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Vollautomatisches, stufenlos verstellbares Verbundgetriebe mit Leistungsteilung, insbesondere für Kraftfahrzeuge
Die Erfindung bezieht sich auf stufenlose Getriebe, mit geteiltem Kraftübertragungsweg, in welchen wechselnde Anteile der gesamten durch das Getriebe übertragenden Kraft zwischen einer stufenlos arbeitenden Einheit und einem Wechselgetriebe aufgeteilt werden, um den Bereich des Übersetzungsverhältnisses zu vergrössern, sowie den Gesamtwirkungsgrad zu erhöhen. Die Erfindung bezieht sich auch auf Einrichtungen zur Regelung des Übersetzungsverhältnisses in dem Getriebe.
Die Erfindung setzt sich folgende Ziele : Es soll ein verbessertes stufenloses Getriebe bereitgestellt werden. Ferner wird ein Getriebe mit verbessertem, geteiltem Kraftübertragungsweg angegeben, das aus einer stufenlos arbeitenden Einheit in Verbindung mit einem Wechselgetriebe besteht. Weiters soll ein Getriebe mit geteiltem Kraftübertragungsweg angegeben werden, wobei der Kraftfluss durch die stufenlos arbeitende Einheit in Abhängigkeit von der Lastkennlinie des Triebwerkes in der Weise geregelt wird, dass ein optimaler Gesamtwirkungsgrad erzielt wird.
Ein anderes Ziel ist eine verbesserte, geteilte Kraftübertragung, wobei ein Wechsel des Übersetzungsverhältnisses durch das Wechselgetriebe ohne Unterbrechung des Kraftflusses erfolgt. Ferner soll ein Wechsel des Übersetzungsverhältnisses im Wechselgetriebe durch Synchronisierung von Teilen mit grossem Trägheitsmoment erfolgen, um beim Gangwechsel jedes Rucken zu vermeiden. Weiters soll bei sehr kleinem Übersetzungsverhältnis, wo die Belastbarkeit gering ist, wenig oder kein Kraftfluss durch die stufenlos arbeitende Einheit erfolgen. Er soll jedoch mit zunehmendem Übersetzungsverhältnis und damit mit zunehmender Belastbarkeit des stufenlosen Getriebes ansteigen.
Ein weiteres Ziel ist die Angabe eines Getriebes mit geteiltem Kraftübertragungsweg, wobei der Kraftfluss durch das stufenlose Getriebe nie den zulässigen Maximalwert überschreiten kann.
Ein wichtiges Ziel ist ein verbessertes Regelungssystem für stufenlose Getriebe ; für Getriebe mit geteilter Kraftübertragung wird ein vollautomatisches Regelsystem, welches Regelschwingungen verhindert, angegeben.
Ferner wird ein verbessertes Getriebe angegeben, bei welchem ein wesentlicher Anteil der Abbremsung des Fahrzeuges in der Herabsetzung des Übersetzungsverhältnisses Im Getriebe besteht.
Weiters wird auch ein verbessertes Fahrzeuggetriebe und Getrieberegelungssystem angegeben, welche den Betrieb des Antriebsaggregates bei seiner optimalen Drehzahl gestatten. Dadurch wird unabhängig von der Fahrzeuggeschwindigkeit und der Belastung der geringste Treibstpffverbrauch erzielt.
Nähere Einzelheiten gehen aus der folgenden Beschreibung und den Zeichnungen hervor. Es zeigen : Fig. l eine teilweise geschnittene Seitenansicht des Getriebes mit geteiltem Kraftübertragungsweg, Fig. 2 einen vergrösserten Schnitt durch das Wechselgetriebe, Fig. 3 einen schematischen Schnitt durch das zusammengesetzte Planetengetriebe das in Fig. l rechts dargestellt ist, Fig. 4 ein Getriebeschema für das Getriebe in Leerlaufstellung. Die Antriebswelle rotiert während die angetriebene Welle stillsteht.
Fig. 5 ein Getriebeschema mit eingezeichnetem Kraftfluss für den ersten Vorwärtsgang (niedrigsten Gang), Fig. 6 ein Getriebeschema mit eingezeichnetem Kraftfluss für den zweiten Vorwärtsgang,
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Fig. 7 ein Getriebeschema mit eingezeichnetem Kraftfluss für den dritten Vorwärtsgang, Fig. 8 ein Getriebeschema mit eingezeichnetem Kraftfluss für den vierten Vorwärtsgang, Fig. 9 ein Getriebeschema mit eingezeichnetem Kraftfluss für den ersten Rückwärtsgang (niedrigster), Fig. 10 ein Getriebeschema mit eingezeichnetem Kraftfluss für den zweiten Rückwärtsgang.
Fig. 11 schematische Darstellung einer automatischen Regelung des Übersetzungsverhältnisses für das Getriebe nach Fig. 1 für folgenden Betriebszustand : Erster (niedrigster) Vorwärtsgang ; angetriebene Welle stillstehend, Gaspedal in Ruhestellung. Fig. 12 ein Regelsystem wie in Fig. 11. Dargestellt ist der Schaltvorgang vom ersten zum zweiten Vorwärtsgang. Fig. 13 ein Regelsystem wie in Fig. 11, unmittelbar nach dem Gangwechsel vom zweiten auf den dritten Vorwärtsgang. Fig. 14 ein Regelsystem wie in Fig. 11, während des Wechsels vom dritten auf den vierten Vorwärtsgang.
Fig. 15 ein Regelsystem wie in Fig. 11, Betriebszustand des höchsten Vorwärtsganges, Fig. 16 ein Regelsystem wie in Fig. 11, Verminderung des Übersetzungsverhältnisses beim Durchtreten des Beschleunigungspedales (kickdown). Fig. 17 einen vergrösserten schematischen Schnitt durch den Ventilblock ; gezeigt ist der Betriebszustand für den zweiten Vorwärtsgang. Fig. 18 eine graphische Darstellung der Arbeitsweise des Getriebes mit geteilter Kraftübertragung nach Fig. 1 für die Bereiche der einzelnen Vorwärtsgänge. Fig. 19 einen vergrösserten schematischen Schnitt durch einen Startregler, der ein weiches Einkuppeln beim Anfahren ermöglicht. Fig. 20 eine Teilansicht im Schnitt einer andern Kupplungsanordnung für das Getriebe nach Fig. 1.
Das Getriebe --20-- kann als "Getriebe mit geteiltem Kraftübertragungsweg"oder einfach als "Getriebe mit geteilter Kraft" bezeichnet werden, da es ein stufenlos regelbares Reibungsgetriebe - beinhaltet, das in Verbindung mit einem Wechselgetriebe --24-- arbeitet. Die Kraft des Antriebsmotors wird nach einem vorbestimmten Schema auf die beiden Einheiten aufgeteilt, um die Leistungsfähigkeit und den Wirkungsgrad erheblich zu steigern. Das Übersetzungsverhältnis und das Schema für die Kraftaufteilung im Getriebe werden automatisch durch ein Regelsystem --25-- bestimmt, welches in den Fig. 11 bis 16 abgebildet ist.
Das Drehmoment und die Kraft am Eingang des Getriebes --20-- werden durch eine Antriebswelle - übertragen, die durch einen entsprechenden Antriebsmotor wie z. B. einer Verbrennungskraftmaschine (nicht gezeigt) betrieben wird. Drehmoment und Kraft am Ausgang des Getriebes können von der Welle --28-- abgenommen werden.
Das stufenlose Getriebe --22-- ist vom Stand der Technik, es muss stufenlos sämtliche Übersetzungsverhältnisse zwischen Antriebswelle --26-- und der Welle --30-- ermöglichen. Zum Beispiel sind für das stufenlose Getriebe unbeschränkt veränderliche Friktionsgetriebe, hydrodynamische Drehmomentwandler, hydrostatische Getriebe u. ähnl. geeignet. Die spezielle Darstellung des Getriebes in Fig. 1 entspricht einem Friktionsgetriebe vom Stand der Technik. Dieses gestattet eine Variationdes Übersetzungsverhältnisses zwischen 0, 1 und 2,5. Mit andern Worten, die Drehzahl der Welle --30-kann zwischen dem 0, 1 und 2,5fachen Wert der Drehzahl der Antriebswelle --26-- stufenlos variiert werden.
Das gesamte Getriebe --20-- ist in einem Gehäuse --32-- untergebracht, welches nur teilweise zu sehen ist. Am Boden dieses Gehäuses befindet sich ein Ölsumpf oder ein Ölreservoir, das aber inden Zeichnungen nicht gezeigt wird. Die Antriebswelle --26-- und die getriebene Welle sind drehbar, nahe ihren Enden in geeigneten, im Gehäuse untergebrachten Lagern gelagert. Die Welle --30-- ist drehbar in der feststehenden Rippe --34-- gelagert, die am Gehäuse gesichert befestigt ist. Ein Gleit- lager --36-- und Gleitringe --38-- übertragen die Last von den rotierenden Teilen auf die feststehende Rippe.
Eine andere feststehende Lagerstütze --40--, weiter rechts von der Stützrippe --34--, die fest mit dem Gehäuse verbunden ist, trägt andere sich drehende Teile des Getriebes in einem Gleitlager - -42--.
Das Wechselgetriebe --24-- enthält ein vorderes, ein mittleres und ein rückwärtiges Planetenge- triebe-44, 46 und 48--. Eine Vielzahl von das Übersetzungsverhältnis regelnden Kupplungen""50-"sind zwischen dem mittleren --46-- und dem rückwärtigen Zahnradgetriebe. --48-- angebracht. Weiters liegt ein das Übersetzungsverhältnis regelndes Bremsenpaar --51-- am Getriebe --48-- an. Wahlweise Betätigung der Kupplungen und Bremsen ergeben vier Vorwärts- und zwei Rüekwärtsgangbereiche.
Das vordere Getriebe--44-- beinhaltet ein oder mehrere Planetenräder --52--, welche mit einem Antriebszahnrad --54-- als Triebling und einem innen verzahnten Rad --56-- im Eingriff sind. Die Planetenräder --52-- laufen auf Wälzlagern-58-, die auf dem Achsstummel-60-- sitzen ; diese wieder sind fest mit der feststehenden Stützrippe --34-- verbunden. Das Antriebszahnrad --54-- ist mit Keilen --62-- am Ende der Welle --30-- so befestigt, dass das Antriebszahnrad --54-- immer mit der Drehzahl, die am Ausgang des stufenlosen Getriebes --22-- auftritt, angetrieben wird. Das innen
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verzahnte Rad --56-- bildet einen Teil des drehbaren rohrförmigen Körpers --64--.
Das rechte Ende der Antriebswelle --26-- ist drehbar im Ende der Welle --30-- des stufenlosen Getriebes in einem Gleitlager --66-- gelagert, so dass radiale Kräfte auf das Ende der Antriebswelle über die Welle --30-- auf die stützrippe --34-- und schliesslich auf das Gehäuse --32-- abgeleitet werden.
Das vordere Ende des ringförmigen Körpers --64--istam rechten Ende der Welle --20-- mit Hilfe der stütze --68-- gelagert. Er ist mit der Stütze-68-fix verbunden und ein Gleitlager --70-- überträgt die radialen Kräfte zwischen Welle und der Stütze-68-. Entsprechende Gleitringe --72-trennen die Stütze von anschliessenden, relativ dazu drehbaren Teilen. An seinem hinteren Ende ist der rohrförmige Körper --64-- fest mit einer drehbaren stütze --74-- verbunden, die in einem Teil der feststehenden stütze --40-- mit Hilfe eines Gleitlagers --76-- gelagert ist.
Im rohrförmigen Körper - sind Durchtrittsöffnungen-78-- für das Schmieröl vorgesehen, um den Rücklauf des aus den Getrieben--44 und 46-- und aus den Kupplungen austretenden Öles in den Ölsumpf zu ermöglichen.
Das mittlere Planetengetriebe --46-- enthält ein oder mehrere gestufte Planetenrder --80--, deren jeweiliges kleineres Zahnrad --82-- mit dem Antriebsrad --84-- im Eingriff ist. Das grössere Zahnrad --86-- des gestuften Planetenrades --80-- ist jedoch mit einem Antriebsrad -88-- und einem innen verzahnten, ringförmigen Zahnrad --90-- im Eingriff. Letzteres ist wieder ein Teil des röhrförmigen Körpers --64--. Die gestuften Planetenräder --80-- sind mit Wlzlagern --92-- auf den Wellen - gelagert, die am Umfang eines Planetenradträgers --96-- äquidistant befestigt sind.
Dieser Planetenradtrger --96--, der die Planetenräder --46-- trägt, besitzt einen Gleitring - -100-- und dreht sich auf einer Achse, die durch einen Fortsatz des Antriebszahnrades --84-- gebildet wird. Der Gleitring --100-- legt den Abstand der Teile in Achsenrichtung fest. Das Antriebszahnrad --84-- ist mit den Federn --102-- am rechten Ende der genuteten Antriebswelle --26-- aufgesetzt, so dass es immer mit der Drehzahl der Antriebswelle gedreht wird. Das hintere Ende des Trägers --96-- ist über ein Gleitlager --104-- auf einen nabenartigen Fortsatz des Antriebsrades --88-- gelagert.
Dieses wieder ist mit einem Gleitlager --106-- am linken Ende auf einer Zwischenwelle --108-- gelagert. Diese Welle --108-- ist am rechten Ende der Antriebswelle --26-- mit einem Gleitlager -- gelagert. Das rechte Ende der Welle --108-- ist ebenfalls in geeigneter Weise drehbar gelagert (hier nicht gezeigt).
Das hintere Planetengetriebe --48-- enthält eine Vielzahl von azimutal angeordneten, gestuften Planetenrädern jedes davon besteht aus 2 gleich grossen Planetenrdern --114 und 116--, die aus einem Stück gearbeitet sind. Die gestuften Planetenräder --112-- sind drehbar durch Wälzlager --120-- auf zugehörigen Wellen --118-- gelagert. Die Wellen --118-- sind am Umfang eines Plane- tenradträgers --122-- äquidistant angeordnet. Der Planetenradträger --132-- ist mit der Antriebswelle - -28-- in geeigneter Weise fest verbunden. Zum Beispiel kann, wie in Fig. 2 dargestellt, die Welle und der Träger ein einziger Teil sein.
Das Getriebe --48-- enthält zusätzlich eine Vielzahl von Planetenrdern --124-- (s. Fig. 3), welche im Träger --122-- drehbar gelagert sind und sowohl mit dem entsprechenden Teil der Planetenrä-
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beide rotieren daher mit der gleichen Winkelgeschwindigkeit.
Das innen verzahnte Rad --126-- ist fest mitder Stützrippe --134-- verbunden, die auf der Zwischenwelle --108-- mit einem Gleitlager --136-- gelagert ist. Eine feststehende Bandbremse --BR-umschlingt den äusseren Umfang des Teiles --126-- und gestattet die Abbremsung dieses Teiles mit Hilfe einer geeigneten, nicht gezeigten hydraulischen Servo-Einrichtung.
Das innen verzahnte Rad --130-- ist mit der Stützrippe --138-- fix verbunden. Diese ist auf der angetriebenen Welle --128-- durch ein Gleitlager --140-- und einem Gleitring --142-- gelagert. In einem Teil des Gehäuses --32-- ist mit Hilfe des Gleitlagers --144-- und des Gleitringes --146-- der rohrförmige Fortsatz der Stützrippe--138-- drehbar gelagert. Dadurch werden die Kräfte der rotierenden Teile in das Gehäuse abgeleitet. Das rechte Ende der Zwischenwelle --108-- ist durch ein Gleitlager --148-- in der angetriebenen Welle --28-- gelagert. Eine feststehende Bandbremse --BF-- umschlingt teilweise den Teil--130--, die durch einen hydraulischen Servo-Mechanismus (nicht gezeigt) betätigt werden kann.
Der das Übersetzungsverhältnis regelnde Kupplungsteil --50-- enthält drei wahlweise betätigbare Mehrscheibenreibungskupplungen --C1, C2 und C3--. Die Kupplung --C1-- gestattet, den Träger
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- 96-und die Zwischenwelle --108-- miteinander zu verbinden. Die Kupplung --C : -- kann die Verbindung zwischen dem Antriebsrad --88-- und der Zwischenwelle --108-- herstellen. Die Kupplung
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Dementsprechend wird der Triebling --128-- mit dem rückwärtigen Getriebe --48-- verriegelt und so eine direkte Verbindung zwischen der Zwischenwelle --108-- und der angetriebenen Welle --28-- hergestellt.
Die Kupplung-C,- besteht aus einer Vielzahl von äusseren ringförmigen Kupplungsscheiben --150--, die alternierend mit einer Vielzahl von inneren ringförmigen Kupplungsscheiben --152-- angeordnet sind. Die äusseren Kupplungsscheiben --150-- besitzen an ihrem Umfang eine Anzahl von An-
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--153--,Kupplungsplatten --152-- besitzen ebenfalls eine Anzahl von Ansätzen --155--, die an ihrem inneren Umfang angeordnet sind. Diese passen in entsprechende Nuten --156-- des ringförmigen Stützteiles der Zwischenwelle --108--. Der ringförmige Teil--158-- bildet zusammen mit dem ringförmigen Ansatz --160-- der Zwischenwelle --108-- eine ringförmige hydraulische Druckkammer --162--. Die Druckkammer --162-- besitzt einen innerenDichtungsring --164-- und einen äusseren Dichtungsring --166--.
Ein Kanal--168-- verbindet die Druckkammer --162-- mit dem Regelungssystem --25--.
Wird der Druck in der Kammer--162-- erhöht, so wird der Stempel --158-- gegen die eine Seite der ineinander greifenden Kupplungsplatten --150 und 152-- gepresst, Auf der entgegengesetzten Seite der Kupplungsplatten befindet sich eine Druckplatte --170--, die mit dem ringförmigen Stützteil der Zwischenwelle fix verbunden ist. Sie erzeugt die nötige Gegenkraft für die Kupplung--Cl--.
Um ein Lösen der Kupplung--CI-- bei Nachlassen des Druckes in der Kammer --162-- zu ermöglichen, ist eine Anzahl von Druckfudem --172-- vorgesehen. Diese Druckfedern --172-- stützen sich gegen die Druckplatten --160 und 174-- ab. Die Druckplatte --172-- ist durch einen Sprengring im Gehäuse --158-- gesichert. Die Druckplatten --160 und 174-- bilden eine ringförmige Kammer --176--, die mit Druckflüssigkeit gefüllt wird, um so die Zentrifugaleffekte der Flüssigkeit in der Druckkammer --162-- auszugleichen. Die Ausgleichskammer --176-- wird durch die Dichtungen - 178 und 180-- abgedichtet. Durch geeignete Massnahmen (nicht gezeigt) wird dafür gesorgt, dass die Ausgleichskammer --176-- mit Drucköl gefüllt wird.
Das Drucköl gelangt jedoch nur durch die Zentrifugalkraft in die Ausgleichskammer, d. h. nur wenn das Getriebe in Betrieb ist.
Die Kupplung --C2-- enthält einen Anzahl von äusseren ringförmigen Kupplungsplatten --182--, die alternierend mit einer Anzahl von inneren ringförmigen Kupplungsplatten --184-- angeordnet sind.
Die Kupplungsscheiben --182-- besitzen an ihrem äusseren Umfang Ansätze --183--, die in Nuten --156-- des rohrförmigen Ansatzes der Zwischenwelle --108-- eingreifen. Die ringförmigen inneren Kupplungsplatten --184-- besitzen an ihrem inneren Umfang Anstze --185--, die in Nuten --186-des Fortsatzes des Antriebsrades --88-- eingreifen. Eine ringförmige Druckkammer --188-- zur Betätigung der Kupplung wird durch die Druckplatte --160-- und die Scheibe --190-- gebildet. Eine
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durch den Fortsatz des Antriebsrades --88-- und die Zwischenwelle --108--. Die Feder --200-- stützt sich einerseits gegen einen Teil des Stempels --190-- ab und anderseits gegen einen Ring-204-, der durch einen Sprengring --206-- auf der Zwischenwelle --108-- fixiert ist.
