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Die
Erfindung betrifft ein Getriebe zum Verteilen eines Antriebsmomentes
auf wenigstens zwei Abtriebswellen mit mindestens zwei wenigstens
dreiwelligen Differenzialen und ein Verfahren zum Steuern und Regeln
eines derartigen Getriebes.
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In
der Praxis wird bekannterweise bei Fahrzeugen ein von einer Antriebsmaschine
erzeugtes Antriebsmoment bedarfsgerecht über ein Getriebe zu den Antriebsrädern geleitet.
Sind Fahrzeuge, wie beispielsweise Allrad-Pkws oder allradgetriebene
Lkws, mit mehreren angetriebenen Achsen ausgeführt, muss die Leistung der
Antriebsmaschine im Antriebsstrang eines derartigen Fahrzeugs auf
die einzelnen Antriebsachsen verteilt werden.
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Zur
Leistungsverteilung werden sogenannte Differenzialgetriebe eingesetzt,
wobei Längsdifferenziale
in Fahrtrichtung gesehen zur Längsverteilung der
Antriebsleistung der Antriebsmaschine auf mehrere angetriebene Achsen
eines Fahrzeuges eingesetzt werden. Sogenannte Querdifferenziale
bzw. Ausgleichsgetriebe werden in bezug auf die Fahrtrichtung eines
Fahrzeugs zu einer Querverteilung der Antriebsleistung auf Antriebsräder einer
Fahrzeugachse verwendet.
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Die
in der Praxis herkömmlich
verwendeten Bauarten von Differenzialgetrieben sind sogenannte Kegelraddifferenziale,
Stirnraddifferenziale in Planetenbauweise oder auch Schneckenraddifferenziale. Insbesondere
Stirnraddifferenziale werden wegen der Möglichkeit zur unsymmetrischen
Momen tenverteilung meist als Längsdifferenziale
eingesetzt. Kegelraddifferenziale stellen mittlerweile für den Querausgleich
bei Fahrzeugen einen Standard dar und Schneckenraddifferenziale
werden sowohl zur Längsverteilung
als auch für
eine Querverteilung eingesetzt.
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Mit
Hilfe derartiger Verteilergetriebe besteht die Möglichkeit, ein Antriebsmoment
in beliebigen Verhältnissen
auf mehrere Antriebsachsen zu verteilen, ohne Verspannungen in einem
Antriebsstrang zu erzeugen. Des Weiteren wird mit dem Einsatz von Ausgleichsgetrieben
erreicht, dass Antriebsräder
einer Antriebsfahrzeugachse mit unterschiedlichen Drehzahlen unabhängig voneinander
entsprechend den verschiedenen Weglängen der linken bzw. rechten
Fahrspur angetrieben werden können,
wodurch das Antriebsmoment symmetrisch und somit giermomentenfrei
auf beide Antriebsräder
verteilbar ist.
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Diesen
beiden Vorteilen steht jedoch der Nachteil gegenüber, dass die auf die Fahrbahn übertragbaren
Vortriebskräfte
zweier Antriebsräder
einer Fahrzeugachse bzw. zweier oder mehrerer Antriebsachsen aufgrund
der Ausgleichstätigkeit
eines Differenzialgetriebes jeweils von dem geringeren bzw. geringsten übertragbaren
Antriebsmoment der beiden Antriebsräder bzw. der Antriebsachsen
abhängig
ist. Das bedeutet, wenn ein beispielsweise auf Glatteis stehendes
Antriebsrad durchdreht, wird dem anderen Antriebsrad kein höheres Moment
als dem durchdrehenden Antriebsrad zugeführt, auch wenn es auf griffigem
Untergrund steht. In einer solchen Fahrsituation kann das Fahrzeug
aufgrund der Ausgleichstätigkeit
eines Differenzialgetriebes, welche eine Drehzahldifferenz zwischen
zwei Abtriebswellen eines Differenzialgetriebes ermöglicht,
nachteilhafterweise nicht anfahren.
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Deshalb
ist in der Praxis dazu übergegangen worden,
eine Ausgleichsbewegung eines Ausgleichsgetriebes bei Vorliegen
kritischer Fahrzustände
durch geeignete Maßnahmen
zu behindern. Dies wird beispielsweise durch eine manuell oder automatisch
mit mechanischen, magnetischen, pneumatischen oder hydraulischen
Mitteln aktivierbare und an sich bekannte Differenzialsperre realisiert,
die durch ein Blockieren des Ausgleichsgetriebes jede Ausgleichsbewegung
zu 100 % sperrt.
