WO2015067426A1 - Verfahren zum betreiben eines fahrzeugantriebsstranges mit einer antriebsmaschine und mit einer eingangsseitig mit der antriebsmaschine in wirkverbindung bringbaren leistungsverzweigten getriebevorrichtung - Google Patents

Verfahren zum betreiben eines fahrzeugantriebsstranges mit einer antriebsmaschine und mit einer eingangsseitig mit der antriebsmaschine in wirkverbindung bringbaren leistungsverzweigten getriebevorrichtung Download PDF

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speed
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Stephan Schinacher
Jürgen LEGNER
Udo Brehmer
Sven BIEBER
Marcus Hiemer
Robin Cramer
Jan-Frederik Kuhn
Matthias MADLENER
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Zf Friedrichshafen Ag
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    • F16H47/04—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the volumetric type the mechanical gearing being of the type with members having orbital motion

Definitions

  • the invention relates to a method for operating a vehicle drive train with a prime mover and with an input-side engageable with the prime mover in operative connection power-split transmission device according to the closer defined in the preamble of claim 1.
  • Wheel loaders known from practice are designed, for example, with a reversing gear in conjunction with a hydrodynamic torque converter or in combination with a fully hydrostatic drive.
  • a so-called load sensitivity can be represented constructively, by means of which rapid adjustment of a ratio of the reversing gear in the direction of large ratios is possible. This is especially important during a running-in process of a wheel loader in a so-called heap of great importance, during which a blade of the wheel loader is filled.
  • a wheel loader is delayed within a fraction of a second from a comparatively high driving speed to almost zero.
  • a drive speed of a drive motor designed as a diesel engine of the wheel loader should, however, be pressed only within very narrow limits during such an operating state course.
  • the drive motor of a wheel loader should also not be overloaded. This requirement also applies if at the same time auxiliary consumers, such as a working hydraulics, are supplied with power by the working motor.
  • This torque conversion can in turn be described by a quotient of the torque acting on the turbine wheel and the torque acting in the region of the impeller.
  • the torque generated in the region of the turbine wheel is introduced via a transmission input shaft of a reversing gear of a wheel loader in the reversing gear.
  • a corresponding torque is applied in the region of an output.
  • the drive motor Since the torque absorption in the region of the pump wheel is directly dependent on the rotational speed of the drive motor and the state of the turbine wheel, the drive motor is therefore not overloaded to the desired extent even with a rapid speed change in the region of the output. This is especially true when currently in the field of reverse gear, a small translation or a large gear at the same time low speed of the drive motor is engaged and a voltage applied in the field of output torque increases rapidly and the output is therefore extremely quickly loaded or if The speed of the output changes rapidly due to external loads.
  • a reverse gear is combined with a hydrodynamic torque converter with associated lockup clutch, via which a frictional connection between the pump and the turbine can be produced, and with closed torque converter lockup in the field of high dynamic output a load is built up that the speed of the drive motor of a wheel loader is pressed, the lockup clutch is transferred as fast as possible in an open operating state.
  • the operation of the lockup clutch is usually carried out as a function of present in the range of the drive train of a wheel loader speeds, torques or speed gradients.
  • Fully hydrostatic systems or vehicle drive trains of wheel loaders are known to include swash plate type axial piston pumps, often associated with diesel engines.
  • the axial piston pumps are designed for travel drives with speed controllers and have a so-called twist.
  • An axial piston pump operated as a pump generates hydraulic power with a corresponding drive, which is forwarded via hydraulic lines to one or more axial piston pumps and converted into mechanical power, the latter axial piston pumps then being operated by a motor.
  • the mechanical power is passed from the motor-driven axial piston pumps via a preferably single or multi-stage gear designed in the direction of the output of a vehicle drive train of a wheel loader.
  • the power consumption of the axial piston pumps operated as a pump is determined by the high pressure present in the region between the axial piston pumps and the rotational speed of a prime mover or a diesel internal combustion engine.
  • An angle of a swash plate of the axial piston pumps is determined by a control pressure adjusted by the speed. Due to the twist occurring in the region of the axial piston pumps and resulting restoring forces, the swashplate or swashplate pivots back depending on the respective applied high pressure. When a fixed maximum maximum pressure is exceeded, the control pressure of the aforementioned Druckabschneidefunktion is reduced so that the maximum pressure is not exceeded.
  • the high pressure is limited by the high-pressure relief valves until the swash plates is adjusted to a pivot position to which the maximum high pressure corresponds to the set by the Druckabschneidefunktion height.
  • control pressure is set as a function of the speed of the diesel internal combustion engine and thus the maximum power consumption of the pump as a pump Driven axial piston pump is limited, it is ensured that even with set small displacement of the motor-driven axial piston pumps a so-called stalling of the diesel engine is prevented. For design reasons, this also applies if additional auxiliary consumers, such as the working hydraulics, are supplied with torque or power by the diesel internal combustion engine.
  • vehicle drive trains of wheel loaders are increasingly formed with stepless, power-split transmission systems, which are designed with a variator, a reverse gear and a range group.
  • a variator In the field of reversing gear spur gears or planetary gears are usually provided, wherein a direction of travel of a vehicle is adjusted by appropriate switching of multi-plate clutches.
  • Driving ranges within which a translation of such a continuously variable, power-split transmission via the variator is continuously variable are represented by coupled planetary gear or spur gears.
  • To display range changes are often used as switching elements also multi-plate clutches.
  • the variators are often designed as hydrostatic transmissions with hydrostatic units each operable as a pump or motor in conjunction with a power split. The power split in these transmission systems is done by planetary gear and a summation or inversely.
  • a secondary-coupled system is characterized by a fixed torque ratio in the range of the input of the variator and by a fixed speed ratio in the range of Variatorausgangs.
  • the transition from one to the next driving range is known to cause delay times. If, for example, two driving ranges to be traveled through are used as the basis, approximately 0.7 to 1.0 s are required for passing through the driving ranges and another 150 to 200 ms are required for the required driving range change, bringing the total to approximately 0.95 to 1.2 s elapse until a maximum gear ratio has been set in the area of a gearbox.
  • the load applied from the outside increases in less than 0.5 s.
  • the positioning speed or the rate of change of the ratio in the range of the transmission is therefore disadvantageously too low to avoid inadmissible pressures of the speed of the diesel engine when entering a heap.
  • a variator is very widely swung out at typical, preferably low vehicle speeds and at the same time low engine speed during a loading cycle of a wheel loader.
  • the physically maximum possible actuating speed in the range of the hydrostatic units of a variator is not always sufficient in the presence of such an operating state of a vehicle drive train of a wheel loader, to avoid an inadmissible pushing a diesel engine or even stalling a diesel engine can.
  • the present invention is therefore based on the object of providing a method for operating a vehicle drive train, preferably a wheel loader, with an internal combustion engine and with an input side of the internal combustion engine can be brought into operative continuous stepless power-split transmission device, by means of which during unfavorable operating state curves an impermissible pressure or even a stalling of an internal combustion engine can be avoided.
  • a wheel loader with a prime mover and with an input side can be brought into operative connection with the drive power-split transmission device, the output side is connected to an output and the translation in the range of a variator is infinitely variable, and with a Switching element, which is arranged in the power flow of the vehicle drive train between the prime mover and the output and whose transmission capacity is continuously variable, the transmission capability of the switching element is varied depending on a current in the vehicle drive train between the prime mover and the output torque to be transmitted and the switching element is in concern Torque greater than a defined threshold in a slip over.
  • the ratio of the transmission device is greater than a rise in a torque applied in the region of the output and a resulting deviation between a desired speed and an actual rotational speed of the drive machine corresponding to a depression of the rotational speed Raised limit above which an impermissible depression of the rotational speed of the engine is detected.
  • the transmission capability of the switching element is set in the presence of an inadmissible suppression of the rotational speed of the engine despite a raising of the ratio of the transmission device to a value to which an inadmissible suppression of the rotational speed of the engine is omitted. This, in turn, relieves the drive machine in a simple manner during unfavorable operating state curves and limits the maximum torque that can be displayed in the region of the output.
  • the transmission capability of the switching element in a further advantageous variant of the method according to the invention is currently set in the transmission device ratio and the current output speed varies.
  • the transmission capability of the switching element in the slip mode is to be set such that the torque that can be transmitted via the switching element is less than or equal to a maximum torque that can be predetermined as a function of the operating state.
  • the maximum torque can be predetermined by an operator. If the torque which can be conducted via the switching element is less than a limit below which damage in the area of torque-transmitting components of the vehicle drive train is avoided, unacceptably high loads in the area of the torque-transmitting components of the vehicle drive train are avoided with little effort.
  • a current load of the drive machine of the vehicle drive train is determined in dependence on an actual torque of the drive machine.
  • a current load of the drive machine of the vehicle drive train is determined in dependence of a current load condition in the transmission device and the transmission capability of the switching element is adjusted with little effort to a value to which any impermissible loads in Area of the prime mover can be avoided.
  • the current load state in the area of the transmission device is determined by metrological determination of a torque guided via the transmission device, preferably by means of a measurement of a high pressure in the region of a hydrostatic variator of the transmission device.
  • the current load state in the transmission device can also be determined via a qualified load estimation, as is known, for example, from DE 10 2008 043 906 A1.
  • the transmission capability of the switching element is adjusted as a function of the rotational speed of the output drive. represents that the switching element begins to slip immediately when the threshold is exceeded.
  • the transmission capability of the switching element is set to a value at which a loadable via the switching element torque by a delay-free transition to the slip mode or by increasing the slip in the region of the switching element is set to a predefined value in the presence of a dynamic load condition of the vehicle drive train Transmission capability of the switching element in each case preferably lowered so far that the switching element begins to slip safely and without delay. This can be achieved, for example, by setting or lowering the transmission capability of the switching element as a function of the currently present depression of the drive machine.
  • the torque capacity of the transmission device decreases at low reciprocal ratios of the transmission device.
  • the prime mover is no longer pressed to a significant extent or not at all.
  • the current operating state of the switching element is monitored in a further advantageous variant of the method according to the invention and determines a load of the switching element, wherein the switching element is transferred upon determination of a load greater than a limit in a closed operating state, to which a load of the switching element is less than during a slipping operating condition.
  • the ratio of the transmission device is increased when the shift element is slipping, until the slip in the area of the shift element is at least approximately equal to zero, the transmission capability of the shift element being limited to a few seconds. At least approximately slip-free operating state is raised and the switching element is transferred to a slip-free operating state, an impermissible compression of the drive machine as long as the slipping switching element is avoided until the ratio is set in the transmission device to a value to which a suppression in the field of prime mover also is reliably avoided in slip-free operating state of the switching element.
  • Figure 1 is a highly schematic representation of a vehicle drive train with a prime mover, with a continuously variable, power-split transmission device and with an output.
  • FIG. 2 shows different profiles of operating state variables of the vehicle drive train according to FIG. 1 over a vehicle speed
  • FIG. 3 shows different courses of a plurality of operating state variables of the vehicle drive train according to FIG. 1 during a loading process of a bucket of a wheel loader over time t;
  • FIG. 4 shows two courses of an actuating pressure of a frictionally engaged shifting element of the vehicle drive train according to FIG. ziproken translation of a transmission device of the vehicle drive train;
  • FIG. 5 shows a course of a percentage reduction of the actuating pressure of the switching element via a depression of a rotational speed of the drive machine of the vehicle drive train according to FIG. 1;
  • Fig. 6 is a limit curve of the torque of the prime mover of the vehicle drive train of FIG. 1 on the reciprocal translation of the transmission device, above which the actuating pressure of the frictional switching element is to reduce an inadmissible pressing the speed of the prime mover with a desired spontaneity reduce or avoid can.
