionen und Ansteuer-Signalen auch für diese
Getriebeausführung gelten.
9. Getriebe nach einem oder mehreren der vorgenannten Ansprüche dadurch
gekennzeichnet , daß bei Einsatz der ABS-Funktion die Absenkung der Retarder-Bremswirkung derart erfolgt, daß ein bevorzugt regelbares Bremsdruckventil (204) durch ein entsprechendes Signal (215) angesteuert wird und den Hydrostatdruck im Bremsdruckkreislauf (206, 207) soweit absenkt, als es zur Aufrechterhaltung einer zuverlässigen ABS-Wirkung erforderlich ist.
gekennzeichnet , daß bei Einsatz der ABS-Funktion die Absenkung der Retarder-Bremswirkung derart erfolgt, daß ein bevorzugt regelbares Bremsdruckventil (204) durch ein entsprechendes Signal (215) angesteuert wird und den Hydrostatdruck im Bremsdruckkreislauf (206, 207) soweit absenkt, als es zur Aufrechterhaltung einer zuverlässigen ABS-Wirkung erforderlich ist.
10. Getriebe nach einem oder mehreren der vorgenannten Ansprüche dadurch
gekennzeichnet , daß die Summe der Bremskraft (FB) aus der Hydrostat-Retarderbremskraft (FBH) und der Betriebsbremskraft (FBB) besteht, wobei die Signalgrößen (SBB) für die Betriebsbremse (BB) und die Signalgröße (SBH) für die Hydrostat-Retarderbremse in annähernd gleichem Verhältnis zu ihren jeweiligen Bremsgrößen stehen, wobei bei Ausfall oder Reduzierung der einen Signalgröße die jeweils andere Signalgröße so verändert wird, daß die Gesamtbremskraft annähernd gleichbleibend aufrecht erhalten bleibt,
gekennzeichnet , daß die Summe der Bremskraft (FB) aus der Hydrostat-Retarderbremskraft (FBH) und der Betriebsbremskraft (FBB) besteht, wobei die Signalgrößen (SBB) für die Betriebsbremse (BB) und die Signalgröße (SBH) für die Hydrostat-Retarderbremse in annähernd gleichem Verhältnis zu ihren jeweiligen Bremsgrößen stehen, wobei bei Ausfall oder Reduzierung der einen Signalgröße die jeweils andere Signalgröße so verändert wird, daß die Gesamtbremskraft annähernd gleichbleibend aufrecht erhalten bleibt,
daß bei Wirksamwerden eines Signales, das infolge der zulässigen Öltemeperatur zur Reduzierung
der Hydrostat-Retarderbremsleistung führt, eine automatische Rückstellung der Getriebeübersetzung oder/und Fahrgeschwindigkeitsreduzierung auslöst und eine gleichzeitige
Zunahme der Betriebsbremsleistung wirksam wird.
11. Stufenloses hydrostatisch-mechanisches Leistungsverzweigungsgetriebe, bevorzugt für
Kraftfahrzeuge mit einem oder mehreren Schaltbereichen, bei dem innerhalb eines Schaltbereiches
der Hydrostat von einer positiven zu einer negativen Verstellgröße oder umgekehrt verändert wird,
wodurch ein „Null-Durchgang" der Drehzahl der Hydrostatwelle der zweiten Hydrostateinheit (B)
entsteht dadurch gekennzeichnet , daß die Drehzahl „Null" der zweiten Hydrostateinheit (B) automatisch gemieden wird, so daß eine Mindestdrehzahl in der Nähe der
Verstellgröße „Null" bzw. der Drehzahl „Null" einer Hydrostatwelle (7c) aufrecht erhalten bleibt
oder eingeregelt wird.
12. Getriebe nach vorgenanntem Anspruch dadurch gekennzeichnet , daß
eine Mindestdrehzahl der Hydrostatwelle (7c) der zweiten Hydrostateinheit (B) automatisch
aufrecht erhalten oder eingeregelt wird, wobei das Ansteuer-Signal in Abhängigkeit zu einem oder
mehreren Betriebswerten, insbesondere von lastabhängigen Signalen (Gas- bzw. Fahrpedal-Stellung,
Drosselklappen-Stellung, Hydrostat-Druck u.a.) oder nach einem vorgegebenen Zeit-Signal
angesteuert wird,
69 daß das Ansteuer-Signal für die automatische Vermeidung der Drehzahl „Null" bzw.
Aufrechterhaltung oder Einstellung einer Mindestdrehzahl der zweiten Hydrostateinheit (B) nach
einer vorgegebenen konstanten oder variablen Verweildauer bei Drehzahl „Null" der Welle (7c) oder
in deren Nähe ausgelöst wird,
und daß bevorzugt eine automatische oder manuelle Anpassung der Antriebsdrehzahl bzw.
Motordrehzahl zum Ausgleich der Übersetzungsänderung erfolgt.
13. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche dadurch gekennzeichnet
, daß für die Bereichsschaltung oder/und Festpunktschaltung zur Bestimmung des Öffnungssignals der alten Kupplung das Verstellvolumen (Vneu) aus (VaIt) oder aus
drehmomentbestimmenden Betriebsgrößen des Antriebsmotors oder/und des Getriebes bestimmt
wird, wobei das bereits bestimmte (Vneu) bei Belastungsänderungen innerhalb der Schaltphase in
angepaßtem Maße noch vor Auslösen des Öffnungssignals der alten Kupplung geändert oder
korrigiert wird, um Schaltstöße, die durch innerhalb der Schaltphase auftretende Belastungs- oder
Betriebssignal-Änderung entstehen würden, auszuschalten.
14. Getriebe nach Anspruch 13 dadurch gekennzeichnet , daß die Korrektur
des bereits bestimmten neuen Verstellvolumens (Vneu) aus innerhalb der Schaltphase auftretenden
Lastsignalen oder meßbaren Signalen (nMot; Gaspedaländerungssignal u.a.) von Motor oder/und
Getriebe erfolgt.
15. Getriebe nach einem oder mehreren der Oberbegriffe der Ansprüche dadurch
gekennzeichnet , daß für den Shuttle-Betrieb über das IFA-Pedal ein eigenes Fahrprogramm vorgegeben ist, welches bei Vorwahl des Frontlader-Betriebes einer Arbeitsmaschine oder Vorwahl einer Arbeitsphase mit erhöhtem Shuttle-Betrieb automatisch in Funktion tritt.
gekennzeichnet , daß für den Shuttle-Betrieb über das IFA-Pedal ein eigenes Fahrprogramm vorgegeben ist, welches bei Vorwahl des Frontlader-Betriebes einer Arbeitsmaschine oder Vorwahl einer Arbeitsphase mit erhöhtem Shuttle-Betrieb automatisch in Funktion tritt.
16. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche dadurch gekennzeichnet
, daß eine Schalthilfe-Einrichtung, insbesondere bei formschlüssigen Kupplungen vorgesehen ist, welche nach erreichtem Synchronzustand und ausgelöstem Schaltsignal zum Schließen der neuen Kupplung eine kurzzeitige Relativ-Verdrehung bzw.Synchronstöreffekt der beiden Kupplungshälften bzw. der beiden Kupplungsringe zueinander wirksam wird, um ein schnelles und sicheres Ineinandergreifen des beidseitigen Kupplungsprofiles zu gewährleisten,
wobei eine einmalige oder mehrmalige Relativ-Verdrehung der Kupplungsglieder in eine oder in beide Drehrichtungen wirksam ist
, daß eine Schalthilfe-Einrichtung, insbesondere bei formschlüssigen Kupplungen vorgesehen ist, welche nach erreichtem Synchronzustand und ausgelöstem Schaltsignal zum Schließen der neuen Kupplung eine kurzzeitige Relativ-Verdrehung bzw.Synchronstöreffekt der beiden Kupplungshälften bzw. der beiden Kupplungsringe zueinander wirksam wird, um ein schnelles und sicheres Ineinandergreifen des beidseitigen Kupplungsprofiles zu gewährleisten,
wobei eine einmalige oder mehrmalige Relativ-Verdrehung der Kupplungsglieder in eine oder in beide Drehrichtungen wirksam ist
und daß vorzugsweise die Schalthilfe-Einrichtung so ausgebildet ist, daß der Synchron-Störeffekt
nach Rückmeldung eines Drucksignals der neuen Kupplung oder nach einer vorgegebenen
variablen oder konstanten Zeitspanne ausgelöst wird, wobei vorzugsweise während des Synchron-Störeffektes
eine kurzzeitige Druckrücknahme wirksam werden kann.
17. Hydrostatisches Getriebe oder Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche
dadurch gekennzeichnet , daß das Getriebe mit einer Sicherheitseinrichtung ausgerüstet ist, welche vorsieht, daß bei Erreichen eines zulässigen Hydrostatgrenzdruckes ein Signal (e) ausgelöst wird, welches eine automatische Übersetzungsrückstellung des Getriebes oder/und eine automatische Reduzierung der Motordrehzahl innerhalb eines vorgegebenen bzw. zulässigen Hydrostatdruckbereiches bewirkt, wobei vorzugsweise das Drucksignal (e) aus einem elektrischen Druckschalter mit einer oder mehreren Druckstufen oder aus einem druckabhängigen Signal bzw. elektrischen Strom bzw. einem Drucksensor erfolgt.
dadurch gekennzeichnet , daß das Getriebe mit einer Sicherheitseinrichtung ausgerüstet ist, welche vorsieht, daß bei Erreichen eines zulässigen Hydrostatgrenzdruckes ein Signal (e) ausgelöst wird, welches eine automatische Übersetzungsrückstellung des Getriebes oder/und eine automatische Reduzierung der Motordrehzahl innerhalb eines vorgegebenen bzw. zulässigen Hydrostatdruckbereiches bewirkt, wobei vorzugsweise das Drucksignal (e) aus einem elektrischen Druckschalter mit einer oder mehreren Druckstufen oder aus einem druckabhängigen Signal bzw. elektrischen Strom bzw. einem Drucksensor erfolgt.