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Des
Weiteren werden selbsttätig
sperrende Differenziale, die auch Ausgleichsgetriebe mit begrenztem
Schlupf oder Sperrdifferenziale genannt werden, verwendet. Derartige
Ausgleichsgetriebe ermöglichen
es, auf ein Rad einer Fahrzeugachse oder eine Antriebsachse auch
dann ein Drehmoment zu übertragen,
wenn das andere Rad oder bei mehreren Antriebsachsen die andere
Antriebsachse infolge schlechter Bodenhaftung durchrutscht. Gleichzeitig geht
jedoch der Vorteil der vorgenannten giermomentenfreien Kraftübertragung
verloren, und die freie Anpassung der Raddrehzahlen an die Weglängen der
beiden Fahrspuren der beiden Antriebsräder einer Antriebsachse wird
nachteilhafterweise ebenfalls behindert.
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Weiters
ist es aus der Praxis bekannt, extern angesteuerte Differenzialbremsen
zum Einstellen eines Grades der Ausgleichstätigkeit eines Ausgleichsgetriebes
vorzusehen. Derartige Differenzialbremsen stellen oft elektronisch
geregelte und hydraulisch betätigte
Systeme dar, bei welchen in Abhängigkeit
von dem jeweiligen Fahrzustand ein normalerweise nicht gesperrtes
oder nur schwach gesperrtes Differenzial in weiten Grenzen sperrbar
ist. Eine Höhe
der Behinderung der Ausgleichstätigkeit
eines Differenzialgetriebes ist über
eine Steuerung an den jeweils aktuellen Fahrzustand anpassbar.
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Letztgenannte
Lösungen
weisen jedoch den Nachteil auf, dass sie durch einen hohen Steuerungs-
und Regelungsaufwand charakterisiert sind und zudem aufgrund der
Hydraulik einen hohen konstruktiven Aufwand erfordern.
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Aus
der
DE 197 48 525
A1 ist eine Allradantriebseinheit mit einem Zentraldifferenzial
bekannt, bei dem ein Getriebeausgangsmoment eines Schaltgetriebes über ein
Antriebszahnrad in das Zentraldifferenzial eingeleitet wird. Das
Getriebeausgangsmoment des Schaltgetriebes wird über den Planetenträger eines
ersten Planetensatzes des Zentraldifferenzials in dieses eingeleitet
und über
Planeten auf das Sonnenrad des ersten Planetensatzes geführt, welches
mit der linken Halbachse einer ersten angetriebenen Achse des Fahrzeugs
verbunden ist. Das Hohlrad des ersten Planetensatzes ist einstückig mit dem
Hohlrad eines zweiten Planetensatzes des Zentraldifferenzials ausgeführt, so
dass das über
dem Planetenträger
des ersten Planetensatzes eingeleitete Antriebsmoment über die
Planeten und das Hohlrad des ersten Planetensatzes auf das zweite
Hohlrad des zweiten Planetensatzes geführt wird. Der Planetenträger des
zweiten Planetensatzes ist mit einer zweiten Antriebsachse des Fahrzeuges
wirkverbunden und das Sonnenrad des zweiten Planetensatzes steht
mit der rechten Halbachse der ersten angetriebenen Achse des Fahrzeugs
in Verbindung. Mit dieser mit einem Zentraldifferenzial ausgeführten Allradantriebseinheit
besteht die Möglichkeit,
ein Antriebsmoment einer Antriebsmaschine in Fahrzeugquerrichtung
zwischen zwei Antriebsrädern
einer Fahrzeugachse und zusätzlich
in Fahrzeuglängsrichtung
zwischen zwei Antriebsachsen im Bauraum optimierter Art und Weise
zu verteilen.
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Nachteilig
dabei ist jedoch, dass eine durch die Zähnezahlen der beiden Planetensätze sowie
die Kopplung der beiden Planetensätze fest vorgegebene Verteilung
des Antriebsmomentes zwischen den Abtriebswellen des Zentraldifferenzials
während
des Betriebs nicht veränderbar
ausgeführt
ist, so dass eine betriebszustandsabhängige, individuelle Verteilung
des Antriebsmomentes, um beispielsweise eine Fahrstabilität eines
Fahrzeuges zu erhöhen,
nicht durchführbar
ist.
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Der
vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde ein Getriebe
zum Verteilen eines Antriebsmomentes auf wenigstens zwei Abtriebswellen
zur Verfügung
zu stellen, mittels dem eine Verteilung betriebszustandsabhängig variierbar
ist.
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Erfindungsgemäß wird diese
Aufgabe mit einem Getriebe gemäß den Merkmalen
des Patentanspruches 1 sowie mit einem Verfahren zum Steuern und
Regeln eines Getriebes gemäß den Merkmalen des
Patentanspruches 14 gelöst.