  • the drive device or drive machine 2 is presently embodied as an internal combustion engine, preferably as a diesel internal combustion engine, and can also be used in other embodiments of the vehicle drive train be formed a combination of an internal combustion engine of any type and an electric machine.
  • the transmission device 3 is operatively connected to an output 4, whereby a drive torque provided by the drive device 2 is converted accordingly as output torque in the region of the output 4 as a corresponding tractive power offer depending on the transmission ratio set in the region of the transmission device 3.
  • a power take-off 5 or a working hydraulic starting from the drive machine 2 can be acted upon with torque.
  • the transmission device 3 In the area of a transmission input shaft 6, the transmission device 3 is rotatably connected to the drive device 2.
  • the transmission input shaft 6 drives via a fixed gear 7 and a fixed gear 8A the power take-off 5, another power take-off 8 and first switching element halves of frictional switching elements 9, 10 at.
  • the frictionally engaged shifting element 9 or the direction-of-travel clutch for downward travel is arranged coaxially with the transmission input shaft 6, while the frictional engagement element 10 or the direction-control clutch for reverse travel is positioned on the shaft of the power take-off 5 arranged parallel to the transmission input shaft 6.
  • the frictional switching element 9 drives the transmission input shaft 6 via a loose wheel 1 1, which is rotatably mounted on the transmission input shaft 6, a loose wheel 12, which is rotatably coupled to a planet carrier 13.
  • the transmission input shaft 6 drives the idler gear 12 via a loose wheel 14.
  • a plurality of double planetary gears 15 are rotatably mounted on the planet carrier 13 .
  • the double planet wheels 15 are connected to a first sun gear 1 6 and a second sun gear 17 and a ring gear 18 in engagement.
  • the first sun gear 16 is rotatably connected to a shaft 19 of a first hydraulic unit 20 of a hydrostatic unit 21.
  • the ring gear 18 is operatively connected via a fixed gear 22 and a fixed gear 23 with a shaft 24 of a second hydraulic unit 25 of the hydrostatic unit 21.
  • the transmission device 3 can be embodied both as a primary and as a secondarily coupled continuously variable power split transmission, wherein the power split can be effected both hydraulically and electrically or by means of a combination thereof.
  • An output shaft or a transmission output shaft 26 of the transmission device 3 is connected via a coaxial with the transmission output shaft 26 frictional switching element 27 for a first driving range of the transmission device 3, a loose wheel 28 and a fixed gear 29 with the second shaft 24 of the hydrostatic unit 21 connectable. Furthermore, the transmission output shaft 26 via a fixed gear 30, a fixed gear 31 and another frictional switching element 32 for a second driving range of the transmission device 3 and a loose wheel 33 and a fixed gear 34 with the second sun gear 17 coupled.
  • the fixed gear 34 is arranged coaxially with the second sun gear 17, while the fixed gear 31, the frictional switching element 32 for the second driving range and the idler gear 33 are arranged coaxially with each other.
  • the fixed gear 30, the frictional switching element 27 for the first driving range and the idler gear 28 are in turn provided coaxially with the transmission output shaft 26.
  • the fixed gear 30 meshes with both the fixed gear 31 and the fixed gear 34 of a shaft 35, which in turn is connectable to the drivable vehicle axle or with several drivable vehicle axles of the output 4.
  • the direction of travel clutches 9 and 10 are in the present case designed as wet clutches, which are not only provided for producing the power flow between the drive device 2 and the output 4, but at the same time determine the direction of travel.
  • the frictional switching elements 9 and 10 of the vehicle drive train 1 can also be used as starting elements. This is the case when, starting from a neutral operating state of the transmission device 3, to which the shift elements 27 and 32 are opened, a driving direction is engaged by a driver and at the same time an accelerator pedal is actuated to deliver a speed request.
  • the frictional switching elements 9 and 10 are presently designed such that they also change the direction of travel or a so-called reversing is possible starting from higher speeds in the forward or reverse direction.
  • a vehicle speed is first reduced starting from the current vehicle speed in the direction of zero, for which both the transmission capability of the frictional
  • Switching element 9 and the transmission capability of the frictional switching element 10 is set to a corresponding extent.
  • the two frictional switching elements 9 and 10 are operated predominantly slipping during the reversing process. If the vehicle speed is substantially equal to zero, the transmission capabilities of the two switching elements 9 and 10 are set such that the vehicle is approached in the opposite direction opposite to the previously operated direction of travel until the requested vehicle speed is reached.
  • the switching element 27 of the first transmission range of the transmission device 3 is closed and, in addition, the switching element 9 or the shifting element 10 as a function of the respectively present driver's request for forward or reverse driving in its closed state.
  • the two hydraulic units 20 and 25 are adjusted via an adjustable yoke 36 such that the desired Anfahrübere is set in the transmission device 3.
  • the two hydraulic units 20 and 25 of the oblique-axis design variator 21 are arranged at an angle of 44 ° to each other and connected to the housing or the double yoke 36 with high strength.
  • the transmission capability of the frictional switching element 9 or 10 is set to values greater than zero during the representation of the Anfahrschreib GmbH the transmission device 3 in order to start a executed with the vehicle drive train 1 vehicle already during a closing operation of the frictional switching element 9 or 10 can.
  • a running with the vehicle drive train 1 vehicle is operable with a driver's expected behavior
  • a recording power of the transmission device 3 taking into account in the direction of the PTO 5 and the other power take-off 8 guided torque and a rotational speed of the drive device 2 and in dependence of Actually present driving situation of the vehicle by changing the ratio of the transmission device 3 and / or defined by limiting a high pressure in the range of the hydrostatic unit 21 and the variator of the transmission device 3 set.
  • the torque guided in the direction of the power take-off 5 and / or the additional power take-off 8 is determined from the difference between the torque currently provided by the drive device 2 and a torque applied to the transmission device 3 in the region of the transmission input shaft 6.
  • the transmission device 3 is translated by adjusting the hydrostatic drive 21 and thus increases a change in the overall ratio of the transmission device 3 and reduces the transmission receiving power. This ensures that the torque required by the power take-off or by the additional power take-off 8 is at least approximately to the desired extent of the drive device 2 available, while a run with the vehicle drive train 1 vehicle is slower or decreases a vehicle speed. This also ensures that a working hydraulics can be operated to the desired extent and at the same time a traction power in the range of the output of the vehicle drive train 1 can be maintained at least approximately and an expected for a driver driving behavior is available.
  • the operation of the vehicle drive train 1 described below is based on the clarity of a constant speed of the prime mover 2 basis.
  • the power flow in the transmission device 3 is divided over the double planet carrier 15, the first sun gear 16 and the ring gear 18 and summed up again in the region of the shaft 24 and then forwarded in the direction of the output 4.
  • the speed in the region of the switching element 32 is in the latter operating state of the transmission device 3 between the switching element halves before the maximum differential speed.
  • the speed is in the range of the first hydraulic No 20 maximum.
  • the speeds in the range of the second hydraulic unit 25 and the speed of the output 4 are equal to zero in the vehicle standstill.
  • the maximum high pressure is reached and there is a maximum traction power supply. If the swivel angle in the region of the double yoke 36 is increased, the rotational speed in the region of the first hydraulic unit 20 decreases and the differential rotational speed in the region of the switching element 32 decreases.
  • the rotational speed increases in the region of the second hydraulic unit 25, which also causes an increase in the rotational speed in the region of the output 4.
  • the switching element 32 is substantially in the synchronous operating state, in which the speed in the first hydraulic unit 20 substantially is equal to zero and in the region of the second hydraulic unit 25 is substantially maximum. Then the maximum achievable when the first driving range high pressure in the range of the variator 21 is the lowest.
  • the switching element 27 is opened and the switching element 32 is closed, the power flow changes in the transmission device 3, which is then guided via the second sun 17 and the switching element 32 in the direction of the output 4. Due to the load transfer from the switching element 27 in the direction of the switching element 32, the GeretegeSICinately in the area of the transmission device 3 does not change initially.
  • the maximum achievable high pressure at the greatest and the available traction maximum When, in turn, the pivoting angle of the double yoke 36 is reduced, the rotational speeds increase in the region of the output 4 and in the region of the first hydraulic unit 20, which in turn leads to an increase in the differential rotational speed in the region of the switching element 27.
  • the vehicle implemented with the vehicle drive train 1 is operated essentially at its terminal speed.
  • the speed is again zero in the area of the second hydraulic unit 25, while the speed in the area of the first hydraulic unit 25 is zero.
  • unit 20 as the differential speed in the range of the switching element 27 is maximum.
  • the amount of each adjusting in the range of the vehicle drive train 1 speeds is significantly dependent on the amount or the amount of speed of the prime mover 2.
  • FIG. 2 shows different courses of the aforementioned operating state variables of the vehicle drive train 1 over the vehicle speed v_fzg. It is apparent from the illustration of FIG. 2 that an output torque m41 and m42 decreases when the first driving range and when the second driving range is engaged at a constant rotational speed n2 of the engine 2 with increasing vehicle speed v_fzg. At the same time, the maximum pressures pHD1 or pHD2 which can be achieved in the region of the variator 21 with the first driving range engaged and the second driving range engaged are also reduced with increasing vehicle speed vfzg.
  • the course pHD1 represents the maximum pressure that can be reached when the first operating range is engaged, while the curve pHD2 graphically shows the maximum pressure that can be achieved, which is the maximum possible when the second operating range is engaged.
  • FIG. 3 likewise shows different progressions of a plurality of operating state variables of the vehicle drive train 1 over time t, which occur during a loading operation of a blade of a wheel loader designed with the vehicle drive train, if the vehicle drive train 1 according to the invention is designed to prevent inadmissible depression of the rotational speed n 2 of the drive machine 2 is operated.
  • the first driving range is engaged in the region of the transmission device 3 and the wheel loader is operated at a constant output rotational speed n4.
  • An output torque m4 is relatively low, which is why an actuation torque pressure p27 of the switching element 27 is set at a lower level, to which the switching element 27 is held with a security of at least one or slightly above one in completely slip-free operating condition.
  • a corresponding reciprocal translation of the transmission device 3 is comparatively large.
  • a course of a requested by a driver speed n2com the prime mover 2, a target speed n2soll the prime mover 2 and an actual speed n2ist the prime mover 2 correspond to each other at time T1.
  • a curve of a torque m2 of the drive machine 2 is shown in FIG.
  • the load applied in the region of the output 4, in conjunction with the gear ratio currently set in the region of the transmission device 3, results in the actual rotational speed n2 being of the engine 2 decreasing.
  • the decrease in the actual rotational speed n2 of the engine 2 is detected as a depression of the engine 2.
  • the ratio in the region of the transmission device 3 is increased from the point in time T3.
  • the actuating pressure p27 of the switching element 27 is raised in order to be able to transmit the torques transmitted in the vehicle drive train 1 initially in the slip-free operating state of the switching elements 27.
  • the ratio of the transmission device 3 in the direction of short or greater transmission values of the transmission device 3 the drive-side load is reduced and the output torque m4 is increased.
  • the speed of the system in the field of the transmission device 3 is not sufficient, which is why In the area of the drive machine 2, an impermissible depression of the speed n2 occurs. For this reason, in the manner shown in FIG.
  • the switching pressure p27 of the switching element 27 is reduced so as to be reduced in the region of the target pressure p27soll at which the switching element 27 is securely held in the closed operating state Switching element 27, the torque to be transmitted is no longer supportable and the switching element 27 passes into a slip mode. As a result, the engine 2 is relieved and limits the maximum torque m4 in the region of the output 4 from a time T5 in the illustrated manner.