18. Getriebe nach Anspruch 17 dadurch gekennzeichnet , daß die Übersetzungsrückstellung auf einem vorgegebenen Programm beruht,
wobei vorzugsweie zeitabhängige oder/und temperaturabhängige Funktionen mitbestimmend sind.
19. Getriebe nach Anspruch 17 dadurch gekennzeichnet , daß nach
Ansprechen eines ersten Drucksignals, insbsondere bei Anwendung von Druckschaltern, eine
begrenzte Rückstellung der Getriebeübersetzung oder/und der Motordrehzahl erfolgt und nach
Ansprechen eines zweiten Drucksignals, das einem höheren Hydrostatdruck zugeordnet ist, eine
Übersetzungs-Rückstellung bis Fahrgeschwindigkeit „Null" erfolgt, wobei die
Rückstellgeschwindigkeit oder/und die Rückstellzeit der Getriebeübersetzung bzw. der
Fahrzeuggeschwindigkeit von einem oder mehreren der Betriebssignale - Temperatur-Signal,
Motordrehzahl-Signal u.a. - abhängig sein kann.
20. Stufenloses Getriebe, insbesondere mit hydrostatischer Leistungsverzweigung
bestehend aus einer ersten Hydrostateinheit (A) verstellbaren Volumens und einer zweiten
Hydrostateinheit (B) konstanten oder verstellbaren Volumens mit einem Summerierungsplanetengetriebe zum Aufsummieren der hydraulischen und mechanischen
Leistung dadurch gekennzeichnet , daß das Summierungsplanetengetriebe (PSl; PSl1; PSl") vierwellig ausgebildet ist und zwei Eingangswellen (E&Ggr; und E2') sowie zwei
Ausgangswellen (Al1 und A2') besitzt, wobei die erste Eingangswelle (E&Ggr;) mit der Antriebswelle (Ic)
und der ersten Hydrostat-Einheit (A) und die zweite Eingangswelle (E2') mit der zweiten
Hydrostat-Einheit (B) verbunden ist und die erste Ausgangswelle (Al') über eine Kupplung (Kl)
und die zweite Ausgangswelle (A2') über eine zweite Kupplung (K2) mit einer Abtriebswelle (A)
wechselweise verbindbar sind, daß ein weiteres dreiwelliges Planetengetriebe (PRT; PR4; PR5;
PR6) zugeordnet ist, welches mit einem Planetengetriebeglied (Hohlrad H3J oder Sonnenrad S4; S6)
mit der ersten Ausgangswelle (Al') des Summierungsplanetengetriebes (PSl; PSl'; PSl") und die
zweite Welle (Sonnenrad SR' oder Hohlrad H4; H3") mit der Ausgangswelle (2c; 2c') verbunden ist
und daß die dritte Welle (Steg PT2'; St5; St6) über eine Kupplung oder Bremse (KR) mit dem
Gehäuse koppelbar ist (Fig. 3da; 3ha; 3hb; 3hd; 3hf; 3hg; 3hh;3hk; 3hl; 3hm u.a.).
21. Getriebe nach Anspruch 20 dadurch gekennzeichnet , daß das Summierungsplanetengetriebe (PSl; PSl') ineinandergreifende Planetenräder (PU' und P12')
besitzt, wobei erste Planetenräder (P12') in ein mit der Antriebswelle (Ic; Ic") in Triebverbindung
stehendes Hohlrad (HEl) und zweite Planetenräder (&Rgr;1&Ggr;) in ein mit der zweiten Hydrostateinheit
(B) in Triebverbindung stehendes Hohlrad (HE2) eingreift und die erste Ausgangswelle (&Agr;&Ggr;) die
Stegwelle darstellt, welche über eine Kupplung (Kl) mit der Ausgangswelle (Al') und die zweite
Ausgangswelle (A2J) des Summierungspianetengetriebes ein Sonnenrad (SA) darstellt, welches über
eine zweite Kupplung (K2) mit der Ausgangswelle (A') und Abtriebswelle (2c) verbindbar ist.
22. Getriebe nach Anspruch 20 und 21 dadurch gekennzeichnet , daß das
Hydrostatgetriebe (4c) und die Antriebswelle (Ic) versetzt zum Summierungsplanetengetriebe
(PSl) angeordnet sind (Fig. 3da) oder
daß das Hydrostatgetriebe (4c'), das Summierungsplanetengetriebe (PSl') und die Kupplungen (Kl
und K2) koaxial zueinander angeordnet sind (Fig. 3ha und 3hb),
wobei bevorzugt die Antriebswelle (Ic") und die PTO-Welle bzw. Zapfwelle eine durch das Getriebe
führende Welle darstellen, wobei das Achsdifferential (DIF) parallel versetzt zur Antriebswelle (Ic")
angeordnet ist und über eine Zwischenstufe (2d) in Triebverbindung steht (Fig. 3hb) oder daß die
Getriebe-Abtriebswelle (2c') als Hohlwelle ausgebildet ist und das Kegelritzel für den Kegeltrieb
(KE) trägt (Fig. 3hb').
23. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche, insbesonder Anspruch 20
dadurch gekennzeichnet , daß das Summierungsplanetengetriebe (PSl" gem. Fig. 3hd) vierwellig ausgebildet ist und zwei Eingangswellen (&Egr;&Ggr; und E2') sowie zwei Ausgangswellen (&Agr;&Ggr; und A2') besitzt, und aus zwei Planetenradstufen besteht, wobei die erste Eingangswelle (El') mit der Stegwelle (StI") der ersten Planetenstufe, die zweite Eingangswelle (E2') mit dem Hohlrad (H2") der zweiten Planetenstufe verbunden ist, die erste Ausgangswelle (Al') mit dem Hohlrad (Hl") der ersten Planetenradstufe und dem Steg (St2") der zweiten Planetenradstufe und die zweite Ausgangswelle (A2') mit dem Sonnenrad (Sl') der ersten Planetenradstufe und dem Sonnenrad (S2') der zweiten Planetenradstufe verbunden ist (Fig. 3hd; 3hf; 3hg; 3hh u.a.).
dadurch gekennzeichnet , daß das Summierungsplanetengetriebe (PSl" gem. Fig. 3hd) vierwellig ausgebildet ist und zwei Eingangswellen (&Egr;&Ggr; und E2') sowie zwei Ausgangswellen (&Agr;&Ggr; und A2') besitzt, und aus zwei Planetenradstufen besteht, wobei die erste Eingangswelle (El') mit der Stegwelle (StI") der ersten Planetenstufe, die zweite Eingangswelle (E2') mit dem Hohlrad (H2") der zweiten Planetenstufe verbunden ist, die erste Ausgangswelle (Al') mit dem Hohlrad (Hl") der ersten Planetenradstufe und dem Steg (St2") der zweiten Planetenradstufe und die zweite Ausgangswelle (A2') mit dem Sonnenrad (Sl') der ersten Planetenradstufe und dem Sonnenrad (S2') der zweiten Planetenradstufe verbunden ist (Fig. 3hd; 3hf; 3hg; 3hh u.a.).
24. Getriebe nach einem oder mehreren der vorgenannten Ansprüche dadurch
72 gekennzeichnet , daß das Hydrostat-Getriebe (4c) parallel versetzt zur Antriebswelle (Ic")
plaziert ist, wobei die Schaltwalze (5c), welche das Summierungsplanetengetriebe und die
Schaltkupplungen beinhaltet, auf der Antriebswelle (Ic") angeordnet ist und die erste Hydrostat-Einheit
(A) getriebeausgangsseitig über eine Stirnradstufe (1Ob") und die zweite Hydrostat-Einheit
(B) über eine weitere Stirnradstufe (228') eingangsseitig in Triebverbindung steht und daß die
Abtriebswelle (2c") und das Achsdifferential (DIF) achsversetzt zur Antriebswelle (Ic) angeordnet
ist (Fig. 3hc), oder
daß das Hydrostatgetriebe (4c') parallel zur Antriebswelle (Ic) angeordnet ist, wobei beide
Hydrostat-Einheiten (A und B) antriebsseitig über Stirnradstufen die Triebverbindung
aufweisen,wobei die erste Hydrostat-Einheit (A) über eine Stirnradstufe (1Ob') mit der
Antriebswelle (Ic) und die zweite Hydrostat-Einheit (B) über eine Stirnradstufe (228') mit der
Schaltwalze (5c) in Triebverbindung steht und wobei die Schaltwalze (5c) auf der Antriebswelle (Ic)
angeordnet ist und die Abtriebswelle (2c") und das Differential (DIF) achsversetzt angeordnet oder
nicht achsversetzt (wie in Fig. 3hb' dargestellt) angeordnet ist (Fig. 3he).
25. Stufenloses hydrostatisches Getriebe mit Leistungsverzweigung mit einer ersten
Hydrostateinheit (A) verstellbaren Volumens und einer zweiten Hydrostateinheit (B) mit
konstantem oder verstellbarem Volumen mit einem -Summierungsplanetengetriebe zur
Aufsummierung der hydraulischen und mechanischen Leistung mit oder ohne Schaltkupplungen
(Kl, K2) dadurch gekennzeichnet , daß die Hydrostateinheiten (A und B ), das Summierungsplanetengetriebe (PSl; PSl', PSl"; PS2; PS2'; PS3 u.a.) und gegebenenfalls
Kupplungen/Bremsen (Kl, K2, KR bzw. Kl, K2, K3, K4, K5, KV, KE) koaxial zueinander
angeordnet sind, wobei
- die Abtriebswelle (A") mit einer koaxial zum Verzweigungsgetriebe HVG liegenden
Antriebswelle (2c'") verbunden bzw. verbindbar ist, wobei die genannte Antriebswelle (2c'")
bevorzugt die Ritzelwelle eines Differential-Getriebes darstellt (Fig. 3hj; 3hj'; 3hq) oder
- daß die Abtriebswelle (A') über eine Getriebestufe (2d) mit einer achsversetzten Triebwelle
(2c") verbunden bzw. verbindbar ist, wobei bei dieser Getriebeausführung mit oder ohne zentral
durch das Getriebe führender mit der Eingangswelle (Ic) verbundenen Welle (2e) ausgebildet ist
(Fig. 3hf bis 3hi; 3ho u.a.).
