EP0189420A1 - Antriebsaggregat, insbesondere für nahverkehrsfahrzeuge - Google Patents

Antriebsaggregat, insbesondere für nahverkehrsfahrzeuge

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Publication number
EP0189420A1
EP0189420A1 EP85901442A EP85901442A EP0189420A1 EP 0189420 A1 EP0189420 A1 EP 0189420A1 EP 85901442 A EP85901442 A EP 85901442A EP 85901442 A EP85901442 A EP 85901442A EP 0189420 A1 EP0189420 A1 EP 0189420A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
clutch
speed
flywheel
gear
drive unit
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
EP85901442A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Ernst Elsner
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
JM Voith GmbH
Original Assignee
JM Voith GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by JM Voith GmbH filed Critical JM Voith GmbH
Publication of EP0189420A1 publication Critical patent/EP0189420A1/de
Ceased legal-status Critical Current

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Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K6/00—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00
    • B60K6/08—Prime-movers comprising combustion engines and mechanical or fluid energy storing means
    • B60K6/10—Prime-movers comprising combustion engines and mechanical or fluid energy storing means by means of a chargeable mechanical accumulator, e.g. flywheel
    • B60K6/105—Prime-movers comprising combustion engines and mechanical or fluid energy storing means by means of a chargeable mechanical accumulator, e.g. flywheel the accumulator being a flywheel
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W2510/00—Input parameters relating to a particular sub-units
    • B60W2510/24—Energy storage means
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/60—Other road transportation technologies with climate change mitigation effect
    • Y02T10/62—Hybrid vehicles
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T74/00—Machine element or mechanism
    • Y10T74/19—Gearing
    • Y10T74/19014—Plural prime movers selectively coupled to common output
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T74/00—Machine element or mechanism
    • Y10T74/19—Gearing
    • Y10T74/19149—Gearing with fluid drive
    • Y10T74/19153—Condition responsive control

Definitions

  • the invention relates to a drive unit with the features that are specified in the preamble of claim 1.
  • a flywheel storage device is provided in particular. This can contribute to the acceleration of the vehicle in traction operation, whereby it is discharged, ie releases rotational energy.
  • the flywheel memory can be used to brake the vehicle, whereby it is charged, ie absorbs rotational energy
  • the drive unit is preferably provided for city buses, but also for local rail vehicles.
  • the invention is based on one of the drive units that have become known from document 1.
  • the embodiment designated with Bl in Figure 2 comes closest.
  • a hydrostatic transmission with a device for continuously adjusting the gear ratio is provided as a stepless speed converter. Each time the flywheel accumulator is charged or discharged, such a continuous adjustment of the gear ratio is necessary.
  • the respectively selected adjustment speed or the adjustment force (together with other factors) determines the amount of vehicle acceleration or deceleration.
  • the invention has for its object to provide a drive unit with the features of the preamble of the claim, which does not require a hydrostatic transmission. In particular, it should enable operation that is as wear-free and low-noise as possible. In addition, it should be designed in such a way that an existing, series-produced transmission can be used for the required gear shift transmission,
  • two hydrodynamic clutches are provided in another known drive unit (reference 3), namely a clutch and an unloading clutch.
  • the operating range and the size of the discharge clutch are kept relatively small by two measures.
  • the discharge process is only started above a certain minimum speed of the output shaft (approximately at 50% of the maximum speed of the output shaft).
  • the manual transmission there is a purely hydrodynamic transmission in which the torque transmission (in the entire speed range) always takes place via a torque converter.
  • the transfer from the Flywheel storage takes rotational energy successively via said discharge clutch and a hydrodynamic torque converter, the latter causing the majority of the necessary continuous conversion of the speed ratio between the flywheel storage and the output shaft and at the same time an increase in torque.
  • a further essential step in making the slip clutch provided according to the invention usable consists in the following:
  • the control device is designed in such a way that each time it changes to traction mode (or when changing to braking mode) ) by selecting a suitable transmission ratio, the speed of the first coupling half in the force flow direction is set to an amount that is greater than the speed of the other coupling half. This ensures that an unloading process can be initiated at any time within the speed range of the flywheel accumulator and also a charging process at any time.
  • FIG. 1 schematically shows a drive unit according to the invention.
  • FIG. 2 is a diagram belonging to FIG. 1, in which the speeds n of the essential aggregate parts are plotted against the driving speed v.
  • Figure 3 is a diagram with different flywheel speed curves.
  • an internal combustion engine 10 drives the input shaft 11 of a powershift transmission 12, for example a six-speed transmission, which has an output shaft 13.
  • a flywheel 14 is fastened to a shaft 15, with which a paddle wheel 21 is also one hydrodynamic clutch 20 is connected.
  • the other paddle wheel 22 is coupled to a pinion 17 via a shaft 16; this meshes with a gear 18 which is connected to the input shaft 11.
  • a shell 23 rotates with the first-mentioned paddle wheel 21.
  • a filling line 24, 24a opens into the coupling 20 for supplying a working fluid. This is removed from a liquid container 26 by means of a pump 25 and supplied via a quantity control valve 27.
  • the valve 27 can be adjusted by means of an electrical adjusting device 28, for example. It can be expediently designed as a flow divider valve, as shown symbolically; i.e. the liquid flow supplied via the line 24 partly reaches the coupling 20 via the line 24a, partly back into the container 26 via the line 24b, the quantity ratio between the partial flows being able to be set as desired.
  • the coupling shell 23 has several continuously open, throttled emptying openings (not shown in the drawing). As a result of this, a certain amount of working fluid can constantly escape from the interior of the coupling, either directly into the fluid container 26 or into a stationary coupling housing 20a. In this case, an emptying line 29 is connected to the housing 20a and opens into the liquid container 26.
  • the elements 24 to 29 serve to change the degree of filling of the hydrodynamic clutch 20. As is known, the degree of filling determines the torque transmitted at a certain speed ratio (slip).
  • a coupling similar to document 4 is preferably used. This known coupling can limit the coupling torque by automatic emptying via an additional emptying opening.
  • the shell 23 will be attached to the paddle wheel 21 which is coupled to the flywheel accumulator 14 via the shaft 15.
  • the engine 10 has a load controller 19 (for example on the injection pump in the case of a diesel engine).
  • a control center 30 is connected to the powershift transmission 12 via the control lines 31 to 36. As a result, the control center in the powershift transmission can engage one of the six gears or shift the powershift transmission into neutral.
  • Another control line 39 leads from the control center 30 to the load actuator 19 of the motor 10.
  • tachometers 41, 42 and 43 On the shafts 15, 16 and 13 there are tachometers 41, 42 and 43, of which one measuring line 46, 47 and 48 leads into the control center 30 .
  • an accelerator pedal 51 and with a brake pedal 52 the driver can enter the desired acceleration or deceleration into the control center via control lines 56 and 57, respectively.
  • a switch 53 is provided with which commands for charging the flywheel memory 14 can be commanded with the aid of the motor 10.
  • a controller 60 is used to set the torque transmitted by the clutch 20.
  • a line 46a is branched off from the measuring line 46 and connected to the input of a differentiating device 61. Its output provides a measuring signal which corresponds to the respective rotational acceleration or rotational deceleration of the flywheel memory 14. This measurement signal is fed as an actual value to controller 60 via line 46b. This actual value corresponds with high accuracy to the torque currently transmitted by the clutch 20.
