DE112004000874B4

DE112004000874B4 - Getriebe

Info

Publication number: DE112004000874B4
Application number: DE112004000874T
Authority: DE
Inventors: Hikosaburo Hiraki; Takashi Komatsu Kuse; Toshikazu Hirakata Okada; Shigeru Hirakata Yamamoto; Naoki Oyama Ishizaki
Original assignee: Komatsu Ltd
Current assignee: Komatsu Ltd
Priority date: 2003-05-21
Filing date: 2004-04-30
Publication date: 2008-04-30
Anticipated expiration: 2024-05-01
Also published as: US7416503B2; WO2004104449A1; GB0612717D0; JP4632951B2; GB2416375B; US20060217225A1; US7448976B2; GB2424930A; GB2424931A; US20080108467A1; GB2416375A; GB2424931B; GB0612716D0; DE112004000874T5; GB0522404D0; JPWO2004104449A1

Abstract

Getriebe (1) mit einer Eingangswelle (3), einer Ausgangswelle (8), einem Planetengetriebemechanismus (9), der zwischen die Eingangswelle (3) und die Ausgangswelle (8) gesetzt ist, einem ersten Pumpenmotor (7) und einem zweiten Pumpenmotor (15), der mit dem ersten Pumpenmotor (7) verbunden ist, wobei die Eingangswelle (3) mit einem ersten Element (4) des Planetengetriebemechanismus (9) gekoppelt ist, der zweite Pumpenmotor (15) mit einem zweiten Element (13) des Planetengetriebemechanismus (9) gekoppelt ist und die Ausgangswelle (8) mit einem dritten Element (16) des Planetengetriebemechanismus (9) gekoppelt ist, wobei das Getriebe (1) ferner Folgendes aufweist:
einen Schaltmechanismus (6) zum wahlweisen Koppeln des ersten Pumpenmotors (7) mit entweder der Eingangswelle (3) oder der Ausgangswelle (8);
gekennzeichnet, durch
eine Steuereinrichtung zum Steuern des Schaltmechanismus (6), um während des Schaltbetriebs, der durch den Schaltmechanismus (6) durchgeführt wird, einen Fahrzeuggeschwindigkeitsbereich zu bilden, der die Rotation des zweiten Pumpenmotors (15) zum Anhalten bringt.