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Mit
dem erfindungsgemäßen Getriebe
zum Verteilen eines Antriebsmomentes auf wenigstens zwei Abtriebswellen
mit mindestens zwei wenigstens dreiwelligen Differenzialen ist mit
einfachen konstruktiven Mitteln sowie mit geringem Bauraumbedarf
ein Verteilungsgrad des Antriebsmomentes zwischen den Abtriebswellen
betriebszustandsabhängig
variierbar.
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Dies
wird dadurch erreicht, dass die Übertragungsfähigkeiten
der zwischen der dritten Welle des zweiten Differenziales und der
zweiten Welle des ersten Differenziales sowie zwischen der zweiten
Welle und der dritten Welle des zweiten Differenziales angeordneten
reibschlüssigen
Schaltelemente über eine
Aktuatorik derart einstellbar sind, dass ein Verteilungsgrad des
Antriebsmomentes zwischen den Abtriebswellen betriebszustandsabhängig, beispielsweise
zur Erhöhung
einer Fahrstabilität
eines Fahrzeugs, variierbar ist.
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Mit
dem erfindungsgemäßen Verfahren
zum Steuern und Regeln eines Getriebes, bei welchem zur Verteilung
eines Antriebsmomentes zwischen den beiden Abtriebswellen die Übertragungsfähigkeiten
der beiden reibschlüssigen
Schaltelemente zwischen einem unteren Grenzwert, bei dem im Wesentlichen
kein Drehmoment von den Kupplungen übertragen wird, und einem oberen
Grenzwert, der einem synchronen Zustand der Kupplungen entspricht
und bei dem ein an einer Kupplung anliegendes Drehmoment vollständig und
wenigstens annähernd
verlustfrei übertragen
wird, besteht vorteilhafterweise die Möglichkeit, die für die jeweilige
Fahrsituation günstigste
Antriebscharakteristik einzustellen, sowie einen Wirkungsgrad des
Getriebes zu verbessern.
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Weitere
Vorteile und vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung ergeben
sich aus den Patentansprüchen
und den unter Bezugnahme auf die Zeichnung prinzipmäßig beschriebenen
Ausführungsbeispielen.
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Es
zeigt:
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1 eine
stark schematisierte Darstellung des erfindungsgemäßen Getriebes;
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2 eine
grafische Darstellung eines Zusammenhanges zwischen den Übertragungsfähigkeiten
der reibschlüssigen
Schaltelemente des Getriebes gemäß 1 und
einem Verteilungsgrad des Antriebsmomentes zwischen den beiden Abtriebswellen
des Getriebes und
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3 ein
Räderschema
eines ersten Ausführungsbeispieles
des in 1 dargestellten Getriebes.
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Bezug
nehmend auf 1 ist ein Grundschema eines
Getriebes 1 gezeigt, welches vorzugsweise als Differenzialgetriebe
zur Längsverteilung
eines Antriebsmomentes einer Antriebsmaschine in einem Fahrzeug
einsetzbar ist. Mit dem Getriebe 1 besteht auf einfache
Art und Weise die Möglichkeit,
das Antriebsmoment in Längsrichtung,
d. h. in Fahrtrichtung eines Fahrzeuges gesehen, zwischen zwei antreibbaren
Fahrzeugachsen eines Fahrzeuges bedarfsgerecht zu verteilen.
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Das
Getriebe 1 ist mit zwei Differenzialen 2, 3 ausgeführt, die
in Abhängigkeit
des jeweils vorliegenden Anwendungsfalles jedes aus der Praxis bekannte
Differenzial, wie beispielsweise ein Minus- oder Plus-Planetensatz
(in Bauart als Kegelrad- oder Stirnrad- oder Stufenrad-Planetensatz)
sowie als ein Torsendifferenzial ausgebildet sein kann. Die Be-griffe
Plus- und Minus-Planetensatz sind aus der Getrie besystematik bekannt
(ein Plus-Planetensatz bezeichnet ein Planetengetriebe, dessen Hohlrad
mit gleicher Drehrichtung rotiert wie das Sonnenrad, wenn der Steg
festgehalten wird; entsprechend rotiert das Hohlrad eines Minus-Planetensatzes
bei festgehaltenem Steg in zum Sonnenrad entgegengesetzter Richtung).
Eine erste Welle 4 des ersten Differenzials 2 ist
mit einer Getriebeausgangswelle 5 eines Hauptgetriebes 6 verbunden,
das wiederum einer Antriebsmaschine 7 nachgeschaltet ist.