Die Kupplung --Ca -- besteht aus einer Anzahl äusserer ringförmiger Kupplungsplatten--208--, welche alternierend mit einer Anzahl innerer ringförmiger Kupplungsplatten --210-- angeordnet ist.
Die äusseren Kupplungsplatten --208-- besitzen an ihrem äusseren Umfang wieder eine Anzahl von An- sätzen --209--, die in zugehörigen Rillen --212-- gleiten können. Diese Rillen befinden sich am Fortsatz --214-- der Zwischenwelle --108--. Die inneren Kupplungsscheiben --210-- besitzen an ihrem inneren Umfang Ansätze --211--, welche in zugehörigen Rillen --216-- gleiten. Diese Rillen befinden sich im ringförmigen Teil der Stützrippe --134-- des innen verzahnten Zahnrades --126-vom Getriebe --48--.
Zur Betätigung der Kupplung-zist eine ringförmige, hydraulische Druckkammer --218-vorgesehen, welche durch einen Teil der Zwischenwellenstützrippe --160-- und einen ringförmigen Stempel --220-- gebildet wird. Zur Abstützung der ineinandergreifenden Kupplungsscheiben --208 und
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210-- ist eine ringförmige Druckplatte --222-- auf dem Zwischenwellenfortsatz-214-angeordnet. Die Druckkammer --220-- besitzt wieder entsprechende Dichtungsringe --224 und 226--. Ein Kanal - 228-- verbindet die Druckkammer --218-- mit dem Regelungssystem --25-- zur Betätigung der Kupplung.
Um bei Nachlassen des Druckes in der Kammer --218-- die Kupplung --Cs-- zu lösen, ist eine Druckfeder --230-- in einer ringförmigen Kammer untergebracht, die durch einen Fortsatz der Stützrippe --134-- und einem Teil der Zwischenwelle --108-- gebildet wird. Ein Teil der Kupplungsfeder - 230-- stützt sich gegen einen Teil des Stempels --220-- ab, während sich das andere Ende gegen einen Ring --234-- abstützt, der durch einen Sprengring --236-- auf der Welle --108-- verankert ist.
Wie Fig. 5 schematisch zeigt, liegt der niedrigste Vorwärtsgang, d. h. das kleinste Übersetzungsverhältnis zwischen Antriebswelle --26-- und angetriebener Welle --28-- dann vor, wenn die Bremse --BF-- und die Kupplung --C1-- bettigt sind. Der zweite Vorwärtsgang liegt dann vor, wenn die Kupp-
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vierte und höchste Vorwärtsgang vor (Fig. 8).
Der niedrigste oder erste Rückwärtsgang ist geschaltet, wenn die Kupplung-Ci-und die Bremse - betätigt sind, wie schematisch aus Fig. 9 hervorgeht. Der zweite oder höchste Rückwärtsgang steht zur Verfügung, wenn die Kupplung-C-und die Bremse-Bn-betätigt sind, wie in Fig. 10 gezeigt ist.
In den Fig. 11 bis 16 ist das automatische Regelungssystem--25--dargestellt. In Verbindung mit dem Getriebe --20-- regelt es in einem Fahrzeug automatisch das Drehzahlverhaltnis zwischen den treibenden und den getriebenen Wellen entsprechend der Fahrzeuggeschwindigkeit und der Stellung des Beschleunigerhebels.
Die Regelung des Übersetzungsverhältnisses für das Schaltgetriebe --24-- wird durch eine hydraulische Regelung --238-- des stufenlosen Getriebes--22-- in Verbindung mit dem Hauptregelventil --240-- (Fig. 17) erzielt. Das hydraulische Regelsystem --238-- und das Hauptregelventil --240-- sind durch ein Gestängesystem --242-- miteinander verbunden, wobei die Stellung des Hauptregelventils --240-- die Stellung des hydraulischen Regelsystems --238-- bestimmt. Die Stellung des Hauptregelventils ist von der Fahrzeuggeschwindigkeit und der Stellung des Gashebels über einen Regler --244--
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dessen Drehzahl (hier nicht gezeigt).
Die resultierende Wirkung der Fahrzeuggeschwindigkeit und der Stellung des Gaspedals wird über ein Gestänge --248-- einem Ausgleichsregelventil --250-- zugeführt.
Dieses regelt die Zufuhr des Pumpendruckes zu einem Hauptregelsystem--252--. Die Regeleinrichtung --252--legtdie Stellung des Hauptregelventiles --240-- fest und bestimmt damit das Übersetzungsverhältnis im Getriebe --24--.
Die hydraulische Regeleinrichtung --238-- kann von beliebiger Bauart sein, sie muss nur das Übersetzungsverhältnis im stufenlosen Getriebe --22-- regeln können. Das spezielle Regelsystem das hier gezeigt wird, deckt sich im wesentlichen mit dem schon früher in unserer U. S. A. Patentschrift Nr. 140, 397 vom 26. September 1961 beschriebenen. Dieses Regelsystem enthält einen Regelring --254--, dessen Stellung das Übersetzungsverhältnis im stufenlosen Getriebe --22-- bestimmt.Befindet sich der Ring--254-extrem links, wie es in den Fig. 12 und 14 gezeigt wird, so beträgt das Übersetzungsverhältnis im stufenlosen Getriebe 2, 5:1 (Drehzahlverhltnis:Ausgangswelle --30-- zu Eingangswelle --26--). Befindet sich dagegen der Regelring --254-- extrem rechts, wie es in den Fig. 11 und 13 gezeigt ist, so ist das Übersetzungsverhältnis 0, 1 : 1.
Zwischen diesen beiden extremen Stellungen des Regelringes kann stufenlos jedes dazwischen liegende Übersetzungsverhältnis erreicht werden.
Das Hauptregelventil--24Ö-besteht aus einem Ventilschieber --256--, der in einer genau passenden Bohrung --258-- im feststehenden Ventilblock-260- (nur teilweise gezeigt) axial verschiebbar angeordnet ist (s. auch Fig. 17). Ein Teil der Bohrung --258-- wird durch eine Büchse --262-- im Ventilblock gebildet. Diese Büchse ist in einer genau passenden Bohrung --264-- in einem feststehenden Teil --266-- des Ventilblockes axial verschiebbar angeordnet.
Durch eine hydraulische Pumpe geeigneter Art (nicht gezeigt) wird das Hauptregelventil --240-mit Druckflüssigkeit versorgt. Zum Beispiel kann eine Pumpe, ähnlich der wie sie in unserer USA-Patentschrift Nr. 140, 397 vom 25. September 1961 beschrieben wird, verwendet werden.
Die Druckflüssigkeit gelangt unter Druck von einer Förderleitung --267-- (s.Fig. 19) in einen Startregler --268-- und von dort in eine Leitung --260--. Die Leitung --269-- leitet den hydraulischen
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Druck in eine ringförmige längere Kammer --270-- (s.Fig.17) die sich im feststehenden Teil --272-des Ventilblockes --260-- befindet. Der Ventilschieber --256-- ist an seinem oberen Ende mit einer ringförmigen Rille --274-- versehen, die in jeder Stellung des Ventilschiebers, also im ganzen Regelbereich, im Bereich der Kammer --270-- bleibt. Die ringförmige Rille --274-- steht durch ein oder mehrere Löcher --276-- mit einer axialen Bohrung --278-- des Ventilschiebers in Verbindung. Diese Bohrung --278-- ist an ihrem oberen Ende durch einen Teil--179-- fest verschlossen.
Eine ringförmige Rille --282-- ist durch Löcher --280-- mit dem unteren Ende der Bohrung-278-- verbunden. Löcher --284--, die sich auf etwa halber Höhe der Bohrung --278-- befinden, verbinden diese Bohrung mit einer ringförmigen Rille --286-- auf dem Ventilschieber.
Eine Schraubfeder --290--, die sich auf dem Gehäuseteil --272-- anstützt, drückt die Ventilbüchse --262-- gegen einen ringförmigen Anschlag --288-- (Fig.11 und 12--). Die Feder --290-drückt die Büchse --262-- so lange gegen den Anschlag, bis Druckflüssigkeit durch den Kanal --228-in die Kupplung-Cg-gepresst wird. In diesem Fall führt eine Leitung --292-- den Druck von der Leitung --282-- zu einer ringförmigen Druckkammer --294--, die sich am unteren Ende der Büchse -- befindet. Dieser Druck verschiebt die Büchse gegen die Federkraft aufwärts, bis zu einem Anschlag --296--. Dieser Anschlag wird durch geeignete Ausbildung des Teiles --272-- des Ventilblokkes --206-- gebildet (Fig. 13 bis 16).
Lässt der Druck in der Leitung --228-- wieder nach, so stellt die Feder --290-- die Büchse --262-- in ihre Ausgangsposition zurück.
Die Büchse --262- ist mit vier inneren, ringförmigen Rillen --298, 300,302 und 304-- versehen,
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den. Die Rille --314-- ist genügend breit, so dass unabhängig von der Stellung der Büchse--262-- die Öffnungen --326 und 328-- immer mit den Kanlen --322 und 324-- in Verbindung sind. Die ringförmige Rille --316-- der Büchse ist durch die Öffnung --332-- mit dem Kanal --330-- verbunden, wobei die Rille genügend breit ist, um eine dauernde Verbindung zu gewährleisten.
Die Rille-318- ist durch eine Öffnung --336-- mit einem Kanal --334-- verbunden, wobei wieder die Breite der Rille für eine dauernde Verbindung sorgt. Die ringförmige Rille --320-- der Büchse ist durch die Löcher - 342 und 344-- mit den Kanälen-338 und 340--, unabhängig von der Stellung, dauernd verbunden.
Der Kanal --322-- ist durch ein geeignetes Kugelventil --346-- mit dem Kanal --168-- verbunden, der den hydraulischen Druck an die Servo-Anlage zur Betätigung der Kupplung --C1-- bringt.
Dieses Rückschlagventil ist so angeordnet, dass es einen Durchfluss vom Kanal --322-- zum Kanal -- erlaubt, jedoch in der Gegenrichtung sperrt.
Die Leitungen--324 und 350-- sind ebenfalls durch ein geeignetes Kugelrückschlagventil --348-- miteinander verbunden. Durch die Leitung --350-- gelangt die Druckflüssigkeit zu einem Zweiwegventil --352-- geeigneter Art. Das Rückschlagventil --348-- verhindert den Rückfluss von der Leitung --350-- zur Leitung --324--. Das Zweiwegventil --352-- ist mit einem Schalthebel (nicht gezeigt) verbunden, der vom Fahrzeuglenker betätigt wird, um entweder den Vorwärts- oder Rückwärtsbereich des Getriebes einzustellen. Für die Vorwärtsgänge befindet sich das Ventil in der gezeichneten Stellung und überträgt denDruck durch den Kanal--354-- zu einem Servo-Mechanismus, der die Bremse --Bp- betätigt (nicht gezeigt).
Für die Rückwärtsgänge wird das Ventil --352-- um 90 gedreht und verbindet die Leitung --350-- mit einer andern Leitung --365--, die den Druck auf den Servo-Mechanismus (nicht gezeigt) zur Betätigung der Bremse-Bp-überträgt.
Die Leitung --330-- ist durch ein Kugelrückschlagventil --358-- mit der Leitung --168-- und durch ein anderes Kugelrückschlagventil --360-- mit der Leitung --228-- verbunden. Die Leitung -- versorgt den Servo-Mechanismus zur Betätigung der Kupplung --Ca -- mit Druckflüssigkeit.
Die Rückschlagventile --358 und 360--sind so angeordnet, dass sie einen Durchfluss von der Leitung - -330-- zu der Leitung --168 bzw. 228-- gestatten, aber den Durchfluss in der entgegengesetzten Richtung verhindern.
Die Leitung --324-- ist durch ein Kugelrückschlagventil --362-- mit der Leitung --350-- und durch ein anderes Kugelrückschlagventil --264-- mit der Leitung --198-- verbunden, die den Druck für den Servo-Mechanismus für die Kupplung --C2-- liefert. Die Rückschlagventile --362 und 264-sind so angeordnet, dass sie den Durchfluss von der Leitung --334-- zur Leitung --350 bzw. 198--, gestatten, ihn aber in der Gegenrichtung verhindern.
Ein Rückschlagventil --366-- gestattet den Durchfluss von der Leitung --338-- zur Leitung
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--228--, sperrt jedoch'in der Gegenrichtung ; ein Kugelrückschlagventil --368-- ermöglicht den Durchfluss von der Leitung --340-- zur Leitung --198-- und sperrt gleichfalls in der Gegenrichtung.
Der Hauptregler --252-- besteht aus einem Kolben --370--, der am Ende des Ventilschiebers - befestigt ist und in einem Zylinder --372-- des Ventilblockes --260-- verschiebbar angeordnet ist. Der Kolben --370-- teilt den Zylinder --372-- in eine über dem Kolben liegende Kammer --372a-- und eine unter dem Kolben liegende Kammer --372b--. Wenn Druckflüssigkeit durch die Öffnung --374-- in die obere Kammer --372a-- gelangt, wird der Ventilschieber --256-- abwärts bewegt (Fig. 12 bis 14). Steht durch Einströmen der Druckflüssigkeit durch die Öffnung -376-- die untere Kammer --372b-- unter Druck, wird der Ventilschieber aufwärts bewegt (Fig. 16).
Das Ausgleichsregelventil --250-- besteht aus einem Ventilschaft --278-- und zwei darauf befestigte Kolben--380 und 382--. Diese Kolben bewegen sich in einer genau passenden Bohrung-384- im Teil --266-- des Ventilblockes --260--. Die Kolben --380 und 382-- gleiten über entsprechende Nuten --386 und 388--, die in der Wand der Bohrung --384-- des Teiles --266-- angebracht sind.Die Breite der ringförmigen Nuten --386 und 388-- ist etwas kleiner als die Dicke der zugehörigen Kolben
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während die Öffnung --376-- die ringförmige Nut --388-- mit der unteren Kammer --372b-- verbindet.
Die Kanle --390 und 392-- verbinden die Bohrung-384-- ober der Nut-186-- und unter der Nut --388-- mit dem Ölsumpf (nicht gezeigt) am Boden des Getriebegehäuses --32--. Der Mittelteil der Bohrung --384-- ist über eine Leitung --267-- mit der hydraulischen Pumpe des Getriebesverbunden.
Ist der Ventilschaft --378-- in seiner normalen Gleichgewichtsstellung wie sie in Fig. 15 gezeigt wird, so sind die Rillen --386 und 388-- durch die zugehörigen Kolben --380 und 382-- blockiert, so dass der Pumpendruck auf die Kammer --384-- zwischen den beiden Kolben beschränkt ist. Wird jedoch der Ventilschaft aufwärts bewegt, so gelangt der Pumpendruck in die ringförmige Nut --386-- und von dort in den oberen Zylinder --372a-- und bewegt den Schieber --256-- des Hauptregelventiles abwärts. Die Druckflüssigkeit aus der unteren Kammer --372b-- gelangt durch die Öffnung --376-- zur Nut --388-- und unter den Kolben --382-- und von dort durch den Kanal --392--.
Wird dagegen der Schaft des Ventiles abwärts bewegt, so gelangt der Pumpendruck durch die Nut --388-- und die Öffnung --376-- zur unteren Kammer --372b-- und bewegt dadurch den Ventilschieber --256-- aufwärts während die Druckflüssigkeit aus der oberen Kammer durch den Kanal --390-- in den Ölsumpf zurückfliessen kann.
Der Startregler --268-- (Fig. 19) kann von irgendeiner geeigneten Konstruktion sein. Er soll verhindern, dass der Druck in den Kanal --269-- und in die Ventilschaftbohrung --278-- des Hauptregelventils --240-- gelangt, wenn der Gashebel --246-- in Ruhestellung oder Leerlaufstellung ist. Zusätzlich bewirkt der Startregler --268-- bei anfänglichem Betätigen des Gashebels, ein allmähliches Ansteigen des Regeldruckes in der Leitung --269-- um eine weiche Betätigung der Kupplung --C 1-- und der Bremse --BF-- (oder --BR-- für den Rückwärtsgang) zu bewirken. Der Startregler enthält ein durch den Gashebel betätigtes Ventil --394--, welches mit einer Dämpfungseinrichtung --396-- zusammen- wirkt.
Das Ventil --394-- enthält einen Drehteil --398--, der mit einem Durchlass--400-versehen ist. Ist der Gashebel --246-- in seiner Ruhe- oder seiner Leerlaufstellung (Fig. 11 und 19) so befindet sich der Drehteil in einer solchen Stellung, dass keine Verbindung zwischen der Leitung --267-- und der vom Ventil zur Dämpfungseinheit --396-- führenden Leitung --402-- besteht. Bei anfänglichem Niederdrücken des Gaspedals jedoch, wird der Drehteil entgegen dem Uhrzeigersinn so gedreht, dass die Verbindung zwischen dem Ventildurchlass --400-- und der Eingangsleitung --267--, bzw. Ausgangsleitung --402-- hergestellt wird. Bei weiterem Niederdrücken des Gaspedals wird das Ventil immer weiter geöffnet, bis es bei ungefähr Viertelgas voll geöffnet ist (Fig. 12).
Bei weiterem Niederdrücken des Gaspedals bleibt das Ventil bis zu Vollgas (Fig. 16) voll geöffnet auf Grund der Rillen --406 und 408--, welche eine dauernde Verbindung zwischen der Eingangsleitung --267-- und der Ausgangslei- tung --402-- gewährleisten.
An Stelle des Ventils --394--, welches vollkommen geschlossen ist bei losgelassenem Gaspedal, könnte auch ein Nebenschlussventil verwendet werden, dass einen Nebenschluss für den Flüssigkeitsdruck im Leerlauffall zulässt, während die Verbindung zwischen den Leitungen --267 und 269-- aufrecht erhalten bleibt. In vielen Fällen jedoch ist es vorteilhaft, einen bestimmten Pumpendruck bei leerlaufender Maschine zu erhalten, um die verschiedenen Einrichtungen des Fahrzeuges hydraulisch betätigen zu können (nicht gezeigt).
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Obgleich das Ventil --294-- selbst geeignet ist, ein langsames Ansteigen des Regeldruckes bei anfänglichem Niederdrücken des Gaspedals zu erreichen und für einige Fahrzeugtypen auch ausreichend ist, ist es dennoch erforderlich, die Dämpfungseinheit --396-- in Verbindung mit dem Ventil zu verwenden, um immer ein weiches Anfahren zu gewährleisten, unabhängig von der Geschwindigkeit mit
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trennt sind. Eine in dieser Stützrippe befindliche Öffnung --418-- verbindet die beiden Kammern - 412 und 414--. Ein justierbares Nadelventil --420-- besitzt einen konischen Teil, der in die Öffnung hineinragt und durch axiales Verschieben wird die Grösse der Öffnung verändert.
Ein Kolben --422-- ist in dem Gehuse --410-- angebracht und wird durch eine Schraubendruckfeder --424-- federnd gegen die Öffnung --418-- gedrückt. Die Feder ist in der Federkammer --425-- hinter dem Kolben untergebracht. Das andere Ende der Feder stützt sich auf eine justierbare Druckplatte --426--, welche das Einstellen der Druckkraft der Feder --424-- gestattet. Die Leitung-402-, die vom Ventil - 394-- kommt. ist in Verbindung mit der Druckkammer --412--. Die Leitung --296--. die zum Hauptregelventil --240-- führt, ist mit der Druckkammer --414-- vor dem Kolben --422-- verbunden, so dass die beiden Leitungen --402 und 269-- dauernd durch die einstellbare Öffnung --418-- in Verbindung sind.