  • the pressure p27 of the now slipping switching element 27 is correspondingly modulated.
  • the transmission capability of the slipping switching element 27 is adjusted so that as far as possible a maximum permissible torque is feasible via the switching element 27 at currently set in the field of the transmission device 3 Gereteegementsinatesky, but without generating an impermissible pressure in the region of the drive machine 2.
  • the maximum permissible torque corresponds, for example, to a traction force specified by a driver or to a torque requested by a driver, which is to be displayed in the region of the output 4. This means that in the case of a maximum driver-side power requirement, the respective full or maximum possible torque in the area of the output 4 is to be made available. If the driver requests, for example, only 50% of the power, the switching element 27 is acted upon by a corresponding actuating pressure in order to apply only 50% of the traction in the region of the output. In principle, operating pressure p27 is always set to a value depending on the state of operation in vehicle drive train 1 in the vehicle drivetrain 1 and is not exceeded in order to cause damage in the region of the torque-carrying components of vehicle drive train 1 safe to avoid.
  • the detection of whether an impermissible load of the drive machine 2 is present is determined by a comparison between a operating state-dependent varying limit value and the currently present load of the drive machine 2.
  • the current drive torque m2 of the prime mover 2 is monitored.
  • the actuation pressure p27 is always above the vehicle speed vfzg or the output speed m4 nachhow that the switching element 27 is acted upon in normal driving operation with an actuating pressure to which the Switching element 27 is operated slip-free at currently applied torque and an increase in the torque applied to the switching element 27 has a transition of the switching element 27 in the slipping operating state result.
  • the actuation pressure p27 is also to be changed in the manner shown in FIG. 4 as a function of the reciprocal ratio irez of the transmission device 3.
  • the course of the actuating pressure p27 in turn indicates the pressure values above the reciprocal ratio irez, to which the switching element reliably transitions into the slipping operating state above a torque applied to the switching element 27.
  • curve p27S1 indicates the pressure values of the actuating pressure at which switching element 27 is operated at the same torque values applied to switching element 27 with safety 1 in a slip-free operating state.
  • the transmission capability of the switching element 27 is to be changed by appropriately adjusting the actuating pressure p27 so that the switching element 27 safe and delay freely in the slipping operating condition passes.
  • This is achieved, for example, by the actuation pressure p27 of the switching element 27 being reduced as a function of the pressure in the area of the drive machine 2.
  • the torque absorption of the transmission device 3 decreases at low reciprocal translations irez. 5 shows a course of a required reduction of the actuating pressure p27 in percent over the depression of the rotational speed n2 of the engine 2. It is apparent from the representation according to FIG. 5 that the percentage reduction of the actuating pressure p27 is reduced with decreasing engine droop.
  • the pressure of the diesel engine or the engine 2 increasingly decreases until a suppression of the engine 2 completely omitted.
  • the load in the region of the switching element 27 is monitored.
  • the ratio in the range of the transmission device 3 is adjusted as long as short or raised until the differential speed of the slipping operated switching element 27 is substantially zero or equal to zero.
  • the switching element 27 is again acted upon by an actuating pressure p27 to which the switching element 27 is present in the closed operating state with a safety margin equal to one or greater. This is the case in this case at a time T6.
  • FIG. 6 shows a profile of a limit torque m2grenz of the drive machine 2 over the reciprocal ratio irez of the transmission device 3.
  • the actuation pressure p27 of the switching element 27 is to be reduced accordingly to ensure at a sudden increase in the voltage applied to the switching element 27 torque that the switching element 27 passes to the desired extent in the slip mode. This is an im Area of the prime mover 2 applied torque with little control and control effort limited and unacceptable squeezing the prime mover 2 avoidable.
  • an impermissible pressure in the region of the engine 2 is also avoidable with a frictionally engaged shifting element arranged at another point of the vehicle driveline 1, which is transferred to the above-described extent with inadmissibly high loads on the engine 2 by appropriately setting the transmission capability into a slip operation.
  • a frictionally engaged shifting element arranged at another point of the vehicle driveline 1, which is transferred to the above-described extent with inadmissibly high loads on the engine 2 by appropriately setting the transmission capability into a slip operation.
  • a corresponding additional frictional engagement element is provided, which is controlled and regulated operated in the proposed scope.

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Abstract

Es wird ein Verfahren zum Betreiben eines Fahrzeugantriebsstranges (1) mit einer Antriebsmaschine (2) und mit einer eingangsseitig mit der Antriebsmaschine (2) in Wirkverbindung bringbaren leistungsverzweigten Getriebevorrichtung (3) beschrieben, die ausgangsseitig mit einem Abtrieb (4) verbindbar ist und deren Übersetzung im Bereich eines Variators (21) stufenlos variierbar ist. Des Weiteren umfasst der Fahrzeugantriebsstrang (1) ein Schaltelement (27), das im Kraftfluss des Fahrzeugantriebsstranges (1) zwischen der Antriebsmaschine (2) und dem Abtrieb (4) angeordnet und dessen Übertragungsfähigkeit stufenlos veränderbar ist. Erfindungsgemäß wird die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes (27) in Abhängigkeit eines jeweils aktuell im Fahrzeugantriebsstrang (1) zwischen der Antriebsmaschine (2) und dem Abtrieb (4) zu übertragenden Drehmomentes variiert und das Schaltelement (27) geht bei Anliegen eines Drehmomentes größer als ein definierter Schwellwert in einen Schlupfbetrieb über.

Description

Verfahren zum Betreiben eines Fahrzeuqantriebsstranqes mit einer Antriebsmaschine und mit einer einqanqsseitiq mit der Antriebsmaschine in Wirkverbindunq brinqba- ren leistunqsverzweiqten Getriebevorrichtunq
Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betreiben eines Fahrzeugantriebsstranges mit einer Antriebsmaschine und mit einer eingangsseitig mit der Antriebsmaschine in Wirkverbindung bringbaren leistungsverzweigten Getriebevorrichtung gemäß der im Oberbegriff des Patentanspruches 1 näher definierten Art.
Aus der Praxis bekannte Radlader sind beispielsweise mit einem Wendegetriebe in Verbindung mit einem hydrodynamischen Drehmomentwandler oder in Kombination mit einem vollhydrostatischen Antrieb ausgeführt. Mit beiden Antriebskonzepten ist konstruktiv eine sogenannte Lastfühligkeit darstellbar, mittels der eine schnelle Verstellung einer Übersetzung des Wendegetriebes in Richtung großer Übersetzungen möglich ist. Dies ist vor allem während eines Einfahrvorganges eines Radladers in ein sogenanntes Haufwerk von großer Bedeutung, während dem eine Schaufel des Radladers befüllt wird. Während eines solchen Einfahrvorganges wird ein Radlader innerhalb weniger Sekundenbruchteile aus einer vergleichsweise hohen Fahrgeschwindigkeit auf nahezu null verzögert. Eine Antriebsdrehzahl eines als Dieselbrennkraftmaschine ausgeführten Antriebsmotors des Radladers soll jedoch während eines solchen Betriebszustandsverlaufes nur in sehr engen Grenzen gedrückt werden. Zusätzlich soll der Antriebsmotor eines Radladers auch keinesfalls überlastet werden. Diese Vorgabe gilt auch dann, wenn gleichzeitig Nebenverbraucher, wie eine Arbeitshydraulik, vom Arbeitsmotor mit Leistung versorgt werden.
Bei mit hydrodynamischen Drehmomentwandlern ausgeführten Getrieben sind Drückungen der Drehzahl eines Antriebsmotors und auch Überlastungen eines Antriebsmotors eines Radladers durch die Kennung des Drehmomentwandlers auf einfache Art und Weise vermieden. Dies resultiert aus der Tatsache, dass ein mit einem Dieselmotor verbundenes Pumpenrad eines Drehmomentwandlers in Abhängigkeit der Antriebsdrehzahl und der aktuellen Drehzahlwandlung, die dem Verhältnis zwischen einer Drehzahl einer Turbine des Drehmomentwandlers und der Drehzahl des Pumpenrades entspricht, lediglich ein begrenztes Drehmoment aufnimmt. Der jeweils vom Pumpenrad erzeugte Ölstrom wird vom Turbinenrad des Drehmomentwandlers aufgenommen und über ein Leitrad des Drehmomentwandlers zurück zum Pumpenrad geleitet. Bedingt durch die Unterschiede in der Beschaufelung von Pumpen- und Turbinenrad kommt es zu einer Drehmomentwandlung. Diese Drehmomentwandlung ist wiederum über einen Quotienten aus dem am Turbinenrad angreifenden Drehmoment und dem im Bereich des Pumpenrades wirkenden Drehmoment beschreibbar. Das im Bereich des Turbinenrades erzeugte Drehmoment wird über eine Getriebeeingangswelle eines Wendegetriebes eines Radladers in das Wendegetriebe eingeleitet. Entsprechend der jeweils gewählten Fahrtrichtung und dem aktuell im Bereich des Wendegetriebes eingelegten Ganges liegt im Bereich eines Abtriebs ein entsprechendes Drehmoment an.
Da die Drehmomentaufnahme im Bereich des Pumpenrades direkt von der Drehzahl des Antriebsmotors und vom Zustand des Turbinenrads abhängig ist, wird der Antriebsmotor daher selbst bei einer schnellen Drehzahländerung im Bereich des Abtriebs in gewünschtem Umfang nicht überlastet. Dies gilt vor allem auch dann, wenn aktuell im Bereich des Wendegetriebes eine kleine Übersetzung bzw. ein großer Gang bei gleichzeitig geringer Drehzahl des Antriebsmotors eingelegt ist und ein im Bereich des Abtriebs anliegendes Drehmoment schnell ansteigt und der Abtrieb daher extrem schnell belastet wird oder wenn sich die Drehzahl des Abtriebs aufgrund äußerer Lasten schnell ändert.
Wird ein Wendegetriebe mit einem hydrodynamischen Drehmomentwandler mit zugeordneter Wandlerüberbrückungskupplung kombiniert, über die eine kraftschlüssige Verbindung zwischen dem Pumpen- und dem Turbinenrad herstellbar ist, und wird bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung im Bereich des Abtriebs mit hoher Dynamik eine Last aufgebaut, dass die Drehzahl des Antriebsmotors eines Radladers gedrückt wird, wird die Wandlerüberbrückungskupplung so schnell als möglich in einen geöffneten Betriebszustand überführt. Die Betätigung der Wandlerüberbrückungskupplung erfolgt in der Regel in Abhängigkeit von im Bereich des Antriebsstranges eines Radladers vorliegenden Drehzahlen, Drehmomenten oder anhand von Drehzahlgradienten. Vollhydrostatische Systeme bzw. Fahrzeugantriebsstränge von Radladern umfassen bekannterweise Axialkolbenpumpen in Schrägscheibenbauweise, die oftmals mit Dieselbrennkraftmaschinen verbunden sind. Die Axialkolbenpumpen werden für Fahrantriebe mit Drehzahlreglern ausgeführt und verfügen über eine sogenannte Verdrillung. Ferner werden im Betrieb sogenannte Hochdruckabschneidefunktionen aktiviert und Hochdruckbegrenzungsventile vorgesehen. Eine als Pumpe betriebene Axialkolbenpumpe erzeugt bei entsprechendem Antrieb hydraulische Leistung, die über Hydraulikleitungen an eine oder mehrere Axialkolbenpumpen weitergeleitet und in mechanische Leistung gewandelt wird, wobei letztgenannte Axialkolbenpumpen dann motorisch betrieben werden. Die mechanische Leistung wird von den motorisch betriebenen Axialkolbenpumpen über ein vorzugsweise ein- oder mehrstufig ausgeführtes Getriebe in Richtung des Abtriebs eines Fahrzeugantriebsstranges eines Radladers weitergeleitet.