Das Hauptgetriebe 6 ist zur Darstellung unterschiedlicher Übersetzungen
vorgesehen und kann jedes an sich aus der Praxis bekannte Getriebe
sein.
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Eine
zweite Welle 8 des ersten Differenzials 2 ist
mit einer ersten Abtriebswelle 9 des Getriebes 1 verbunden,
welche vorliegend mit der Vorderachse 9A des Antriebsstranges 10 wirkverbunden
ist. Eine dritte Welle 11 des ersten Differenzials 2 ist
mit einer ersten Welle 12 des zweiten Differenzials 3 verbunden.
Eine zweite Welle 13 des zweiten Differenzials ist mit
einer zweiten Abtriebswelle 14 des Getriebes 1,
welche vorliegend zur Hinterachse 14A des Antriebsstranges 10 führt, verbunden.
Zwischen einer dritten Welle 15 des zweiten Differenzials 3 und
der zweiten Welle 8 des ersten Differenzials 2 sowie
zwischen der zweiten Welle 13 und der dritten Welle 15 des
zweiten Differenzials 3 ist jeweils ein reibschlüssiges Schaltelement 16 bzw. 17 angeordnet.
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Die
beiden reibschlüssigen
Schaltelemente 16 und 17 sind vorliegend als steuer-
und regelbare reibschlüssige
Lamellenkupplungen ausgeführt,
deren Übertragungsfähigkeiten
jeweils über
eine in 3 dargestellte Aktuatorik 18 einstellbar
sind. Mit den reibschlüssigen
Schaltelementen 16 und 17 besteht die Möglichkeit,
ein Antriebsmoment der Antriebsmaschine 7 bzw. ein Getriebeausgangsmoment des
Hauptgetriebes 6 variabel und bedarfsgerecht zwischen den
beiden Abtriebswellen 9 und 14 zu verteilen.
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Die
Ansteuerung der beiden reibschlüssigen Schaltelemente 16 und 17 sowie
die daraus resultierende Verteilung des an dem Getriebe 1 anliegenden Antriebsmomentes
auf die beiden Fahrzeugachsen 9A und 14A bzw.
die Abtriebswellen 9 und 14 wird anhand der Darstellung
in 2 näher
erläutert.
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2 zeigt
drei schematisierte Verläufe,
wovon ein erster Verlauf gk_16 einen Verlauf einer Übertragungsfähigkeit
der ersten Kupplung 16 bzw. des ersten reibschlüssigen Schaltelementes
zwischen einem unteren Grenzwert W(u) und einem oberen Grenzwert
W(o) darstellt. Ein weiterer Verlauf gk_17 stellt den Verlauf der Übertragungsfähigkeit der
zweiten Kupplung 17 bzw. des zweiten reibschlüssigen Schaltelementes
dar, der mit dem Verlauf gk_16 der ersten Kupplung 16 korrespondiert. Ein
dritter Verlauf vt stellt den Verlauf eines Verteilungsgrades des
Antriebsmomentes der Antriebsmaschine 2 zwischen den beiden
Abtriebswellen 9 und 14 grafisch dar.
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Im
Punkt I, in welchem die Übertragungsfähigkeit
der ersten Kupplung 16 dem unteren Grenzwert W(u) entspricht,
wird über
die erste Kupplung 16 im Wesentlichen kein Drehmoment übertragen. Gleichzeitig
ist die Übertragungsfähigkeit
der zweiten Kupplung 17 auf den oberen Grenzwert W(o) eingestellt,
bei dem sich die zweite Kupplung 17 in einem synchronen
Zustand befindet und zwischen den beiden Kupplungshälften der
zweiten Kupplung 17 kein Schlupf auftritt. In diesem Betriebszustand
der beiden Kupplungen 16 und 17 wird das Antriebsmoment der
Antriebsmaschine 2 einem ersten Grundverteilungsgrad entsprechend
zwischen den beiden Fahrzeugachsen 9A und 14A verteilt.
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Im
Bereich zwischen dem Punkt I und einem zweiten Punkt II des Diagramms
gemäß 2 wird die Übertragungsfähigkeit
der zweiten Kupplung 17 derart gesteuert und geregelt eingestellt,
dass die Kupplung 17 in ihrem synchronen Zustand verbleibt. Gleichzeitig
wird die Übertragungsfähigkeit
der ersten Kupplung 16 von ihrem unteren Grenzwert W(u), bei
dem sie kein Drehmoment überträgt, in Richtung des
oberen Grenzwertes W(o) der Übertragungsfähigkeit
verändert,
bei welchem sich die erste Kupplung 16 ebenfalls in ihrem
synchronen Zustand befindet. Das bedeutet, dass die Übertragungsfähigkeit der
ersten Kupplung 16 im Bereich zwischen dem Punkt I und
dem Punkt II stetig angehoben wird. Dies hat zur Folge, dass sich
der Verteilungsgrad des Antriebsmomentes zwischen den beiden Fahrzeugachsen 9A und 14A ändert, da
mit steigender Übertragungsfähigkeit
der ersten Kupplung 16 ein zunehmender Teil des Antriebsmomentes
auf die vordere Fahrzeugachse 9A geführt wird.