Ein Kanal --428-- verbindet die Federkammer --425-- hinter dem Kolben --422-- mit dem Ölsumpf im Getriebe.
Bei Niederdrücken des Gashebels --246-- öffnet sich das Ventil-394-- und überträgt die Druckflüssigkeit unter Druck zur Druckkammer --412-- der Dämpfungseinrichtung --396--. Es wird darauf hingewiesen, dass die Geschwindigkeit mit der sich der Druck in der Druckkammer --412-- ausbildet, davon abhängt, wie stark der Gashebel niedergedrückt wird. Sobald sich der Druck in der Druckkammer - ausbildet, strömt die Druckflüssigkeit durch die einstellbare Öffnung --418-- und der Druck beginnt sich in der Druckkammer --414-- vor dem Kolben --422-- auszubilden, wodurch der Kolben aufwärts gegen die Druckkraft der Feder --424-- gepresst wird (Fig. 12 bis 16).
Der Druck in der Kammer --414-- vor dem Kolben, steigt in demselben Masse an, mit dem die Druckkraft der Feder ansteigt.
Es ist einzusehen, dass die Geschwindigkeit, mit der sich der Druck in der Leitung --269-- ausbildet und damit die Geschwindigkeit mit der die Kupplung betätigt wird, davon abhängt, wie schnell und wie stark das Gaspedal niedergedrückt wird, wie gross die einstellbare Öffnung --418--und der durch die Feder --424-- ausgeübte Druck ist.
Diese Komponenten, die den Druckanstieg regeln, können in geeigneter Weise justiert werden, um die gewünschten richtigen Anfangsbedingungen für die Betätigung zu erreichen.
Zusätzlich gestattet die Startregelung --268-- ein schnelleres Einkuppeln bei schnellerem Niedertreten des Gaspedals bis zu einem Grenzwert, der durch die Dämpfungseinrichtung --396-- festgelegt ist. Sogar dann, wenn das Gaspedal plötzlich voll durchgetreten wird, bewirkt die Dämpfungseinrichtung eine geregelte vorherbestimmte Geschwindigkeit des Druckanstieges, um ein plötzliches Einkuppeln zu vermeiden, wodurch ein Ruck entstünde, der störend und für Teile des Motors, das Getriebe u. a.
Teile des Fahrzeuges schädlich wäre.
Die Bewegung des Hauptregelventils --240-- bewirkt einen vorbestimmten Wechsel des Übersetzungsverhältnisses inder hydraulischen Regeleinrichtung--238--durch das Gestänge --242--. Der Aufbau des Gestänges --242-- bewirkt, dass die hydraulische Regeleinrichtung --238-- das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes --22-- vom niedrigsten bis zum höchsten und wieder zurück bis zum niedrigsten Übersetzungsverhältnis ändert, wennsich das Hauptregelventil von dem Punkt des niedrigsten Übersetzungsverhältnisses zum Punkt des höchsten Übersetzungsverhältnisses bewegt.
Auf diese Weise ist sowohl bei niedrigstem Übersetzungsverhältnis (Fig. 11) als auch beim höchsten Übersetzungsverhältnis (Fig. 15) im Schaltgetriebe --24-- das niedrigste Übersetzungsverhältnis im stufenlosen Getriebe --22-- eingestellt.
Das Gestängesystem --242-- besteht aus einemHebel-430--, der drehbar ineinem festen Drehpunkt --432-- und an einem Ende --434-- drehbar mit dem Regelring --264-- der hydraulischen Regeleinrichtung --238-- befestigt ist. Das andere Ende --436-- des Hebels --430-- ist drehbar mit der Stange --438-- verbunden, die an ihrem andern Ende --440-- drehbar an einem Arm --442-- des Kniehebels --444-- befestigt ist. Der Kniehebel ist im Drehpunkt --446-- gelagert und hat einen andern Arm --448--, der an seinem Ende --450-- mit der Stange --452-- verbunden ist. Das andere Ende--454--der Verbindungsstange --452-- ist drehbar am äusseren Ende des Hebels --456-- befestigt.
Das gegenüberliegende Ende des Hebels --456-- ist wieder drehbar an einem festen Drehpunkt --458--
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gelagert. Ein Ende der Verbindungsstange --462-- ist auf einem Zwischengelenk --460-- des Hebels - drehbar gelagert. Am andern Ende ist eine Verbindungsstange-462-- im Punkt-464-- mit dem festen Abschluss --279-- am oberen Ende des Hauptregelventiles --256-- drehbar verbunden.
Es kann irgendein geeignetes Gestänge an Stelle des Gestänges --242-- verwendet werden, wenn es nur die Übersetzungsverhältnisse der Einheiten --22 und 24-- entsprechend dem Übersetzungsverhältnisschema wie es in den Fig. 11 bis 16 gezeigt wird, in Beziehung bringt. Weiters kann irgendein geeignetes stufenloses Regelsystem an Stelle des Gestänges verwendet werden, so lange es zur Erreichung des gezeigten Regelschemas geeignet ist. Man sieht jedoch, dass das Gestänge --242-- zur Koordinierung der Regelbewegungen und zum Erreichen des gewünschten Regelschemas vorzüglich geeignet ist.
Das Gestänge --248-- regelt die Stellung des Ausgleichsregelventils-250-inAbhängigkeitvon der Stellung des Gaspedals und der Fahrzeuggeschwindigkeit. Der Fahrzeugbeschleuniger --246-- enthält ein Fusspedal --466-- an einem Ende und ist drehbar zwischen seinen Enden in dem Punkt --468-gelagert. Das entgegengesetzte Ende des Beschleunigers ist in --470-- drehbar mit derVerbindungsstan- ge--472-- verbunden. Eine Zugfeder --472-- ist am Beschleuniger --246-- zwischen den Drehpunkten - 468 und 470-befestigt und zieht den Beschleuniger federnd in seine Ruhestellung, die dem Leerlauf des Fahrzeugmotors (nicht gezeigt) entspricht.
Die Verbindungsstange --472-- ist federnd durch Ausgleichsfedern --474-- im Drehpunkt --476-- am Ende eines Ausgleichregelhebels-478-befestigt.
Das entgegengesetzte Ende des Hebels --478-- ist in --480-- an der verbindungsstange --482-- drehbar gelagert. Die verbindungsstange --482-- ist drehbar an ihrem unteren Ende --484-- am oberen Ende des Ausgleichregelventils --250-- befestigt.
Der Regler ist von der Drehzahl der Ausgangswelle--28--und damit von der Fahrzeuggeschwindigkeit abhängig und kann von irgendeinem geeigneten Typ sein. Zum Beispiel kann der Regler ein Fliehkraftregler sein, der aus Fliehgewichten --486-- besteht, die federnd gegeneinander gedrückt werden durch die Druckfeder-488-- und Gelenkstangen-490--. Die oberen Stangen-490-- sind drehbar an dem drehbaren, aber axial nicht verschiebbaren Teil --491-- befestigt. Die unteren Stangen-490- sind drehbar mit einem axial verschiebbaren drehbaren Teil-492-- verbunden. Dieser Teil ist wieder drehbar im Punkt-494-- mit dem Ausgleichsregelhebel --478-- verbunden.
Die Stangen und die Fliehgewichte sind symmetrisch um eine drehbare Reglerwelle --496-- angeordnet, die an ihrem oberen Ende mit dem Teil --491-- verbunden ist. Die Reglerwelle wird durch die getriebene Welle --28-auf eine geeignete Art und Weise (hier nicht gezeigt) betrieben, so dass die Gewichte bei ansteigender Fahrzeuggeschwindigkeit und damit bei ansteigender Zentrifugalkraft, auseinandergedrückt werden. Der ZentrifugalkraftwirktdieDruckkraftder Feder-488-entgegen, die den Teil-49 2-- entlang dem Schaft - abwärts und die Fliehgewichte zueinander zu drücken trachtet.
Die mechanische Funktion des Getriebes kann am bestem an Hand der schematischen Zeichnungen gemäss den Fig. 4 bis 10 in Verbindung mit den Fig. 1 und 2 verstanden werden. Um die Beschreibung der Funktion zu vereinfachen, werden Teile als vorwärts rotierend bezeichnet, wenn sie in der gleichen Richtung rotieren wie die Eingangswelle-26'- : rotieren sie in der entgegengesetzten Richtung, so werden sie als rückwärts rotierend bezeichnet.
In dem Getriebe gemäss dieser Erfindung wird das Eingangsdrehmoment der Welle --26-- "aufgeteilt" und teilweise durch das stufenlose Getriebe --22-- und teilweise durch das Schaltgetriebe --24-- übertragen. Ein Teil des Eingangsdrehmoments wird direkt auf das Getriebe --24-- durch das Eingangsantriebsrad --84-- auf das mittlere Planetengetriebe --46-- übertragen. Der restliche Teil des Eingangsdrehmomentes wird dem stufenlosen Getriebe --22--über einen Eingangsteil --498-- (schematisch dargestellt), der durch die Eingangswelle --26-- angetrieben wird, zugeführt.
Das Drehmoment wird vom stufenlosen Getriebe dem Schaltgetriebe durch das Antriebszahnrad --54-- zugeführt. Das Drehmoment, das durch die entsprechenden Antriebsräder""54 und 84-- übertragen wird, wird in den Getrieben --44 und 46-- durch wahlweise Betätigung der das Übersetzungsverhältnis regelnden Kupplun- gen --50-- wieder vereinigt und wird über das hintere Getriebe --48-- auf die getriebene Welle - übertragen.
Im stufenlosen Getriebe --22-- werden durch den Eingangsteil-498-zwei äussere Laufringteile - betrieben, die wieder durch Reibung eine Anzahl von Kugeln --502-- antreiben. Diese Kugeln - -502-- sind kreisförmig um die Welle --26-- fest angeordnet und treiben zwei innere Laufring-504- durch Reibung in der entgegengesetzten Richtung zu den äusseren Laufringteilen --500--, mit einem Übersetzungsverhältnis an, das von der Stellung des Reglers abhängt. Die inneren Laufringe --504-sind mit der Welle --30-- des stufenlosen Getriebes so verbunden, dass sie das Antriebsrad --54-- des stufenlosen Getriebes in entgegengesetzter Richtung zum Antriebsrad --84-- drehen.
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In Fig. 18 ist der Zusammenhang zwischen übertragener Kraft und dem Übersetzungsverhältnis des Getriebes dargestellt. Das Übersetzungsverhältnis ist die Drehzahl der Welle aus Ausgang, gebrochen durch die Drehzahl der Welle am Eingang des Getriebes. In dieser Figur wird das Symbol --NT-- für
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bestimmten Übersetzungsverhältnis der Teil der Kraft, der über das Getriebe --24-- übertragen wird. Die zu den entsprechenden Drehzahlverhältnissen gehörigen Stellungen des Hauptregelventiles --240-- werden durch eingeklammerte Buchstaben gekennzeichnet.
Die Rückwärtsdrehung des Antriebsrades --54-- im stufenlosen Getriebe bewirkt eine Vorwärtsdrehung des Laufringteiles --64-- mit einer Drehzahl, die vom Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes --22-- und vom Übersetzungsverhältnis des vorderen Planetengetriebes --44-- abhängt. Gleichzeitig dreht sich das Antriebsrad --84-- vorwärts. Folglich dreht sich der Träger --96-vorwäns, u. zw. mit einer Drehzahl, die der Differenz der Drehzahl des Antriebsrades und des rohrförmi- gen Teiles --64-- entspricht.
Im ersten Vorwärtsgang (Fig. 5) verbindet die Kupplung-Ct-den Träger-96-- mit der Zwi- schenwelle --108--, so dass das Antriebsrad --128-- des hinteren Planetengetriebes --48-- mit der gleichen Drehzahl wie der Träger vorwärtsgedreht wird. Die Bremse --BF-- ist betätigt und hält das Zahnrad --130-- fest, während der Träger --122-- sich vorwärtsdreht mit einer Drehzahl, die von der Zahnradübersetzung im Getriebe --48-- abhängt. Da der Träger --122-- und die angetriebene Welle - aus einem Teil bestehen, so dreht sich die getriebene Welle mit der gleichen Drehzahl vorwärts.
Man kann sehen, dass die Drehzahl der Ausgangswelle --28-- ansteigt, wenn das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes --22-- ansteigt, da ein Ansteigen des Übersetzungsverhältnisses, ein Anstei-
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ersehen, dass das Gesamtdrehzahlverhältnis im Bereich des ersten Vorwärtsganges von ungefähr 0, 125 auf 0, 29 ansteigt, wenn das Übersetzungsverhältnis im stufenlosen Getriebe von 0, 1 auf 2,5 steigt.
Die Zahnradübersetzung ist so geartet, dass, wenn das stufenlose Getriebe sein maximales Drehzahlverhältnis 2,5 erreicht, der rohrförmige Teil--64-- und das Antriebsrad --84-- mit der gleichen Geschwindigkeit rotieren, so dass das mittlere Planetengetriebe --46-- quasi blockiert ist und alle Teile mit der gleichen Drehzahl rotieren. Dementsprechend wird die gesamte Untersetzung durch das hintere Planetengetriebe --48-- bewirkt.
In diesem Augenblick spricht die Kupplung --Ca-- an und die Kupplung --Cl-- wird ausgekuppelt und damit ist der zweite Vorwärtsgang geschaltet (Fig. 6). Durch die Betätigung der Kupplungen wird der Träger --96-- ausgekuppelt und das Antriebsrad --88-- mit der Zwischenwelle --108-- verbunden. Man sieht, dass ein Schleifen der Kupplungen nicht notwendig ist, da im Schaltzeitpunkt vom ersten auf den zweiten Gang das Antriebsrad --88-- mit der gleichen Geschwindigkeit wie der rohrförmige Teil --64-- vorwrts rotiert.
Das Übersetzungsverhältnis im Bereich des zweiten Ganges wird durch Herabsetzung des Übersetzungsverhältnisses im stufenlosen Getriebe --22-- bewirkt, so dass der rohrförmige Teil-64-verzö- gert wird. Das Resultat ist, dass das mittlere Antriebsrad --88-- sich mit einer höheren Geschwindigkeit als dasAntriebsrad-84-- vorwättsdreht. Die Zahnradübersetzung ist so gewählt, dass das gesamte Übersetzungsverhältnis von der Antriebswelle --26-- bis zur getriebenen Welle --28-- von 0,29 auf 0,43 (Fig. 18) ansteigt, während das Übersetzungsverhältnis im stufenlosen Getriebe --22-- von 2,5 auf 0, 1 absinkt.
Nachdem das maximale Drehzahlverhältnis im zweiten Gang erreicht wurde, wird dadurch auf den dritten Gang geschaltet, indem die Kupplung --C2-- und die Bremse --BF-- gelöst wird und die Kupplungen-C und C,"betätigt werden (Fig. 7). Dies macht es notwendig, dass die Zwischenwelle --108-- augenblicklich verzögert und das Zahnrad --126-- so lange beschleunigt wird, bis sie mit dem Träger --96-- und der angetriebenen Welle --28-- synchron sind, die ja in diesem Augenblick mit der gleichen Geschwindigkeit vorwärts rotieren. Es soll hier bemerkt werden, dass der Träger --96-- und das Zahnrad --126-- von sehr geringer Trägheit im Vergleich zu der Antriebswelle und der getriebenen Welle sind. Da alle Teile mit grossem Trägheitsmoment im Schaltzeitpunkt synchronisiert sind, wird kein Ruck entstehen.
Sobald im Bereich des dritten Vorwärtsganges das Übersetzungsverhältnis im stufenlosen Getriebe --22-- erhöht wird, wird die Drehzahl des sich vorwärts drehenden rohrförmigen Teiles --64-- in der
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gleichen Weise wie beim ersten Vorwärtsgang erhöht und ein Ansteigen der Drehzahl der vorwärts rotierenden Zwischenwelle --108-- bewirkt. Beim dritten Gang jedoch, ist das hintere Getriebe --48-blockiert, so dass ein Ansteigen der Drehzahl der Zwischenwelle, ein weiteres Ansteigen der Drehzahl der vorwärts rotierenden getriebenen Welle --28-- bewirkt.
Wird das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes --22-- von 0, 1 auf 2,5 erhöht, so steigt das Gesamtübersetzungsverhältnis zwischen Antriebswelle --26-- und angetriebenen Welle --28-- von 0,43 auf 1 (Fig. 18), so dass das höchste Übersetzungsverhältnis beim dritten oder direkten Gang vorliegt.
Beim Schalten des vierten oder höchsten Vorwärtsganges kuppelt die Kupplung--C,-, die Kupp- lung --C1-- ist gelöst und die Kupplung-C -bleibt eingekuppelt. Das Übersetzungsverhältnisdes stufenlosen Getriebes --22-- wird dadurch wieder verkleinert und verursacht wie beim zweiten Gang eine Verminderung der Drehzahl des rohrförmigen Teiles --64--, so dass die Zwischenwelle-108bezogen auf die Antriebswelle --26-- mit einer höheren Drehzahl rotiert. Im vierten Gang jedoch bleibt das rückwärtige Getriebe --48-- blockiert, so dass die Drehzahl der Zwischenwelle --108--direkt auf die angetriebene Welle --28-- übertragen wird, was einem Schnellgang (overdrive) entspricht.
Wird das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes --22-- von 2,5 auf 0, 1 vermindert, so wird das Gesamtübersetzungsverhältnis wie es beim direkten Gang vorliegt, auf den 1, 5fachen Wert, der dem Schnellgang entspricht, erhöht (Fig. 18). Dies ist das höchste Übersetzungsverhältnis, welches durch das betrachtete Getriebe erzielt wird. Dieses kann jedoch, falls erwünscht, selbstverständlich vergrössert oder verkleinert werden, indem die Übersetzung im Schaltgetriebe und/oder die Übersetzung im stufenlosen Getriebe --22-- variiert wird.
Wird der erste Rückwärtsgang bei stillstehendem Fahrzeug eingelegt, so sprechen die Kupplung - C -und die Bremse"-BR-an. Dadurch wird in den Getrieben --44 und 46-- der gleiche Zustand wie beim ersten Vorwärtsgang hergestellt. Das heisst, die Zwischenwelle -108-- wird entsprechend dem Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes --22-- langsam aber mit ansteigender Drehzahl in Vorwärtsrichtung angetrieben. Jedoch für die Rückwärtsgänge spricht die Bremse --BR-- an und dies bewirkt, dass der Träger --122-- durch die ineinandergreifenden Planetenräder --114 und 124-- im umgekehrten Drehsinn gedreht wird.
Durch die Anordnung der Zahnräder ist das grösstmögliche Übersetzungsverhältnis im ersten Rückwärtsgang niedriger als das grösstmögliche Übersetzungsverhältnis im ersten Vorwärtsgang. Das grösste Übersetzungsverhältnis wird dann erreicht, wenn der rohrförmige Teil - und das Zentralrad --84-- mit der gleichen Drehzahl rotieren ; das ist dann erreicht, wenn das Übersetzungsverhältnis im stufenlosen Getriebe --22-- seinen maximalen Wert 2,5 erreicht hat.