Description

GETRIEBE
Technischer Bereich
Die vorliegende Erfindung betrifft ein hydromechanisches oder ein elektromechanisches Getriebe mit einem Planetengetriebemechanismus in Kombination mit Pumpmotoren oder Generatormotoren gemäß Anspruch 1 oder 11.
Zugrunde liegender Stand der Technik
Bekannt sind herkömmlicherweise als hydraulische Getriebe (i) reine hydraulische Getriebe (beispielsweise hydrostatische Getriebe (HST)), die die gesamte Eingabeleistung, die von einem Verbrennungsmotor zugeführt wird, in einen Öldruck umwandeln und diese übertragen, und (ii) hydromechanische Getriebe (HMT) (Leistungsaufteilbauart), die hydraulisch einen Teil einer Eingabeleistung übertragen, während sie den übrigen Teil mechanisch übertragen. Die letztgenannten Getriebe (HMT) haben den Vorteil, dass sie einen höheren Wirkungsgrad erzielen als die erstgenannten Getriebe (HST), da sie nur einen Teil der mechanischen Leistung in eine hydraulische Leistung umwandeln und die Übertragungseffizienz der mechanischen Leistung hoch ist. Aus diesem Grund wird behauptet, dass die hydromechanischen Getriebe ideale Getriebe für Fahrzeuge sind, die großen Lastschwankungen ausgesetzt werden, wie zum Beispiel Bulldozer und Radlader, und daher werden einige von diesen tatsächlich in solchen Fahrzeugen eingesetzt.
Ein typisches hydromechanisches Getriebe (HMT) hat variable Drehzahlcharakteristiken durch einen Planetengetriebemechanismus. Von den drei Elementen (insbesondere einem Sonnenrad, einem Träger, der mit einem Planetenrad ausgestattet ist, und einem Zahnkranz) des Planetengetriebemechanismus sind das erste Element und das zweite Element mit der Eingangswelle bzw. der Ausgangswelle gekoppelt, während das dritte Element mit der Hydraulikpumpe oder dem Hydraulikmotor gekoppelt ist. Die Drehzahl der Hydraulikpumpe oder des Hydraulikmotors wird verändert, um dadurch die Drehzahl der Ausgangswelle zu ändern.
Das vorstehend genannte HMT wird in zwei Bauarten klassifiziert. Eine ist als „die Ausgangsaufteilbauart" bekannt, bei der die Hydraulikpumpe oder der Hydraulikmotor, der mit dem Planetengetriebemechanismus gekoppelt ist, durch einen Hydraulikschaltkreis mit einer weiteren Hydraulikpumpe oder einem Hydraulikmotor verbunden ist, der wiederum mit der Eingangswelle des Getriebes gekoppelt ist, so dass es ein konstantes Drehzahlverhältnis hat. Das andere ist als „die Eingangsaufteilbauart" bekannt, bei der die Hydraulikpumpe oder der Hydraulikmotor, der mit dem Planetengetriebemechanismus gekoppelt ist, durch einen Hydraulikschaltkreis mit einer weiteren Hydraulikpumpe oder einem Hydraulikmotor verbunden ist, der wiederum mit der Ausgangswelle des Getriebes gekoppelt ist, so dass es ein konstantes Drehzahlverhältnis hat. Ferner werden die Ausgangsaufteilbauart und die Eingangsaufteilbauart jeweils in sechs Bauarten klassifiziert, je nachdem welches der drei Elemente des Planetengetriebemechanismus mit der Hydraulikpumpe/dem Hydraulikmotor, der Eingangswelle oder der Ausgangswelle gekoppelt ist, so dass 12 Bauarten insgesamt als Basiskombinationen verfügbar sind.
Ein Stand der Technik, der die Erfindung betrifft, ist in der Japanischen Ungeprüften Patentoffenlegungsschrift Nr. 2001-200900 offenbart. Das in dieser Offenlegungsschrift offenbarte Getriebe weist ein hydraulisches Getriebe und ein mechanisches Getriebe mit einem Planetengetriebemechanismus auf. Das hydraulische Getriebe wird durch das mechanische Getriebe betrieben, so dass sie miteinander zusammenwirken, wobei sie mit einer hohen Effizienz über einen breiten Betriebsbereich arbeiten.
Als Nächstes wird Bezug genommen auf 18(a), um ein herkömmliches Getriebe der Ausgangsaufteilbauart (HMT) zu beschreiben, das zwei Pumpenmotoren hat (die als eine Pumpe und als ein Motor dienen). Bei dem Getriebe 100 ist ein erstes Zahnrad 103 an einer Eingangswelle 102 fixiert, zu der eine Antriebsleistung von einem Verbrennungsmotor 101 eingegeben wird, und ist ein zweites Zahnrad 104, das mit dem ersten Zahnrad 103 kämmend eingreift, mit einer Welle 105a eines ersten Pumpenmotors 105 fixiert. An einer Eingangswelle 102 ist ein Sonnenrad 107 eines Planetengetriebemechanismus 106 fixiert. Eine Vielzahl von Planetenrädern 108 greifen kämmend mit dem äußeren Umfang des Sonnenrads 107 ein. Jedes Planetenrad 108 wird durch einen Planetenträger 109 getragen, mit dem eine Ausgangswelle 110 fixiert ist. Ein Zahnkranz 111 greift kämmend mit dem äußeren Umfang des Planetenradsatzes 108 ein. Ein drittes Zahnrad 112 greift kämmend mit dem äußeren Umfang des Zahnkranzes 111 ein und ist mit einer Welle 113a eines zweiten Pumpenmotors 113 fixiert. Hier sind der ersten Pumpenmotor 105 und der zweite Pumpenmotor 113 hydraulisch miteinander durch eine Berohrung 114 verbunden.
Bei einer derartigen Anordnung ist dann, wenn die Drehzahl des zweiten Pumpenmotors 113, anders gesagt die Drehzahl des Zahnkranzes 111 Null beträgt, die Antriebsleistung, die durch das Medium eines Öldrucks übertragen wird, Null, so dass die gesamte Antriebsleistung durch den mechanischen Mechanismus übertragen wird.
Auf der Grundlage der Drehzahl der Ausgangswelle 110 zu diesem Zeitpunkt wird der Betrieb dieses Getriebes beschrieben.