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Bei
Vorliegen des Betriebszustandes des Antriebsstranges 10,
der dem Punkt II des Diagramms gemäß 2 entspricht
und bei dem sich beide Kupplungen 16 und 17 in
synchronem Zustand befinden, sind die beiden Differenziale 2 und 3 und damit
das Getriebe 1 gesperrt, so dass die beiden Abtriebswellen 9 und 14 mit
gleicher Drehzahl angetrieben werden (und bei idealen Betriebsbedingungen
bei Geradeausfahrt ein Verteilungsgrad des Antriebsmomentes zwischen
den beiden Fahrzeugachsen 9A und 14A von 50:50
vorliegt). Durch Aufhebung von Ausgleichsbewegungen stellt sich
die Momen tenverteilung aufgrund der Reibwertverhältnisse der Räder ein.
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In
einem Bereich zwischen dem zweiten Punkt II und einem dritten Punkt
III des Diagramms gemäß 2 wird
die Übertragungsfähigkeit
der ersten Kupplung 16 derart geregelt und gesteuert eingestellt,
dass die erste Kupplung 16 in ihrem Synchronzustand gehalten
wird. Gleichzeitig wird die Übertragungsfähigkeit
der zweiten Kupplung 17 ausgehend von dem oberen Grenzwert
W(o) der Übertragungsfähigkeit,
bei welchem die zweite Kupplung 17 synchron ist, stetig
in Richtung des unteren Grenzwertes W(u) der Übertragungsfähigkeit
reduziert, bei dem die zweite Kupplung 17 im Wesentlichen
kein Drehmoment überträgt.
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Wie 2 zu
entnehmen ist, steigt der Verlauf vt des Verteilungsgrades des Antriebsmomentes zwischen
den Fahrzeugachsen 9A und 14A bzw. zwischen den
beiden Abtriebswellen 9 und 14 mit zunehmender
Reduzierung der Übertragungsfähigkeit
der zweiten Kupplung 17 bis hin zu seinem maximalen Wert
im Punkt III an, bei dem das Antriebsmoment einem zweiten Grundverteilungsgrad
entsprechend zwischen den beiden Abtriebswellen 9 und 14 verteilt wird.
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Mittels
der beiden steuer- und regelbaren Kupplungen 16 und 17 besteht
die Möglichkeit,
das Antriebsmoment der Antriebsmaschine 7 bzw. das Getriebeausgangsmoment
des Hauptgetriebes 6 bedarfsgerecht, stufenlos und wirkungsgradoptimiert zwischen
den Fahrzeugachsen 9A und 14A zu verteilen. Eine
Verbesserung des Wirkungsgrades des Getriebes 1 wird durch
die vorbeschriebene Vorgehensweise bei der Steuerung und Regelung
der Übertragungsfähigkeiten
der beiden Kupplungen erreicht, da stets eine der beiden Kupplun gen 16 bzw. 17 schlupffrei
betrieben wird, während
die andere Kupplung 17 bzw. 16 mit einer mit der
betriebssituationsabhängigen
Antriebsleistungsverteilung im Antriebsstrang korrespondierenden
Differenzdrehzahl betrieben wird. Mittels dieser Betriebsstrategie
lassen sich die Reibungsverluste mit allen Vorteilen eines kupplungsgesteuerten
Allradantriebes minimieren.
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Des
Weiteren besteht durch den Einsatz der beiden steuer- und regelbaren
Kupplungen 16 und 17 im Getriebe 1 vorteilhafterweise
die Möglichkeit,
das Hauptgetriebe 6 ohne ein separates Anfahrelement, wie
beispielsweise einen hydrodynamischen Drehmomentwandler oder eine
reibschlüssige
Anfahrkupplung, auszuführen
oder ein Anfahrelement als zusätzliches
Bauelement in den Antriebsstrang integrieren zu müssen, da
entweder eine der beiden Kupplungen 16 bzw. 17 oder
beide Kupplungen 16 und 17 die Funktion eines
Anfahrelementes übernehmen
können.