  • the controller 60 compares this actual value with a target value which is supplied via the line 62, which is connected to the output of an OR gate 63.
  • Three lines 56a, 57a and 58a coming from the control center 30 are connected to its input side.
  • the control center 30 delivers via line 56a a setpoint value which corresponds to the acceleration request set on the accelerator pedal 51 and via line 57a another setpoint value which corresponds to the deceleration request set on the brake pedal 52.
  • the setpoint value finally supplied via line 58a is permanently set in the control center 30 and is only effective when the engine has ordered the flywheel memory to be charged. If controller 60 detects that the compared values (actual value and target value) differ from one another, then it causes a corresponding adjustment of the valve 27 via line 38 and thereby a change in the degree of clutch filling, so that the clutch torque adapts to the respectively set target value.
  • curve a shows the decrease in the flywheel speed when the vehicle is accelerating, for example between 0 and 40 km / h. Above this, the flywheel speed remains approximately constant, at its smallest possible value n.
  • Curve b shows the increase in the flywheel speed during a braking operation, for example in the driving speed range between 60 and about 10 km / h. Below this, the brakes are applied mechanically to a standstill, the flywheel speed maintaining at least approximately its maximum value n 2 .
  • the zigzag line c shows the course of the engine speed (speed of the input shaft 11) during an acceleration process, taking into account the different gear ratios in the gear 12.
  • the corresponding speeds of the shaft 16 are, for example, four times that Engine speeds, according to the gear ratio of the gears 18, 17 (high gear).
  • the speeds of the shaft 16 which occur during braking operation are represented by the zigzag line e.
  • the corresponding speed curve of the input shaft 11, reduced in the ratio of the ratio of the high gear 17, 18, is shown by the zigzag line f.
  • the flywheel accumulator 14 is generally charged by means of the engine 10 before starting the vehicle, triggered by the button 53 (FIG. 1).
  • the control center 30 keeps the powershift transmission 12 idling, controls the engine 10 at full load and supplies the controller 60 with a setpoint value via the lines 58a and 62.
  • the controller 60 triggers the partial filling of the clutch 20, so that the flywheel accumulator starts up.
  • the clutch slip decreases with increasing flywheel speed. So that the torque transmitted by the clutch remains at least approximately constant, the controller 60 gradually increases the degree of filling of the clutch.
  • the control center sets the engine 10 to idle and the setpoint in line 58a to zero, so that the controller 60 triggers the emptying of the clutch 20.
  • the command to start is supplied to the control center 30 by the accelerator pedal 51.
  • This causes the first gear in the transmission 12 to be switched on via the line 31 and, via the lines 56a and 62, transmits a desired value corresponding to the accelerator pedal position to the controller 60.
  • This again causes the clutch 20 and controls the increase in the degree of filling of the clutch depending on the amount of acceleration desired.
  • the speed of the shaft 16 is kept at the value which corresponds to the idling speed of the engine 10 until horizontal synchronization of the first gear of the manual transmission 12 is reached (horizontal lines d and c in FIG. 2). Deviating from this, however, these speeds can also increase during the synchronization of the first gear by increasing the degree of clutch filling.
  • the level of acceleration of the vehicle is further determined by the position of the accelerator pedal 51.
  • the controller 60 accordingly controls the increase in the degree of clutch filling.
  • the filling of the engine 10 is increased by the driver (or by the control center 30) only to the extent necessary, for example if an increased driving resistance makes this necessary makes.
  • the speeds of the shafts 11 and 16 now increase along the diagonals c- and d- assigned to the first gear.
  • the flywheel speed decreases, as already mentioned, along curve a. If the two speed values a and d have largely approximated each other, for example when the clutch 20 slips by only about 3% (minimum slip), the control center 30 commands the transmission 12 to be switched to second gear.
  • the speeds of the shafts 11 and 16 decrease along approximately vertical lines to the diagonal c 2 and r j of the second gear.
  • the controller 60 simultaneously controls a reduction in the degree of filling in the clutch 20 in such a way that the clutch torque, despite the sudden increase in slip, corresponds to the accelerator pedal position (ie the desired acceleration).
  • the speeds of the shafts 16 and 11 increase again as when operating in first gear.
  • the game described is repeated until finally the sixth gear is engaged, or until the flywheel speed has reached its lowest possible value n-. Under certain circumstances, the latter can happen even in a lower gear.
  • the control center 30 now controls the setpoint in line 56a to zero, so that the controller 60 empties the clutch 20. If acceleration is still commanded, the control center 30 increases the engine charge. Now the vehicle is accelerated solely by the engine 10 or kept at a constant driving speed. The flywheel speed remains approximately the same (apart from a speed reduction due to the usual slight losses). The speed of the shaft 16 now increases to values above the flywheel speed, along the diagonal d ⁇ of the sixth gear. Brakes
  • the control center forwards the amount of the desired deceleration set on the brake lever 52 as a setpoint to the controller 60 via lines 57a and 62.
  • the degree of filling of the clutch is again continuously increased by the controller 60.
  • the controller controls the increase in the degree of filling such that the rotational acceleration of the flywheel 14 generates the desired braking torque.
  • the sech ⁇ th gear the rotational speed of the shaft 16 takes along the Diagona ⁇ len from e ⁇ until the clutch slip again reaches the minimum value.
  • control device 30 switches the transmission 12 directly into fourth gear at the beginning of the braking process, so that the speed of the shaft 16 (diagonal e ⁇ ) is greater than the flywheel speed.
  • the engine 10 is started alone, in particular if - as already mentioned - the powershift transmission 12 has a starting gear member (converter, slip-capable clutch or the like).
  • an additional two-speed manual transmission 40 can be provided between the clutch 20 and the powershift transmission 12, which is controlled by the control center 30 via the lines 44 and 45.
  • the high gear gears 17, 18 which produce a ratio of, for example, 1: 4 between the shafts 11 and 16
  • the additional transmission 40 one gear (direct gear) can have the ratio 1: 1 and the other gear (overdrive) can have the ratio 1: 1.5, so that a total ratio of 1: 6 arises.
  • the same effect can also be achieved in that the high gear 17/18 and the two-speed gear 40 are combined to form a single gear (two-stage high gear).
  • the speed of the shaft 16 now changes along the zigzag line in the same way as in the example without the additional transmission.
  • the speed of the shaft 11 continues to decrease along the diagonal f .. Only when the clutch slip reaches the minimum value for the second time (at about 42 km / h) is the powershift transmission 12 switched from sixth gear to fifth gear; the auxiliary transmission 40 remains in overdrive. After that, the braking process is the same as in first example. It can be seen, however, that the speed of the shaft 11 now runs along a much lower zigzag line f (dash-dotted line).
  • these lower speeds are generally permissible for all conventional engines and, on the other hand, they are also more favorable for the powershift transmission 12 because fewer losses and noises are caused in it.
  • Another advantage is that an additional gear is available in the lower travel speed range both when unloading and when charging the storage 14 (not shown in FIG. 2).
  • the additional manual transmission 40 cannot be arranged between clutch 20 and high gear 17, 18, but between clutch 20 and flywheel 14.
  • the shafts 11 and 16 can be connected by an angular gear and are therefore not parallel to one another, but rather are arranged at a certain angle, or that the flywheel 14, the clutch 20 and the high-speed gear are coaxial to Arranges shaft 11.
  • FIG. 3 shows an important possibility for further developing the invention.