Die Leistungsaufnahme der als Pumpe betriebenen Axialkolbenpumpen ist durch den im Bereich zwischen den Axialkolbenpumpen vorliegenden Hochdruck und die Drehzahl einer Antriebsmaschine bzw. einer Dieselbrennkraftmaschine bestimmt. Ein Winkel einer Schrägscheibe der Axialkolbenpumpen wird durch einen drehzahlabhängig eingestellten Steuerdruck bestimmt. Bedingt durch die im Bereich der Axialkolbenpumpen auftretende Verdrillung und daraus resultierender Rückstellkräfte schwenkt die Schrägscheibe bzw. Schwenkscheibe in Abhängigkeit vom jeweils anliegenden Hochdruck zurück. Bei Überschreiten eines fest eingestellten maximalen Hochdruckes wird der Steuerdruck von der vorgenannten Druckabschneidefunktion so weit reduziert, dass der maximale Hochdruck nicht überschritten wird.
Ist die Geschwindigkeit der Rückschwenkung der Schrägscheibe derart, dass unzulässig große Drücke im Hochdruckbereich entstehen, wird der Hochdruck solange durch die Hochdruckbegrenzungsventile begrenzt, bis die Schrägscheiben in eine Schwenklage verstellt ist, zu der der maximale Hochdruck der von der Druckabschneidefunktion eingestellten Höhe entspricht.
Da der Steuerdruck in Abhängigkeit der Drehzahl der Dieselbrennkraftmaschine eingestellt wird und damit die maximale Leistungsaufnahme der als Pumpe be- triebenen Axialkolbenpumpe begrenzt ist, ist gewährleistet, dass selbst bei eingestellten kleinen Schluckvolumen der motorisch betriebenen Axialkolbenpumpen ein sogenanntes Abwürgen der Dieselbrennkraftmaschine verhindert ist. Auslegungsbedingt gilt dies auch dann, wenn von der Dieselbrennkraftmaschine weitere Nebenverbraucher, wie die Arbeitshydraulik, mit Drehmoment bzw. Leistung versorgt werden.
Des Weiteren werden Fahrzeugantriebsstränge von Radladern zunehmend mit stufenlosen, leistungsverzweigten Getriebesystemen ausgebildet, die mit einem Variator, einem Wendegetriebe und einer Bereichsgruppe ausgeführt sind. Im Bereich des Wendegetriebes sind üblicherweise Stirnradstufen oder Planetengetriebe vorgesehen, wobei eine Fahrtrichtung eines Fahrzeuges durch entsprechendes Schalten von Lamellenkupplungen eingestellt wird. Fahrbereiche, innerhalb welchen eine Übersetzung eines solchen stufenlosen, leistungsverzweigten Getriebes über den Variator stufenlos variierbar ist, werden über gekoppelte Planetengetriebe oder Stirnradstufen dargestellt. Zur Darstellung von Fahrbereichswechseln werden als Schaltelemente oftmals auch Lamellenkupplungen verwendet. Zusätzlich werden die Variatoren aufgrund der hohen Leistungsdichte oftmals als hydrostatisches Getriebe mit jeweils als Pumpe oder Motor betreibbaren Hydrostateinheiten in Verbindung mit einer Leistungsverzweigung ausgeführt. Die Leistungsverzweigung in diesen Getriebesystemen erfolgt durch Planetengetriebe und eine Summierungswelle oder in umgekehrtem Umfang.
Grundsätzlich werden hinsichtlich der Leistungsverzweigung primär und sekundär gekoppelte Systeme unterschieden. Dabei liegt im Bereich des Variatoreingangs bei sogenannten primär gekoppelten Systemen ein festes Drehzahlverhältnis und im Bereich eines Variatorausgangs ein festes Drehmomentverhältnis vor. Im Unterschied hierzu zeichnet sich ein sekundär gekoppeltes System durch ein festes Drehmomentverhältnis im Bereich des Eingangs des Variators und durch ein festes Drehzahlverhältnis im Bereich des Variatorausgangs aus. Unabhängig von der jeweils vorliegenden konstruktiven Ausprägung werden bei einer Verstellung der Übersetzung eines stufenlosen, leistungsverzweigten Getriebes beispielsweise ausgehend von kleinen Übersetzungen in Richtung großer Übersetzungen jeweils ein oder mehrere Fahrbereiche teilweise oder vollständig durchfahren, wobei hierfür der Variator unter Umständen mehrfach über den vollen Bereich zu verschwenken ist.
Beim Übergang von einem zum nächsten Fahrbereich entstehen bekannterweise Verzögerungszeiten. Legt man beispielsweise zwei vollständig zu durchfahrende Fahrbereiche zugrunde, so werden für das Durchfahren der Fahrbereiche ca. 0,7 bis 1 ,0 s und für den erforderlichen Fahrbereichswechsel weitere 150 bis 200 ms benötigt, womit in Summe etwa 0,95 bis 1 ,2 s verstreichen, bis im Bereich eines Getriebes eine maximale Übersetzung eingestellt ist. Beim Einfahren eines Radladers in ein Haufwerk steigt die von außen aufgeprägte Last in weniger als 0,5 s an. Die Stellgeschwindigkeit bzw. die Änderungsgeschwindigkeit der Übersetzung im Bereich des Getriebes ist daher zur Vermeidung von unzulässigen Drückungen der Drehzahl des Dieselmotors beim Einfahren in ein Haufwerk nachteilhafterweise zu gering.
Hinzu kommt, dass aufgrund gesetzlicher Vorschriften die Abgasemissionen von Brennkraftmaschinen, insbesondere Dieselbrennkraftmaschinen, signifikant zu reduzieren sind. Aus diesem Grund wurden in der jüngeren Vergangenheit Brennkraftmaschinen entwickelt, die über einen sehr hohen Drehmomentanstieg verfügen. Zusätzlich stellen aktuelle Brennkraftmaschinen über einen großen Drehzahlbereich eine konstante Leistung zur Verfügung. Damit wird ermöglicht, dass selbst hohe Fahrgeschwindigkeiten mit niedrigen Drehzahlen einer Dieselbrennkraftmaschine oder dergleichen darstellbar sind. Dieselbrennkraftmaschinen werden bekannterweise bei entsprechend niedrigen Drehzahlen jeweils im Bereich ihrer verbrauchsoptimalen Betriebspunkte betrieben, weshalb niedrige Drehzahlen bevorzugt sind.
Diese Vorgabe verschärft die vorbeschriebene Problematik bezüglich der Verstellgeschwindigkeit von stufenlosen, leistungsverzweigten Getrieben. Ein Variator ist bei typischen, vorzugsweise niedrigen Fahrzeuggeschwindigkeiten und gleichzeitig niedriger Motordrehzahl während eines Ladezyklus eines Radladers sehr weit ausgeschwenkt. Die physikalisch maximal mögliche Stellgeschwindigkeit im Bereich der Hydrostateinheiten eines Variators ist bei Vorliegen eines solchen Betriebszustandes eines Fahrzeugantriebsstranges eines Radladers nicht in jedem Fall ausreichend, um eine unzulässige Drückung einer Dieselbrennkraftmaschine oder gar ein Abwürgen eine Dieselbrennkraftmaschine vermeiden zu können.
Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, ein Verfahren zum Betreiben eines Fahrzeugantriebsstranges, vorzugsweise eines Radladers, mit einer Brennkraftmaschine und mit einer eingangsseitig mit der Brennkraftmaschine in Wirkverbindung bringbaren stufenlosen leistungsverzweigten Getriebevorrichtung zur Verfügung zu stellen, mittels welchen während ungünstiger Betriebszustandsverläufe ein unzulässiges Drücken oder gar ein Abwürgen einer Brennkraftmaschine vermieden werden kann.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe mit einem Verfahren mit den Merkmalen des Patentanspruches 1 gelöst.
Bei dem erfindungsgemäßen Verfahren zum Betreiben eines Fahrzeugantriebsstranges, vorzugsweise eines Radladers, mit einer Antriebsmaschine und mit einer eingangsseitig mit der Antriebsmaschine in Wirkverbindung bringbaren leistungsverzweigten Getriebevorrichtung, die ausgangsseitig mit einem Abtrieb verbindbar ist und deren Übersetzung im Bereich eines Variators stufenlos variierbar ist, und mit einem Schaltelement, das im Kraftfluss des Fahrzeugantriebsstranges zwischen der Antriebsmaschine und dem Abtrieb angeordnet und dessen Übertragungsfähigkeit stufenlos veränderbar ist, wird die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes in Abhängigkeit eines jeweils aktuell im Fahrzeugantriebsstrang zwischen der Antriebsmaschine und dem Abtrieb zu übertragenden Drehmomentes variiert und das Schaltelement geht bei Anliegen eines Drehmomentes größer als ein definierter Schwellwert in einen Schlupfbetrieb über.
Über das erfindungsgemäße Verfahren sind unzulässige Drückungen der Drehzahl einer beispielsweise als Brennkraftmaschine ausgeführten Antriebsmaschine eines Radladers oder sogar ein Abwürgen einer solchen Antriebsmaschine auf einfache Art und Weise dadurch vermeidbar, dass bei in einem Fahrzeugantriebsstrang zwischen einer Antriebsmaschine und einem Abtrieb geführten Drehmomentwerten größer als ein Drehmoment, das eine unzulässige Drückung oder ein Abwürgen der Antriebsmaschine verursacht, das Schaltelement in einen Schlupfbetrieb übergeht und ein im Bereich der Antriebsmaschine anliegendes Drehmoment im Bereich des Schaltelementes auf ein Niveau begrenzbar ist, zu dem unzulässige Drückungen der Drehzahl der Antriebsmaschine oder gar ein Abwürgen der Antriebsmaschine unterbleiben.
Bei einer vorteilhaften Variante des erfindungsgemäßen Verfahrens wird die Übersetzung der Getriebevorrichtung bei einem Anstieg eines im Bereich des Abtriebs anliegenden Drehmomentes und einer daraus resultierenden Abweichung zwischen einer Soll-Drehzahl und einer Ist-Drehzahl der Antriebsmaschine, die einer Drückung der Drehzahl entspricht, größer als ein Grenzwert angehoben, oberhalb dem eine unzulässige Drückung der Drehzahl der Antriebsmaschine erkannt wird. Die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes wird bei Vorliegen einer unzulässigen Drückung der Drehzahl der Antriebsmaschine trotz einem Anheben der Übersetzung der Getriebevorrichtung auf einen Wert eingestellt, zu dem eine unzulässige Drückung der Drehzahl der Antriebsmaschine unterbleibt. Damit wird wiederum auf einfache Art und Weise die Antriebsmaschine während ungünstiger Betriebszu- standsverläufe entlastet und das im Bereich des Abtriebs darstellbare maximale Drehmoment begrenzt.
Um unzulässige Drückungen der Drehzahl der Antriebsmaschine und/oder ein Abwürgen der Antriebsmaschine über den gesamten Betriebsbereich eines Fahrzeugantriebsstranges in gewünschtem Umfang vermeiden zu können, wird die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes bei einer weiteren vorteilhaften Variante des erfindungsgemäßen Verfahrens in Abhängigkeit der aktuell im Bereich der Getriebevorrichtung eingestellten Übersetzung und der aktuellen Abtriebsdrehzahl variiert.