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Des
Weiteren besteht die Möglichkeit,
die beiden Kupplungen als Anfahrhilfe für einen mit einer abgasturbogeladenen
Dieselbrennkraftmaschine ausgeführten
Antriebsstrang einzusetzen, da Dieselbrennkraftmaschinen dieser
Bauart bekannterweise eine Anfahrschwäche aufweisen. Über die
beiden Kupplungen 16 und 17 besteht wiederum die
Möglichkeit,
den Abtrieb eines Kraftfahrzeuges von der Dieselbrennkraftmaschine
zunächst
zu entkoppeln und auf eine erforderliche Drehzahl zu führen, bei welcher
der Abgasturbolader ausreichend wirksam ist und bei Erreichen dieser
Drehzahl den Kraftfluss zwischen der Dieselbrennkraftmaschine und
dem Abtrieb des Fahrzeuges über
die beiden Kupplungen 16 und 17 auf einfache Art
und Weise wieder herzustellen. Hierdurch wird ein zügiges, sportliches
Anfahrverhalten des Fahrzeugs erreicht.
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Ist
das Hauptgetriebe 6 beispielsweise als ein stufenloses
Getriebe mit einem Kettenvariator ausgeführt, besteht vorteilhafterweise
die Möglichkeit,
den Variator bei stehendem Fahrzeug in seine Anfahrübersetzung
zu verstellen, wenn der stehende Abtrieb des Fahrzeuges bei geöffneten
Kupplungen 16 und 17 von dem Hauptgetriebe 7 getrennt
ist.
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Darüber hinaus
ist aufgrund der erfindungsgemäßen Ausgestaltung
des Antriebsstranges 10 mit dem Getriebe 1, das
mit den beiden Kupplungen 16 und 17 ausgeführt ist,
eine optimale Beeinflussung der Fahrdynamik, der Traktion sowie
der Stabilität
eines mit dem erfindungsgemäßen Antriebsstranges ausgeführten Fahrzeuges
gewährleistet.
Des Weiteren ist der Antriebsstrang 10 im Vergleich zu
aus der Praxis bekannten Lösungen
durch ein geringeres Gewicht gekennzeichnet.
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Die
beiden Differenziale 2 und 3 sind entsprechend
ihrer konstruktiven Ausgestaltung jeweils durch eine bestimmte Übersetzung
gekennzeichnet. Die Übersetzungen
der beiden Differenziale bestimmen die beiden vorgenannten Grundverteilungsgrade,
welche sich bei geschlossener erster Kupplung 16 oder bei
geschlossener zweiter Kupplung 17 bei gleichzeitig geöffneter
zweiter Kupplung 17 bzw. geöffneter erster Kupplung 16 einstellen.
D. h., dass zur Einstellung definierter Grundverteilungsgrade jeweils Differenziale
mit den entsprechenden mechanisch vorgegebenen Übersetzungen vorzusehen sind.
Die Grundverteilungsgrade sind in allen Fahrsituationen eines Fahrzeugs,
wie einer Vorwärtsfahrt, einer Rückwärtsfahrt,
einem Zug- oder Schubbetrieb oder während einer Kurvenfahrt wirksam.
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So
wird bei geschlossener zweiter Kupplung 17 das zweite Differenzial 3 überbrückt und
das Antriebsmoment wird dem zweiten Grundverteilungsgrad entsprechend,
bei dem beispielsweise 30 % des Antriebsmomentes auf die Vorderachse
und 70 % des Antriebsmomentes auf die Hinterachse des Antriebsstranges 10 geführt wird,
verteilt. Gleichzeitig führt
das erste Differenzial 2, wie ein aus der Praxis an sich
bekanntes offenes Differenzial lediglich Ausgleichsbewegungen aus,
wodurch Verspannungen im Antriebsstrang 10 vermieden werden.
Das zweite Differenzial 3 läuft verlustfrei in verblocktem
Zustand um, wobei das Fahrzeug mit dominierender Hinterachse zum Übersteuern
neigt.
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Bei
geschlossener erster Kupplung 16 und gleichzeitig geöffneter
Kupplung 2 wird das Antriebsmoment zwischen den beiden
Abtriebswellen 9 und 14 dem ersten Grundverteilungsgrad
entsprechend verteilt, wobei der Grundverteilungsgrad derart ausgeführt sein
kann, dass 60 % des Antriebsmomentes auf die Vorderachse und 40
% des Antriebsmomentes auf die Hinterachse des Antriebsstranges 10 geführt wird.
Die beiden Differenziale 2 und 3 führen in diesem
Betriebszustand der Kupplungen 16 und 17 lediglich
Ausgleichsbewegungen aufgrund unterschiedlicher Schlupfzustände an den
Antriebsrädern sowie
unterschiedlicher Kurvenradien während
Kurvenfahrten aus und das Fahrzeug neigt mit dominierender Vorderachse
zum Untersteuern.