26. Getriebe nach vorgenanntem Anspruch dadurch gekennzeichnet , daß
das Hydrostatgetriebe (4c) mit den Einheiten (A und B) sowie die Getriebewalze (5c') eine
Baueinheit bilden, die nach Art der Modulbauweise gemeinsam oder getrennt voneinander in das
Getriebe einsetzbar sind und über Verbindungselemente (Fl; F2) mit dem Antrieb (lca) und der
Abtriebswelle bzw. dem Abtriebsstrang (2d) fest verbindbar sind, wobei bevorzugt das
Hydrostatgetriebe (4c) eine gemeinsame Baueinheit mit den Hydrostateinheite'n (A und B) bildet
und über ein oder mehrere elastische Elemente (4e) zur Drehmoment-Abstützung oder/und
Radialfixierung gelagert ist (Fig. 3hg; 3hi).
27. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche, insbesondere Anspruch 25
dadurch gekennzeichnet , daß die Hydrostat-Einheiten (A und B) und die Getriebeeinheit (5c), welche aus Summierungsplanetengetriebe und gegebenenfalls Kupplungen zum Schalten eines oder mehrerer Schaltbereiche besteht, koaxial zueinander angeordnet sind, wobei ein Gehäuse bzw. Trägerelement (G) vorgesehen ist, welches das Hydrostat-Getriebe (4c) mit Hydrostat-Einheiten A und B und Getriebe (5c) mit Summierungsplanetengetriebe und gegebenenfalls Schaltkupplungen trägt bzw. miteinander verbindet, derart daß eine gemeinsame Baueinheit (HVG) mit vorgenannten Getriebe-Komponenten (4c, 5c) gebildet wird, wobei vorzugsweise die Hydrostat-Einheitein (A und B) zu einer eigenen Baueinheit (4c) zusammengeschlossen sind, welche mit einer Einrichtung (4e, 4h) zur Geräusch- und Schwingungsminderung gegenüber dem Gehäuse bzw. Trägerelement (G) gelagert ist, wobei die Baueinheit (HVG) als Kompaktgetriebe ausgebildet ist und in oder an ein Hauptgehäuse (1), vorzugsweise eines Traktors, über eine Befestigungseinrichtung (Schraubverbindung F4) einbaubar bzw. anbaubar ist. (Fig. 3hi, 3hh; 3hj; 3hf, 3hg; 3hn; 3hq)
dadurch gekennzeichnet , daß die Hydrostat-Einheiten (A und B) und die Getriebeeinheit (5c), welche aus Summierungsplanetengetriebe und gegebenenfalls Kupplungen zum Schalten eines oder mehrerer Schaltbereiche besteht, koaxial zueinander angeordnet sind, wobei ein Gehäuse bzw. Trägerelement (G) vorgesehen ist, welches das Hydrostat-Getriebe (4c) mit Hydrostat-Einheiten A und B und Getriebe (5c) mit Summierungsplanetengetriebe und gegebenenfalls Schaltkupplungen trägt bzw. miteinander verbindet, derart daß eine gemeinsame Baueinheit (HVG) mit vorgenannten Getriebe-Komponenten (4c, 5c) gebildet wird, wobei vorzugsweise die Hydrostat-Einheitein (A und B) zu einer eigenen Baueinheit (4c) zusammengeschlossen sind, welche mit einer Einrichtung (4e, 4h) zur Geräusch- und Schwingungsminderung gegenüber dem Gehäuse bzw. Trägerelement (G) gelagert ist, wobei die Baueinheit (HVG) als Kompaktgetriebe ausgebildet ist und in oder an ein Hauptgehäuse (1), vorzugsweise eines Traktors, über eine Befestigungseinrichtung (Schraubverbindung F4) einbaubar bzw. anbaubar ist. (Fig. 3hi, 3hh; 3hj; 3hf, 3hg; 3hn; 3hq)
28 Getriebe nach einem der vorgenannten Ansprüche dadurch gekennzeichnet
, daß das Getriebe (Kompaktgetriebe HVG) nur am Getriebe-Ausgang über Befestigungselemente (bevorzugt Schraubverbindung F4) am oder im Hauptgehäuse (1) befestigt ist (Fig. 3hg bis 3hj' und 3hq).
, daß das Getriebe (Kompaktgetriebe HVG) nur am Getriebe-Ausgang über Befestigungselemente (bevorzugt Schraubverbindung F4) am oder im Hauptgehäuse (1) befestigt ist (Fig. 3hg bis 3hj' und 3hq).