Damit die jeweils im Bereich des Abtriebs darzustellende erforderliche Zugkraft über der jeweils vorliegenden Fahrgeschwindigkeit im Bereich des Abtriebs anlegbar ist, ist die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes im Schlupfbetrieb so einzustellen, dass das über das Schaltelement führbare Drehmoment kleiner oder gleich einem betriebszustandsabhängig vorgebbaren maximalen Drehmoment ist.
Dabei kann es vorgesehen sein, dass das maximale Drehmoment von einer Bedienperson vorgebbar ist. Ist das über das Schaltelement führbare Drehmoment kleiner als ein Grenzwert, unterhalb dem Schädigungen im Bereich Drehmoment übertragender Bauteile des Fahrzeugantriebsstranges unterbleiben, werden unzulässig hohe Belastungen im Bereich der Drehmoment übertragenden Bauteile des Fahrzeugantriebsstranges mit geringem Aufwand vermieden.
Bei einer mit geringem Steuer- und Regelaufwand durchführbaren Variante des erfindungsgemäßen Verfahrens wird eine aktuelle Belastung der Antriebsmaschine des Fahrzeugantriebsstranges in Abhängigkeit eines Ist-Drehmomentes der Antriebsmaschine ermittelt. Damit sind auch unzulässig hohe Belastungen des Antriebs eines Fahrzeugantriebsstranges mit geringem Aufwand bestimmbar und für die Betätigung des Schaltelementes verwendbar.
Alternativ hierzu oder kumulativ dazu kann es auch vorgesehen sein, dass eine aktuelle Belastung der Antriebsmaschine des Fahrzeugantriebsstranges in Abhängigkeit eines aktuellen Lastzustandes im Bereich der Getriebevorrichtung bestimmt wird und die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes mit geringem Aufwand auf einen Wert eingestellt wird, zu dem etwaige unzulässige Belastungen im Bereich der Antriebsmaschine vermieden werden können.
Bei einer weiteren ebenfalls einfach durchführbaren Variante des erfindungsgemäßen Verfahrens wird der aktuelle Lastzustand im Bereich der Getriebevorrichtung durch messtechnische Ermittlung eines über die Getriebevorrichtung geführten Drehmomentes, vorzugsweise mittels einer Messung eines Hochdruckes im Bereich eines hydrostatischen Variators der Getriebevorrichtung, bestimmt.
Alternativ hierzu ist der aktuelle Lastzustand im Bereich der Getriebevorrichtung auch über eine qualifizierte Lastschätzung bestimmbar, wie sie beispielsweise aus der DE 10 2008 043 906 A1 bekannt ist.
Um zu gewährleisten, dass das Schaltelement bei entsprechend vorliegender Belastung verzögerungsfrei in den Schlupfbetrieb übergeht, wird die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes in Abhängigkeit der Drehzahl des Abtriebs so einge- stellt, dass das Schaltelement unmittelbar bei Überschreiten des Schwellwertes zu schlupfen beginnt.
Wird die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes bei Vorliegen eines dynamischen Lastzustandes des Fahrzeugantriebsstranges auf einen Wert eingestellt, zu dem das über das Schaltelement führbare Drehmoment durch einen verzögerungsfreien Übergang in den Schlupfbetrieb oder durch Vergrößern des Schlupfes im Bereich des Schaltelementes auf einen vordefinierten Wert eingestellt wird, wird die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes jeweils vorzugsweise so weit abgesenkt, dass das Schaltelement sicher und verzögerungsfrei zu rutschen beginnt. Dies ist beispielsweise dadurch erreichbar, dass die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes in Abhängigkeit der aktuell vorliegenden Drückung der Antriebsmaschine eingestellt bzw. abgesenkt wird.
Hierfür ist jedoch zu beachten, dass die Drehmomentaufnahme der Getriebevorrichtung bei niedrigen reziproken Übersetzungen der Getriebevorrichtung abnimmt. In einem derartigen Betriebszustand eines Fahrzeugantriebsstranges wird die Antriebsmaschine nicht mehr in nennenswertem Umfang oder überhaupt nicht mehr gedrückt. Insbesondere bei Vorliegen derartiger Betriebszustände ist es wichtig, den Lastzustand der Getriebevorrichtung zu kennen, damit anhand des Lastzustandes der Getriebevorrichtung die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes eingestellt werden kann.
Um unzulässige Belastungen im Bereich des Schaltelementes zu vermeiden, wird der aktuelle Betriebszustand des Schaltelementes bei einer weiteren vorteilhaften Variante des erfindungsgemäßen Verfahrens überwacht und eine Belastung des Schaltelementes bestimmt, wobei das Schaltelement bei Ermittlung einer Belastung größer als ein Grenzwert in einen geschlossenen Betriebszustand überführt wird, zu dem eine Belastung des Schaltelementes geringer als während eines schlupfenden Betriebszustandes ist.
Wird die Übersetzung der Getriebevorrichtung bei schlupfendem Schaltelement vergrößert, bis der Schlupf im Bereich des Schaltelementes wenigstens annähernd gleich null ist, wobei die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes in wenigs- tens annähernd schlupffreiem Betriebszustand angehoben und das Schaltelement in einen schlupffreien Betriebszustand überführt wird, wird eine unzulässige Drückung der Antriebsmaschine solange über das schlupfende Schaltelement vermieden, bis die Übersetzung im Bereich der Getriebevorrichtung auf einen Wert eingestellt ist, zu dem eine Drückung im Bereich der Antriebsmaschine auch in schlupffreiem Betriebszustand des Schaltelementes sicher vermieden ist.
Sowohl die in den Patentansprüchen angegebenen Merkmale als auch die in den nachfolgenden Ausführungsbeispielen des erfindungsgemäßen Gegenstandes angegebenen Merkmale sind jeweils für sich alleine oder in beliebiger Kombination miteinander geeignet, den erfindungsgemäßen Gegenstand weiterzubilden. Die jeweiligen Merkmalskombinationen stellen hinsichtlich der Weiterbildung des Gegenstandes nach der Erfindung keine Einschränkung dar, sondern weisen im Wesentlichen lediglich beispielhaften Charakter auf.
Weitere Vorteile und vorteilhafte Ausführungsformen des erfindungsgemäßen Gegenstandes ergeben sich aus den Patentansprüchen und den nachfolgend unter Bezugnahme auf die Zeichnung prinzipmäßig beschriebenen Ausführungsbeispielen.
Es zeigt:
Fig. 1 eine stark schematisierte Darstellung eines Fahrzeugantriebsstranges mit einer Antriebsmaschine, mit einer stufenlosen, leistungsverzweigten Getriebevorrichtung und mit einem Abtrieb;
Fig. 2 verschiedene Verläufe von Betriebszustandsgrößen des Fahrzeugantriebsstranges gemäß Fig. 1 über einer Fahrzeuggeschwindigkeit;
Fig. 3 verschiedene Verläufe mehrerer Betriebszustandsgrößen des Fahrzeugantriebsstranges gemäß Fig. 1 während eines Beladevorganges einer Schaufel eines Radladers über der Zeit t;
Fig. 4 zwei Verläufe eines Betätigungsdruckes eines reibschlüssigen Schaltelementes des Fahrzeugantriebsstranges gemäß Fig. 1 über einer re- ziproken Übersetzung einer Getriebevorrichtung des Fahrzeugantriebsstranges;
Fig. 5 einen Verlauf einer prozentualen Absenkung des Betätigungsdruckes des Schaltelementes über einer Drückung einer Drehzahl der Antriebsmaschine des Fahrzeugantriebsstranges gemäß Fig. 1 ; und
Fig. 6 eine Grenzkurve des Drehmomentes der Antriebsmaschine des Fahrzeugantriebsstranges gemäß Fig. 1 über der reziproken Übersetzung der Getriebevorrichtung, oberhalb der der Betätigungsdruck des reibschlüssigen Schaltelementes zu reduzieren ist, um ein unzulässiges Drücken der Drehzahl der Antriebsmaschine mit einer gewünschten Spontaneität reduzieren bzw. vermeiden zu können.
Fig. 1 zeigt eine schematisierte Darstellung eines Fahrzeugantriebsstranges 1 mit einer Antriebseinrichtung 2 und mit einer damit koppelbaren, stufenlosen leistungsverzweigten Getriebevorrichtung 3. Die Antriebseinrichtung bzw. Antriebsmaschine 2 ist vorliegend als Brennkraftmaschine, vorzugsweise als Dieselbrennkraftmaschine, ausgeführt und kann bei weiteren Ausführungsformen des Fahrzeugantriebsstranges auch als eine Kombination aus einer Brennkraftmaschine beliebiger Bauart und einer elektrischen Maschine ausgebildet sein. Getriebeausgangsseitig steht die Getriebevorrichtung 3 mit einem Abtrieb 4 in Wirkverbindung, womit ein von der Antriebseinrichtung 2 zur Verfügung gestelltes Antriebsmoment in Abhängigkeit der im Bereich der Getriebevorrichtung 3 eingestellten Übersetzung entsprechend gewandelt als Abtriebsmoment im Bereich des Abtriebs 4 als entsprechendes Zugkraftangebot vorliegt. Im Bereich zwischen der Antriebseinrichtung 2 und der Getriebevorrichtung 3 ist ein Nebenabtrieb 5 bzw. eine Arbeitshydraulik ausgehend von der Antriebsmaschine 2 mit Drehmoment beaufschlagbar.
Im Bereich einer Getriebeeingangswelle 6 ist die Getriebevorrichtung 3 mit der Antriebseinrichtung 2 drehfest verbunden. Die Getriebeeingangswelle 6 treibt über ein Festrad 7 und ein Festrad 8A den Nebenabtrieb 5, einen weiteren Nebenabtrieb 8 und erste Schaltelementhälften von reibschlüssigen Schaltelementen 9, 10 an. Das reibschlüssige Schaltelement 9 bzw. die Fahrtrichtungskupplung für Vor- wärtsfahrt ist koaxial zur Getriebeeingangswelle 6 angeordnet, während das reibschlüssige Schaltelement 10 bzw. die Fahrtrichtungskupplung für Rückwärtsfahrt auf der parallel zur Getriebeeingangswelle 6 angeordneten Welle des Nebenabtriebs 5 positioniert ist. In geschlossenem Betriebszustand des reibschlüssigen Schaltelementes 9 treibt die Getriebeeingangswelle 6 über ein Losrad 1 1 , das auf der Getriebeeingangswelle 6 drehbar angeordnet ist, ein Losrad 12 an, welches mit einem Planetenträger 13 drehfest gekoppelt ist. In geschlossenem Betriebszustand des reibschlüssigen Schaltelementes 10 treibt die Getriebeeingangswelle 6 über ein Losrad 14 das Losrad 12 an.
Auf dem Planetenträger 13 sind mehrere Doppelplanetenräder 15 drehbar gelagert. Die Doppelplanetenräder 15 stehen mit einem ersten Sonnenrad 1 6 und einem zweiten Sonnenrad 17 sowie einem Hohlrad 18 im Eingriff. Das erste Sonnenrad 1 6 ist mit einer Welle 19 einer ersten Hydraulikeinheit 20 einer Hydrostatein- heit 21 drehfest verbunden. Das Hohlrad 18 ist über ein Festrad 22 und ein Festrad 23 mit einer Welle 24 einer zweiten Hydraulikeinheit 25 der Hydrostateinheit 21 wirkverbunden.
Im Bereich der stufenlosen leistungsverzweigten Getriebevorrichtung 3 sind mehrere Übersetzungsbereiche einstellbar, innerhalb welchen wiederum die Übersetzung der Getriebevorrichtung 3 durch Verstellung der Hydrostateinheit 21 bzw. des Variators der Getriebevorrichtung 3 stufenlos veränderbar ist. Die Getriebevorrichtung 3 kann unabhängig von der Darstellung gemäß Fig. 1 sowohl als primär als auch als sekundär gekoppeltes stufenloses leistungsverzweigtes Getriebe ausgeführt sein, wobei die Leistungsverzweigung sowohl hydraulisch als auch elektrisch oder mittels einer Kombination hieraus erfolgen kann.