  • a number of different curves are shown there, which correspond to curve a in FIG. 2 and show the decrease in the flywheel speed n when the vehicle is accelerating. It is essential that all of these curves reach the minimum flywheel speed n - at a certain driving speed (eg 60 km / h), which is slightly below the maximum speed. Ie they all meet at a fixed end point, regardless of the starting point of the acceleration process.
  • This is achieved in that the control center 30 varies the setpoint, which it outputs in the line 56a, according to different functions with increasing driving speed v. The respective function is selected according to the starting point.
  • the prerequisite here is that the flywheel always works together with the engine when accelerating. If the flywheel rotation deceleration controlled in this way is too small to apply the vehicle acceleration commanded by the accelerator pedal 51, the control center 30 increases the filling of the engine 10 so that it generates the missing acceleration torque.
  • Such a regulation ensures that the flywheel can be used in all acceleration processes over almost the entire driving speed range; i.e. The engine and flywheel are loaded more evenly than in the example described first, in which the flywheel often reaches the minimum speed at about half the driving speed, so that the engine alone has to accelerate further.
  • the advantage of the regulation described is that a weaker motor can be used and that switching to sole motor operation takes place much less frequently and at a rather high driving speed. A possible switching shock is therefore less frequent and less uncomfortable.
  • FIG. 1 A further variant of FIG. 1 is the following arrangement: Between the flywheel 14 and the transmission input shaft 11, two mutually parallel drive trains are provided, which are coupled to one another in the area of the shaft 11 by a high-speed collective transmission, the one Speed ratio of, for example, 1: 1.5 (corresponding approximately to the step change of the manual transmission 12) between the two drive trains.
  • a hydrodynamic coupling with only a single working space and with such inclined blades is then provided in each drive train so that the full power can be transmitted via one coupling when charging the storage device and through the other coupling when the storage device is discharged.
  • it becomes superfluous for the high-speed transmission to have two shiftable gears (as in the case of the transmission 40 in FIG. 1). Instead, simply by emptying one and simultaneously filling the other clutch, you can switch from direct gear to overdrive (or vice versa).

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Description

- -?-
Antriebsaggregat, insbesondere für Nahverkehrsfahrzeuge
Die Erfindung betrifft ein Antriebsaggregat mit den Merkmalen, die im Oberbegriff des Patentanspruches 1 angegeben sind. Da¬ nach ist außer einer Antriebsmaschine und einem Gangschaltge¬ triebe insbesondere ein Schwungradspeicher vorgesehen. Dieser kann im Traktionsbetrieb zum Beschleunigen des Fahrzeuges bei¬ tragen, wobei" er entladen wird, d.h. Rotationsenergie abgibt. Außerdem kann der Schwungradspeicher zum Abbremsen des Fahr¬ zeugs herangezogen werden, wobei er aufgeladen wird, d.h. Rota¬ tionsenergie aufnimmt. Somit kann die Bremsenergie wieder nutz¬ bar gemacht werden. Das Antrieosaggregat ist vorzugsweise für Stadtverkehrs-Omnibusse, aber auch für Nahverkehrs-Schienen¬ fahrzeuge vorgesehen.
Stand der Technik
1. Aufsatz "Stufenloses Getriebe für den Daimler-Benz Gyrobus" von S. Hainmüller
2. DE-PS 62. 771
3. DE-PS 30 13 024 ;
4. DE-PS 26 14 476 (= US-PS 4,073,139) Die Erfindung geht aus von einem der Antriebsaggregate, die aus der Druckschrift 1 bekanntgeworden sind. Am nächsten kommt die in Bild 2 mit Bl bezeichnete Ausführungsform. Als stufenloser Drehzahlwandier ist dort ein hydrostatisches Getriebe vorgese¬ hen mit einer Einrichtung zum kontinuierlichen Verstellen der Übersetzung. Bei jedem Aufladen oder Entladen des Schwungrad¬ speichers ist ein solches kontinuierliches Verstellen der Über¬ setzung erforderlich. Dabei bestimmt die jeweils gewählte Ver- stell-Geschwindigkeit oder die Verstell-Kraft (zusammen mit anderen Faktoren) die Höhe der Fahrzeug-Beschleunigung bzw. -Verzögerung.
Die Verwendung stufenlos verstellbarer hydrostatischer Getriebe ist stets mit dem Nachteil verbunden, daß derartige Getriebe verhältnismäßig schwer, kompliziert im Aufbau und verschleißan¬ fällig, sind. In der Regel verursachen sie auch störende Geräu¬ sche. Bei dem bekannten Antriebsaggregat ist das hydrostatische Getriebe über ein Stufenschaltgetriebe mit der Abtriebswelle verbunden. Hierdurch und durch die im Teil d des Patentan¬ spruchs 1 beschrieoene Steuereinrichtung wird erreicht, daß bei einem Beschleunigungs- oder Bremsvorgang, bei dem das Schwung¬ rad entladen bzw. aufgeladen wird, die wirkungsgradgünstigen Betriebspunkte des hydrostatischen Getriebes mehrmals nach¬ einander durchfahren werden. Diese im Prinzip recht günstige Methode stellt aoer hohe Anforderungen an die Übersetzungs¬ stelleinrichtung des hydrostatischen Getriebes. Denn jedesmal wenn bei einer Annäherung der Übersetzung an eine der Grenzen des Übersetzungsbereiches ein Umschalten des Gangschaltgetrie¬ bes erforderlich ist, dann muß auch innerhalb kürzester Zeit eine präzise, dem Stufensprung des Gangschaltgetriebes entspre¬ chende Änderung des Übersetzungsverhältnisses des hydrostati¬ schen Getriebes stattfinden. Andernfalls sind aufwendige Hydro- speicher und die dazugehörenden Hilfseinrichtungen erforderlich Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Antriebsaggregat mit den Merkmalen des Oberbegriffs des Patentanspruchs zu schaffen, das ohne ein hydrostatisches Getriebe auskommt. Es soll insbesondere einen möglichst verschleißfreieπ und ge¬ räuscharmen Betrieb ermöglichen. Außerdem soll es so gestaltet sein, daß für das erforderliche Gangschaltgetriebe ein vorhan¬ denes, serienmäßig hergestelltes Getriebe verwendet werden kann,
Diese Aufgabe wird durch die kennzeichnenden Merkmale des Pa¬ tentanspruchs 1 gelöst.
Es ist zwar schon seit langer Zeit aus der Literatur bekannt (Druckschrift 2), zum Aufladen und zum Entladen eines Sprung¬ radspeichers eine hydrodynamische Kupplung zu verwenden; siehe z.B. die Kupplung K mit veränderbarem Füllungsgrad in der Figur 5 der Druckschrift 2. Ein Nachteil dieser Anordnung besteht darin, daß während eines vollen Auflade- oder Entladevorganges (d.h. beim Durchfahren des gesamten Drehzahlbereiches des Schwungradspeichers) der Übersetzungsbereich der Kupplung - und somit auch der Bereich guten Wirkunysgrades - nur ein einziges Mal durchfahren wird. Deshalb ist es dort unvermeidbar, daß die hydrodynamische Kupplung in großen Teilen ihres Betriebsberei¬ ches mit hohen Verlusten arbeitet. Außerdem muß die hydrodyna¬ mische Kupplung sehr groß dimensioniert werden, damit sie das im unteren Fahrgeschwindigkeitsbereich benötigte hohe Drehmo¬ ment abgeben kann.