Das Schalten auf den zweiten Rückwärtsgang wird durch Einkuppeln der Kupplung-C,""und durch Lösen der Kupplung --Cl -- bei betätigter Bremse --BR-- bewirkt. Das verursacht ein Ansteigen der Drehzahl der Zwischenwelle-108-- in derselben Weise, wie beim zweiten Vorwärtsgang. Die Drehzahl der Zwischenwelle-108-- wird umso grösser, je kleiner das Übersetzungsverhältnis im stufenlosen Getriebe --22-- wird. Ist das Übersetzungsverhältnis im stufenlosen Getriebe am kleinsten, dann wird die Zwischenwelle --108-- mit der 1, 5fachen Drehzahl in Vorwärtsrichtung angetrieben. Die verbundenen Planetenräder im Getriebe --48-- kehren die Drehrichtung des Trägers --122-- und der Aus- gangs welle --28-- um, wodurch eine wesentliche Herabsetzung des Übersetzungsverhältnisses erreicht wird.
Dementsprechend ist das maximale Übersetzungsverhältnis im zweiten Rückwärtsgang kleiner als das maximale Übersetzungsverhältnis im zweiten Vorwärtsgang.
Wird das Getriebe nach Fig. 1 durch das automatische Regelsystem entsprechend den Fig. 11 bis 16 geregelt, so wird die Fahrgeschwindigkeit und die Fahrtrichtung in ganz ähnlicher Weise beeinflusst, \ : ie es durch heute übliche automatische Getriebe möglich ist. Aus Sicherheitsgründen ist ein Motorregelsystem (nicht gezeigt) vorgesehen, so dass der Motor nur dann gestartet werden kann, wenn der Vorwahlhebel des Getriebes sich in Leerlaufstellung befindet. Um das Fahrzeug in Bewegung zu setzen, wird dieser Hebel entweder auf Vorwärts oder auf Rückwärts gestellt. Im weiteren Verlauf wird die Fahrgeschwindigkeit durch den Gashebel und die Fahrzeugbremse in üblicher Weise geregelt.
Um das Fahrzeug in Vorwärtsrichtung in Bewegung zu setzen, stellt der Fahrzeuglenker den Vorwärtshebel in die Stellung Vorwärts. Solange sich der Gashebel in Ruhestellung befindet (Fig. 11), bewegt sich das Fahrzeug nicht, da das durch das Gaspedal betätigte Ventil --394-- eine Versorgung der Bremsen und Kupplungen mit Druckflüssigkeit verhindert. Bei allmählichem Niederdrücken des Gaspedals jedoch, steigt die Motordrehzahl langsam an, das Ventil --394-- beginnt sich zu öffnen und der Startregler --268-- sorgt für ein langsames, allmähliches Ansteigen des hydraulischen Druckes im Hauptregelventil--240--.
Zu diesem Zeitpunkt befindet sich das Hauptregelventil in Stellung a (Fig. 11) weil das Ausgleichsventil --250-- durch den Fliehkraftregler-244-knapp unter seiner Gleichge-
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wichtsstellung gehalten wird, so lange das Fahrzeug stillsteht oder sich nur langsam bewegt. Da das Ausgleichsventil --250-- über einen Nebenschluss des Startreglers --268-- immer mit der Pumpe verbunden ist, wird das Ventil --250-- immer mit Pumpendruck versorgt, so lange der Motor läuft. Dadurch wird gewährleistet, dass das Hauptregelventil --240-- in der Stellung a verbleibt, bis bei einer genügend hohen Fahrzeuggeschwindigkeit das Ausgleichsventil-250-- aufwärts bewegt wird.
Wenn sich das Hauptregelventil --240-- in Stellung a befindet, wird die Kupplung --C1-- und die Bremse --BF-- mit hydraulischem Druck versorgt. Die Wirkungsweise des Startreglers-268-bewirkt
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bewirkt ein rasches Ansteigen der Motordrehzahl und auch ein relativ rasches Ansprechen von Kupplung - C -und Bremse-Bp-und somit einen relativ schnellen Start. Der Startregler --268-- sorgt für einen ganz weichen Einsatz und begrenzt die Ansprechgeschwindigkeit so, dass kein Rucken auftritt.
Die Servo-Mechanismen für Bremse und Kupplung werden vorzugsweise so konstruiert, dass die Bremse schneller anspricht, um die Drehmomentaufnahme durch eine schleifende Kupplung-Ci-zu ermög- lichen. Daher ist diese Kupplung etwas grösser dimensioniert als die andern Kupplungen. Die Zeit, während der die Kupplung schleift, ist sehr kurz, da das Übersetzungsverhältnis nur 0, 125 beträgt, wennder Einkuppelvorgang abgeschlossen ist und sich das Hauptregelventil --240-- noch in Stellung a befindet (Fig. 18). Ist für die Stellung a die Betätigung der Kupplung der -- und der Bremse --BF-- abgeschlossen, so wird die gesamte Energie durch das Wechselgetriebe --24-- übertragen.
Dies hat seine Ursache darin, weil das stufenlose Getriebe --22-- in diesem Zustand mit seinem kleinsten Übersetzungsverhältnis von 0, 1 arbeitet.
Nimmt die Fahrgeschwindigkeit im ersten Vorwärtsgang zu, so bewirkt der Regler --244-- ein Aufwärtsbewegen des Ausgleichsventiles --250-- über seinen Gleichgewichtspunkt, sodasshydraulischer Druck in die Kammer --372a-- gelangt. Dadurch wird das Hauptregelventil --240-- abwärts bewegt.
Hat sich der Ventilschieber genügend weit abwärts bewegt, so dass er die Stellung e erreicht hat, werden die Ventilschieberrille --282-- und die Büchsenrille --302-- miteinander verbunden, wodurch hydraulischer Druck zum Servo-Mechanismus zur Betätigung der Kupplung --C2 -- gelangt (Fig. 12).
Während der Bewegung von a nach b bewegt das Gestänge den Regelring --254-- des stufenlosen Getriebes vom Punkt des kleinsten Übersetzungsverhältnisses zum Punkt des höchsten Übersetzungsverhältnisses. Dies entspricht einer gleichförmigen Zunahme des Übersetzungsverhältnisses von 0, 1 auf 2,5. Wenn die Stellung b erreicht ist, rotieren der ringförmige Teil--64--, der Träger --96-- und das Zentralrad --88-- mit derselben Geschwindigkeit, wie die Kupplung --C2 --. Dieser Zustand ist in Fig. 12 gezeigt, wo das Gaspedal in Viertelstellung dargestellt ist, in welchem Zustand das Fahrzeug etwa 1/8 seiner Höchstgeschwindigkeit erreicht hat.
Da in diesem schmalen Bereich, zwischen den Stellungen b und c beide Kupplungen --C1 und C2 -- eingekuppelt sind,trittkeine Unterbrechung in der Drehmomentübertragung während des Schaltens vom ersten auf den zweiten Vorwärtsgang auf.
In dem mit Vorwärts bezeichneten Schema in den Fig. 11 bis 16 ist das Überschneiden der Einkuppelbereiche der Kupplungen--Ci und C 3--dargestellt. In diesem Diagramm bedeuten die eingezeichneten Rechtecke jene Bereiche, in denen die verschiedenen Kupplungen und Bremsen betätigt sind.
Ist die Stellung c erreicht, befindet sich das Getriebe im zweiten Vorwärtsgang. Die Verbindung
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fenlose Getriebe --22-- auch in dieser Stellung noch im Bereich des höchsten Übersetzungsverhältnisses.
Bewegt sich das Hauptregelventil --240-- weiterhin abwärts von c nach d, dann bewegt das Gestänge --242-- den Regelring --254-- zurück in Richtung der Stellung des kleinsten übersetzungsverhältnisses. Es sei darauf verwiesen, dass durch Anlieferung von Druckflüssigkeit durch den Kanal --334-die Bremse --BF-- betätigt bleibt. Das Rückschlagventil --348-- ist nun geschlossen, während das Rückschlagventil --362-- geöffnet ist. Die Stellung des Hauptregelventiles für den zweiten Gang ist in Fig. 17 dargestellt.
Ist die Stellung d erreicht, so hat das Gestänge-242-den Regelring-254-wieder in die Stellung des kleinsten Übersetzungsverhältnisses gebracht, so dass der Träger --96-- und die Ausgangswelle '-"28'"'mit gleicher Drehzahl rotieren. Es wird jedoch kein Gangwechsel vorgenommen, da die Ventilbuchse --262-- in ihrer tiefsten Stellung die Kupplung --C2-- und die Bremse --BF-- nach wie vor mit Druckflüssigkeit versorgt. Daher bewegt sich der Ventilschieber weiter nach abwärts, bis die Stel-
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lung e erreicht ist. Es wird darauf hingewiesen, dass auf Grund der Anordnung des Gestänges --242-- das stufenlose Getriebe --22-- zwischen den Stellungen d und e in der Stellung des kleinsten Überset- zungsverhältnisses verharrt.
In der Stellung e des Hauptregelventils wird vom zweiten in den dritten Vorwärtsgang geschaltet. Der zugehörige Zustand des Regelsystems ist in Fig. 13 dargestellt. Die Verbindung zwischen den Rillen - 282 und 302-- ist unterbrochen, so dass keine Druckflüssigkeit zur Kupplung --C2-- und zur Bremse --BF-- gelangen kann. Gleichzeitig wird eine Verbindung zwischen der Schieberrille --286-- und der Büchsenrille --300-- hergestellt, wodurch die Servo-Mechanismen der Kupplungen --Cl und C3-- mit Druckflüssigkeit versorgt werden. Im selben Augenblick gelangt Druckflüssigkeit durch den Kanal --292-- zur ringförmigen Rille --294-- unterhalb der Ventilbüchse --262-- und schiebt diese aufwärts bis zum Anschlag --296--.
Dadurch gelangt augenblicklich der volle Druck zu den Servo-Mechanismen der Kupplungen--C, und C--, wodurch diese sehr schnell, ohne Unterbrechung der Kraftübertragung ansprechen. Die Zwischen welle --108-- wird augenblicklich verzögert und das Zahnrad --126-- wird ebenso schnell beschleunigt, bis beide die gleiche Drehzahl haben wie der Träger --96-- und die Aus- gangswelle-28-. Daher wird in der Stellung e das Getriebe nahezu augenblicklich in den dritten Vorwärtsgang geschaltet.
Bewegt sich das Hauptregelventil --240-- im Bereich des dritten Ganges von der Stellung e zur Stellung f, bleiben die Kupplungen und 1 und C s-- eingekuppelt und das Gestänge --242-- bewegt den Regelring-254-des stufenlosen Getriebes von der Stellung des kleinsten Übersetzungsverhältnisses zur Stellung des grössten Übersetzungsverhältnisses, wodurch das Gesamtübersetzungsverhältnis von 0,43 auf 1, 0 (direkter Gang) erhöht wird. Wenn die Stellung f erreicht ist, besteht eine Verbindung zwischen Ventilschieberrille --282-- und Büchsenrille --304--, die den Servo-Mechanismus zur Betätigung der Kupplung--z- mit Druckflüssigkeit versorgt. Im schmalen Bereich, zwischen f und g vollzieht sich der Wechsel vom dritten in den vierten Vorwärtsgang.
In diesem Bereich behält das stufenlose Getriebe - sein grösstes Übersetzungsverhältnis bei und alle drei Kupplungen-C, C und Cg-sind ein- gekuppelt. Dieser Zustand ist in Fig. 14 dargestellt.
Ist die Stellung f erreicht, rotieren der rohrförmige Teil --64--, der Träger --96-- und das Zentralrad-88-- mit der gleichen Geschwindigkeit, so dass kein Rucken möglich ist, wenn die Kupplung - eingekuppelt wird, während die Kupplung --C1-- eingekuppelt bleibt. Da sich die Einkuppelbereiche der Kupplungen --C 1 und C 2-- zwischen den Stellungen f und g überschneiden, wie es auch für den Bereich zwischen b und c gezeigt wurde, tritt keine Unterbrechung der Kraftübertragung während des Schaltens vom dritten in den vierten Gang auf.
Ist die Stellung g erreicht, so wird die Verbindung zwischen der Ventilschieberrille --286-- und der Büchsenrille --300-- unterbrochen. Dementsprechend wird die Zufuhr von Druckflüssigkeit zum Servo-Mechanismus der Kupplung --Cl-- unterbrochen, so dass diese Kupplung durch die entsprechende Kupplungsfeder gelöst wird. Die Kupplung-C ;-jedoch bleibt eingekuppelt, da sie nur über den Ka- na-338-- mit Druckflüssigkeit versorgt wird. Das Getriebe befindet sich nun imBereich des vierten Vorwärtsganges.
Wird dasRegelventil --240-- weiterhin abwärts bewegt, so bleiben die Kupplungen-C und C eingekuppelt und das Gestänge --242-- bewegt langsam den Regelring --254-- des stufenlosen Getriebes vom grössten Übersetzungsverhältnis zurück zum kleinsten. Dadurch ergibt sich ein Betrieb des Gesamtübertragungsverhältnisses von 1, 0 bis 1, 5. Letzteres ist der Maximalwert der durch das Hauptregelventil in der Stellung h erreicht werden kann. Dieser Zustand ist in Fig. 15 dargestellt, wo das Gaspedal auf Halbgas steht und das Fahrzeug etwa die Hälfte seiner Höchstgeschwindigkeit erreicht hat. Es wird darauf hingewiesen, dass bei weiterem Ansteigen der Geschwindigkeit, das Ausgleichsventil --250-dazu neigt, sich weiter abwärts zu bewegen.
Dies hat jedoch keine Auswirkung auf die Regelung, so lange das Hauptregelventil --240-- sich in der Stellung h befindet, da der Kolben --370-- am Boden des Zylinders ansteht.
Während normaler Fahrt ändern üblich auftretende Geschwindigkeitsänderungen oder Änderung- der Stellung des Gaspedals nicht die Stellung der Regelung, so dass das Hauptregelventil in der Stellung h verbleibt. Wird jedoch das Gaspedal übermässig stark durchgetreten, um etwa eine starke Steigung zu überwinden, oder das Fahrzeug beim Überholen genügend zu beschleunigen, wird der Hebel --478-- um einen ausreichenden Winkel entgegen dem Uhrzeiger gedreht, so dass das Ausgleichsventil - unter seine Gleichgewichtsstellung gebracht wird. In diesem Fall gelangt wieder Druck in die Kammer --372b--, wodurch sich das Hauptregelventil --240-- aufwrts bewegt.
Dadurch wird das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes --22-- erhöht, das Gesamtübersetzungsverhältnis steigt
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und das verfügbare Drehmoment wird grösser. Zur selben Zeit wird natürlich die Motordrehzahl erhöht, wodurch das verfügbare Drehmoment weiter steigt. Dieser Zustand ist in Fig. 16 gezeigt, wo das Gaspedal auf Vollgas steht und das Fahrzeug etwa seine halbe Höchstgeschwindigkeit erreicht hat.
Wenn das Gaspedal, wie in Fig. 16 gezeigt, auf Vollgas bleibt, wird sich das Hauptregelventil wei-
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--C2 -- eingekuppeltStellung --f-- erreicht ist. Zu diesem Zeitpunkt wird die Kupplung --C2-- gelöst und das Getriebe auf den dritten Gang geschaltet. Für den Fall, dass durch Vollgas das Ausgleichsventil-250-weiterhin unter seiner Gleichgewichtsstellung gehalten wird, wird das Gesamtübersetzungsverhältnis in der gleichen Weise herabgesetzt, wie es beim Hinaufschalten erhöht wurde. Das Zurückschalten wird so lange andauern, bis der Regler --244-- und das Gaspedal-246-das Ausgleichregelventil-250-mit Hilfe des Hebels --478-- in seine Gleichgewichtsstellung gebracht haben.
In dieser Stellung wird das Hauptregelventil --240-- nicht mehr weiter bewegt und dementsprechend findet keine Änderung des Übersetzungsverhältnisses statt.
Auf diese Weise kann bei relativ geringer Geschwindigkeit und starkem Durchtreten des Gaspedals ein Zurückschalten bewirkt werden, wodurch ein grösseres Drehmoment zur Verfügung steht (kickdownEffekt). Dies ist im gesamten Regelbereich mit Ausnahme des ersten Ganges möglich.
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nügend vermindert wurde, so dass der Regler eine Stellung des Ausgleichsventils --250-- unterhalb des Gleichgewichtspunktes erzwingt. Jedoch erfolgt auf Grund der Anordnung des Gestänges --248-- ein derartiges Zurückschalten bei wesentlich geringerer Geschwindigkeit als beim raschen Durchtreten des Gaspedals. Dies rührt daher, weil die Stellung des Ausgleichventiles-250-sowohl von der Gaspedalstellung als auch von der Reglerstellung abhängt.
Daher wird das oben beschriebene, vom Regler ausgelöste Zurückschalten, bei viel Gas bei höherer Geschwindigkeit als bei wenig Gas erfolgen.
Es wird darauf hingewiesen, dass der Einfluss des Reglers auf die Stellung des Ausgleichsventiles - stärker ist als der der Gaspedalstellung, da der Drehpunkt --494-- des Reglers beträchtlich näher dem Hebelpunkt--480--beimAusgleichventi1liegt, als der gaspedalseitige Hebelpunkt-476--.
Aus diesem Grunde verursacht eine relativ geringe Fahrzeuggeschwindigkeitsänderung, eine Änderung des Übersetzungsverhältnisses des Getriebes, die einer beträchtlich grösseren Änderung der Gaspedalstellung entspricht.
Auf Grund der Gestängeanordnung --248-- bestimmt die Gaspedalstellung bei welcher Fahrzeuggeschwindigkeit eine Änderung des Übersetzungsverhältnisses eintritt. So erfolgt z. B. bei relativ viel Gas der jeweilige Gangwechsel beim Hinaufschalten bei jeweils ziemlich hohen Fahrzeuggeschwindigkeiten. Bei wenig Gas liegen die Schaltpunkte bei kleinen Geschwindigkeiten und die Fahrzeugbeschleunigung wird kleiner sein, da die Motordrehzahl und das verfügbare Drehmoment kleiner sind.
Da sich die Bereiche der Kupplungen-C, und C -während der Gangwechsel--1-2, 2-1 und 3-4, 4-3-überschneiden, neigt das Getriebe in diesem engen Übersetzungsverhältnisbereich nicht zu Regelschwingungen, d. h. zu einem Pendeln zwischen verschiedenen Übersetzungsverhältnissen.
Obwohl sich die Kupplungsbereiche beimGangwechsel --2 - 3,3- -2 nicht überschneiden, treten auch hier keine Regelschwingungen auf. Wie bereits beschrieben, erfolgt der Gangwechsel-2-3- nicht, so lange nicht die Regelstellung e erreicht ist, da die Ventilbüchse --262-- bis zur Stellung e in ihrem tiefsten Punkt bleibt. Beim Zurückschalten vom 3. auf den 2. Gang jedoch befindet sich die Ventilbüchse --262-- auf Grund des Druckes in der ringförmigen Kammer --294-- in ihrer obersten Stellung. Daher bleibt die Büchsenrille --300-- mit der Ventilschieberrille --286-- so lange in Verbindung, bis die Regelstellung d erreicht ist, so dass das Zurückschalten --3 - 2-- in Stellung d erfolgt, im Gegensatz zum Hinaufschalten --2 - 3--, das in Stellung e vor sich geht.
Dadurch werden Regelschwingungen verhindert. Der Unterschied der Schaltvorgänge beim Hinauf-und Zurückschalten ist in den Fig. 11-16 durch die mit Vorwärts bezeichneten Blockdiagramme dargestellt.
Ist beim Zurückschalten --3 - 2-- die Stellung d erreicht, so dass der Druck der Leitung --228-nach und die Kupplung --Cs-- wird gelöst. Gleichzeitig lässt der Druck in der ringförmigen Kammer --294-- nach und die Feder --290-- drückt sofort die Büchse --262-- hinunter. Dadurch wird ein sehr rascher Gangwechsel --3 - 2-- verursacht, ähnlich wie der sehr rasche Gangwechsel --2 - 3-- beim Hinaufschalten in der Regelstellung e. Dementsprechend tritt in beiden Fällen keine Unterbrechung der Kraftübertragung auf.