Eine Abtriebswelle bzw. eine Getriebeausgangswelle 26 der Getriebevorrichtung 3 ist über ein koaxial zur Getriebeausgangswelle 26 angeordnetes reibschlüssiges Schaltelement 27 für einen ersten Fahrbereich der Getriebevorrichtung 3, ein Losrad 28 und ein Festrad 29 mit der zweiten Welle 24 der Hydrostateinheit 21 verbindbar. Des Weiteren ist die Getriebeausgangswelle 26 über ein Festrad 30, ein Festrad 31 und ein weiteres reibschlüssiges Schaltelement 32 für einen zweiten Fahrbereich der Getriebevorrichtung 3 sowie ein Losrad 33 und ein Festrad 34 mit dem zweiten Sonnenrad 17 koppelbar. Das Festrad 34 ist koaxial zum zweiten Sonnenrad 17 angeordnet, während das Festrad 31 , das reibschlüssige Schaltelement 32 für den zweiten Fahrbereich und das Losrad 33 koaxial zueinander angeordnet sind. Das Festrad 30, das reibschlüssige Schaltelement 27 für den ersten Fahrbereich und das Losrad 28 sind wiederum koaxial zur Getriebeausgangswelle 26 vorgesehen. Zusätzlich kämmt das Festrad 30 sowohl mit dem Festrad 31 als auch mit dem Festrad 34 einer Welle 35, die wiederum mit der antreibbaren Fahrzeugachse bzw. mit mehreren antreibbaren Fahrzeugachsen des Abtriebs 4 verbindbar ist.
Die Fahrtrichtungskupplungen 9 und 10 sind vorliegend als nasse Kupplungen ausgeführt, die nicht nur zum Herstellen des Kraftflusses zwischen der Antriebseinrichtung 2 und dem Abtrieb 4 vorgesehen sind, sondern gleichzeitig auch die Fahrtrichtung bestimmen. Entsprechend ihrer kapazitiven Auslegung sind die reibschlüssigen Schaltelemente 9 und 10 des Fahrzeugantriebsstranges 1 auch als Anfahrelemente nutzbar. Dies ist dann der Fall, wenn von einem Fahrer ausgehend von einem Neutralbetriebszustand der Getriebevorrichtung 3, zu dem die Schaltelemente 27 und 32 geöffnet sind, eine Fahrtrichtung eingelegt und gleichzeitig ein Gaspedal zur Abgabe eines Geschwindigkeitswunsches betätigt wird. Die reibschlüssigen Schaltelemente 9 und 10 sind vorliegend derart ausgelegt, dass über sie auch ein Fahrtrichtungswechsel bzw. ein sogenannter Reversiervorgang ausgehend von höheren Fahrgeschwindigkeiten in Vorwärts- oder Rückwärtsfahrtrichtung möglich ist.
Während eines solchen Reversiervorganges wird eine Fahrzeuggeschwindigkeit zunächst ausgehend von der aktuellen Fahrzeuggeschwindigkeit in Richtung null reduziert, wobei hierfür sowohl die Übertragungsfähigkeit des reibschlüssigen
Schaltelementes 9 als auch die Übertragungsfähigkeit des reibschlüssigen Schaltelementes 10 in entsprechendem Umfang eingestellt wird. Die beiden reibschlüssigen Schaltelemente 9 und 10 werden während des Reversiervorganges überwiegend schlupfend betrieben. Ist die Fahrzeuggeschwindigkeit im Wesentlichen gleich null, werden die Übertragungsfähigkeiten der beiden Schaltelemente 9 und 10 derart eingestellt, dass das Fahrzeug entgegen der zuvor betriebenen Fahrtrichtung in entgegengesetzter Fahrtrichtung angefahren wird, bis die angeforderte Fahrzeuggeschwindigkeit erreicht wird. Um einen Anfahrvorgang ausgehend von einem Fahrzeugstillstand und dem Neutralbetriebszustand der Getriebevorrichtung 3 innerhalb kurzer Betriebszeiten und im Wesentlichen verzögerungsfrei darstellen zu können, wird das Schaltelement 27 des ersten Übersetzungsbereiches der Getriebevorrichtung 3 geschlossen und zusätzlich das Schaltelement 9 oder das Schaltelement 10 in Abhängigkeit des jeweils vorliegenden Fahrerwunsches für Vorwärts- oder Rückwärtsfahrt in seinen geschlossenen Betriebszustand überführt. Während dem Zuschalten des Schaltelementes 27 und des Schaltelementes 9 oder 10 werden die beiden Hydraulikeinheiten 20 und 25 über ein verstellbares Joch 36 derart verstellt, dass im Bereich der Getriebevorrichtung 3 die gewünschte Anfahrübersetzung eingestellt ist. Die beiden Hydraulikeinheiten 20 und 25 des in Schrägachsenbauweise ausgeführten Variators 21 sind in einem Winkel von 44° zueinander angeordnet und wirkfest über das gemeinsame Gehäuse bzw. das Doppeljoch 36 verbunden. Die Übertragungsfähigkeit des reibschlüssigen Schaltelementes 9 oder 10 wird während der Darstellung der Anfahrübersetzung der Getriebevorrichtung 3 auf Werte größer als null eingestellt, um ein mit dem Fahrzeugantriebsstrang 1 ausgeführtes Fahrzeug bereits während eines Schließvorganges des reibschlüssigen Schaltelementes 9 oder 10 anfahren zu können.
Damit ein mit dem Fahrzeugantriebsstrang 1 ausgeführtes Fahrzeug mit einem für einen Fahrer erwartbaren Fahrverhalten betreibbar ist, wird eine Aufnahmeleistung der Getriebevorrichtung 3 unter Berücksichtigung eines in Richtung des Nebenabtriebes 5 bzw. des weiteren Nebenabtriebes 8 geführten Drehmomentes und einer Drehzahl der Antriebseinrichtung 2 sowie in Abhängigkeit einer aktuell vorliegenden Fahrsituation des Fahrzeuges durch Verändern der Übersetzung der Getriebevorrichtung 3 und/oder durch definiertes Begrenzen eines Hochdruckes im Bereich der Hydrostateinheit 21 bzw. des Variators der Getriebevorrichtung 3 eingestellt. Dabei wird das in Richtung des Nebenabtriebes 5 und/oder des weiteren Nebenabtriebes 8 geführte Drehmoment aus der Differenz zwischen dem aktuell von der Antriebseinrichtung 2 zur Verfügung gestellten Drehmoment und einem an der Getriebevorrichtung 3 im Bereich der Getriebeeingangswelle 6 anliegenden Drehmoment ermittelt. Wird erkannt, dass das in Richtung des Nebenabtriebes 5 und/oder des weiteren Nebenabtriebes 8 geführte Drehmoment und das aufgrund einer fahrerseitigen Anforderung im Bereich der Getriebeeingangswelle anliegende Drehmoment eine unzulässige Drückung der Antriebseinrichtung 2 verursachen, wird die Übersetzung der Getriebevorrichtung 3 durch Verstellen der Hydrostateinheit 21 und damit einer Veränderung der Gesamtübersetzung der Getriebevorrichtung 3 vergrößert und die Getriebeaufnahmeleistung reduziert. Damit wird erreicht, dass das vom Nebenabtrieb bzw. vom weiteren Nebenabtrieb 8 angeforderte Drehmoment wenigstens annähernd in gewünschtem Umfang von der Antriebseinrichtung 2 zur Verfügung stellbar ist, während ein mit dem Fahrzeugantriebsstrang 1 ausgeführtes Fahrzeug langsamer wird bzw. eine Fahrzeuggeschwindigkeit abnimmt. Dadurch wird auch erreicht, dass eine Arbeitshydraulik in gewünschtem Umfang betrieben werden kann und gleichzeitig ein Zugkraftangebot im Bereich des Abtriebs des Fahrzeugantriebsstranges 1 wenigstens annähernd aufrechterhalten werden kann sowie ein für einen Fahrer erwartbares Fahrverhalten zur Verfügung stellbar ist.
Der nachfolgend beschriebenen Betätigung des Fahrzeugantriebsstranges 1 liegt zugunsten der Übersichtlichkeit eine konstante Drehzahl der Antriebsmaschine 2 zugrunde.
Grundsätzlich ist das Doppeljoch 36 bei geschlossenem reibschlüssigem Schaltelement 9 oder 10 und bei über das Schaltelement 27 eingelegtem erstem Fahrbereich im Fahrzeugstillstand vorliegend definitionsgemäß nicht verschwenkt und befindet sich in der 0°-Lage. Das bedeutet, dass die erste Hydraulikeinheit 20 in nicht verschwenktem Betriebszustand vorliegt, während die zweite Hydraulikeinheit 25 um den vollen Schwenkwinkel, der vorliegend 44° ist, verschwenkt ist. Der Leistungsfluss in der Getriebevorrichtung 3 wird über den Doppelplanetenträger 15, das erste Sonnenrad 16 und das Hohlrad 18 aufgeteilt und im Bereich der Welle 24 wieder aufsummiert und anschließend in Richtung des Abtriebs 4 weitergeleitet.
Im Bereich des Schaltelementes 32 liegt im letztgenannten Betriebszustand der Getriebevorrichtung 3 zwischen den Schaltelementhälften die maximale Differenzdrehzahl vor. Gleichzeitig ist auch die Drehzahl im Bereich der ersten Hydrauli keinheit 20 maximal. Die Drehzahlen im Bereich der zweiten Hydraulikeinheit 25 und auch die Drehzahl des Abtriebs 4 sind im Fahrzeugstillstand gleich null. Im Bereich des Variators 21 wird der maximale Hochdruck erreicht und es liegt ein maximales Zugkraftangebot vor. Wird der Schwenkwinkel im Bereich des Doppeljochs 36 erhöht, verringert sich die Drehzahl im Bereich der ersten Hydraulikeinheit 20 und die Differenzdrehzahl im Bereich des Schaltelementes 32 sinkt. Gleichzeitig steigt die Drehzahl im Bereich der zweiten Hydraulikeinheit 25 an, was auch einen Anstieg der Drehzahl im Bereich des Abtriebs 4 bewirkt. In nahezu voll ausgeschwenktem Zustand des Doppeljochs 36, zu dem der Schwenkwinkel im Bereich der zweiten Hydraulikeinheit 25 nunmehr definitionsgemäß im Wesentlichen gleich null ist, liegt das Schaltelement 32 im Wesentlichen im synchronen Betriebszustand vor, in dem die Drehzahl im Bereich der ersten Hydraulikeinheit 20 im Wesentlichen gleich null und im Bereich der zweiten Hydraulikeinheit 25 im Wesentlichen maximal ist. Dann ist der bei eingelegtem erstem Fahrbereich maximal erreichbare Hochdruck im Bereich des Variators 21 am geringsten.