Um diese Nachteil zu vermeiden, sind bei einem anderen bekann¬ ten Antriebsaggregat (Druckschrift 3) zwei hydrodynamische Kupplungen vorgesehen, nämlich eine Laαekupplung und eine Ent¬ ladekupplung. Der Betriebsbereich und die Größe der Entlade¬ kupplung sind durch zwei Maßnahmen verhältnismäßig klein gehal¬ ten. Zum einen wird der Entladevorgang erst oberhalb einer be¬ stimmten Mindestdrehzahl der Ausgangswelle (etwa bei 50 % der maximalen Drehzahl der Ausgangswelle) in Gang gesetzt. Zum an¬ deren ist dort das Schaltgetriebe ein rein hydrodynamisches Getriebe, in dem die Drehmomentübertragung (im gesamten Fahrge¬ schwindigkeitsbereich) stets über einen Drehmomentwandler stattfindet. Somit erfolgt auch das Übertragen der aus dem Schwungradspeicher entnommenen Rotationsenergie nacheinander über die genannte Entladekupplung und einen hydrodynamischen Drehmomentwandler, wobei der letztere den überwiegenden Teil der notwendigen stufenlosen Wandlung des Drehzahlverhältnisses zwischen dem Schwungradspeicher und der Ausgangswelle und gleichzeitig eine Drehmoment-Erhöhung bewirkt. Ein Nachteil dieser Konstruktion ist darin zu sehen, daß die hydrodynami¬ schen Drehmomentwandler naturgemäß nicht in der Lage sind, Bremsmoment von der Ausgangswelle rückwärts in Richtung zum Schwungradspeicher zu übertragen. Man benötigt deshalb dort zusätzlich die schon genannte Ladekupplung, welche die Aus¬ gangswelle über Zahnräder (unter Umgehung der hydrodynamischen Wandler) mit dem Schwungradspeicher verbindet. Der insgesamt dort erforderliche Aufwand lohnt sich nur, wenn das hydrodyna¬ mische Getriebe, wie zum Beispiel in Schienenfahrzeugen, ohne¬ hin vorhanden ist.
Bei dem erfindungsgemäßen Antriebsaggregat ist nun - abweichend von Druckschrift 3 - nur eine einzige schlupffähige Kupplung (vorzugsweise hydrodynamische Kupplung; vorgesehen. Trotzdem wird ein guter durchschnittlicher Wirkungsgrad erzielt; denn die Erfindung macht von dem aus der Druckschrift 1 bekannten Gedanken Gebrauch, zwischen dem Drehzahlwandler, d.h. nunmehr der- Schlupfkupplung, und der Abtriebswelle ein Stufenschaltge¬ triebe anzuordnen. Dadurch wird nur eine verhältnismäßig kleine Schlupfkupplung benötigt, und deren Bereich guten Wirkungsgra¬ des wird bei jedem vollen Aufladen oder Entladen des Schwung¬ radspeichers mehrmals durchfahren. Die in diesem Zusammenhang erforderliche und oben schon erwähnte Steuereinrichtung (siehe Teil d des Anspruchs 1) kann mit viel geringerem Aufwand als bei dem Aπtriebsaggregat gemäß Druckschrift 1 das Umschalten des Gangschaltgetriebes auslösen, wenn die Kupplung eine der Grenzen ihres Übersetzungsbereichs erreicht hat. (Die Grenzen des Uoersetzungsbereiches der Kupplung sind ihr größter und ihr kleinster Schlupf-Wert). Wird z.B. der kleinste Schlupf-Wert erreicht, so kann (durch Umschalten des Stufenschaltgetriebes) der Schlupfkupplung ohne weiteres eine plötzliche Erhöhung des Schlupfes aufgezwungen werden. Im Falle einer hydrodynamischen Kupplung besteht zwar die Möglichkeit, daß aus einer plötzli¬ chen Schlupferhöhung eine stoßartige Erhöhung des übertragenen Drehmoments resultiert. Jedoch kann man diese Gefahr mit einfa¬ chen Mitteln beseitigen, indem bekannte Maßnahmen (z.B. Druck¬ schrift 4) zur selbsttätigen raschen. Entleerung der Kupplung vorgesehen werden.
Ein weiterer wesentlicher Schritt zum Brauchbar-Machen der er¬ findungsgemäß vorgesehenen Schlupfkupplung besteht im folgen¬ den: Gemäß Teil f des Anspruchs 1 ist die Steuereinrichtung derart ausgebildet, daß sie jeweils beim Übergang in den Trak¬ tionsbetrieb (bzw. beim Übergang in den Bremsbetrieb) durch Wahl eines geeigneten Übersetzungsverhältnisses die Drehzahl der jeweils in K'raftflußrichtung ersten Kupplungshälfte auf einen Betrag einstellt, der größer ist als die Drehzahl der anderen Kupplungshälfte. Hierdurch wird gewährleistet, daß in¬ nerhalb des Drehzahlbereiches des Schwungradspeichers jederzeit ein Entladevorgang eingeleitet werden kann und genauso jeder¬ zeit ein Ladevorgang.
Ausführungsbeispiele der Erfindung und weitere vorteilhafte Ausgestaltungen werden nachfolgend anhand der Zeichnung be¬ schrieben.
Die Figur 1 zeigt schematisch ein erfindungsgemäßes Antriebs¬ aggregat.
Die Figur 2 ist ein zu der Figur 1 gehörendes Diagramm, worin die Drehzahlen n der wesentlichen Aggregat-Teile über der Fahr¬ geschwindigkeit v aufgetragen sind.
Die Figur 3 ist ein Diagramm mit unterschiedlichen Schwungrad- Drehzahl-Kurven.
In Figur 1 treibt ein Brennkraftmotor 10 die Eingangswelle 11 eines Lastschaltgetriebes 12, z.B. eines Sechsgang-Getriebes, das eine Ausgangswelle 13 hat. Ein Schwungrad 14 ist an einer Welle 15 befestigt, mit dem auch das eine Schaufelrad 21 einer hydrodynamischen Kupplung 20 verbunden ist. Das andere Schau¬ felrad 22 ist über eine Welle 16 an ein Ritzel 17 gekoppelt; dieses kämmt mit einem Zahnrad 18, das mit der Eingangswelle 11 verbunden ist. Mit dem zuerst genannten Schaufelrad 21 rotiert eine Schale 23.
In die Kupplung 20 mündet eine Fülleitung 24, 24a zum Zuführen einer Arbeitsflüssigkeit. Diese wird mittels einer Pumpe 25 aus einem Flüssigkeitsbehälter 26 entnommen und über ein Mengen¬ steuerventil 27 zugeführt. Das Ventil 27 ist mittels einer bei¬ spielsweise elektrischen Stelleinrichtung 28 verstellbar. Es kann zweckmäßig als Stromteilerventil ausgebildet sein, wie symbolisch dargestellt; d.h. der über die Leitung 24 zugeführte Flüssigkeitsstrom gelangt teils über die Leitung 24a in die Kupplung 20, teils über die Leitung 24b zurück in den Behälter 26, wobei das Mengenverhältnis zwischen den Teilströmen belie¬ big eingestellt werden kann.