29. Getriebe nach einem oder mehreren der vorgenannten Ansprüche dadurch
gekennzeichnet , daß das Hydrostat-Getriebe (4c) mit den Hydrostat-Einheiten (A und B) eine gemeinsame Baueinheit bildet und daß elastische Elemente (4f; 4g) vorgesehen sind, die in Ausnehmungen (4e') des Hydrostat-Getriebes bzw. Getriebegehäuses (4c) und dem Gehäuse bzw. Trägerelement (G) gelagert sind und derart wirksam sind, daß bei Auftreten eines Reaktionsmomentes am Hydrostat-Getriebe (4c) eine elastische Drehmoment-Abstützung gegeben ist, wobei vorzugsweise die Drehmoment-Abstützung so ausgebildet ist, daß eine axiale Kraftkomponente entsteht, wobei die Axialkraft an einem Reibelement (4h) abgestützt wird zur Erzeugung einer Reibdämpfung.
gekennzeichnet , daß das Hydrostat-Getriebe (4c) mit den Hydrostat-Einheiten (A und B) eine gemeinsame Baueinheit bildet und daß elastische Elemente (4f; 4g) vorgesehen sind, die in Ausnehmungen (4e') des Hydrostat-Getriebes bzw. Getriebegehäuses (4c) und dem Gehäuse bzw. Trägerelement (G) gelagert sind und derart wirksam sind, daß bei Auftreten eines Reaktionsmomentes am Hydrostat-Getriebe (4c) eine elastische Drehmoment-Abstützung gegeben ist, wobei vorzugsweise die Drehmoment-Abstützung so ausgebildet ist, daß eine axiale Kraftkomponente entsteht, wobei die Axialkraft an einem Reibelement (4h) abgestützt wird zur Erzeugung einer Reibdämpfung.
30. Getriebe nach einem oder mehreren der vorgenannten Ansprüche 25 bis 30
dadurch gekennzeichnet , daß für den Rückfahrbereich ein Planetengetriebe (PRl';
PR4; PR5; PR6) vorgesehen ist und daß für den Reversierbetrieb für Vorwärtsfahrt eine
Bereichskupplung (Kl) und für den Rückwärtsbereich eine Bremse oder Kupplung (KR) schaltbar
ist, wobei für den Rückwärtsbereich ein Glied des Planetengetriebes (PT2'; St4; St5; St6) am
Getriebegehäuse (G) festgehalten wird (Fig. 3hf; 3hk; 3hl; 3hm).
31. Getriebe nach einem oder mehreren der vorgenannten Ansprüche 25 bis 28
dadurch gekennzeichnet , daß das Getriebe (HVG) mit zwei Vorwärtsbereichen und einem Rückwärtsbereich (Fig. 3hf; 3hg; 3hh; 3hj; 3hf) oder mit vier Vorwärts- und zwei Rückwärtsbereichen (gem. Fig. 3ho) oder mit einem separaten Wendegetriebe (Wl; W2; W3 Fig. 3b, 3c, 3ca) ausgebildet ist, welche gleiche Anzahl an Vorwärts- und Rückwärtsbereichen ermöglicht.
dadurch gekennzeichnet , daß das Getriebe (HVG) mit zwei Vorwärtsbereichen und einem Rückwärtsbereich (Fig. 3hf; 3hg; 3hh; 3hj; 3hf) oder mit vier Vorwärts- und zwei Rückwärtsbereichen (gem. Fig. 3ho) oder mit einem separaten Wendegetriebe (Wl; W2; W3 Fig. 3b, 3c, 3ca) ausgebildet ist, welche gleiche Anzahl an Vorwärts- und Rückwärtsbereichen ermöglicht.
32. Stufenloses Getriebe mit oder ohne Leistungsverzweigung mit einem stufenlosen
Wandler (4d) mit oder ohne einem Summierungsgetriebe (5d), dadurch gekennzeichnet,
daß der stufenlose Wandler (4d) als mechanischer Wandler, insbesondere als Umschlingungsgetriebe ausgebildet ist, wobei die beiden Wandler-Elemente (4dA und 4dB) achsversetzt zur Antriebswelle (Ic) liegen und das Primärwandlerelement (4dA) über eine Stirnradstufe (dA) mit der Antriebswelle (Ic) und die Sekundäreinheit (4dB) über eine Stirnradstufe (dB) mit dem Summierungsgetriebe (5d) in Triebverbindung steht und daß das Wandlergetriebe (4d), das Summierungsgetriebe (5d) koaxial zueinander angeordnet sind und eine gemeinsame Baueinheit bzw. mechanisches Verzweigungsgetriebe (MVG) bilden, welches über eine Verbindungseinrichtung (F4) in ein Hauptgehäuse (1), nicht dargestellt, oder an ein Getriebe (la) anbaubar ist und wobei die Getriebe-Abtriebswelle (2; 2") mit einer koaxial zur Antriebswelle liegenden Eingangswelle (2"') verbunden ist (Fig. 3hr) oder daß die Getriebeabtriebswelle (2") über eine Stirnradstufe (nicht dargestellt) und einer achsversetzten Triebwelle vorzugsweise Ritzelwelle (2'") verbunden ist, wobei die Getriebeeingangswelle (Ic) vorzugsweise zentral durch das Getriebe führt und getriebeausgangsseitig eine Anschlußmöglichkeit für PTO oder Nebenabtriebe bietet.