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Das Regelsystem --25-- ist so ausgelegt, dass der Motor unabhängig von der Fahrgeschwindigkeit und der Belastung bei der wirtschaftlichsten Drehzahl arbeitet, wodurch der Kraftstoffverbrauch seinen Minimalwert erreicht. Wie bereits erläutert, wird dies durch Regelung des Übersetzungsverhältnisses in Abhängigkeit von Fahrgeschwindigkeit und Gaspedalstellung erreicht. Ferner wird darauf hingewiesen, dass die Motordrehzahl bei den meisten Fahrmanövern nahezu konstant gehalten wird, mit Ausnahme von sehr niedrigen und sehr hohen Fahrgeschwindigkeiten. Dies liegt darin begründet, weil das Übersetzungsverhältnis in Übereinstimmung mit den Drehmomenterfordernissen verändert wird.
Daher kann das Gaspedalgestänge zum Motor (nicht gezeigt) so ausgelegt werden, dass die wirtschaftlichste Motordrehzahl in einem weiten Bereich der Gaspedalstellung eingehalten wird, so dass wechselnde Drehmomenterfordernisse in den meisten Fällen durch Wechsel des Übersetzungsverhältnisses ausgeglichen werden können, bis eine relativ hohe Fahrgeschwindigkeit erreicht ist. Ist das maximale Übersetzungsverhältnis erreicht, dann kann eine weitere Erhöhung der Fahrgeschwindigkeit selbstverständlich durch Erhöhen der Motordrehzahl erzielt werden.
Um mit dem Fahrzeug rückwärts zu fahren, muss es selbstverständlich zuerst zum Stillstand oder wenigstens nahezu zum Stillstand gebracht werden. Der Vorwahlhebel (nicht gezeigt) wird dann in die Stellung zum Rückwärtsfahren gebracht, wodurch das Vorwahlventil--352--um 900 gedreht wird, daher die Leitungen --350 und 356-- miteinander verbindet, und so der Servo-Mechanismus der Bremse --BR-- angeschlossen wird, während die Leitung zum Servo-Mechanismus der Bremse --BF-- abgesperrt wird. Es ist wünschenswert, den Vorwahlhebel mit einer Sperre gegenunbeabsichtigtes Einlegen in die Stellung zur Rückwärtsfahrt zu versehen.
Wenn sich der Vorwahlhebel in Rückwärtsfahrtstellung befindet, arbeitet das Getriebe in genau derselben Weise wie bei den Vorwärtsgängen, mit der einzigen Ausnahme, dass statt der Bremse --BF-- die Bremse --BR-- in Funktion tritt. Die Funktionsbereiche der Kupplungen --Cl und C2-- und der Bremse-BR-- gehen aus den mit Rückwärts bezeichneten Blockdiagrammen der Fig. 11 und 12 hervor. Eine Betätigung der Bremse-BR-verursacht eine Umkehr der Drehrichtung im Planetengetriebe --48-- und damit eine Umkehr der Drehrichtung der angetriebenen Welle. Die Kupplungen --C 1 und C2 -- werden in derselben Weise aus-und eingekuppelt wie beim ersten und zweiten Vorwärtsgang. Auch der Startregler --268-- hat genau dieselben Funktionen.
Um ein Lösen der Bremse --BR-- und ein Wiedereinkuppeln der Kupplung --C 1"- bei maximalem Übersetzungsverhältnis im zweiten Rückwärtsgang zu verhindern, wird dafür gesorgt, dass sich das Hauptregelventil - nicht weiter als bis zur Stellung d bewegen kann. Dies kann durch einen geeigneten in Verbindung mit dem Vorwahlhebel stehenden Anschlag (nicht gezeigt) für den Hebel-456-- erzielt wer- den.
Fig. 18 stellt die durch das stufenlose Getriebe --22-- und das Wechselgetriebe --24-- übertragene Kraft in Prozenten dar. Während des Anfahrens, sowohl rückwärts als auch vorwärts, wird durch das stufenlose Getriebe nur ein sehr kleiner Anteil der Kraft übertragen, so dass keine Gefahr für eine Überschreitung seines maximal zulässigen Drehmomentes besteht. Das Übersetzungsverhältnis im stufenlosen Getriebe steigt erst an, nachdem das Gesamtübersetzungsverhältnis den Wert 0, 125 erreicht hat, in welchem Punkt die Kupplung --C1-- und die Bremse --BF oder BR-- bereits in voller Funktion sind.
Im ersten Gang wird das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes von seinem kleinsten auf seinen grössten Wert gebracht, um ein sehr gleichmässiges stufenloses Ansteigen des Gesamtübersetzungsverhältnisses ohne. Gangwechsel im Wechselgetriebe zu gewährleisten. Bei maximalem Übersetzungsverhältnis werden etwa 5CP/o der Kraft durch das stufenlose Getriebe --22-- übertragen. Der Gangwechsel --1 - 2-- erfolgt synchronisiert und überschneidende Kupplungsbereiche verhindern eine Unterbrechung der Kraftübertragung während des Schaltvorganges. Im zweiten Gang wird das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes vermindert, wodurch ein kontinuierlicher Anstieg des Gesamtübersetzungsverhältnisses bis zum Gangwechsel--2 - 3-- erreicht wird.
Wie aus Fig. 18 hervorgeht, ist die durch das stufenlose Getriebe übertragene Kraft-Ny-im Bereich des zweiten Ganges negativ. Das bedeutet, dass Drehmoment an die Antriebswelle zurückgeliefert wird. Der Anteil des zurückgekoppeltenDrehmomentes steigt bis zum Gangwechsel --2 - 3-- an, zu welchem Zeitpunkt das stufenlose Getriebe wieder sein kleinstes Übersetzungsverhältnis erreicht hat.
Dieser Punkt entspricht der Regelstellung e beim Hinaufschalten, d. h., Kupplung --C2 -- und Bremse --BF-- sind gelöst und die Kupplungen-C und C -sind gleichzeitig eingekuppelt, so dass keine Unterbrechung des Kraftflusses erfolgt.
Im dritten Gang steigt-Ny-wieder an bis zum Gangwechsel-3-4-, in welchem Punkt es etwa 501o der gesamten übertragenen Kraft beträgt. Auch beim Gangwechsel --3 - 4-- tritt wie bereits beschrieben, keine Unterbrechung der Kraftübertragung auf.
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Während der Erhöhung des Übersetzungsverhältnisses im vierten Gang vermindert das stufenlose Getriebe sein Übersetzungsverhältnis und liefert abnehmendes Drehmoment in der Weise an die Antriebs- welle zurück, wie sein Übersetzungsverhältnis abnimmt. Dies ist wieder durch negatives --NV-- in Fig. 18 dargestellt. Beim maximalen Gesamtübersetzungsverhältnis von 1, 5 hat das stufenlose Getriebe sein kleinstes Übersetzungsverhältnis erreicht, so dass praktisch die gesamte Kraft durch das Wechselgetriebe übertragen wird. Normales Fahren erfolgt bei oder nahe diesem Wert des Übersetzungsverhältnisses, wobei also das stufenlose Getriebe sozusagen ausgeschaltet ist und damit der sehr hohe Wirkungsgrad des Fahrens mit Wechselgetriebe ausgenutzt wird.
Fig. 18 enthält auch eine mit --S-- bezeichnete Kurve, die den linearen Anstieg der Geschwindigkeit mit dem Übersetzungsverhältnis zeigt. Die Ordinate enthält keinen Messstab für die Geschwindigkeit, da diese auch noch von der Motordrehzahl abhängt. Die für das maximale Übersetzungsverhältnis erreichte Geschwindigkeit hängt wesentlich von der Art der Betätigung des Gaspedals ab.. Zum Beispiel kann bei leichtem Gasgeben das maximale Gesamtübersetzungsverhältnis bei einer Fahrgeschwindigkeit von 30 kg/h erreicht werden, während bei Vollgas es bei 100 km/h seinen Maximalwert erreicht. Das sind jedoch nur Richtwerte zur Veranschaulichung, die in weiten Grenzen abhängig vom speziellen Getriebe und der Automatik variieren können.
Da im Getriebe nach der Erfindung nur zwangsläufige Antriebe verwendet werden, kann die Motorbremse sehr einfach verwirklicht werden. Zum Beispiel kann (s. Fig. 11) das Bremspedal --506-- durch
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len Fahrzeugbremsen (nicht gezeigt) nicht ansprechen, aber das Ausgleichsventil --250-- unter seinen Gleichgewichtspunkt gebracht wird. Dadurch gelangt Druck in die untere Kammer --372b--, der Ventilschieber des Hauptregelventiles --240-- wird aufwärts bewegt und das Übersetzungsverhältnis wird verkleinert. Auf diese Weise erfolgt ein Grossteil der Fahrzeugbremsung über das Getriebe, wodurch die Fahrzeugbremsen und ihre Abnutzung kleiner gehalten werden können.
Nachdem der Bremspedalweg einen Anfangsbereich überschritten hat, treten über das Bremsgestänge die normalen Bremsen in Ergänzung zur Motorbremse in Funktion bis, falls erwünscht, das Fahrzeug zum Stillstand kommt.
Das beschriebene Bremspedal kann auch dazu benutzt werden, um z. B. bei steiler Bergabfahrt zu verhindern, dass der Regler --244-- das Übersetzungsverhältnis unerwünschterweise erhöht. Die Motor- bremse ist speziell beim Bergabfahren wichtig, da sie das gefährliche Heisslaufen der Fahrzeugbremsen verhindert.
Falls erwünscht, kann eine Verminderung des Übersetzungsverhältnisses für eine erhöhte Drehmomentaufnahme oder zur Motorbremsung durch einen Getriebevorwahlhebel (nicht gezeigt) mit einer Mittelstellung für kleine Geschwindigkeit bewerkstelligt werden. Dieser kann über einen geeigneten
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Eine derartige Langsamfahrstellung ist nützlich, wenn ein relativ kleines Übersetzungsverhältnis gewünscht wird, wie z. B. bei der Beförderung schwerer Lasten, beim Fahren durch Schlamm oder schweren Schnee, od. ähnl.
Bei Spezialfahrzeugen wie z. B. bei Traktoren, Strassenbaumaschinen ist es häufig wünschenswert, ein extrem kleines Übersetzungsverhältnis und damit ein sehr grosses Drehmoment, sowohl bei Vorwärtsals auch bei Rückwärtsfahrt zur Verfügung zu haben. Ein derartiger Kriechgang kann z. B. beim Pflügen nach beiden Richtungen mit dem Traktor benutzt werden.
Ein Kriechgang kann beim Getriebe nach der Erfindung sehr einfach verwirklicht werden, indem durch ein zusätzliche Kupplung der rohrförmige Teil --64-- direkt mit der Zwischenwelle --108- verbunden wird, wodurch das stufenlose Getriebe und das Planetengetriebe --48-- direkt hintereinander geschaltet sind.
Eine derartige Änderung ist in Fig. 20 gezeigt. Der Kupplungsteil --50a- gleicht im wesentlichen dem Kupplungsteil --50-- des ursprünglichen Getriebes mit der Ausnahme, dass eine zusätzliche Mehr- scheibenkupplung --C4 -- zur walùweisen Kupplung des rohrförmigen Teiles --64-- mit der Zwischen- welk --108-- vorgesehen ist. Bei dieser Anordnung gleichen die Kupplungen CundCg-"der fruheren Ausführung. Nur der Zylinder teil --158-- der früheren Kupplung --C 1 -- ist so ausgebildet, dass ein Doppelzylinder --158a-- entsteht. Dieser Teil arbeitet als Zylinder für die neue Kupplung --C--. An Stelle der früheren Ausgleichskammer --176-- tritt die Druckkammer --506--.
Eine Feder --172a-- wirkt als Kupplungsfeder für die Kupplung --C4 -- und ist in der Kammer --162-- der Kupp-
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lung --C1-- untergebracht. Die beiden Federn --172a und 172-- sind gleichstarkso dass sich ihre Feder- kräfte aufheben, wenn in den Kammern --162 und 506-- kein Druck herrscht. Dadurch werden die beiden Kupplungen --C 1 und C4 -- gelöst.
Die Kupplung --C4 -- besteht aus einer Anzahl von ringförmigen Scheiben --508 und 510--, die wechselseitig mit dem rohrförmigen Teil --64-- und der Fortsetzung der Zwischenwelle --108-- in Eingriff sind. Auf der der Feder gegenüberliegenden Seite befindet sich die Kupplungsdruckplatte - -512--. Eine Leitung --514-- versorgt die Kammer --506-- mit Druckflüssigkeit zur Betätigung der Kupplung --C4 --.
Wird die Kupplung --C4 -- eingebaut, so muss das Regelsystem --25-- in geeigneter Weise (nicht gezeigt) geändert werden, so dass eine Funktion der Kupplung --C4-- in Zusammenhang mit den Bremsen --BF oder BR-- zur Erzielung des Kriechganges gewährleistet wird. Dies kann z. B.. dadurch bewerkstelltigt werden, dass für den Getriebevorwahlhebel eine zusätzliche Stellung für Kriechgang (nicht gezeigt) vorgesehen wird. Durch entsprechende Leitungen (nicht gezeigt) im Hauptregelventil-240-ist dafür zu sorgen, dass hydraulischer Druck gleichzeitig in die Leitungen --514 und 350-- gelangt.
Ist der Kriechgang eingestellt, so verbleibt das stufenlose Getriebe --22-- bei seinem niedrigsten Übersetzungsverhältnis und die Kraft wird direkt durch das stufenlose Getriebe auf das rückwärtige Planetengetriebe --48-- übertragen, wodurch eine zusätzliche Drehmomentserhöhung erreicht wird. Wenn das stufenlose Getriebe mit seinem kleinsten Übersetzungsverhältnis von 0, 1 in Verbindung mit den hier gewählten Übersetzungen im Planetengetriebe --48-- arbeitet, kann eine kontinuierliche Erhöhung des Drehmomentes bis etwa zum 32fachen Wert erzielt werden. Wenn auf den Rückwärtskriechgang geschaltet wird, ist die Erhöhung des Drehmomentes noch etwas grösser, da der Durchmesser des Zahnra- des --126-- grösser ist.
Durch Änderung der Zahnräder können jedoch selbstverständlich die Übersetzungen in beiden Fällen gleich gemacht werden.
Eine weitere Verkleinerung des Übersetzungsverhältnisses kann auf folgende Weise herbeigeführt werden : Wird z. B. in der Stellung Kriechgang der Hebel --456-- des Gestänges --242-- aus der Stellung a im entgegengesetzten Uhrzeigersinn etwas herausgedreht, so wird der Regelring-254-des stu- fenlosen Getriebes weiter nach links verschoben als es dem kleinsten Übersetzungsverhältnis entspricht.
Dadurch ist im Kriechgang eine Erhöhung des Drehmomentes bis auf den 120fachen Wert, oder sogar darüber, möglich.
Aus der vorhergehenden Beschreibung ist ersichtlich, dass das Getriebe mit geteilter Kraftübertragung und sein Regelsystem ein überaus vielseitiges und wirtschaftliches automatisches Getriebe darstellt.
Sowohl das Getriebe selbst, als auch das Regelsystem sind einfacher als die heute gebräuchlichen automatischen Getriebe und auch der Wirkungsgrad ist höher. Zum Beispiel beträgt er etwa 960/0 oder mehr und ist im normalen Bereich der Übersetzungsverhältnisse von 12 : 1 konstant. Da in diesem ganzen Bereich die übertragene Kraft konstant bleibt. beträgt auch das Verhältnis vom maximalen zum minimalen Drehmoment ungefähr 12 : 1. Durch eine einfache Änderungkanneineenorme Drehmomentvervielfachung im Kriechgang erreicht werden. Da das Getriebe vollsynchronisiert ist, ergibt sich ein extrem weiches Arbeiten ohne dass der Kraftfluss unterbrochen wird.
Durch die geteilte Kraftübertragung arbeitet das Getriebe äusserst wirtschaftlich. Die spezielle Kombination von stufenlosem Getriebe und Wechselgetriebe bewirkt, dass der Kraftfluss durch das stufenlose Getriebe nie seinen zulässigen Maximalwert überschreitet und gleichzeitig wird dafür gesorgt, dass die übertragene Kraft im ganzen Bereich konstant bleibt. Wenn das Gesamtübersetzungsverhältnis sehr klein oder Null ist und dementsprechend die Belastbarkeit des stufenlosen Getriebes sehr klein ibt, dann wird wenig oder keine Kraft über das stufenlose Getriebe übertragen. Steigt das Gesamtübersetzungsverhältnis, so steigt auch der Kraftfluss an, wobei die Belastbarkeit des stufenlosen Getriebes gross ist.
Ferner wird beimaximalem Übersetzungsverhältnis im normalen Fahrbetrieb das stufenlose Getriebe im wesentlichen nicht eingesetzt und die gesamte Kraft wird durch das Wechselgetriebe übertragen, um den Wirkungsgrad beim Fahren zu erhöhen.
Das Regelsystem bewirkt einen vollkommen automatischen Wechsel des Übersetzungsverhältnisses in Abhängigkeit von der Fahrgeschwindigkeit und dem erforderlichen Drehmoment bei wirtschaftlichster Motordrehzahl. Der Wechsel des Übersetzungsverhältnisses im stufenlosen Getriebe ist mit dem Wechsel des Übersetzungsverhältnisses im Wechselgetriebe so günstig koordiniert, dass automatisch im Schaltzeitpunkt eine vollkommene Synchronisation und ein stetiger Übergang in den Übersetzungsverhältnissen erreicht wird, wobei der Kraftfluss durch das Getriebe nie unterbrochen wird.
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Fully automatic, steplessly adjustable compound transmission with power sharing, especially for motor vehicles
The invention relates to continuously variable transmissions, with a split power transmission path, in which varying proportions of the total force transmitted through the transmission are divided between a continuously variable unit and a change gear in order to enlarge the range of the transmission ratio and to increase the overall efficiency. The invention also relates to devices for regulating the transmission ratio in the transmission.
The invention has the following objectives: An improved continuously variable transmission is to be provided. Furthermore, a transmission with an improved, split power transmission path is specified, which consists of a continuously variable unit in conjunction with a change gear. Furthermore, a transmission with a split power transmission path is to be specified, with the power flow through the continuously operating unit being regulated as a function of the load characteristic of the engine in such a way that an optimal overall efficiency is achieved.
Another aim is an improved, split power transmission, the gear ratio being changed by the change gear without interrupting the power flow. Furthermore, a change in the gear ratio in the gearbox should be done by synchronizing parts with a large moment of inertia in order to avoid any jerking when changing gears. Furthermore, with a very small transmission ratio, where the load capacity is low, there should be little or no power flow through the continuously variable unit. However, it should increase with increasing transmission ratio and thus with increasing load capacity of the continuously variable transmission.
Another goal is to specify a gearbox with a split power transmission path, whereby the power flow through the continuously variable transmission can never exceed the maximum permissible value.
An important goal is an improved control system for continuously variable transmissions; For gearboxes with split power transmission, a fully automatic control system that prevents control oscillations is specified.
Furthermore, an improved transmission is specified in which a substantial proportion of the braking of the vehicle consists in the reduction of the gear ratio in the transmission.
Furthermore, an improved vehicle transmission and transmission control system are also specified, which allow the drive unit to be operated at its optimum speed. As a result, the lowest fuel consumption is achieved regardless of the vehicle speed and the load.