Die Kupplungsschale 23 hat mehrere ständig offene, gedrosselte Entleeröffnungen (in der Zeichnung nicht dargestellt). Durch diese kann ständig eine gewisse Arbeitsflüssigkeitsmenge aus dem Inneren der Kupplung entweichen, entweder direkt in den Flüssigkeitsbehälter 26 oder in ein feststehendes Kupplungsge¬ häuse 20a. In diesem Fall ist an das Gehäuse 20a eine Entleer¬ leitung 29 angeschlossen, die in den Flüssigkeitsbehälter 26 mündet. Die Elemente 24 bis 29 dienen zum Verändern des Fül¬ lungsgrades der hydrodynamischen Kupplung 20. Der Füllungsgrad bestimmt bekanntlich das bei einem bestimmten Drehzahlverhält¬ nis (Schlupf) übertragene Drehmoment. Vorzugsweise verwendet man eine Kupplung ähnlich Druckschrift 4. Diese bekannte Kupp¬ lung kann durch selbsttätiges Entleeren über eine zusätzliche Entleeröffnung das Kupplungs-Moment begrenzen. Dies ist wichtig vor allem während des Bremsbetriebs, d.h. beim Aufladen des Schwungrades 14, wenn das Lastschaltgetriebe 12 von einem Gang in den nächsten umgeschaltet wird. Deshalb wird man, entspre¬ chend der Lehre der Druckschrift 4 die Schale 23 an demjenigen Schaufelrad 21 befestigen, welches über die Welle 15 mit dem Schwungradspeicher 14 gekoppelt ist. Der Motor 10 hat einen Laststeller 19 (z.B. an der Einspritz¬ pumpe im Falle eines Dieselmotors). Eine Steuerzentrale 30 ist über die Steuerleitungen 31 bis 36 mit dem Lastschaltgetriebe 12 verbunden. Hierdurch kann die Steuerzentrale im Lastschalt¬ getriebe einen der sechs Gänge einlegen oder das Lastschaltge¬ triebe in den Leerlauf schalten. Eine weitere Steuerleitung 39 führt von der Steuerzentrale 30 zum Laststeller 19 des Motors 10. An den Wellen 15, 16 und 13 befinden sich Drehzahlmesser 41, 42 bzw. 43, von denen je eine Meßleitung 46, 47 bzw. 48 in die Steuerzentrale 30 führt. Mit einem Gaspedal 51 und mit ei¬ nem Bremspedal 52 kann der Fahrer über Steuerleitungen 56 bzw. 57 die Höhe der gewünschten Beschleunigung bzw. Verzögerung in die Steuerzentrale eingeben. Außerdem ist ein Schalter 53 vor¬ gesehen, mit dem ein Befehlen zum Aufladen des Schwungradspei¬ chers 14 mit Hilfe des Motors 10 befohlen werden kann.
Ein Regler 60 dient zum Einstellen des von der Kupplung 20 übertragenen Drehmoments. Hierzu ist von der Meßleitung 46 eine Leitung 46a abgezweigt und an den Eingang einer Differenzier¬ einrichtung 61 angeschlossen. Deren Ausgang liefert ein Meßsig¬ nal, das der jeweiligen Drehbeschleunigung bzw. Drehverzögerung des Schwungradspeichers 14 entspricht. Dieses Meßsignal wird über die Leitung 46b als Ist-Wert dem Regler 60 zugeführt. Die¬ ser Ist-Wert entspricht mit hoher Genauigkeit dem augenblick¬ lich von der Kupplung 20 übertragenen Drehmoment. Der Regler 60 vergleicht diesen Ist-Wert mit einem Soll-Wert, der über die Leitung 62 zugeführt wird, die an den Ausgang eines Oder-Glie¬ des 63 angeschlossen ist. An dessen Eingangsseite sind drei von der Steuerzentrale 30 kommende Leitungen 56a, 57a und 58a ange¬ schlossen. Die Steuerzentrale 30 liefert über die Leitung 56a einen Soll-Wert, der dem am Gaspedal 51 eingestellten Beschleu¬ nigungswunsch entspricht und über die Leitung 57a einen anderen Soll-Wert, der dem am Bremspedal 52 eingestellten Verzögerungs¬ wunsch entspricht. Der schließlich über die Leitung 58a zuge¬ führte Soll-Wert ist in der Steuerzentrale 30 fest eingestellt und nur dann wirksam, wenn das Aufladen des Schwungradspeichers durch den Motor befohlen ist. Wenn der Regler 60 feststellt, daß die verglichenen Werte (Ist-Wert und Soll-Wert) voneinander abweichen, dann bewirkt er über die Leitung 38 ein entsprechen¬ des Verstellen des Ventils 27 und hierdurch eine Änderung des Kupplungsfüllungsgrades, so daß sich das Kupplungsmoment an den jeweils eingestellten Sollwert angleicht.
In Fig. 2 zeigt die Kurve a das Abnehmen der Schwungrad-Dreh¬ zahl beim Beschleunigen des Fahrzeugs, beispielsweise zwischen 0 und 40 km/h. Darüber bleibt die Schwungraddrehzahl ungefähr konstant, auf ihrem kleinstmöglichen Wert n,. Die Kurve b zeigt das Ansteigen der Schwungrad-Drehzahl während eines Bremsvorganges, beispielsweise im Fahrgeschwindigkeitsbereich zwischen 60 und etwa 10 km/h. Darunter wird bis zum Stillstand mechanisch gebremst, wobei die Schwungrad-Drehzahl wenigstens angenähert ihren maximalen Wert n2 beibehält. Die Zickzack- Linie c zeigt den Verlauf der Motordrehzahl (Drehzahl der Ein¬ gangswelle 11) während eines Beschleunigungsvorganges, unter Berücksichtigung der unterschiedlichen Getriebeübersetzungen im Getriebe 12. Die entsprechenden Drehzahlen der Welle 16 (Zick¬ zack-Linie d) betragen beispielsweise das Vierfache der Motor¬ drehzahlen, entsprechend dem Übersetzungsverhältnis der Zahnrä¬ der 18, 17 (Hochgang). Die beim Bremsbetrieb (Aufladen des Schwungradspeichers 14) auftretenden Drehzahlen der Welle 16 sind durch die Zickzack-Linie e dargestellt. Der entsprechende Drehzahlverlauf der Eingangswelle 11, reduziert im Verhältnis der Übersetzung des Hochgangs 17, 18, ist durch die Zickzack- Linie f dargestellt.
Aufladen des Schwungradspeichers 14 bei stillstehendem Fahrzeug
Wie schon erwähnt, wird im allgemeinen vor dem Anfahren des Fahrzeuges der Schwungradspeicher 14 mit Hilfe des Motors 10 aufgeladen,, ausgelöst durch den Taster 53 (Figur 1). Die Steuerzentrale 30 hält hierbei das Lastschaltgetriebe 12 im Leerlauf, steuert den Motor 10 auf Vollast und führt dem Regler 60 über die Leitungen 58a und 62 einen Soll-Wert zu. Hierdurch löst der Regler 60 das teilweise Füllen der Kupplung 20 aus, so daß das Hochfahren des Schwungradspeichers beginnt. Mit zuneh¬ mender Schwungrad-Drehzahl verringert sich der Kupplungs¬ schlupf. Damit dennoch das von der Kupplung übertragene Drehmo¬ ment wenigstens angenähert konstant bleibt, erhöht der Regler 60 den Füllungsgrad der Kupplung allmählich. Beim Erreichen der maximalen Schwungraddrehzahl stellt die Steuerzentrale den Mo¬ tor 10 auf Leerlauf und den Sollwert in der Leitung 58a auf Null, so daß der Regler 60 das Entleeren der Kupplung 20 aus¬ löst.