daß der stufenlose Wandler (4d) als mechanischer Wandler, insbesondere als Umschlingungsgetriebe ausgebildet ist, wobei die beiden Wandler-Elemente (4dA und 4dB) achsversetzt zur Antriebswelle (Ic) liegen und das Primärwandlerelement (4dA) über eine Stirnradstufe (dA) mit der Antriebswelle (Ic) und die Sekundäreinheit (4dB) über eine Stirnradstufe (dB) mit dem Summierungsgetriebe (5d) in Triebverbindung steht und daß das Wandlergetriebe (4d), das Summierungsgetriebe (5d) koaxial zueinander angeordnet sind und eine gemeinsame Baueinheit bzw. mechanisches Verzweigungsgetriebe (MVG) bilden, welches über eine Verbindungseinrichtung (F4) in ein Hauptgehäuse (1), nicht dargestellt, oder an ein Getriebe (la) anbaubar ist und wobei die Getriebe-Abtriebswelle (2; 2") mit einer koaxial zur Antriebswelle liegenden Eingangswelle (2"') verbunden ist (Fig. 3hr) oder daß die Getriebeabtriebswelle (2") über eine Stirnradstufe (nicht dargestellt) und einer achsversetzten Triebwelle vorzugsweise Ritzelwelle (2'") verbunden ist, wobei die Getriebeeingangswelle (Ic) vorzugsweise zentral durch das Getriebe führt und getriebeausgangsseitig eine Anschlußmöglichkeit für PTO oder Nebenabtriebe bietet.
33. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche dadurch gekennzeichnet
, daß die Hydrostat-Einheiten (A und B), das Summierungsplanetengetriebe bzw. die Schaltwalze (5c bzw. 5e, 5d) mit oder ohne Kupplungen zum Schalten eines oder mehrerer Schaltbereiche koaxial zueinander angeordnet sind und eine gemeinsame Baueinheit (Verzweigungsgetriebe HVG) bilden, wobei die Baueinheit HVG bevorzugt Bestandteil eines Traktors oder einer Arbeitsmaschine ist und als gemeinsame Baueinheit in das Hauptgetriebegehäuse (1) durch eine entsprechende Gehäuse-Öffnung (Ia') einsetzbar ist und durch eine Befestigungseinrichtung (F4) an der Ausgangsseite des hydrostatischen
, daß die Hydrostat-Einheiten (A und B), das Summierungsplanetengetriebe bzw. die Schaltwalze (5c bzw. 5e, 5d) mit oder ohne Kupplungen zum Schalten eines oder mehrerer Schaltbereiche koaxial zueinander angeordnet sind und eine gemeinsame Baueinheit (Verzweigungsgetriebe HVG) bilden, wobei die Baueinheit HVG bevorzugt Bestandteil eines Traktors oder einer Arbeitsmaschine ist und als gemeinsame Baueinheit in das Hauptgetriebegehäuse (1) durch eine entsprechende Gehäuse-Öffnung (Ia') einsetzbar ist und durch eine Befestigungseinrichtung (F4) an der Ausgangsseite des hydrostatischen
Verzweigungsgetriebes bzw. der gemeinsamen Baueinheit HVG befestigt ist (Fig. 3hi; 3hh; 3hj; 3hj'
u.a.)
oder daß die gemeinsame Baueinheit bzw. das Verzweigungsgetriebe HVG bzw.
mechanisches Verzweigungsgetriebe MVG über eine parallel zur Getriebe-Achse liegende
Befestigungseinrichtung (Ib) am Hauptgehäuse (1) des Getriebes befestigt wird (Fig. 3hg).
34. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche dadurch gekennzeichnet
, daß eine Einrichtung vorgesehen ist, welche bewirkt, daß bei Vorwahl-Änderung von Vorwärts auf Rückwärts und umgekehrt während dem Umschaltvorgang eine automatische Winkel- (&agr;&ngr;; ar) bzw. Verstellkorrektur des Hydrostat-Getriebes ausgelöst wird, wobei die Verstellkorrektur-Größe (Z) in Abhängigkeit zu einer vor dem Umschaltvorgang sich eingestellten Korrektur-Größe (X bzw. Y) steht oder daß aus einem vor dem Umschaltvorgang eingestelltes Verstellvolumen (VaIt) innerhalb dem Umschaltvorgang ein neues Verstellvolumen (Vneu) bestimmt wird
, daß eine Einrichtung vorgesehen ist, welche bewirkt, daß bei Vorwahl-Änderung von Vorwärts auf Rückwärts und umgekehrt während dem Umschaltvorgang eine automatische Winkel- (&agr;&ngr;; ar) bzw. Verstellkorrektur des Hydrostat-Getriebes ausgelöst wird, wobei die Verstellkorrektur-Größe (Z) in Abhängigkeit zu einer vor dem Umschaltvorgang sich eingestellten Korrektur-Größe (X bzw. Y) steht oder daß aus einem vor dem Umschaltvorgang eingestelltes Verstellvolumen (VaIt) innerhalb dem Umschaltvorgang ein neues Verstellvolumen (Vneu) bestimmt wird
oder daß während dem Umschaltvorgang bei Vorwahländerung von Vorwärts auf Rückwärts und
umgekehrt bei betätigtem Bremspedal (6) bzw. IFA-Pedal eine automatische Winkel- (&agr;&ngr;; ar) bzw.