(1) Wenn sich die Drehzahl der Ausgangswelle 110 vergrößert, nimmt der zweite Pumpenmotor 113 eine Antriebsleistung durch das Medium eines Öldrucks auf und wird so betrieben, dass sich die Drehzahl der Ausgangswelle 110 vergrößert. Zu diesem Zeitpunkt wirkt der erste Pumpenmotor 105 als eine Pumpe, während der zweite Pumpenmotor 113 als Motor wirkt, so dass Energie von dem ersten Pumpenmotor 105 in Richtung auf den zweiten Pumpenmotor 113 durch das Medium des Öldrucks strömt. Zu diesem Zeitpunkt wird die Leistung, die durch die hydraulische Leistung übertragen wird, positiv (+), wie durch eine Linie A-B von 18(b) angedeutet ist, so dass die hydraulische Leistung in eine nach vorn weisende Richtung, insbesondere von der Eingangswelle 102 in Richtung auf den Planetengetriebemechanismus 106 übertragen wird.
(2) Wenn sich die Drehzahl der Ausgangswelle 110 verringert, nimmt der zweite Pumpenmotor 113 eine Antriebsleistung von dem Planetengetriebemechanismus 106 auf, wobei er sich in eine Richtung entgegengesetzt zu dem Fall (1) dreht. Zu diesem Zeitpunkt wirkt der zweite Pumpenmotor 113 als Pumpe, während der ersten Pumpenmotor 105 als Motor dient, so dass Energie von dem zweiten Pumpenmotor 113 in Richtung auf den ersten Pumpenmotor 105 durch das Medium des Öldrucks fließt. Zu diesem Zeitpunkt wird die Energie, die durch die hydraulische Leistung übertragen wird, negativ (–), wie durch eine Linie A-C von 18(b) angedeutet ist, so dass die hydraulische Leistung in eine umgekehrte Richtung, insbesondere von dem Planetengetriebemechanismus 106 in Richtung auf die Eingangswelle 102 übertragen wird.

Bei der Eingangsaufteilbauart HMT (Getriebe 200), die in 19(a) gezeigt ist, ist der Planetengetriebemechanismus 106 an der Seite der Eingangswelle 102 angeordnet, wohingegen der erste Pumpenmotor 105 an der Seite der Ausgangswelle 110 liegt. In 19(a) sind diejenigen Teile, die identisch mit denjenigen des Getriebes 100 sind oder diesen entsprechen, dass in 18(a) gezeigt ist, durch die gleichen Bezugszeichen wie in 18(a) identifiziert und deren genaue Erklärung wird weggelassen.
Das Getriebe 200 der Eingangsaufteilbauart arbeitet wie folgt.