Wird nun das Schaltelement 27 geöffnet und das Schaltelement 32 geschlossen, ändert sich in der Getriebevorrichtung 3 der Leistungsfluss, der dann über die zweite Sonne 17 und das Schaltelement 32 in Richtung des Abtriebs 4 geführt wird. Durch die Lastübernahme vom Schaltelement 27 in Richtung des Schaltelementes 32 ändert sich die Getriebegesamtübersetzung im Bereich der Getriebevorrichtung 3 zunächst nicht. Bei in der Getriebevorrichtung 3 eingelegtem zweitem Fahrbereich ist im letztbeschriebenen Betriebszustand der Getriebevorrichtung 3 der maximal erreichbare Hochdruck am größten und die zur Verfügung stellbare Zugkraft maximal. Wird nun der Schwenkwinkel des Doppeljochs 36 wiederum verkleinert, steigen die Drehzahlen im Bereich des Abtriebs 4 und im Bereich der ersten Hydraulikeinheit 20 an, was wiederum zu einer Vergrößerung der Differenzdrehzahl im Bereich des Schaltelementes 27 führt.
Weist das Doppeljoch 36 wiederum einen Schwenkwinkel nahe null auf, wird das mit dem Fahrzeugantriebsstrang 1 ausgeführte Fahrzeug im Wesentlichen mit seiner Endgeschwindigkeit betrieben. Die Drehzahl ist im Bereich der zweiten Hydraulikeinheit 25 wiederum null, während die Drehzahl im Bereich der ersten Hydrauli- keinheit 20 wie die Differenzdrehzahl im Bereich des Schaltelementes 27 maximal ist.
Der Betrag der sich jeweils im Bereich des Fahrzeugantriebsstranges 1 einstellenden Drehzahlen ist maßgeblich vom Betrag bzw. der Höhe der Drehzahl der Antriebsmaschine 2 abhängig. Je niedriger die gewählte Drehzahl der Antriebsmaschine 2 ist, desto niedriger ist die mögliche Fahrgeschwindigkeit bzw. die Drehzahl des Abtriebs 4. Desto kleiner ist aber auch die erforderliche Übersetzung, die im Bereich der Getriebevorrichtung 3 einzustellen ist, um eine bestimmte Fahrzeuggeschwindigkeit bzw. eine bestimmte Drehzahl des Abtriebs 4 darstellen zu können.
In Fig. 2 sind verschiedene Verläufe der vorgenannten Betriebszustandsgrö- ßen des Fahrzeugantriebsstranges 1 über der Fahrzeuggeschwindigkeit v_fzg dargestellt. Dabei geht aus der Darstellung gemäß Fig. 2 hervor, dass ein Abtriebsmoment m41 und m42 bei eingelegtem erstem Fahrbereich und bei eingelegtem zweitem Fahrbereich bei konstanter Drehzahl n2 der Antriebsmaschine 2 mit steigender Fahrzeuggeschwindigkeit v_fzg zunehmend absinkt. Gleichzeitig reduzieren sich auch die im Bereich des Variators 21 jeweils bei eingelegtem erstem Fahrbereich und bei eingelegtem zweitem Fahrbereich maximal erreichbaren Hochdrücke pHD1 bzw. pHD2 mit zunehmender Fahrzeuggeschwindigkeit vfzg. Der Verlauf pHD1 stellt den bei eingelegtem erstem Fahrbereich maximal erreichbaren Hochdruck dar, während der Verlauf pHD2 jeweils den maximal erreichbaren Hochdruck grafisch wiedergibt, der bei eingelegtem zweitem Fahrbereich maximal möglich ist.
Fig. 3 zeigt ebenfalls unterschiedliche Verläufe mehrerer Betriebszu- standsgrößen des Fahrzeugantriebsstranges 1 über der Zeit t, die sich während eines Beladevorganges einer Schaufel eines mit dem Fahrzeugantriebsstrang ausgeführten Radladers einstellen, wenn der Fahrzeugantriebsstrang 1 zur Vermeidung einer unzulässigen Drückung der Drehzahl n2 der Antriebsmaschine 2 erfindungsgemäß betrieben wird.
Zu einem Zeitpunkt T1 ist im Bereich der Getriebevorrichtung 3 der erste Fahrbereich eingelegt und der Radlader wird mit einer konstanten Abtriebsdrehzahl n4 betrieben. Ein Abtriebsmoment m4 ist relativ gering, weshalb ein Betätigungs- druck p27 des Schaltelementes 27 auf einem unteren Niveau eingestellt ist, zu dem das Schaltelement 27 mit einer Sicherheit von wenigstens gleich eins oder leicht über eins in vollständig schlupffreiem Betriebszustand gehalten ist. Eine damit korrespondierende reziproke Übersetzung irez der Getriebevorrichtung 3 ist vergleichsweise groß. Ein Verlauf einer von einem Fahrer angeforderten Drehzahl n2com der Antriebsmaschine 2, einer Soll-Drehzahl n2soll der Antriebsmaschine 2 und einer Ist- Drehzahl n2ist der Antriebsmaschine 2 entsprechen einander zum Zeitpunkt T1 . Zusätzlich ist in Fig. 3 noch ein Verlauf eines Drehmomentes m2 der Antriebsmaschine 2 dargestellt.
Zu einem Zeitpunkt T2 nimmt eine im Bereich des Abtriebs 4 anliegende Belastung zu, weshalb das Drehmoment m4 im Bereich des Abtriebs 4 ab dem Zeitpunkt T2 ansteigt. Der Anstieg des Abtriebsmomentes m4 führt zu einer Zunahme des Antriebsmomentes m2 der Antriebsmaschine 2, um das im Bereich des Abtriebs 4 angeforderte Zugkraftangebot darstellen zu können.
Die im Bereich des Abtriebs 4 anliegende Last führt in Verbindung mit der aktuell im Bereich der Getriebevorrichtung 3 eingestellten Übersetzung dazu, dass die Ist-Drehzahl n2ist der Antriebsmaschine 2 absinkt. Das Absinken der Ist-Drehzahl n2 ist der Antriebsmaschine 2 wird als Drückung der Antriebsmaschine 2 erkannt. Um die Drückung im Bereich der Antriebsmaschine 2 zu reduzieren bzw. zu vermeiden, wird die Übersetzung im Bereich der Getriebevorrichtung 3 ab dem Zeitpunkt T3 vergrößert. Gleichzeitig wird der Betätigungsdruck p27 des Schaltelementes 27 angehoben, um die im Fahrzeugantriebsstrang 1 übertragenen Drehmomente zunächst im schlupffreien Betriebszustand der Schaltelemente 27 übertragen zu können.
Vorliegend wird der Abtrieb 4 ab einem Zeitpunkt T2 bei geringer Ist- Motordrehzahl n2ist und gleichzeitig hoher Fahrgeschwindigkeit bzw. Abtriebsdrehzahl n4 durch eine entsprechende äußere Last schlagartig stark belastet, woraus der Anstieg des Antriebsmomentes m2 resultiert und die Antriebsmaschine 2 gedrückt wird. Durch Verstellung der Übersetzung der Getriebevorrichtung 3 in Richtung kurzer bzw. größerer Übersetzungswerte der Getriebevorrichtung 3 wird die antriebssei- tige Last reduziert und das Abtriebsmoment m4 erhöht. Die Stellgeschwindigkeit des Systems im Bereich der Getriebevorrichtung 3 ist jedoch nicht ausreichend, weshalb im Bereich der Antriebsmaschine 2 eine unzulässige Drückung der Drehzahl n2ist auftritt. Aus diesem Grund wird der Schaltdruck bzw. der Betätigungsdruck p27 des Schaltelementes 27 in der in Fig. 3 dargestellten Art und Weise im Vergleich zu einem Solldruck p27soll, zu dem das Schaltelement 27 sicher in geschlossenem Betriebszustand gehalten wird, derart reduziert, dass im Bereich des Schaltelementes 27 das zu übertragende Drehmoment nicht mehr abstützbar ist und das Schaltelement 27 in einen Schlupfbetrieb übergeht. Hierdurch wird die Antriebsmaschine 2 entlastet und das maximale Drehmoment m4 im Bereich des Abtriebs 4 ab einem Zeitpunkt T5 in der dargestellten Art und Weise begrenzt.
Um die erforderliche Zugkraft im Bereich des Abtriebs 4 über der Fahrgeschwindigkeit zu erreichen und gleichzeitig eine unzulässige Drückung der Antriebsmaschine 2 zu vermeiden, wird der Druck p27 des nunmehr schlupfenden Schaltelementes 27 entsprechend moduliert. Dabei wird die Übertragungsfähigkeit des schlupfenden Schaltelementes 27 so eingestellt, dass über das Schaltelement 27 bei aktuell im Bereich der Getriebevorrichtung 3 eingestellter Getriebegesamtübersetzung möglichst ein maximal zulässiges Drehmoment führbar ist, ohne jedoch im Bereich der Antriebsmaschine 2 eine unzulässige Drückung zu erzeugen.
Das maximal zulässige Drehmoment entspricht beispielsweise einer von einem Fahrer vorgegebenen Zugkraft bzw. einem von einem Fahrer angeforderten Drehmoment, das im Bereich des Abtriebs 4 darzustellen ist. Das bedeutet, dass bei einer maximalen fahrerseitigen Leistungsanforderung das jeweils volle bzw. maximal mögliche Drehmoment im Bereich des Abtriebs 4 zur Verfügung zu stellen ist. Fordert der Fahrer beispielsweise nur 50 % der Leistung an, wird das Schaltelement 27 mit einem damit korrespondierenden Betätigungsdruck beaufschlagt, um im Bereich des Abtriebs auch nur 50 % der Zugkraft anzulegen. Grundsätzlich wird der Betätigungsdruck p27 bei erkannter Drückung der Antriebsmaschine 2 betriebszu- standsabhängig immer auf einen solchen Wert eingestellt, zu dem im Fahrzeugantriebsstrang 1 ein systembedingt maximal zulässiges Drehmoment übertragen wird und dieses nicht überschritten wird, um Schädigungen im Bereich der Drehmoment führenden Bauteile des Fahrzeugantriebsstranges 1 sicher vermeiden zu können. Die Erkennung, ob eine unzulässige Belastung der Antriebsmaschine 2 vorliegt, wird über einen Vergleich zwischen einem betriebszustandsabhängig variierenden Grenzwert und der aktuell vorliegenden Belastung der Antriebsmaschine 2 ermittelt. Dabei wird das aktuelle Antriebsmoment m2 der Antriebsmaschine 2 überwacht. Alternativ hierzu besteht auch die Möglichkeit, die aktuell vorliegende Drückung, die der Differenz aus der Soll-Drehzahl n2soll und der Ist-Drehzahl n2ist entspricht, zu ermitteln und zur Bestimmung einer unzulässigen Belastung der Antriebsmaschine 2 heranzuziehen. Abweichend hierzu besteht auch die Möglichkeit, eine unzulässige Belastung der Antriebsmaschine 2 in Abhängigkeit des aktuell vorliegenden Lastzustandes im Bereich der Getriebevorrichtung 3 zu bestimmen, wobei der aktuelle Lastzustand anhand des aktuell vorliegenden Hochdruckes im Bereich des Variators 21 oder einer qualifizierten Lastschätzung erfolgen kann.
Um zu gewährleisten, dass das Schaltelement 27 bei entsprechender Belastung verzögerungsfrei in den Schlupfbetrieb übergeht, ist der Betätigungsdruck p27 immer derart über der Fahrgeschwindigkeit vfzg bzw. der Abtriebsdrehzahl m4 nachzuführen, dass das Schaltelement 27 in normalem Fahrbetrieb mit einem Betätigungsdruck beaufschlagt wird, zu dem das Schaltelement 27 bei aktuell anliegendem Drehmoment schlupffrei betrieben wird und ein Anstieg des am Schaltelement 27 anliegenden Drehmomentes einen Übergang des Schaltelementes 27 in den schlupfenden Betriebszustand zur Folge hat. Dabei ist der Betätigungsdruck p27 auch in der in Fig. 4 gezeigten Art und Weise in Abhängigkeit der reziproken Übersetzung irez der Getriebevorrichtung 3 zu verändern. Der Verlauf des Betätigungsdruckes p27 gibt wiederum die Druckwerte über der reziproken Übersetzung irez an, zu denen das Schaltelement oberhalb eines am Schaltelement 27 anliegenden Drehmomentes sicher in den schlupfenden Betriebszustand übergeht. Im Unterschied hierzu gibt der Verlauf p27S1 die Druckwerte des Betätigungsdruckes an, zu denen das Schaltelement 27 zu den gleichen am Schaltelement 27 anliegenden Drehmomentwerten mit der Sicherheit 1 in schlupffreiem Betriebszustand betrieben wird.