Anfahren
Der Befehl zum Anfahren wird durch das Gaspedal 51 der Steuer¬ zentrale 30 zugeführt. Diese bewirkt über die Leitung 31 das Einschalten des ersten Ganges im Getriebe 12 und gibt über die Leitungen 56a und 62 einen der Gaspedal-Stellung entsprechenden Sollwert an den Regler 60. Dieser bewirkt wieder über die Lei¬ tung 38 das teilweise Füllen der Kupplung 20 und steuert die Zunahme des Füllungsgrades der Kupplung abhängig von der Höhe des Beschleunigungswunsches. Im allgemeinen wird die Drehzahl der Welle 16 bis zum Erreichen des Synchronlaufes des ersten Ganges des Schaltgetriebes 12 auf demjenigen Wert gehalten, welcher der Leerlaufdrehzahl des Motors 10 entspricht (horizon¬ tale Linien d bzw. c in Figur 2). Abweichend hiervon kann aber auch schon während des Synchronisierens des ersten Ganges ein Ansteigen dieser Drehzahlen durch stärkeres Erhöhen des Kupplungsfüllungsgrades erfolgen.
Weiteres Beschleunigen
Nach dem Erreichen des Synchronlaufes des ersten Ganges im Ge¬ triebe 12 wird die Höhe der Beschleunigung des Fahrzeuges wei¬ terhin durch die Stellung des Gaspedals 51 bestimmt. Der Regler 60 steuert dementsprechend die Zunahme des Kupplungsfüllungs¬ grades. Die Füllung des Motors 10 wird durch den Fahrer (oder durch die Steuerzentrale 30) nur in dem jeweils nötigen Maße erhöht, z.B. wenn ein erhöhter Fahrwiderstand dies erforderlich macht. Die Drehzahlen der Wellen 11 und 16 erhöhen sieh nun entlang der dem ersten Gang zugeordneten Diagonalen c-, bzw. d-, . Die Schwungraddrehzahl nimmt ab, wie schon erwähnt, ent¬ lang der Kurve a. Wenn sich die beiden Drehzahlwerte a und d, einander weitgehend angenähert haben, z.B. beim Schlupf in der Kupplung 20 von nur noch ungefähr 3 % (Mindestschlupf), dann befiehlt die Steuerzentrale 30 das Umschalten des Getriebes 12 in den zweiten Gang. Hierdurch sinken die Drehzahlen der Wellen 11 und 16 entlang von annähernd vertikalen Linien auf die Dia¬ gonale c2 bzw. rj des zweiten Ganges. Der Regler 60 steuert gleichzeitig ein Zurücknehmen des Füllungsgrades in der Kupp¬ lung 20 derart, daß das Kupplungsmoment trotz des plötzlich vergrößerten Schlupfes wie bisher der Gaspedalstellung, (d.h. dem Beschleunigungswunsch) entspricht. Es erfolgt wieder ein Anstieg der Drehzahlen der Wellen 16 und 11 wie beim Betrieb im ersten Gang. Das beschriebene Spiel wiederholt sich bis schließlich der sechste Gang eingelegt ist, oder bis die Schwungrad-Drehzahl ihren kleinstmöglichen Wert n-, erreicht hat. Letzteres kann unter Umständen schon bei einem nie¬ drigeren Gang geschehen.
Antrieb durch den Motor allein
Wenn beim Beschleunigen der vorerwähnte Fall eintritt, daß die Schwungrad-Drehzahl auf den Wert n-, abgesunken ist oder wenn im sechsten Gang die Kupplung 20 erneut den Mindestschlupf er¬ reicht hat, dann ist ein weiteres Entladen des Schwungradspei¬ chers 14 nicht mehr möglich. Die Steuerzentrale 30 Steuer nun den Sollwert in der Leitung 56a auf Null, so daß der Regler 60 die Kupplung 20 entleert. Wenn weiterhin Beschleunigen befohlen wird, dann erhöht die Steuerzentrale 30 die Motorfüllung. Nun wird das Fahrzeug allein durch den Motor 10 beschleunigt oder auf einer konstanten Fahrgeschwindigkeit gehalten. Die Schwung¬ raddrehzahl bleibt hierbei annähernd gleich (abgesehen von ei¬ ner Drehzahlminderung infolge der üblichen geringfügigen Ver¬ luste). Die Drehzahl der Welle 16 steigt nun auf Werte oberhalb der Schwungraddrehzahl, entlang der Diagonalen d^ des sechsten Ganges. Bremsen
Wird z.B. bei der Fahrgeschwindigkeit 60 km/h ein Bremsbefenl erteilt, so leitet die Steuerzentrale die am Bremshebel 52 ein¬ gestellte Höhe der gewünschten Verzögerung als Sollwert über die Leitungen 57a und 62 an den Regler 60. Dieser löst wieder das Füllen der Kupplung 20 aus, so daß der Schwungradspeicher 14 aus der Bewegungsenergie des Fahrzeugs aufgeladen wird. Der Füllungsgrad der Kupplung wird hierbei wieder durch den Regler 60 laufend erhöht. Der Regler steuert die Zunahme des Füllungs¬ grades derart, daß die Drehbeschleunigung des Schwungrades 14 das gewünschte Bremsmoment erzeugt. Bei eingeschaltetem sech¬ sten Gang nimmt die Drehzahl der Welle 16 entlang der Diagona¬ len e≤ ab, bis der Kupplungsschlupf wieder den Mindestwert erreicht. Hierdurch wird das Zurückschalten des Getriebes 12 in den fünften Gang ausgelöst, wodurch die Drehzahlen der Wellen 11 und 16 entlang einer ungefähr vertikalen Linie ansteigen. Hierbei verringert der Regler 60 den Füllungsgrad der Kupplung entsprechend dem Anstieg des Schlupfes, und das Spiel beginnt von neuem. Das Aufladen des Schwungradspeichers 14 (und das hieraus resultierende Abbremsen des Fahrzeugs) ist beendet, wenn bei eingeschaltetem ersten Gang der Mindestschlupf in der Kupplung 20 erreicht ist. In diesem Betriebspunkt steuert die Steuerzentrale 30 den Sollwert in der Leitung 57a auf Null, so daß der Regler 60 die Kupplung 20 entleert. Das Fahrzeug wird nun bei Bedarf vollends mit den Reibungsbremsen zum Stillstand gebracht.
In Fig. 2 wurde angenommen, daß gleichbleibende Beschleunigung bzw. Verzögerung befohlen wird, weshalb die Kurven a und b ste¬ tig gekrümmt sind. Es versteht sich, daß auch andere Verläufe dieser Kurven möglich sind, wenn z.B. während eines Bremsvor¬ ganges das Bremspedal 52 verstellt wird. Naturgemäß hängt der Verlauf der Kurven auch von der Höhe der Schwungmasse des Schwungradspeichers 14 ab. Weiterhin versteht es sich, daß ein Aufladen des Speichers 14 (Bremsvorgang) oei zahlreichen belieoigen Fahrgeschwindigkeiten eingeleitet werden kann, z.B. bei Höchstgeschwindigkeit, wobei die den Anstieg der Schwungrad-Drehzahl darstellende Bremskurve b' im Punkt M beginnt. Genauso kann ein Bremsvorgang unmittel¬ bar nach einem Beschleunigungsvorgang eingeleitet werden, so z.B. auch schon, bevor das Schwungrad seine Minimal-Drehzahl n-, erreicht hat. Siehe z.B. Beginn der Bremskurve b*' im Punkt N. In diesem Falle schaltet die Steuereinrichtung 30 (ge¬ mäß Merkmal g des Anspruchs 1) zu Beginn des Bremsvorgangs das Getriebe 12 unmittelbar in den vierten Gang, damit die Drehzahl der Welle 16 (Diagonale e^) größer ist als die Schwungrad- Drehzahl.