Verstellkorrektur des Hydrostat-Getriebes ausgelöst wird, die so groß ist, daß nach erfolgtem
Umschalt-Vorgang ein ausreichender Ausgleich des lastabhängigen Leckölschlupfes des Hydrostat-Getriebes
gegeben ist ( Fig. 7ac).
35. Getriebe nach Anspruch 34 dadurch gekennzeichnet , daß die Wähleinrichtung (108; 2a; 8, Fig. 6a, 6b) eine Sperreinrichtung besitzt, welche den Wählhebel (la,
2a) wenigstens in einer der Wählhebel-Stellungen („N" = neutral, „R" = rückwärts, „P" = Park, „D" =
für vorwärts) arretiert und die Sperrfunktion erst bei Treten des Bremspedals aufhebt.
36. Getriebe nach einem der vorgenannten Ansprüche dadurch gekennzeichnet
, daß die geräusch- und schwingungsmindernde Einrichtung (4e) so ausgebildet ist, daß in Ausnehmungen (4e') des Hydrostatgetriebes (4c) und des Gehäuses bzw. Trägerelementes (G) elastische Elemente (4h'; 4g) eingelagert sind, welche derart ausgebildet sind, daß bei Drehmoment-Belastung eine Axialkraft erzeugt wird, die an einem weiteren geräusch- und schwingungsminderndem Element (Reibring 4h) abgestützt wird, wobei vorzugsweise die elastischen Elemente als Gummi-Elemente in Kugelform (4f) bzw. in Kegelform (4g) ausgebildet sind (Fig. 3hi).
, daß die geräusch- und schwingungsmindernde Einrichtung (4e) so ausgebildet ist, daß in Ausnehmungen (4e') des Hydrostatgetriebes (4c) und des Gehäuses bzw. Trägerelementes (G) elastische Elemente (4h'; 4g) eingelagert sind, welche derart ausgebildet sind, daß bei Drehmoment-Belastung eine Axialkraft erzeugt wird, die an einem weiteren geräusch- und schwingungsminderndem Element (Reibring 4h) abgestützt wird, wobei vorzugsweise die elastischen Elemente als Gummi-Elemente in Kugelform (4f) bzw. in Kegelform (4g) ausgebildet sind (Fig. 3hi).
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE29715289U DE29715289U1 (de) | 1996-12-20 | 1997-08-26 | Stufenloses Getriebe, insbesondere mit hydrostatischer Leistungsverzweigung |
Applications Claiming Priority (4)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE19653400 | 1996-12-20 | ||
DE19709626 | 1997-03-08 | ||
DE29711215 | 1997-06-27 | ||
DE29715289U DE29715289U1 (de) | 1996-12-20 | 1997-08-26 | Stufenloses Getriebe, insbesondere mit hydrostatischer Leistungsverzweigung |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
DE29715289U1 true DE29715289U1 (de) | 1997-11-06 |
Family
ID=27216957
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
DE29715289U Expired - Lifetime DE29715289U1 (de) | 1996-12-20 | 1997-08-26 | Stufenloses Getriebe, insbesondere mit hydrostatischer Leistungsverzweigung |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
DE (1) | DE29715289U1 (de) |
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Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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DE10057089A1 (de) * | 2000-11-17 | 2002-05-23 | Zahnradfabrik Friedrichshafen | Verfahren zur Erhöhung der Bremswirkung |
DE102010006942A1 (de) | 2010-02-04 | 2011-08-04 | Claas Industrietechnik GmbH, 33106 | Fahrzeug mit Hebewerkzeug |
WO2020148093A1 (en) * | 2019-01-18 | 2020-07-23 | Caterpillar Sarl | Brake system for a vehicle |
DE10196800B4 (de) | 2000-10-20 | 2021-12-09 | Scania Cv Ab (Publ) | Verfahren und Vorrichtung zum Steuern des Bremsens einer hydraulischen Hilfsbremse in einem Fahrzeug |
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-
1997
- 1997-08-26 DE DE29715289U patent/DE29715289U1/de not_active Expired - Lifetime
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RU2548254C2 (ru) * | 2010-02-04 | 2015-04-20 | КЛААС ИНДУСТРИТЕХНИК ГмбХ | Транспортное средство с подъемным оборудованием |
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R207 | Utility model specification |
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R150 | Utility model maintained after payment of first maintenance fee after three years |
Effective date: 20010207 |
|
R151 | Utility model maintained after payment of second maintenance fee after six years |
Effective date: 20030909 |
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R158 | Lapse of ip right after 8 years |
Effective date: 20060301 |