Further details can be found in the following description and the drawings. 1 shows a partially sectioned side view of the transmission with a split power transmission path, FIG. 2 shows an enlarged section through the change gear, FIG. 3 shows a schematic section through the assembled planetary gear shown on the right in FIG. 1, FIG. 4 shows a transmission diagram for the transmission in neutral. The drive shaft rotates while the driven shaft stands still.
FIG. 5 shows a transmission diagram with a drawn power flow for the first forward gear (lowest gear), FIG. 6 a transmission diagram with a drawn power flow for the second forward gear,
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7 shows a transmission diagram with a drawn power flow for the third forward gear, FIG. 8 a transmission diagram with a drawn power flow for the fourth forward gear, FIG. 9 a transmission diagram with a drawn power flow for the first reverse gear (lowest), FIG. 10 a transmission diagram with a drawn power flow for the second reverse gear.
11 shows a schematic representation of an automatic control of the transmission ratio for the transmission according to FIG. 1 for the following operating state: first (lowest) forward gear; driven shaft stationary, accelerator pedal in rest position. FIG. 12 shows a control system as in FIG. 11. The shifting process from the first to the second forward gear is shown. 13 shows a control system as in FIG. 11, immediately after the gear change from second to third forward gear. 14 shows a control system as in FIG. 11 during the change from third to fourth forward gear.
15 shows a control system as in FIG. 11, operating state of the highest forward gear, FIG. 16 shows a control system as in FIG. 11, reduction of the gear ratio when the accelerator pedal is depressed (kickdown). 17 shows an enlarged schematic section through the valve block; the operating state for the second forward gear is shown. 18 shows a graphic representation of the mode of operation of the transmission with split power transmission according to FIG. 1 for the ranges of the individual forward gears. 19 shows an enlarged schematic section through a start controller which enables a smooth engagement when starting up. FIG. 20 shows a partial view in section of another clutch arrangement for the transmission according to FIG. 1.
The gearbox --20-- can be referred to as a "gearbox with split power transmission path" or simply as a "gearbox with split power", as it contains a continuously variable friction gear - which works in conjunction with a change gear --24--. The power of the drive motor is divided between the two units according to a predetermined scheme in order to increase the performance and the efficiency considerably. The transmission ratio and the scheme for the power distribution in the transmission are automatically determined by a control system --25 - which is shown in Figs. 11 to 16.
The torque and the force at the input of the gearbox --20-- are transmitted by a drive shaft, which is driven by a corresponding drive motor such as B. an internal combustion engine (not shown) is operated. Torque and force at the output of the gearbox can be taken from the shaft --28--.
The continuously variable transmission --22-- is state-of-the-art; it must allow continuously all transmission ratios between the drive shaft --26-- and the shaft --30--. For example, infinitely variable friction gears, hydrodynamic torque converters, hydrostatic gears and the like are for the continuously variable transmission. similar suitable. The special representation of the transmission in FIG. 1 corresponds to a prior art friction transmission. This allows the gear ratio to be varied between 0.1 and 2.5. In other words, the speed of the shaft --30- can be continuously varied between 0, 1 and 2.5 times the speed of the drive shaft --26--.
The entire gearbox --20-- is housed in a housing --32-- which is only partially visible. At the bottom of this housing there is an oil sump or oil reservoir, which is not shown in the drawings. The drive shaft --26 - and the driven shaft are rotatable, near their ends in suitable bearings housed in the housing. The shaft --30-- is rotatably mounted in the fixed rib --34-- which is secured to the housing. A slide bearing --36-- and slide rings --38-- transfer the load from the rotating parts to the fixed rib.
Another fixed bearing support --40--, further to the right of the support rib --34--, which is firmly connected to the housing, carries other rotating parts of the gearbox in a plain bearing - -42--.
The change gear --24-- contains a front, a middle and a rear planetary gear - 44, 46 and 48--. A large number of clutches "" 50- "regulating the transmission ratio are fitted between the middle --46-- and the rear gear transmission --48--. Furthermore, a pair of brakes --51-- regulating the transmission ratio - are located on the transmission --48 - Optionally actuating the clutches and brakes result in four forward and two reverse gear ranges.
The front gear - 44-- contains one or more planet gears --52-- which mesh with a drive gear --54-- as a pinion and an internally toothed gear --56--. The planet gears --52-- run on roller bearings -58-, which sit on the stub axle -60--; these in turn are firmly connected to the fixed support rib --34--. The drive gear --54-- is fastened with wedges --62-- at the end of the shaft --30-- so that the drive gear --54-- is always at the speed that is set at the output of the continuously variable transmission --22- - occurs, is driven. The inside
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Toothed wheel --56-- forms part of the rotatable tubular body --64--.
The right end of the drive shaft --26-- is rotatably mounted in the end of the shaft --30-- of the continuously variable transmission in a plain bearing --66-- so that radial forces on the end of the drive shaft via the shaft --30- - on the support rib --34-- and finally on the housing --32--.
The front end of the ring-shaped body --64 - is mounted on the right end of the shaft --20-- with the help of the support --68--. It is connected to the support-68-fix and a plain bearing --70-- transfers the radial forces between the shaft and the support-68-. Corresponding slip rings --72 - separate the support from the parts that are connected to it and which can rotate relative to it. At its rear end, the tubular body --64-- is firmly connected to a rotatable support --74-- which is mounted in part of the fixed support --40-- with the aid of a slide bearing --76--.
In the tubular body - passage openings - 78 - are provided for the lubricating oil, in order to allow the return of the oil emerging from the gears - 44 and 46 - and from the clutches into the oil sump.
The middle planetary gear --46-- contains one or more stepped planetary gears --80--, whose respective smaller gear --82-- meshes with the drive gear --84--. The larger gear --86-- of the stepped planetary gear --80-- meshes with a drive gear -88-- and an internally toothed, ring-shaped gear --90--. The latter is again part of the tubular body --64--. The stepped planet gears --80-- are supported by rolling bearings --92-- on the shafts - which are attached equidistantly to the circumference of a planetary gear carrier --96--.
This planetary gear carrier --96--, which carries the planetary gears --46--, has a sliding ring - -100-- and rotates on an axis that is formed by an extension of the drive gear --84--. The sliding ring --100-- defines the distance between the parts in the axial direction. The drive gear --84-- with the springs --102-- is placed on the right-hand end of the grooved drive shaft --26-- so that it is always rotated at the speed of the drive shaft. The rear end of the carrier --96-- is supported by a plain bearing --104-- on a hub-like extension of the drive wheel --88--.
This in turn is supported by a plain bearing --106-- at the left end on an intermediate shaft --108--. This shaft --108-- is mounted on the right-hand end of the drive shaft --26-- with a plain bearing. The right end of the shaft --108 - is also rotatably mounted in a suitable manner (not shown here).
The rear planetary gear --48-- contains a large number of azimuthally arranged, stepped planetary gears, each of which consists of 2 planetary gears of the same size --114 and 116-- which are made from one piece. The stepped planetary gears --112-- are rotatably supported by roller bearings --120-- on associated shafts --118--. The shafts --118-- are arranged equidistantly on the circumference of a planetary wheel carrier --122--. The planetary gear carrier --132-- is firmly connected to the drive shaft - -28-- in a suitable manner. For example, as shown in Fig. 2, the shaft and carrier can be a single part.
The gearbox --48-- also contains a large number of planetary gears --124-- (see Fig. 3), which are rotatably mounted in the carrier --122-- and both with the corresponding part of the planetary gears
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therefore both rotate at the same angular velocity.
The internally toothed wheel --126-- is firmly connected to the support rib --134--, which is mounted on the intermediate shaft --108-- with a plain bearing --136--. A fixed band brake --BR - wraps around the outer circumference of the part --126 - and allows this part to be braked with the aid of a suitable hydraulic servo device, not shown.
The internally toothed wheel --130-- is permanently connected to the support rib --138--. This is mounted on the driven shaft --128-- by a slide bearing --140-- and a slide ring --142--. The tubular extension of the support rib - 138-- is rotatably mounted in a part of the housing --32-- with the aid of the slide bearing --144-- and the slide ring --146--. This diverts the forces of the rotating parts into the housing. The right end of the intermediate shaft --108-- is supported by a plain bearing --148-- in the driven shaft --28--. A fixed band brake --BF-- partially wraps around the part - 130--, which can be operated by a hydraulic servo mechanism (not shown).
The clutch part --50-- which regulates the transmission ratio, contains three optionally actuatable multiple-plate friction clutches --C1, C2 and C3--. The clutch --C1-- allows the carrier
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- 96 - and the intermediate shaft --108-- to be connected to one another. The coupling --C: - can establish the connection between the drive wheel --88-- and the intermediate shaft --108--. The coupling
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Accordingly, the pinion --128-- is locked with the rear gear --48-- and a direct connection between the intermediate shaft --108-- and the driven shaft --28-- is established.
The clutch-C, - consists of a large number of outer ring-shaped clutch discs --150--, which are arranged alternately with a large number of inner ring-shaped clutch discs --152--. The outer clutch disks --150-- have a number of
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--153 -, clutch plates --152-- also have a number of lugs --155-- which are arranged on their inner circumference. These fit into corresponding grooves --156-- of the annular support part of the intermediate shaft --108--. The annular part - 158-- together with the annular extension --160-- of the intermediate shaft --108-- forms an annular hydraulic pressure chamber --162--. The pressure chamber --162-- has an inner sealing ring --164-- and an outer sealing ring --166--.
A channel - 168-- connects the pressure chamber --162-- with the control system --25--.
If the pressure in the chamber - 162 - is increased, the ram --158 - is pressed against one side of the coupling plates --150 and 152-- that mesh with one another, a pressure plate is located on the opposite side of the coupling plates - -170--, which is permanently connected to the annular support part of the intermediate shaft. It generates the necessary counterforce for the clutch - Cl--.
In order to enable the clutch - CI-- to be released when the pressure in the chamber --162-- drops, a number of pressure feet --172-- are provided. These compression springs --172-- are supported against the pressure plates --160 and 174--. The pressure plate --172-- is secured by a snap ring in the housing --158--. The pressure plates - 160 and 174 - form an annular chamber --176 - which is filled with pressure fluid in order to compensate for the centrifugal effects of the fluid in the pressure chamber --162--. The compensation chamber --176-- is sealed by the seals - 178 and 180--. Suitable measures (not shown) ensure that the compensation chamber --176-- is filled with pressurized oil.
However, the pressurized oil only gets into the compensation chamber by centrifugal force, i. H. only when the gearbox is in operation.
The clutch --C2-- contains a number of outer ring-shaped clutch plates --182-- which are arranged alternately with a number of inner ring-shaped clutch plates --184--.
The clutch disks --182-- have lugs --183-- on their outer circumference, which engage in grooves --156-- of the tubular attachment of the intermediate shaft --108--. The ring-shaped inner clutch plates --184-- have attachments --185-- on their inner circumference, which engage in grooves --186 - of the extension of the drive wheel --88--. An annular pressure chamber --188-- for actuating the clutch is formed by the pressure plate --160-- and the disc --190--. A
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through the extension of the drive wheel --88-- and the intermediate shaft --108--. The spring --200-- is supported on the one hand against part of the stamp --190-- and on the other hand against a ring-204- which is fixed by a snap ring --206-- on the intermediate shaft --108--.
The clutch --Ca - consists of a number of outer ring-shaped clutch plates - 208-- which are arranged alternately with a number of inner ring-shaped clutch plates --210--.
The outer clutch plates --208-- again have a number of lugs --209-- on their outer circumference, which can slide in associated grooves --212--. These grooves are located on the extension --214-- of the intermediate shaft --108--. The inner clutch disks --210-- have lugs --211-- on their inner circumference, which slide in corresponding grooves --216--. These grooves are located in the ring-shaped part of the support rib --134-- of the internally toothed gear --126- of the gearbox --48--.
An annular hydraulic pressure chamber --218 - is provided for actuating the clutch, which is formed by part of the intermediate shaft support rib --160-- and an annular punch --220--. To support the interlocking clutch disks --208 and
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210-- an annular pressure plate --222-- is arranged on the intermediate shaft extension-214-. The pressure chamber --220-- again has corresponding sealing rings --224 and 226--. A channel - 228-- connects the pressure chamber --218-- with the control system --25-- for actuating the clutch.
In order to release the clutch --Cs-- when the pressure in the chamber --218-- drops, a compression spring --230-- is housed in an annular chamber, which is supported by an extension of the support rib --134-- and a Part of the intermediate shaft --108-- is formed. Part of the clutch spring - 230-- is supported against part of the ram --220--, while the other end is supported against a ring --234-- which is secured by a snap ring --236-- on the shaft - -108-- is anchored.
As FIG. 5 shows schematically, the lowest forward gear, i.e. H. the smallest transmission ratio between drive shaft --26-- and driven shaft --28-- occurs when the brake --BF-- and the clutch --C1-- are activated. The second forward gear occurs when the clutch
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fourth and highest forward gear before (Fig. 8).
The lowest or first reverse gear is engaged when the clutch - Ci - and the brake - are actuated, as shown schematically in FIG. The second or highest reverse gear is available when the clutch-C- and the brake-Bn-are actuated, as shown in FIG. 10.
The automatic control system - 25 - is shown in FIGS. 11 to 16. In conjunction with the gearbox --20-- it automatically regulates the speed ratio between the driving and driven shafts in a vehicle according to the vehicle speed and the position of the accelerator lever.
The control of the transmission ratio for the manual gearbox --24-- is achieved by a hydraulic control --238-- of the continuously variable gearbox - 22-- in conjunction with the main control valve --240-- (Fig. 17). The hydraulic control system --238-- and the main control valve --240-- are connected by a linkage system --242--, whereby the position of the main control valve --240-- determines the position of the hydraulic control system --238--. The position of the main control valve depends on the vehicle speed and the position of the throttle lever via a regulator --244--
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its speed (not shown here).
The resulting effect of the vehicle speed and the position of the accelerator pedal is fed to a compensating control valve --250-- via a linkage --248--.
This regulates the supply of the pump pressure to a main control system - 252 -. The control device --252 - determines the position of the main control valve --240-- and thus determines the transmission ratio in the gearbox --24--.
The hydraulic control device --238-- can be of any type; it only has to be able to control the transmission ratio in the continuously variable transmission --22--. The particular control system shown here is essentially identical to that previously described in our U.S. Patent No. 140,397, September 26, 1961. This control system contains a control ring --254--, the position of which determines the transmission ratio in the continuously variable transmission --22--. If the ring - 254 - is on the extreme left, as shown in Figs. 12 and 14, then this is the transmission ratio in the continuously variable transmission 2.5: 1 (speed ratio: output shaft --30-- to input shaft --26--). If, on the other hand, the control ring --254 - is on the extreme right, as shown in FIGS. 11 and 13, the transmission ratio is 0.1: 1.
Between these two extreme positions of the control ring, any transmission ratio in between can be reached continuously.
The main control valve - 24Ö - consists of a valve slide --256-- which is arranged axially displaceably in a precisely fitting bore --258-- in the fixed valve block-260- (only partially shown) (see also Fig. 17) . Part of the bore --258-- is formed by a sleeve --262-- in the valve block. This sleeve is arranged in a precisely fitting bore --264-- in a fixed part --266-- of the valve block so that it can be axially displaced.
The main control valve --240 - is supplied with hydraulic fluid by a hydraulic pump of a suitable type (not shown). For example, a pump similar to that described in our U.S. Patent No. 140,397, September 25, 1961, can be used.
The hydraulic fluid arrives under pressure from a delivery line --267-- (see Fig. 19) in a start regulator --268-- and from there into a line --260--. The line -269- leads the hydraulic
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Pressure in a ring-shaped longer chamber --270-- (see Fig. 17) which is located in the fixed part --272- of the valve block --260--. The valve slide --256-- has an annular groove --274-- at its upper end, which remains in the area of the chamber --270-- in every position of the valve slide, i.e. in the entire control range. The annular groove --274-- is connected through one or more holes --276-- with an axial bore --278-- in the valve slide. This hole --278-- is firmly closed at its upper end by a part - 179--.
An annular groove --282-- is connected by holes --280-- to the lower end of hole-278--. Holes --284--, which are about halfway up the hole --278--, connect this hole with an annular groove --286-- on the valve slide.
A coil spring --290--, which rests on the housing part --272--, presses the valve sleeve --262-- against an annular stop --288-- (Fig. 11 and 12--). The spring --290 - presses the bushing --262-- against the stop until hydraulic fluid is pressed through the channel --228- into the coupling-Cg-. In this case a line --292-- carries the pressure from line --282-- to an annular pressure chamber --294--, which is located at the lower end of the liner. This pressure moves the sleeve upwards against the spring force, up to a stop --296--. This stop is formed by a suitable design of part --272-- of valve block --206-- (Fig. 13 to 16).
If the pressure in the line --228-- decreases again, the spring --290-- returns the bushing --262-- to its starting position.
The sleeve -262- is provided with four inner, ring-shaped grooves --298, 300,302 and 304--,
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the. The groove --314-- is sufficiently wide so that regardless of the position of the sleeve - 262-- the openings --326 and 328-- are always in connection with the channels --322 and 324--. The ring-shaped groove --316-- of the bushing is connected to the channel --330-- through the opening --332--, the groove being sufficiently wide to ensure a permanent connection.
The groove-318- is connected to a channel -334- through an opening -336-, the width of the groove again ensuring a permanent connection. The ring-shaped groove --320 - of the bushing is permanently connected through the holes - 342 and 344 - with the channels - 338 and 340 - regardless of the position.
Channel --322-- is connected to channel --168-- by a suitable ball valve --346--, which brings the hydraulic pressure to the servo system for operating the clutch --C1--.
This check valve is arranged in such a way that it allows flow from channel --322-- to channel - but blocks it in the opposite direction.
The lines - 324 and 350 - are also connected to one another by a suitable ball check valve --348--. The hydraulic fluid passes through line --350-- to a two-way valve --352-- of a suitable type. The non-return valve --348-- prevents the backflow from line --350-- to line --324--. The two-way valve --352 - is connected to a shift lever (not shown) that is operated by the vehicle operator to adjust either the forward or reverse range of the transmission. For the forward gears, the valve is in the position shown and transfers the pressure through the channel - 354 - to a servo mechanism that actuates the brake --Bp- (not shown).
For the reverse gears, the valve --352-- is turned by 90 and connects the line --350-- with another line --365--, which applies the pressure to the servo mechanism (not shown) to operate the brake. Bp transfers.
Line --330-- is connected to line --168-- through a ball check valve --358-- and to line --228-- through another ball check valve --360--. The line - supplies the servo mechanism for actuating the clutch --Ca - with hydraulic fluid.
The check valves --358 and 360 - are arranged to allow flow from line - -330 - to line --168 and 228, respectively, but prevent flow in the opposite direction.
Line --324-- is connected to line --350-- through a ball check valve --362-- and to line --198-- through another ball check valve --264--, which supplies the pressure for the servo -Mechanism for clutch --C2-- supplies. The check valves --362 and 264 - are arranged in such a way that they allow flow from line --334-- to line --350 or 198--, but prevent it in the opposite direction.
A check valve --366-- allows flow from line --338-- to the line
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--228--, but blocks in the opposite direction; a ball check valve --368-- enables the flow from line --340-- to line --198-- and also blocks in the opposite direction.
The main regulator --252-- consists of a piston --370--, which is attached to the end of the valve slide and is arranged in a cylinder --372-- of the valve block --260-- so that it can be moved. The piston --370-- divides the cylinder --372-- into a chamber --372a-- above the piston and a chamber --372b-- below the piston. When hydraulic fluid reaches the upper chamber --372a-- through the opening --374--, the valve slide --256-- is moved downwards (Fig. 12 to 14). If the lower chamber -372b- is under pressure due to the pressure fluid flowing in through the opening -376--, the valve slide is moved upwards (Fig. 16).