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Werden
beide Kupplungen 16 und 17 gleichzeitig geschlossen
bzw. in synchronem Zustand betrieben, sind die beiden Differenziale 2 und 3 gesperrt bzw.
verblockt, so dass keine getriebeseitige Ausgleichstätigkeit
vorliegt und bei schwierigen Fahrbahnverhältnissen eine optimale Traktion
zur Verfügung
gestellt werden kann.
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Durch
eine geeignete Ansteuerung können zwischen
den beiden Grundverteilungsgraden des Antriebsmomentes zwischen
den Abtriebswellen des Getriebes 1, die eindeutige Betriebszustände darstellen,
stufenlos alle Verteilungsgrade eingestellt werden, um die für die jeweilige
Fahrsituation günstigste Antriebscharakteristik
erzeugen zu können.
So besteht beispielsweise die Möglichkeit,
während
eines Anfahrvorganges oder bei sprungartigen Änderungen des Reibwertes des
Untergrundes die antreibbaren Fahrzeugachsen des Antriebsstranges
eines Fahrzeuges mit gleichen Drehzahlen anzutreiben, was durch
gleichzeitiges Schließen
der beiden Kupplungen erreicht wird.
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Des
Weiteren besteht die Möglichkeit,
den Antriebsstrang 10 während
einer gradlinigen Bewegung oder in leichten Kurven mit einer dominierenden Hinterachse
darzustellen, wozu die zweite Kupplung 16 in synchronem
Zustand zu betreiben ist und über die
erste Kupplung 16 im Wesentlichen kein Drehmoment zu führen ist.
Dieser Betriebszustand des Antriebsstranges ist zudem auch für ein Notprogramm geeignet,
welches beim Ausfall der erfindungsgemäßen Ansteuerung der beiden
Kupplungen zur Verfügung
gestellt wird und bei dem die zweite Kupplung 17 über eine
entsprechende Aktuatorik, vorzugsweise einen Federspeicher, in geschlossenem
Zustand gehalten wird.
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In
Kurvenfahrten, in denen aus Gründen
der Fahrstabilität
ein untersteuerndes Fahrverhalten eines Fahrzeuges erwünscht ist,
wird die erste Kupplung bei gleichzeitig geöffneter zweiter Kupplung in synchronem
Zustand betrieben, so dass das Fahrzeug mit einer dominierenden
Vorderachse dargestellt wird.
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3 zeigt
nun ein Ausführungbeispiel
des in 1 stark schematisiert dargestellten, erfindungsgemäßen Getriebes 1.
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Bei
dem in 3 dargestellten Räderschema des Getriebes 1 sind
die beiden Differenziale 2 und 3 jeweils als Planetensätze ausgebildet,
wobei die erste Welle 4 des ersten Differenzials 2 als
Planetenträger,
die zweite Welle 8 des ersten Differenzials 2 als
Sonnenrad und die dritte Welle 11 des ersten Differenzials 2 als
Hohlrad ausgeführt
ist. Das Hohlrad 11 des ersten Differenzials 2 ist
integral mit der ebenfalls als Hohlrad ausgeführten ersten Welle 12 des
zweiten Differenzials 3 ausgebildet. Die zweite Welle 13 des
zweiten Differenzials 3 ist vorliegend als Planetenträger und
die dritte Welle 15 des zweiten Differenzials 3 ist
als Sonnenrad ausgeführt.
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Darüber hinaus
ist das zweite Differenzial im Gegensatz zu dem als einfacher Planetensatz
ausgeführten
ersten Differenzial 2 als doppelter Planetensatz, d. h.
mit jeweils zwei miteinander kämmenden
Planeten 19A und 19B ausgebildet, um die erforderliche
Drehzahlinvertierung zwischen den Hohlrädern 11 bzw. 12 und
dem Sonnenrad 15 des zweiten Differenzials zu erreichen,
da das Sonnenrad 15 des zweiten Differenzials 3 und
das Sonnenrad 8 des ersten Differenzials 2 über die
Kupplung 16 miteinander in Wirkverbindung bringbar sind.
Selbstverständlich liegt
es im Ermessen des Fachmannes, das erste Differenzial 2 als
doppelten Planetensatz und das zweite Differenzial 3 als
einfa chen Planetensatz auszuführen,
um nach Erfordernis weitere Ausbildungen der Grundverteilungen zu
realisieren.