Bei Erkennen eines dynamischen Lastzustandes, der einen Übergang des Schaltelementes 27 in den Schlupfbetrieb erforderlich macht, ist die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes 27 durch entsprechendes Einstellen des Betätigungsdruckes p27 so zu verändern, dass das Schaltelement 27 sicher und verzögerungs- frei in den schlupfenden Betriebszustand übergeht. Dies wird beispielsweise dadurch erreicht, dass der Betätigungsdruck p27 des Schaltelementes 27 abhängig von der Drückung im Bereich der Antriebsmaschine 2 reduziert wird. Hierbei ist jedoch zu beachten, dass die Drehmomentaufnahme der Getriebevorrichtung 3 bei niedrigen reziproken Übersetzungen irez abnimmt. Fig. 5 zeigt einen Verlauf einer erforderlichen Absenkung des Betätigungsdruckes p27 in Prozent über der Drückung der Drehzahl n2 der Antriebsmaschine 2. Dabei geht aus der Darstellung gemäß Fig. 5 hervor, dass die prozentuale Absenkung des Betätigungsdruckes p27 mit sinkender Motordrückung reduziert wird.
Mit steigender Übersetzung im Bereich der Getriebevorrichtung 3 nimmt die Drückung des Dieselmotors bzw. der Antriebsmaschine 2 zunehmend ab, bis eine Drückung der Antriebsmaschine 2 ganz unterbleibt. In diesem Betriebsbereich des Fahrzeugantriebsstranges ist es wichtig, den Lastzustand der Getriebevorrichtung 3 zu kennen, damit anhand des Lastzustandes der Getriebevorrichtung 3 der Betätigungsdruck p27 des Schaltelementes 27 abgesenkt werden kann.
Während des gesamten Betriebes des Schaltelementes 27 wird die Belastung im Bereich des Schaltelementes 27 überwacht. Während des Schlupfbetriebes des Schaltelementes 27 wird die Übersetzung im Bereich der Getriebevorrichtung 3 solange nach kurz verstellt bzw. angehoben, bis die Differenzdrehzahl des schlupfend betriebenen Schaltelementes 27 im Wesentlichen null oder gleich null ist. Im synchronen Betriebszustand bzw. bei Vorliegen der Synchrondrehzahl im Bereich des Schaltelementes 27 wird das Schaltelement 27 wieder mit einem Betätigungsdruck p27 beaufschlagt, zu dem das Schaltelement 27 in geschlossenem Betriebszustand mit einem Sicherheitszuschlag gleich eins oder größer eins vorliegt. Dies ist vorliegend zu einem Zeitpunkt T6 der Fall.
In Fig. 6 ist ein Verlauf eines Grenzmomentes m2grenz der Antriebsmaschine 2 über der reziproken Übersetzung irez der Getriebevorrichtung 3 dargestellt. Oberhalb des Verlaufes m2grenz ist der Betätigungsdruck p27 des Schaltelementes 27 entsprechend zu reduzieren, um bei einem sprunghaften Anstieg des am Schaltelement 27 anliegenden Drehmoments zu gewährleisten, dass das Schaltelement 27 in gewünschtem Umfang in den Schlupfbetrieb übergeht. Damit ist ein im Bereich der Antriebsmaschine 2 anliegendes Drehmoment mit geringem Steuer- und Regelaufwand begrenzbar und eine unzulässige Drückung der Antriebsmaschine 2 vermeidbar.
Abweichend von der vorstehenden Beschreibung ist eine unzulässige Drückung im Bereich der Antriebsmaschine 2 auch mit einem an anderer Stelle des Fahrzeugantriebsstranges 1 angeordneten reibschlüssigen Schaltelement vermeidbar, das im vorbeschriebenen Umfang bei unzulässig hohen Belastungen der Antriebsmaschine 2 durch entsprechendes Einstellen der Übertragungsfähigkeit in einen Schlupfbetrieb überführt wird. So besteht beispielsweise die Möglichkeit, die aktuell zur Darstellung der Fahrtrichtung zugeschaltete Fahrtrichtungskupplung 9 oder 10 in entsprechendem Umfang wie das Schaltelement 27 zu betreiben. Alternativ hierzu kann es auch vorgesehen sein, dass im Bereich zwischen der Getriebevorrichtung 3 und dem Abtrieb 4 ein entsprechendes zusätzliches reibschlüssiges Schaltelement vorgesehen ist, das im vorgeschlagenen Umfang gesteuert und geregelt betrieben wird.
Bezuqszeichen Fahrzeugantriebsstrang
Antriebseinrichtung
Getriebevorrichtung
Abtrieb
Nebenabtrieb
Getriebeeingangswelle
Festrad
weiterer Nebenabtrieb
Festrad
reibschlüssiges Schaltelement reibschlüssiges Schaltelement Losrad
Losrad
Planetenträger
Losrad
Doppelplanetenträger
erstes Sonnenrad
zweites Sonnenrad
Hohlrad
Welle
erste Hydraulikeinheit
Hydrostateinheit
Festrad
Festrad
Welle
zweite Hydraulikeinheit
Getriebeausgangswelle reibschlüssiges Schaltelement Losrad
Festrad
Festrad
Festrad 32 reibschlüssiges Schaltelement
33 Losrad
34 Festrad
35 Welle
36 verstellbares Joch
irez reziproke Übersetzung der Getriebevorrichtung m4, m41 , m42 Abtriebsmoment
m2 Antriebsmoment
m2grenz Verlauf des Grenzmomentes der Antriebsmaschine 2 n4 Abtriebsdrehzahl
n2com angeforderte Soll-Drehzahl der Antriebsmaschine n2ist Ist-Drehzahl der Antriebsmaschine
n2soll Soll-Drehzahl der Antriebsmaschine
p27 Verlauf des Betätigungsdruckes des Schaltelementes p27S1 Verlauf des Betätigungsdruckes des Schaltelementes
T1 bis T6 diskreter Zeitpunkt
t Zeit
vfzg Fahrzeuggeschwindigkeit

Claims

Patentansprüche
1 . Verfahren zum Betreiben eines Fahrzeugantriebsstranges (1 ) mit einer Antriebsmaschine (2) und mit einer eingangsseitig mit der Antriebsmaschine (2) in Wirkverbindung bringbaren leistungsverzweigten Getriebevorrichtung (3), die aus- gangsseitig mit einem Abtrieb (4) verbindbar ist und deren Übersetzung im Bereich eines Variators (21 ) stufenlos variierbar ist, und mit einem Schaltelement (27), das im Kraftfluss des Fahrzeugantriebsstranges (1 ) zwischen der Antriebsmaschine (2) und dem Abtrieb (4) angeordnet und dessen Übertragungsfähigkeit stufenlos veränderbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes (27) in Abhängigkeit eines jeweils aktuell im Fahrzeugantriebsstrang (1 ) zwischen der Antriebsmaschine (2) und dem Abtrieb (4) zu übertragenden Drehmomentes variiert wird und das Schaltelement (27) bei Anliegen eines Drehmomentes größer als ein definierter Schwellwert in einen Schlupfbetrieb übergeht.
2. Verfahren nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass bei einem Anstieg eines im Bereich des Abtriebs (4) anliegenden Drehmomentes (m4) und einer daraus resultierenden Abweichung zwischen einer Soll-Drehzahl (n2soll) und einer Ist-Drehzahl (n2ist) der Antriebsmaschine (2) größer als ein Grenzwert, oberhalb der eine unzulässige Drückung der Drehzahl (n2) der Antriebsmaschine (2) erkannt wird, die Übersetzung der Getriebevorrichtung (3) angehoben wird, wobei die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes (27) bei Vorliegen einer unzulässigen Drückung der Drehzahl (n2) der Antriebsmaschine (2) trotz dem Anheben der Übersetzung der Getriebevorrichtung (3) auf einen Wert eingestellt wird, zu dem eine unzulässige Drückung der Drehzahl (n2) der Antriebsmaschine (2) unterbleibt.
3. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes (27) in Abhängigkeit der aktuell im Bereich der Getriebevorrichtung (3) eingestellten Übersetzung und der aktuellen Abtriebsdrehzahl (m4) variiert wird.
4. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes (27) im Schlupfbetrieb so eingestellt wird, dass das über das Schaltelement (27) führbare Drehmoment kleiner oder gleich einem betriebszustandsabhängig vorgebbaren maximalen Drehmoment ist.
5. Verfahren nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das maximale Drehmoment von einer Bedienperson vorgebbar ist.
6. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass das über das Schaltelement (27) führbare Drehmoment kleiner als ein Grenzwert ist, unterhalb dem Schädigungen im Bereich Drehmoment übertragender Bauteile des Fahrzeugantriebsstranges (1 ) unterbleiben.
7. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass eine aktuelle Belastung der Antriebsmaschine (2) des Fahrzeugantriebsstranges (1 ) in Abhängigkeit eines aktuellen Drehmomentes (m2) der Antriebsmaschine (2) ermittelt wird.
8. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass eine aktuelle Belastung der Antriebsmaschine (2) des Fahrzeugantriebsstranges (1 ) in Abhängigkeit eines aktuellen Lastzustandes im Bereich der Getriebevorrichtung (3) bestimmt wird.
9. Verfahren nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der aktuelle Lastzustand im Bereich der Getriebevorrichtung (3) durch messtechnische Ermittlung eines über die Getriebevorrichtung (3) geführten Drehmomentes, vorzugsweise mittels einer Messung eines Hochdruckes im Bereich eines hydrostatischen Variators (21 ) der Getriebevorrichtung (3), bestimmt wird.
10. Verfahren nach einem der Ansprüche 3 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes (27) in Abhängigkeit der Abtriebsdrehzahl (n4) so eingestellt wird, dass das Schaltelement (27) unmittelbar bei Überschreiten des Schwellwertes in den Schlupfbetrieb übergeht.
1 1 . Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes (27) bei Vorliegen eines dyna- mischen Lastzustandes des Fahrzeugantriebsstranges (1 ) auf einen Wert eingestellt wird, zu dem das über das Schaltelement (27) führbare Drehmoment durch einen verzögerungsfreien Übergang in den Schlupfbetrieb oder durch Vergrößern des Schlupfes im Bereich des Schaltelementes (27) auf einen vordefinierten Wert eingestellt wird.
12. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der aktuelle Betriebszustand des Schaltelementes (27) überwacht und eine Belastung des Schaltelementes (27) bestimmt wird, wobei das Schaltelement (27) bei Ermittlung einer Belastung größer als ein Grenzwert in einen geschlossenen Betriebszustand überführt wird.
13. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Übersetzung der Getriebevorrichtung (3) bei schlupfendem Schaltelement (27) vergrößert wird, bis der Schlupf im Bereich des Schaltelementes (27) wenigstens annähernd gleich Null ist, wobei die Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes (27) in wenigstens annähernd schlupffreiem Betriebszustand angehoben und das Schaltelement (27) in einen schlupffreien Betriebszustand überführt wird.
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