The equalizing control valve --250-- consists of a valve stem --278-- and two pistons - 380 and 382-- attached to it. These pistons move in a precisely fitting bore -384- in part --266-- of the valve block --260--. The pistons --380 and 382-- slide over corresponding grooves --386 and 388-- which are made in the wall of the bore --384-- of part --266-- The width of the annular grooves --386 and 388-- is slightly smaller than the thickness of the associated pistons
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while the opening --376-- connects the annular groove --388-- with the lower chamber --372b--.
The channels --390 and 392-- connect the bore -384-- above the groove -186-- and below the groove --388-- with the oil sump (not shown) at the bottom of the gearbox housing --32--. The middle part of the bore --384-- is connected to the hydraulic pump of the transmission via a line --267--.
If the valve stem --378-- is in its normal equilibrium position as shown in Fig. 15, the grooves --386 and 388-- are blocked by the associated pistons --380 and 382-- so that the pump pressure increases the chamber -384- is restricted between the two pistons. However, if the valve stem is moved upwards, the pump pressure reaches the annular groove --386-- and from there into the upper cylinder --372a-- and moves the slide --256-- of the main control valve downwards. The hydraulic fluid from the lower chamber --372b-- passes through the opening --376-- to the groove --388-- and under the piston --382-- and from there through the channel --392--.
If, on the other hand, the stem of the valve is moved downwards, the pump pressure passes through the groove --388-- and the opening --376-- to the lower chamber --372b-- and thereby moves the valve slide --256-- upwards during Hydraulic fluid from the upper chamber can flow back into the oil sump through channel --390--.
The start regulator -268- (Fig. 19) can be of any suitable construction. Its purpose is to prevent the pressure from getting into the channel --269-- and into the valve stem bore --278-- of the main control valve --240-- when the throttle lever --246-- is in the idle or idle position. In addition, the starter regulator --268-- causes the control pressure in line --269-- to gradually increase when the throttle lever is initially operated by gently actuating the clutch --C 1-- and the brake --BF-- (or --BR-- for reverse gear). The start regulator contains a valve --394-- actuated by the throttle lever, which interacts with a damping device --396--.
The valve -394- contains a rotating part -398- which is provided with a passage -400. If the throttle lever --246-- is in its idle or idle position (Fig. 11 and 19), the rotating part is in such a position that there is no connection between the line --267-- and that from the valve to the damping unit - -396-- leading line -402-- exists. When the accelerator pedal is initially depressed, however, the rotating part is turned counterclockwise so that the connection between the valve port --400-- and the input line --267-- or output line --402-- is established. As the accelerator pedal is depressed further, the valve is opened further and further until it is fully open at approximately quarter throttle (Fig. 12).
If you continue to depress the accelerator pedal, the valve remains fully open up to full throttle (Fig. 16) due to the grooves --406 and 408 - which provide a permanent connection between the input line --267-- and the output line --402 -- guarantee.
Instead of the valve --394--, which is completely closed when the accelerator pedal is released, a shunt valve could be used that allows a shunt for the liquid pressure when idling, while the connection between lines --267 and 269-- is maintained remains. In many cases, however, it is advantageous to obtain a specific pump pressure when the engine is idling in order to be able to hydraulically actuate the various devices of the vehicle (not shown).
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Although the valve --294-- itself is suitable for achieving a slow increase in the control pressure when the accelerator pedal is initially depressed and is also sufficient for some vehicle types, it is nevertheless necessary to close the damping unit --396-- in conjunction with the valve to always ensure a smooth start, regardless of the speed with
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are separated. An opening --418-- located in this support rib connects the two chambers - 412 and 414--. An adjustable needle valve --420 - has a conical part that protrudes into the opening and the size of the opening is changed by moving it axially.
A piston --422-- is fitted in the housing --410-- and is pressed resiliently against the opening --418-- by a helical compression spring --424--. The spring is housed in the spring chamber --425-- behind the piston. The other end of the spring rests on an adjustable pressure plate --426--, which allows the pressure force of the spring --424-- to be adjusted. The line -402- coming from the valve -394-. is in connection with the pressure chamber --412--. The line --296--. which leads to the main control valve --240-- is connected to the pressure chamber --414-- in front of the piston --422--, so that the two lines --402 and 269-- are continuously passed through the adjustable opening --418- - are connected.
A channel --428-- connects the spring chamber --425-- behind the piston --422-- with the oil sump in the gearbox.
When the throttle lever --246-- is depressed, the valve -394-- opens and transfers the hydraulic fluid under pressure to the pressure chamber --412-- of the damping device --396--. It should be noted that the speed at which the pressure builds up in the pressure chamber --412 - depends on how much the throttle lever is depressed. As soon as the pressure builds up in the pressure chamber -, the pressure fluid flows through the adjustable opening --418 - and the pressure begins to build up in the pressure chamber --414-- in front of the piston --422--, causing the piston to move upwards the pressure force of the spring --424-- is pressed (Fig. 12 to 16).
The pressure in the chamber --414 - in front of the piston increases to the same extent as the pressure force of the spring increases.
It can be seen that the speed at which the pressure builds up in the line --269 - and thus the speed at which the clutch is actuated, depends on how quickly and how hard the accelerator pedal is depressed, how large the adjustable one Opening --418 - and the pressure exerted by the spring --424--.
These components that regulate the pressure rise can be appropriately adjusted to achieve the desired proper initial conditions for actuation.
In addition, the start control --268-- allows the clutch to be engaged more quickly when the accelerator pedal is depressed more quickly up to a limit value that is defined by the damping device --396--. Even if the accelerator pedal is suddenly fully depressed, the damping device causes a regulated, predetermined speed of the pressure increase in order to avoid a sudden engagement, which would result in a jolt that is disruptive and for parts of the engine, the transmission and the like. a.
Parts of the vehicle would be harmful.
The movement of the main control valve --240 - causes a predetermined change in the transmission ratio in the hydraulic control device - 238 - through the linkage --242--. The structure of the linkage --242-- causes the hydraulic control device --238-- to change the gear ratio of the continuously variable transmission --22-- from the lowest to the highest and back again to the lowest gear ratio when the main control valve moves from the point of the lowest gear ratio moves to the point of the highest gear ratio.
In this way, both with the lowest gear ratio (Fig. 11) and with the highest gear ratio (Fig. 15) in the manual gearbox --24--, the lowest gear ratio in the continuously variable gearbox --22-- is set.
The linkage system --242-- consists of a lever-430-- which can be rotated in a fixed pivot point --432-- and at one end --434-- rotatable with the control ring --264-- of the hydraulic control device --238- - is attached. The other end --436-- of the lever --430-- is rotatably connected to the rod --438--, which at its other end --440-- rotatably on an arm --442-- of the knee lever - 444-- is attached. The knee lever is mounted in the pivot point --446-- and has another arm --448--, which is connected at its end --450-- to the rod --452--. The other end - 454 - of the connecting rod --452-- is rotatably attached to the outer end of the lever --456--.
The opposite end of the lever --456-- can be rotated again at a fixed pivot point --458--
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stored. One end of the connecting rod --462-- is rotatably mounted on an intermediate joint --460-- of the lever. At the other end, a connecting rod -462-- at point -464-- is rotatably connected to the fixed closure --279-- at the upper end of the main control valve --256--.
Any suitable linkage can be used in place of linkage --242 - if it only relates the gear ratios of units --22 and 24 - according to the gear ratio scheme as shown in Figures 11-16. Furthermore, any suitable continuously variable control system can be used in place of the linkage so long as it is suitable for achieving the control scheme shown. However, you can see that the linkage --242 - is ideally suited for coordinating the control movements and for achieving the desired control scheme.
The linkage --248 - regulates the position of the compensating control valve-250-depending on the position of the accelerator pedal and the vehicle speed. The vehicle accelerator --246-- contains a foot pedal --466-- at one end and is rotatably mounted between its ends at point --468-. The opposite end of the accelerator is rotatably connected to the connecting rod - 472-- in --470--. A tension spring --472-- is attached to the accelerator --246-- between the pivot points - 468 and 470 - and pulls the accelerator into its rest position, which corresponds to the idling of the vehicle engine (not shown).
The connecting rod -472- is resiliently attached by compensating springs -474- at the pivot point -476- at the end of a compensating control lever -478.
The opposite end of the lever --478-- is rotatably mounted in --480-- on the connecting rod --482--. The connecting rod --482-- is rotatably attached at its lower end --484-- to the upper end of the equalizing control valve --250--.
The governor is dependent on the speed of the output shaft - 28 - and thus on the vehicle speed and can be of any suitable type. For example, the regulator can be a centrifugal regulator, which consists of centrifugal weights --486 - that are resiliently pressed against each other by the compression spring - 488 - and joint rods - 490 -. The upper rods-490- are rotatably attached to the rotatable but axially non-displaceable part -491-. The lower rods-490- are rotatably connected to an axially displaceable rotatable part-492-. This part can be rotated again at point-494-- with the compensation control lever -478--.
The rods and the flyweights are arranged symmetrically around a rotatable governor shaft --496-- which is connected at its upper end to part --491--. The governor shaft is operated by the driven shaft --28 - in a suitable manner (not shown here), so that the weights are pushed apart when the vehicle speed increases and thus when the centrifugal force increases. The centrifugal force counteracts the compressive force of the spring-488-which tends to push the part-49 2 - along the shaft - downwards and the centrifugal weights towards each other.
The mechanical function of the transmission can best be understood with reference to the schematic drawings according to FIGS. 4 to 10 in connection with FIGS. 1 and 2. To simplify the description of the function, parts are referred to as rotating forwards if they rotate in the same direction as the input shaft -26'-: if they rotate in the opposite direction, they are referred to as rotating backwards.
In the transmission according to this invention, the input torque of the shaft --26-- is "divided" and partially transmitted through the continuously variable transmission --22-- and partially through the gearbox --24--. Part of the input torque is transmitted directly to the gearbox --24-- through the input drive wheel --84-- to the middle planetary gearbox --46--. The remaining part of the input torque is fed to the continuously variable transmission --22 - via an input part --498-- (shown schematically), which is driven by the input shaft --26--.
The torque is fed from the continuously variable transmission to the gearbox through the drive gear --54--. The torque that is transmitted by the corresponding drive wheels "" 54 and 84-- is combined again in the gears --44 and 46-- through the optional actuation of the clutches --50-- which regulate the transmission ratio, and is transferred via the rear gear --48-- transferred to the driven shaft.
In the continuously variable transmission --22--, two outer race ring parts - are operated by the input part -498-, which in turn drive a number of balls --502-- through friction. These balls - -502-- are firmly arranged in a circle around the shaft --26-- and drive two inner races -504- by friction in the opposite direction to the outer raceway parts --500--, with a transmission ratio that of depends on the position of the controller. The inner race rings --504 - are connected to the shaft --30-- of the continuously variable transmission in such a way that they turn the drive wheel --54-- of the continuously variable transmission in the opposite direction to the drive wheel --84--.
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In Fig. 18 the relationship between the transmitted force and the transmission ratio of the transmission is shown. The transmission ratio is the speed of the shaft from the output, broken down by the speed of the shaft at the input of the gearbox. In this figure, the symbol --NT-- is used for
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certain transmission ratio the part of the power that is transmitted via the gear --24--. The positions of the main control valve --240-- associated with the corresponding speed ratios are indicated by letters in brackets.
The backward rotation of the drive wheel --54-- in the continuously variable transmission causes a forward rotation of the raceway part --64-- at a speed that depends on the transmission ratio of the continuously variable transmission --22-- and the transmission ratio of the front planetary gear --44--. At the same time the drive wheel turns --84-- forwards. As a result, the carrier rotates -96-forwards, u. with a speed that corresponds to the difference between the speed of the drive wheel and the tubular part --64--.
In the first forward gear (Fig. 5) the clutch-Ct-connects the carrier -96-- with the intermediate shaft --108--, so that the drive wheel --128-- of the rear planetary gear --48-- with the same speed as the carrier is rotated forward. The brake --BF-- is activated and holds the gear --130-- in place, while the carrier --122-- rotates forwards at a speed which depends on the gear ratio in the gearbox --48--. Since the carrier --122 - and the driven shaft - consist of one part, the driven shaft rotates forwards at the same speed.
You can see that the speed of the output shaft --28-- increases when the gear ratio of the continuously variable transmission --22-- increases, since an increase in the gear ratio, an increase
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see that the total speed ratio in the range of the first forward gear increases from about 0.125 to 0.29 when the gear ratio in the continuously variable transmission increases from 0.1 to 2.5.
The gear ratio is such that when the continuously variable transmission reaches its maximum speed ratio of 2.5, the tubular part - 64 - and the drive wheel --84 - rotate at the same speed, so that the middle planetary gear --46 - is virtually blocked and all parts rotate at the same speed. Accordingly, the entire reduction is effected by the rear planetary gear --48--.
At this moment the clutch --Ca-- responds and the clutch --Cl-- is disengaged and the second forward gear is engaged (Fig. 6). By actuating the clutches, the carrier --96-- is disengaged and the drive wheel --88-- is connected to the intermediate shaft --108--. It can be seen that the clutches do not need to be slipped, since at the time of shifting from first to second gear the drive wheel --88-- rotates forwards at the same speed as the tubular part --64--.
The gear ratio in the area of the second gear is brought about by reducing the gear ratio in the continuously variable transmission -22- so that the tubular part -64- is decelerated. The result is that the middle drive wheel --88 - turns forwards at a higher speed than the drive wheel - 84 -. The gear ratio is selected in such a way that the entire transmission ratio from the drive shaft --26-- to the driven shaft --28-- increases from 0.29 to 0.43 (Fig. 18), while the transmission ratio in the continuously variable transmission - 22-- drops from 2.5 to 0.1.
After the maximum speed ratio has been reached in second gear, it is switched to third gear by releasing clutch --C2-- and brake --BF-- and actuating clutches-C and C, "(Fig. 7) This makes it necessary that the intermediate shaft --108-- is decelerated immediately and the gear --126-- is accelerated until it is in contact with the carrier --96-- and the driven shaft --28-- are synchronous, which are rotating forward at the same speed at this moment. It should be noted here that the carrier --96 - and the gear --126 - have very little inertia compared to the drive shaft and the driven shaft Since all parts with a large moment of inertia are synchronized at the time of switching, there will be no jerk.
As soon as the transmission ratio in the continuously variable transmission --22-- is increased in the range of the third forward gear, the speed of the forward rotating tubular part is --64-- in the
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in the same way as with the first forward gear and causes an increase in the speed of the forward rotating intermediate shaft --108--. In third gear, however, the rear gearbox is --48-blocked, so that an increase in the speed of the intermediate shaft causes a further increase in the speed of the forward rotating driven shaft --28--.
If the transmission ratio of the continuously variable transmission --22-- is increased from 0.1 to 2.5, the total transmission ratio between the drive shaft --26-- and the driven shaft --28-- increases from 0.43 to 1 (Fig. 18 ) so that the highest gear ratio is in third or direct gear.
When shifting the fourth or highest forward gear, the clutch - C, - is engaged, the clutch --C1-- is released and the clutch-C - remains engaged. The transmission ratio of the continuously variable transmission --22-- is thereby reduced again and, as in the second gear, causes a reduction in the speed of the tubular part --64-- so that the intermediate shaft-108 related to the drive shaft -26-- at a higher speed rotates. In fourth gear, however, the rear transmission --48-- remains blocked, so that the speed of the intermediate shaft --108 - is transmitted directly to the driven shaft --28--, which corresponds to an overdrive.
If the transmission ratio of the continuously variable transmission --22-- is reduced from 2.5 to 0.1, the total transmission ratio as it is in direct gear is increased to 1.5 times the value that corresponds to the overdrive (Fig. 18) . This is the highest gear ratio that can be achieved by the transmission under consideration. However, this can of course, if desired, be increased or decreased by varying the ratio in the gearbox and / or the ratio in the continuously variable transmission --22--.
If the first reverse gear is engaged when the vehicle is stationary, the clutch - C - and the brake - BR - respond. This creates the same state in the gears --44 and 46 - as with the first forward gear Intermediate shaft -108-- is driven slowly but with increasing speed in the forward direction according to the gear ratio of the continuously variable transmission --22--. However, for the reverse gears the brake --BR-- is activated and this causes the carrier --122- - is rotated in the opposite direction by the intermeshing planet gears - 114 and 124 -.
Because of the arrangement of the gears, the largest possible gear ratio in the first reverse gear is lower than the largest possible gear ratio in the first forward gear. The greatest transmission ratio is achieved when the tubular part - and the central wheel --84 - rotate at the same speed; this is achieved when the gear ratio in the continuously variable transmission --22-- has reached its maximum value of 2.5.
Shifting to second reverse gear is effected by engaging clutch-C, "" and by releasing clutch --Cl - with the brake --BR-- applied. This causes the speed of the intermediate shaft-108 to increase in the same way as with the second forward gear. The speed of the intermediate shaft-108-- increases the smaller the transmission ratio in the continuously variable transmission --22--. If the transmission ratio in the continuously variable transmission is the smallest, then the intermediate shaft --108-- is driven in the forward direction at 1.5 times the speed. The connected planetary gears in the gearbox --48-- reverse the direction of rotation of the carrier --122-- and the output shaft --28--, which results in a significant reduction in the gear ratio.
Accordingly, the maximum gear ratio in the second reverse gear is smaller than the maximum gear ratio in the second forward gear.
If the transmission according to FIG. 1 is regulated by the automatic control system according to FIGS. 11 to 16, the driving speed and the direction of travel are influenced in a very similar way as is possible with automatic transmissions that are common today. For safety reasons, an engine control system (not shown) is provided so that the engine can only be started when the selector lever of the transmission is in the neutral position. To set the vehicle in motion, this lever is set to either forward or reverse. The driving speed is then regulated in the usual way by the accelerator lever and the vehicle brake.
To set the vehicle in motion in the forward direction, the driver of the vehicle moves the forward lever to the forward position. As long as the accelerator lever is in the rest position (Fig. 11), the vehicle does not move because the valve -394- activated by the accelerator pedal prevents the brakes and clutches from being supplied with hydraulic fluid. When the accelerator pedal is gradually depressed, however, the engine speed increases slowly, the valve --394-- begins to open and the start regulator --268-- ensures a slow, gradual increase in the hydraulic pressure in the main control valve - 240--.
At this point in time, the main control valve is in position a (Fig. 11) because the equalizing valve --250-- is just below its equilibrium due to the centrifugal governor -244-
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is held as long as the vehicle is stationary or moving slowly. Since the equalizing valve --250-- is always connected to the pump via a shunt of the starter regulator --268--, the valve --250-- is always supplied with pump pressure as long as the engine is running. This ensures that the main control valve --240-- remains in position a until the compensating valve - 250-- is moved upwards at a sufficiently high vehicle speed.
When the main control valve --240-- is in position a, the clutch --C1-- and the brake --BF-- are supplied with hydraulic pressure. The operation of the start regulator-268-causes
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causes a rapid increase in the engine speed and also a relatively rapid response of the clutch - C - and brake - Bp - and thus a relatively quick start. The start regulator -268- ensures a very smooth operation and limits the response speed so that there is no jerking.
The servo mechanisms for the brake and clutch are preferably designed in such a way that the brake responds more quickly in order to enable the torque to be absorbed by a slipping clutch - Ci -. Therefore this coupling is dimensioned somewhat larger than the other couplings. The time during which the clutch slips is very short, since the transmission ratio is only 0.125 when the clutch process has been completed and the main control valve --240 - is still in position a (Fig. 18). If the actuation of the clutch of the - and the brake --BF-- has been completed for position a, the entire energy is transferred through the change gear --24--
This is due to the fact that the continuously variable transmission --22-- works with its smallest gear ratio of 0.1 in this state.