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Die
beiden Kupplungen 16 und 17 werden vorliegend über die
elektrohydraulische Aktuatorik 18 angesteuert, wobei die
Aktuatorik 18 im Bereich der zweiten Kupplung 17 zusätzlich mit
einer mechanischen Komponente 20 ausgeführt ist, mittels der eine Fahrbarkeit
eines mit dem Getriebe 1 ausgeführten Fahrzeuges bei einem
Ausfall der elektrohydraulischen Komponente der Aktuatorik 18 sichergestellt wird.
Die mechanische Komponente 20 der Aktuatorik 18 ist
vorliegend als eine Federeinrichtung ausgeführt, die die zweite Kupplung 17 ohne
den von der elektrohydraulischen Komponente der Aktuatorik 18 anliegenden
Ansteuerdruck in einem synchronen Zustand bzw. in einem geschlossenen
Zustand hält. Das
bedeutet, dass die zweite Kupplung 17 von der elektrohydraulischen
Komponente der Aktuatorik 18 durch einen entsprechenden
Ansteuerdruck bedarfsweise geöffnet
oder derart schlupfend betrieben werden kann, dass die vorbeschriebenen
erfindungsgemäßen Zustände des
Getriebes 1 darstellbar sind.
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Die
Ausgestaltung der Aktuatorik 18 mit der elektrohydraulischen
Komponente und der mechanischen Komponente 20 bietet zusätzlich die
Funktionalität
einer Parkbremse, welche bei einer Kombination des Getriebes 1 mit
einem als Automatgetriebe ausgeführten
Hauptgetriebe 6 zur Fahrzeugsicherung im Fahrzeugstillstand
abtriebsseitig des Hauptgetriebes benötigt wird.
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Selbstverständlich liegt
es im Ermessen des Fachmannes das Getriebe 1 mit einer
herkömmlichen
Parksperreneinrichtung 21, welche, wie in 3 dargestellt,
der Abtriebs welle 9 oder auch Welle 14 zugeordnet
ist, im Kraftfluss des Antriebsstranges den beiden Differenzialen 2 und 3 nachgeschaltet
anzuordnen.
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Generell
sind bei dem erfindungsgemäß ausgeführten Getriebe 1 im
Vergleich zu aus der Praxis bekannten Überlagerungsgetrieben Wälzverluste minimiert,
da über
die Zahnradpaarungen lediglich reine Ausgleichsbewegungen zwischen
den Fahrzeugachsen eines Antriebsstranges eines Fahrzeuges ausgeführt werden.
Zusätzlich
ist der Wirkungsgrad des erfindungsgemäßen Getriebes im Vergleich zu
herkömmlichen
Verteilergetrieben mit regelbaren Sperren verbessert, da die Verluste
in den beiden reibschlüssigen
Schaltelementen bzw. den Kupplungen durch Vermeidung langanhaltender
Schlupfzustände
während
der Regelung der Kupplungen reduziert werden. Darüber hinaus
steht eine Überlagerungsfunktionalität des Getriebes 1,
welche durch die beiden Differenziale 2 und 3 zur
Verfügung
gestellt wird, unabhängig
von der jeweilig vorliegenden Fahrsituation, wie beispielsweise
der Kurvensituation, den Schlupfverhältnissen sowie den dynamischen Raddurchmesser-Veränderungen,
zur Verfügung,
so dass das Antriebsmoment mit jeweils an die Fahrsituation angepassten
Verteilungsgraden zwischen den Fahrzeugachsen verteilt werden kann.
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- 1
- Getriebe
- 2
- erstes
Differenzial
- 3
- zweites
Differenzial
- 4
- erste
Welle des ersten Differenzials
- 5
- Getriebeausgangswelle
- 6
- Hauptgetriebe
- 7
- Abtriebsmaschine
- 8
- zweite
Welle des ersten Differenzials
- 9
- erste
Abtriebswelle
- 9A
- Vorderachse
- 10
- Antriebsstrang
- 11
- dritte
Welle des ersten Differenzials
- 12
- erste
Welle des zweiten Differenzials
- 13
- zweite
Welle des zweiten Differenzials
- 14
- zweite
Abtriebswelle
- 14A
- Hinterachse
- 15
- dritte
Welle des zweiten Differenzials
- 16
- reibschlüssiges Schaltelement,
erste Kupplung
- 17
- reibschlüssiges Schaltelement,
zweite Kupplung
- 18
- Aktuatorik
- 19A,
B
- Planet
des zweiten Differenzials
- 20
- mechanische
Komponente der Aktuatorik
- 21
- Parksperreneinrichtung
- gk_16
- Verlauf
der Übertragungsfähigkeit
-
- der
ersten Kupplung
- gk_17
- Verlauf
der Übertragungsfähigkeit
-
- der
zweiten Kupplung
- vt
- Verteilungsgrad