Beim bisher beschriebenen Ausführungsbeispiel ergeben sich im Bremsbetrieb (d.h. beim Aufladen des Speichers) verhältnismäßig hohe Drehzahlen für den Motor 10 und die Welle 11, wie dies die Zickzacklinie f zeigt. Um den Motor 10 vor diesen hohen Dreh¬ zahlen zu schützen, kann zwischen Motor 10 und Zahnrad 18 eine Schaltkupplung 50 oder ein Freilauf angeordnet werden. Hier¬ durch kann der Motor beim Bremsen abgeschaltet werden, wodurch Kraftstoffverbrauch und Schleppverluste verringert werden. Auch kann man bei Bedarf allein mit dem Schwungrad, also ohne Motor anfahren; d.h. der .Motor wird erst dann wieder eingeschaltet, wenn das Fahrzeug die Haltestelle verlassen hat. In diesem Fall braucht das Getriebe 12 nicht (wie oben angenommen) einen schlupffähigen ersten Gang zu haben, z.B. mit einem Drehmoment¬ wandler. Vielmehr übernimmt hier die Kupplung 20 die Funktion des Anfahr-Getriebegliedes, indem sie das ganze Aggregat ein¬ schließlich der Wellen 11 und 16 aus dem Stillstand hochfährt.
Umgekehrt kann aber auch vorgesehen werden, daß mit dem Motor 10 allein angefahren wird, insbesondere wenn - wie schon er¬ wähnt - das Lastschaltgetriebe 12 ein Anfahr-Getriebeglied (Wandler, schlupffähige Kupplung od. dgl.) aufweist. Anstelle oder zusätzlich zu der Schaltkupplung 50 kann zwischen der Kupplung 20 und dem Lastschaltgetriebe 12 ein zusätzliches Zwei-Gang-Schaltgetriebe 40 vorgesehen werden, das durch die Steuerzentrale 30 über die Leitungen 44 und 45 gesteuert wird. In Fig. 1 ist angenommen, daß die Hochgangzahnräder 17, 18 (die eine Übersetzung von z.B. 1:4 zwischen den Wellen 11 und 16 herstellen) beibehalten werden. In diesem Fall kann in dem zu¬ sätzlichen Getriebe 40 der eine Gang (Direktgang) die Über¬ setzung 1:1 und der andere Gang (Schnellgang) die Übersetzung 1:1,5 haben, so daß eine Gesa t-Übersetzung von 1:6 entsteht. Die gleiche Wirkung kann aber auch dadurch erzielt werden, daß der Hochgang 17/18 und das Zweigang-Getriebe 40 zu einem einzi¬ gen Getriebe (zweistufiges Hochganggetriebe) vereinigt werden.
Wirkung des Zwei-Gang-Schaltgetriebes 40
Beim Beschleunigen befindet sich das Getriebe 40 im Direktgang (Übersetzung 1:1), so daß kein Unterschied gegenüber vorher zu verzeichnen ist. Nun sei angenommen, ein Bremsvorgang beginne wieder (wie oben im Abschnitt "Bremsen") bei v = 60 km/h und bei der minimalen Schwungraddrehzahl n,. Das Zusatzgetriebe 40 befindet sich zunächst noch im Direktgang, so daß die Dreh¬ zahl der Welle 16 (wie oben) entlang der Diagonalen e6 ab¬ nimmt und die Drehzahl der Welle 11 entlang der Diagonalen fg. Hat der Kupplungsschlupf wieder den Mindestwert erreicht, (bei etwa 57 km/h), so wird nunmehr nicht das Lastschaltgetrie¬ be 12 sondern das Zusatzgetriebe 40 umgeschaltet, in den oben¬ genannten Schnellgang. Es ist angenommen, der Stufensprung im Zusatzgetriebe 40 sei gleich dem Stufensprung im Lastschaltge¬ triebe 12. Deshalb verändert sich nun die Drehzahl der Welle 16 genauso entlang der Zickzacklinie wie in dem Beispiel ohne Zu¬ satzgetriebe. Die Drehzahl der Welle 11 verringert sich dagegen weiterhin entlang der Diagonalen f≤. Erst wenn der Kupplungs¬ schlupf zum zweiten Mal den Mindestwert erreicht (bei etwa 42 km/h), wird das Lastschaltgetriebe 12 vom sechsten Gang in den fünften Gang umgeschaltet; das Zusatzgetriebe 40 bleibt im Schnellgang. Danach läuft der Bremsvorgang genauso ab wie im ersten Beispiel. Man sieht aber, daß die Drehzahl der Welle 11 nunmehr entlang einer viel niedrigeren Zickzacklinie f (strichpunktiert) verläuft. Diese niedrigeren Drehzahlen sind einerseits in der Regel für alle üblichen Motoren zulässig und andererseits auch für das Lastschaltgetriebe 12 günstiger, weil in diesem weniger Verluste und Geräusche verursacht werden. Ein weiterer Vorteil ist, daß im unteren Fahrgeschwindigkeitsbe¬ reich sowohl beim Entladen als auch beim Aufladen des Speichers 14 ein zusätzlicher Gang zur Verfügung steht (in Fig. 2 nicht dargestellt) .
Abweichend von Fig. 1 kann das zusätzliche Schaltgetriebe 40 nicht zwischen Kupplung 20 und Hochgang 17, 18, sondern zwi¬ schen Kupplung 20 und dem Schwungrad 14 angeordnet werden. An¬ dere Variationsmöglichkeiten bestehen darin, daß die Wellen 11 und 16 durch ein Winkelgetriebe verbunden werden können und somit zueinander nicht parallel, sondern unter einem bestimmten Winkel angeordnet sind, oder darin, daß man das Schwungrad 14, die Kupplung 20 und das Hochganggetriebe koaxial zur Welle 11 anordnet.
Die Fig. 3 zeigt eine wichtige Möglichkeit zur weiteren Ausge¬ staltung der Erfindung. Dargestellt sind dort mehrere verschie¬ dene Kurven, die der Kurve a der Fig. 2 entsprechen und das Abnehmen der Schwungrad-Drehzahl n beim Beschleunigen des Fahrzeugs zeigen. Wesentlich ist, daß alle diese Kurven bei einer bestimmten Fahrgeschwindigkeit (z.B. 60 km/h), die wenig unter der Höchstgeschwindigkeit liegt, die minimale Schwung¬ rad-Drehzahl n-, erreichen. D.h. sie treffen sich alle in ei¬ nem fixen Endpunkt, gleichgültig in welchem Ausgangspunkt der Beschleunigungs-Vorgang beginnt. Dies wird dadurch erreicht, daß die Steuerzentrale 30 den Sollwert, den sie in die Leitung 56a abgibt, nach unterschiedlichen Funktionen mit zunehmender Fahrgeschwindigkeit v variiert. Die jeweilige Funktion wird entsprechend dem Ausgangspunkt ausgewählt. Vorausgesetzt ist hier, daß das Schwungrad beim Beschleunigen stets gemeinsam mit dem Motor arbeitet. Wenn die derart gesteu¬ erte Schwungrad-Drehverzögerung zu klein ist, um die vom Gaspe¬ dal 51 befohlene Fahrzeug-Beschleunigung aufzubringen, so er¬ höht die Steuerzentrale 30 die Füllung des Motors 10, so daß dieser das fehlende Beschleunigungsmoment erzeugt.