If the driving speed increases in the first forward gear, the controller --244-- causes the compensation valve --250-- to move upwards above its equilibrium point, so that hydraulic pressure reaches the chamber --372a--. This moves the main control valve --240-- downwards.
When the valve slide has moved down enough so that it has reached position e, the valve slide groove --282-- and the sleeve groove --302-- are connected to one another, whereby hydraulic pressure is applied to the servo mechanism for actuating the clutch - C2 - reached (Fig. 12).
During the movement from a to b, the linkage moves the control ring --254-- of the continuously variable transmission from the point of the lowest transmission ratio to the point of the highest transmission ratio. This corresponds to a uniform increase in the gear ratio from 0.1 to 2.5. When position b is reached, the ring-shaped part - 64--, the carrier --96-- and the central wheel --88-- rotate at the same speed as the clutch --C2 -. This state is shown in Fig. 12, where the accelerator pedal is shown in the quarter position, in which state the vehicle has reached about 1/8 of its maximum speed.
Since both clutches - C1 and C2 - are engaged in this narrow area between positions b and c, there is no interruption in the torque transmission during shifting from first to second forward gear.
In the diagram labeled Forward in FIGS. 11 to 16, the overlapping of the coupling areas of the clutches - Ci and C 3 - is shown. In this diagram, the drawn rectangles indicate the areas in which the various clutches and brakes are operated.
When position c is reached, the transmission is in second forward gear. The connection
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Frameless gear --22 - still in this position in the area of the highest gear ratio.
If the main control valve --240-- continues to move downwards from c to d, the linkage --242-- moves the control ring --254-- back in the direction of the position of the lowest transmission ratio. It should be noted that when hydraulic fluid is supplied through channel --334 - the brake --BF-- remains activated. The non-return valve --348-- is now closed, while the non-return valve --362-- is open. The position of the main control valve for second gear is shown in FIG.
When position d is reached, the linkage-242-has brought the regulating ring-254-back into the position of the smallest transmission ratio, so that the carrier --96 - and the output shaft '- "28'" 'rotate at the same speed . However, no gear change is made because the valve socket --262-- in its lowest position continues to supply the clutch --C2-- and the brake --BF-- with hydraulic fluid. Therefore, the valve slide continues to move downwards until the position
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lung e is reached. Please note that due to the arrangement of the linkage --242-- the continuously variable transmission --22-- remains in the position of the smallest gear ratio between positions d and e.
When the main control valve is in position e, the gear is switched from second to third forward gear. The associated state of the control system is shown in FIG. The connection between the grooves - 282 and 302 - is interrupted so that no hydraulic fluid can reach the clutch --C2-- and the brake --BF--. At the same time, a connection is established between the slide groove --286-- and the liner groove --300--, whereby the servo mechanisms of the clutches --Cl and C3-- are supplied with hydraulic fluid. At the same moment hydraulic fluid passes through the channel --292-- to the annular groove --294-- underneath the valve sleeve --262-- and pushes it upwards as far as the stop --296--.
As a result, full pressure is instantly applied to the servo mechanisms of the clutches - C, and C -, which means that they respond very quickly, without interrupting the power transmission. The intermediate shaft --108-- is immediately decelerated and the gear --126-- is accelerated just as quickly until both have the same speed as the carrier --96-- and the output shaft -28-. Therefore, in position e, the transmission is shifted almost instantly to third forward gear.
If the main control valve --240-- moves in the area of the third gear from position e to position f, the clutches and 1 and C s-- remain engaged and the linkage --242-- moves the control ring-254- of the continuously variable transmission from the position of the smallest gear ratio to the position of the largest gear ratio, whereby the total gear ratio is increased from 0.43 to 1.0 (direct gear). When position f is reached, there is a connection between valve slide groove --282-- and bush groove --304--, which supplies the servo mechanism for actuating the clutch - z- with hydraulic fluid. In the narrow range, between f and g, the change from third to fourth forward gear takes place.
In this area, the continuously variable transmission - retains its highest gear ratio and all three clutches - C, C and Cg - are engaged. This state is shown in FIG.
When the position f is reached, the tubular part --64--, the carrier --96-- and the central wheel -88-- rotate at the same speed, so that no jerking is possible when the clutch - is engaged while the clutch --C1-- remains engaged. Since the engagement areas of the clutches --C 1 and C 2-- overlap between positions f and g, as was also shown for the area between b and c, there is no interruption of the power transmission during shifting from third to fourth gear on.
When position g is reached, the connection between the valve slide groove --286-- and the sleeve groove --300-- is interrupted. Correspondingly, the supply of hydraulic fluid to the servo mechanism of the clutch --Cl-- is interrupted, so that this clutch is released by the corresponding clutch spring. The clutch-C; -However, remains engaged, since it is only supplied with hydraulic fluid via the channel-338--. The transmission is now in the fourth forward gear range.
If the control valve --240-- continues to move downwards, clutches-C and C remain engaged and the linkage --242-- slowly moves the control ring --254-- of the continuously variable transmission from the highest gear ratio back to the smallest. This results in an operation of the overall transmission ratio of 1.0 to 1.5. The latter is the maximum value that can be achieved by the main control valve in position h. This condition is shown in FIG. 15, where the accelerator pedal is at half throttle and the vehicle has reached approximately half its maximum speed. It should be noted that as the speed continues to increase, the equalizing valve --250 - will tend to move further downwards.
However, this has no effect on the control as long as the main control valve --240-- is in position h, as the piston --370-- is at the bottom of the cylinder.
During normal driving, changes in speed or changes in the position of the gas pedal do not change the position of the control, so that the main control valve remains in position h. However, if the accelerator pedal is depressed excessively, e.g. to negotiate a steep incline, or to accelerate the vehicle sufficiently when overtaking, the lever --478 - is turned counterclockwise by a sufficient angle so that the equalizing valve - is below its equilibrium position is brought. In this case, pressure enters chamber --372b-- again, causing the main control valve --240-- to move upwards.
This increases the gear ratio of the continuously variable transmission --22-- and the overall gear ratio increases
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and the available torque increases. At the same time, of course, the engine speed is increased, which further increases the available torque. This condition is shown in FIG. 16, where the accelerator pedal is at full throttle and the vehicle has reached approximately half its maximum speed.
If the accelerator pedal remains at full throttle as shown in Fig. 16, the main control valve will open.
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--C2 - engaged position --f-- is reached. At this point, the clutch --C2-- is released and the transmission shifted to third gear. In the event that the equalizing valve-250-is kept below its equilibrium position by full throttle, the overall transmission ratio is reduced in the same way as it was increased during the upshift. The downshift will continue until the controller --244-- and the accelerator pedal - 246 - have brought the equalization control valve - 250 - into its equilibrium position with the help of the lever --478--.
In this position, the main control valve --240-- is no longer moved and accordingly there is no change in the transmission ratio.
In this way, a downshift can be effected at a relatively low speed and with a strong depressing of the accelerator pedal, whereby a greater torque is available (kickdown effect). This is possible in the entire control range with the exception of the first gear.
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has been reduced sufficiently so that the controller forces the equalization valve to be in a position --250-- below the equilibrium point. However, due to the arrangement of the linkage --248 - such a downshift takes place at a much lower speed than when the accelerator pedal is depressed quickly. This is because the position of the equalizing valve-250-depends on both the accelerator pedal position and the regulator position.
Therefore, the above-described downshift triggered by the controller will take place at a higher speed with a lot of gas than with little gas.
It should be noted that the influence of the regulator on the position of the equalizing valve - is stronger than that of the accelerator pedal position, since the pivot point --494 - of the regulator is considerably closer to the lever point - 480 - on the equalizing valve than the lever point 476 on the accelerator pedal side -.
For this reason, a relatively small change in vehicle speed causes a change in the gear ratio of the transmission that corresponds to a considerably larger change in the accelerator pedal position.
Due to the linkage arrangement --248 - the accelerator pedal position determines at which vehicle speed a change in the gear ratio occurs. So z. B. with a relatively high amount of gas the respective gear change when upshifting at fairly high vehicle speeds. With little gas, the shift points are at low speeds and the vehicle acceleration will be lower because the engine speed and the available torque are lower.
Since the areas of the clutches-C, and C -during gear changes - 1-2, 2-1 and 3-4, 4-3-overlap, the transmission does not tend to oscillate in this narrow gear ratio range, i. H. to an oscillation between different gear ratios.
Although the clutch areas do not overlap when changing gear --2 - 3.3- -2, there are no control oscillations here either. As already described, the gear change-2-3- does not take place as long as control position e is not reached, since the valve sleeve -262- remains at its lowest point until position e. When shifting down from 3rd to 2nd gear, however, the valve sleeve --262-- is in its uppermost position due to the pressure in the annular chamber --294--. Therefore, the bushing groove --300-- remains in contact with the valve slide groove --286-- until control position d is reached, so that the downshift --3 - 2-- takes place in position d, as opposed to upshifting - -2 - 3--, which goes on in position e.
This prevents control oscillations. The difference in upshifting and downshifting is illustrated in FIGS. 11-16 by the block diagrams labeled Forward.
When downshifting --3 - 2--, position d is reached, so that the pressure in line --228- is released and clutch --Cs-- is released. At the same time, the pressure in the ring-shaped chamber --294-- decreases and the spring --290-- immediately pushes the sleeve --262-- down. This causes a very rapid gear change --3 - 2--, similar to the very rapid gear change --2 - 3-- when shifting up in control position e. Accordingly, there is no power transmission interruption in either case.
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The control system --25 - is designed so that the engine works at the most economical speed regardless of the driving speed and the load, whereby the fuel consumption reaches its minimum value. As already explained, this is achieved by regulating the transmission ratio as a function of the driving speed and the position of the accelerator pedal. It should also be noted that the engine speed is kept almost constant during most driving maneuvers, with the exception of very low and very high driving speeds. This is because the gear ratio is changed in accordance with the torque requirement.
The accelerator linkage to the engine (not shown) can therefore be designed in such a way that the most economical engine speed is maintained in a wide range of the accelerator pedal position, so that changing torque requirements can in most cases be compensated for by changing the gear ratio until a relatively high driving speed is reached . Once the maximum gear ratio has been reached, the driving speed can of course be increased further by increasing the engine speed.
In order to drive the vehicle backwards, it must of course first be brought to a standstill or at least almost to a standstill. The preselection lever (not shown) is then moved into the position for reversing, whereby the preselection valve - 352 - is rotated by 900, thus connecting lines --350 and 356 - with one another, and so the servo mechanism of the brake - -BR-- is connected while the line to the servo mechanism of the brake --BF-- is shut off. It is desirable to provide the preselection lever with a lock against unintentional engagement in the position for reverse travel.
When the selector lever is in reverse, the transmission works in exactly the same way as with the forward gears, with the only exception that instead of the brake --BF-- the brake --BR-- comes into operation. The functional areas of the clutches --Cl and C2-- and the brake-BR-- can be seen from the block diagrams in FIGS. 11 and 12 labeled Reverse. Pressing the brake-BR-causes a reversal of the direction of rotation in the planetary gear --48 - and thus a reversal of the direction of rotation of the driven shaft. The clutches --C 1 and C2 - are disengaged and engaged in the same way as with the first and second forward gear. The start regulator -268- also has exactly the same functions.
In order to prevent releasing the brake --BR-- and re-engaging the clutch --C 1 "- at maximum gear ratio in the second reverse gear, it is ensured that the main control valve - cannot move further than position d. This can be achieved using a suitable stop (not shown) for lever-456-- in connection with the preselection lever.
Fig. 18 shows the power transmitted by the stepless gear --22-- and the change gear --24-- as a percentage. During start-up, both backwards and forwards, only a very small proportion of the force is generated by the stepless gear transmitted so that there is no risk of its maximum permissible torque being exceeded. The gear ratio in the continuously variable transmission only increases after the total gear ratio has reached the value 0.125, at which point the clutch --C1-- and the brake --BF or BR-- are already fully functional.
In the first gear, the gear ratio of the continuously variable transmission is brought from its smallest to its largest value, in order to achieve a very even, continuous increase in the overall gear ratio without. To ensure gear changes in the gearbox. At the maximum transmission ratio, about 5CP / o of the power is transmitted through the continuously variable transmission --22--. The gear change --1 - 2-- is synchronized and overlapping clutch areas prevent the power transmission from being interrupted during the shifting process. In second gear, the gear ratio of the continuously variable transmission is reduced, whereby a continuous increase in the overall gear ratio is achieved up to the gear change - 2 - 3 -.
As can be seen from FIG. 18, the force-Ny-transmitted by the continuously variable transmission is negative in the area of the second gear. This means that torque is delivered back to the drive shaft. The proportion of the fed back torque increases until the gear change --2 - 3--, at which point the continuously variable transmission has reached its lowest gear ratio again.
This point corresponds to the control position e when shifting up, i.e. In other words, clutch --C2 - and brake --BF-- are released and clutches - C and C - are engaged at the same time, so that the flow of power is not interrupted.
In third gear-Ny-increases again up to gear change-3-4-, at which point it is about 501o of the total transmitted power. Even when changing gears --3 - 4--, as already described, there is no interruption in the power transmission.
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As the gear ratio increases in fourth gear, the continuously variable transmission reduces its gear ratio and returns decreasing torque to the drive shaft in the same way as its gear ratio decreases. This is again shown by the negative --NV - in Fig. 18. At the maximum overall transmission ratio of 1.5, the continuously variable transmission has reached its smallest transmission ratio, so that practically all of the power is transmitted through the change gear. Normal driving takes place at or near this value of the gear ratio, so the continuously variable transmission is, so to speak, switched off and the very high efficiency of driving with a change gear is used.
Fig. 18 also includes a curve labeled --S-- showing the linear increase in speed with gear ratio. The ordinate does not contain a measuring stick for the speed, as this also depends on the engine speed. The speed reached for the maximum transmission ratio depends largely on the type of operation of the accelerator pedal. For example, when accelerating slightly, the maximum overall transmission ratio can be achieved at a driving speed of 30 kg / h, while at full throttle it reaches its maximum value at 100 km / h reached. However, these are only guidelines for illustration, which can vary within wide limits depending on the specific gearbox and automatic.
Since only inevitable drives are used in the transmission according to the invention, the motor brake can be implemented very easily. For example (see Fig. 11) the brake pedal --506-- can be depressed
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len vehicle brakes (not shown) do not respond, but the equalizing valve --250-- is brought below its equilibrium point. This causes pressure to enter the lower chamber --372b--, the valve slide of the main control valve --240-- is moved upwards and the transmission ratio is reduced. In this way, a large part of the vehicle braking takes place via the transmission, whereby the vehicle brakes and their wear can be kept smaller.
After the brake pedal travel has exceeded an initial range, the normal brakes in addition to the engine brake come into operation via the brake linkage until, if desired, the vehicle comes to a standstill.
The brake pedal described can also be used to z. B. to prevent the controller --244-- from undesirably increasing the transmission ratio when driving down a steep hill. The engine brake is especially important when driving downhill, as it prevents the vehicle brakes from running hot.
If desired, a reduction in the transmission ratio for increased torque absorption or for engine braking can be achieved by means of a transmission selector lever (not shown) with a middle position for low speed. This can be done through a suitable
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Such a low speed position is useful when a relatively small gear ratio is desired, such as. B. when carrying heavy loads, when driving through mud or heavy snow, od.
For special vehicles such as B. in tractors, road construction machines, it is often desirable to have an extremely small transmission ratio and thus a very large torque, both when driving forward and backward. Such a crawl speed can, for. B. used when plowing in both directions with the tractor.
A crawler gear can be implemented very easily with the transmission according to the invention by connecting the tubular part --64-- directly to the intermediate shaft --108- through an additional coupling, whereby the continuously variable transmission and the planetary gear --48-- are directly connected are connected in series.
Such a change is shown in FIG. The coupling part --50a is essentially the same as the coupling part --50-- of the original gearbox, with the exception that an additional multi-plate clutch --C4 - for coupling the tubular part --64-- with the intermediate wilt --108-- is provided. With this arrangement, the clutches C and Cg- "are the same as the earlier version. Only the cylinder part --158-- of the earlier clutch --C 1 - is designed in such a way that a double cylinder --158a-- is created. This part works as a cylinder for the new clutch --C--. Instead of the earlier equalization chamber --176--, the pressure chamber --506-- is used.
A spring --172a-- acts as a clutch spring for the clutch --C4 - and is in the chamber --162-- of the clutch
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lung --C1-- housed. The two springs - 172a and 172 - are equally strong, so that their spring forces cancel each other out when there is no pressure in chambers --162 and 506 -. This releases the two clutches - C1 and C4.
The coupling --C4 - consists of a number of ring-shaped disks --508 and 510-- which are mutually engaged with the tubular part --64-- and the continuation of the intermediate shaft --108--. The clutch pressure plate - -512-- is located on the side opposite the spring. A line --514-- supplies the chamber --506-- with hydraulic fluid to operate the clutch --C4 -.
If the clutch --C4 - is installed, the control system --25-- must be modified in a suitable manner (not shown) so that a function of the clutch --C4-- in connection with the brakes --BF or BR - Is guaranteed to achieve the creep speed. This can e.g. B .. be accomplished in that an additional position for crawler gear (not shown) is provided for the gear selector lever. Corresponding lines (not shown) in the main control valve-240- ensure that hydraulic pressure reaches lines --514 and 350-- at the same time.
If the crawler gear is set, the continuously variable transmission --22-- remains at its lowest gear ratio and the power is transmitted directly through the continuously variable transmission to the rear planetary gear --48--, whereby an additional increase in torque is achieved. If the continuously variable gear works with its smallest gear ratio of 0.1 in connection with the gear ratios selected here in the planetary gear --48--, a continuous increase in torque up to about 32 times the value can be achieved. If you switch to reverse crawling gear, the increase in torque is even greater, since the diameter of the gear --126-- is larger.
By changing the gears, however, the translations can of course be made the same in both cases.
A further reduction in the transmission ratio can be brought about in the following way: If z. For example, if the lever --456-- of the linkage --242-- is rotated slightly counterclockwise from position a in the creep gear position, the control ring -254- of the continuously variable transmission is shifted further to the left than the smallest Gear ratio corresponds.
As a result, the torque can be increased up to 120 times, or even more, in creep speed.
From the foregoing description, it can be seen that the split power transmission and its control system is an extremely versatile and economical automatic transmission.
Both the transmission itself and the control system are simpler than the automatic transmissions in use today and the efficiency is also higher. For example, it is about 960/0 or more and is constant in the normal range of gear ratios of 12: 1. Since the transmitted force remains constant in this entire area. the ratio of the maximum to the minimum torque is also approximately 12: 1. A simple change can achieve an enormous torque multiplication in creep speed. Since the gearbox is fully synchronized, it works extremely smoothly without interrupting the power flow.
Thanks to the split power transmission, the transmission works extremely economically. The special combination of continuously variable transmission and change gear ensures that the power flow through the continuously variable transmission never exceeds its maximum permissible value and at the same time it is ensured that the transmitted force remains constant over the entire range. If the overall transmission ratio is very small or zero and accordingly the load capacity of the continuously variable transmission is very small, then little or no power is transmitted via the continuously variable transmission. If the overall transmission ratio increases, the power flow also increases, whereby the load capacity of the continuously variable transmission is high.
Further, at the maximum gear ratio in normal driving, the continuously variable transmission is essentially not used and all of the power is transmitted through the change gear to increase driving efficiency.
The control system effects a completely automatic change of the gear ratio depending on the driving speed and the required torque at the most economical engine speed. The change in the gear ratio in the continuously variable transmission is coordinated so favorably with the change in the gear ratio in the change gear that a perfect synchronization and a constant transition in the gear ratios is automatically achieved at the time of the shift, whereby the power flow through the gear is never interrupted.