Durch eine solche Regelung wird gewährleistet, daß das Schwung¬ rad bei allen Beschleunigungsvorgängen über nahezu den gesamten Fahrgeschwindigkeits-Bereich mitbenutzt werden kann; d.h. Motor und Schwungrad werden gleichmäßiger belastet als bei dem zuerst beschriebenen Beispiel, bei dem das Schwungrad oft schon bei etwa der halben Fahrgeschwindigkeit die Minimal-Drehzahl er¬ reicht, so daß der Motor allein weiter beschleunigen muß.
Der Vorteil der beschriebenen Regelung besteht darin, daß ein schwächerer Motor verwendet werden kann, und daß das Umschalten auf alleinigen Motor-Betrieo viel seltener und bei einer ziem¬ lich hohen Fahrgeschwindigkeit stattfindet. Ein etwaiger Um- schalt-Stoß ist somit seltener und weniger unangenehm.
Gemäß Fig. 1 hat die Kupplung 20 nur einen einzigen torusförmi- gen Arbeitsraum. Dabei ist angenommen, die Kupplung 20 habe achsparallele Schaufeln, so daß sie in beiden Kraftflußrichtun¬ gen gleich hohe Leistung übertragen kann. Abweichend hiervon kann bei Bedarf eine Doppelkupplung mit zwei Arbeitsräumen und mit schräggestellten Schaufeln (entsprechend DE-AS 16 00 191 = US-PS 3 481 148) vorgesehen werden. Hierdurch wird die über¬ tragbare Leistung wesentlich erhöht.
Eine weitere Variante zu Fig. 1 ist die folgende Anordnung: Man sieht zwischen dem Schwungrad 14 und der Getriebe-Eingangswelle 11 zwei zueinander parallele Antriebsstränge vor, die im Be¬ reich der Welle 11 durch ein Hochgang-Sammelgetriebe aneinan- dergekoppelt sind, das ein Drehzahlverhältnis von z.B. 1:1,5 (entsprechend etwa dem Stufensprung des Schaltgetriebes 12) zwischen den beiden Antriebssträngen herstellt. Sodann ist in jedem Antriebsstrang eine hydrodynamische Kupplung mit nur ei¬ nem einzigen Arbeitsraum und mit derart schräggestellten Schau¬ feln vorgesehen, daß die volle Leistung beim Aufladen des Spei¬ chers über die eine und beim Entladen des Speichers über die andere Kupplung übertragen weden kann. Hierdurch wird es über¬ flüssig, daß das Hochgang-Getriebe zwei schaltbare Gänge auf¬ weist (wie im Fall des Getriebes 40 der Fig. 1). Stattdessen wird einfach nur durch Entleeren der einen und gleichzeitiges Füllen der anderen Kupplung vom Direktgang in den Schnellgang (oder umgekehrt) umgeschaltet.

Claims

Patentansprüche
1. Antriebsaggregat, insbesondere für Nahverkehrsfahrzeuge, mit den folgenden Merkmalen:
a) eine Antriebsmaschine (10), vorzugsweise ein Brenn¬ kraftmotor, ist mit einem (vorzugsweise unter Last schaltbaren) Gangschaltgetriebe (12) verbunden, das eine Eingangswelle (11) und eine Ausgangswelle (13) aufweist; b) die Eingangswelle (11) des Gangschaltgetriebes ist über einen Knotenpunkt, z.B. Sammelgetriebe (17, 18), und über einen Drehzahlwandler (20), dessen Über¬ setzung stufenlos verstellbar ist, mit einem Schwung¬ radspeicher (14) verounden; c) das Antriebsaggregat ist derart steuerbar, daß es Ro¬ tationsenergie übertragen kann im Traktionsbetrieb vom Schwungradspeicher (14) zur Ausgangswelle (13) ("posi¬ tive Kraftflußrichtung") und im Bremsoetrieb von der Ausgangswelle (13) zum Schwungradspeicher (14) ("nega¬ tive Kraftflußrichtung"); d) eine Steuereinrichtung (30) löst beim Annähern der Übersetzung des Drehzahlwandlers (20) an eine Grenze seines Übersetzungsbereiches ein Umschalten des Gang¬ schaltgetriebes (12) aus, derart daß die Übersetzung des Drehzahlwandlers (20) in dem genannten Über¬ setzungsbereich verbleibt;
gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale:
e) der Drehzahlwandler (20) ist als eine schlupffähige Kupplung (vorzugsweise hydrodynamische Kupplung) aus¬ gebildet, deren Schlupf stufenlos verstellbar ist; f) die Steuereinrichtung (30) steuert - in Abhängigkeit vom Befehl "Traktion" oder "Bremsen" - eine zwischen der Abtriebswelle (13) und dem Schwungradspeicher (14) vorgesehene Schaltgetriebeanordnung (z.B. das genannte Gangschaltgetriebe 12 oder ein zusätzliches, der Kupp¬ lung 20 zugeordnetes Schaltgetriebe) derart, daß die Drehzahl der jeweils in Kraftflußrichtung ersten Kupp¬ lungshälfte (21 oder 22) größer ist als die Drehzahl der anderen Kupplungshälfte (22 oder 21).
2. Antriebsaggregat nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen der Antriebsmaschine (10) und dem Knotenpunkt (z.B. Zahnrad 18) eine Trennvorrichtung (Schaltkupplung oder Freilauf) angeordnet ist, die beim Bremsbetrieb die Antriebsmaschine (10) vom Gangschaltgetriebe (12) löst.
3. Antriebsaggregat nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Antriebsmaschine (10) auch beim Anfahren des Fahr¬ zeugs vom Gangschaltgetriebe (12) lösbar ist.
4. Antriebsaggregat nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß ein Regler (60) laufend die Drehzahl- Änderung des Schwungradspeichers (14) mit dem gewünschten Beschleunigungs- bzw. Bremsmoment vergleicht und die Fül¬ lungsgrad-Zunahme in der Kupplung (20) derart steuert, daß sich die verglichenen Werte aneinander angleichen.
5. Antriebsaggregat nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuereinrichtung (30) beim Errei¬ chen der minimalen Schwungrad-Drehzahl (Traktionsbetrieb) bzw. beim Erreichen der maximalen Schwungrad-Drehzahl (Bremsbetrieb) die Kupplung (20) entleert.
6. Antriebsaggregat nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuereinrichtung (30) zusammen mit dem Entleeren der Kupplung (20) das Hochfahren des Motors (10) bzw. das Zuschalten einer zusätzlichen Bremseinrichtung auslöst.
7. Antriebsaggregat nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen der Kupplung (20) und dem Schaltgetriebe (12) ein Zwei-Gang-Schaltgetriebe (40) vorgesehen ist.
8. Antriebsaggregat nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadur'ch gekennzeichnet, daß zwischen der Kupplung (20) und dem Schwungradspeicher (14) eine Zwei-Gang-Schaltgetriebe vor¬ gesehen ist.
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