(1) Wenn sich die Drehzahl der Ausgangswelle 110 vergrößert, wirkt der zweite Pumpenmotor 113 als Motor, während der erste Pumpenmotor 105 als Pumpe wirkt, so dass Energie von dem ersten Pumpenmotor 105 in Richtung auf den zweiten Pumpenmotor 113 durch das Medium des Öldrucks fließt. Zu diesem Zeitpunkt wird die Antriebsenergie, die durch die hydraulische Leistung übertragen wird, negativ (–), wie durch eine Linie A-D von 19(b) angedeutet ist, so dass die hydraulische Leistung in eine umgekehrte Richtung, insbesondere von der Ausgangswelle 110 in Richtung auf den Planetengetriebemechanismus 106 übertragen wird.
(2) Wenn sich die Drehzahl der Ausgangswelle 110 verringert, nimmt der zweite Pumpenmotor 113 eine Antriebsleistung von dem Planetengetriebemechanismus 106 auf, wobei sie sich in eine Richtung entgegengesetzt zu dem Fall (1) dreht. Zu diesem Zeitpunkt wirkt der zweite Pumpenmotor 113 als Pumpe, während der erste Pumpenmotor 105 als Motor dient, so dass Energie von dem zweiten Pumpenmotor 113 in Richtung auf den ersten Pumpenmotor 105 durch das Medium des Öldrucks fließt. Zu diesem Zeitpunkt wird die Antriebsenergie, die durch die hydraulische Leistung übertragen wird, positiv (+), wie durch eine Linie A-E von 19(b) angedeutet ist, so dass die hydraulische Leistung in eine formweisende Richtung, insbesondere von dem Planetengetriebemechanismus 106 in Richtung auf die Ausgangswelle 110 übertragen wird.

Somit treten sowohl bei dem Getriebe der Ausgangsaufteilbauart als auch bei dem Getriebe der Eingangsaufteilbauart ein Vorwärtsenergiefluss und ein Rückwärtsenergiefluss in der Drehzahlanstiegsseite und der Drehzahlabfallseite auf. Die Getriebeeffizienz der Energie dieses Falls wird nachstehend unter Heranziehung des Getriebes 100 der Ausgangsaufteilbauart untersucht, das in 18 als Beispiel gezeigt ist. Hier beträgt die Getriebeeffizienz der mechanischen Einheit 95 und die Getriebeeffizienz der hydraulischen Einheit 80 (im Allgemeinen ist die Getriebeeffizienz gering, wenn ein Pumpenmotor verwendet wird). Für einen einfachen Vergleich wird ein Fall, bei dem die Ausgangsdrehzahl der Hydraulikeinheit um 0,5 bis 1,5 erhöht wird, wenn die Ausgangsdrehzahl der mechanischen Einheit 1 ist, mit einem Fall verglichen, bei dem die Ausgangsdrehzahl der Hydraulikeinheit um 0,5 auf 0,5 verringert wird, wenn die Ausgangsdrehzahl der mechanischen Einheit 1 beträgt.
20(a) zeigt den Fall, in dem die hydraulische Leistung in die nach vorn weisende Richtung fließt. Ein Drittel (= 0,5/1,5 = 0,333) der Energie (1,0), die von dem Verbrennungsmotor 101 abgegeben wird, fließt zu der Hydraulikeinheit zum Erhöhen der Drehzahl. Übertragen zu der Ausgangswelle 110 werden ein Anteil von 0,633 (= 0,667 × 0,95) der Energie von der mechanischen Einheit und ein Anteil von 0,267 (= 0,333 × 0,8) der Energie von der hydrostatischen Einheit. Als Folge wird die Gesamteffizienz 0,9 (= 0,633 + 0,267). Der Fall, in dem die hydraulische Leistung in die Rückwärtsrichtung fließt, ist in 20(b) gezeigt. Wenn die Energie, von der mechanischen Einheit zu der hydraulischen Einheit übertragen wird, um die Drehzahl zu verringern, durch E dargestellt wird, beträgt die Energie an der Ausgangsseite der mechanischen Einheit vor der Aufteilung 2E und wird die folgende Gleichung erhalten. ((1 + 0,8E) × 0,95) = 2E (Gleichung 1)
Aus Gleichung 1 wird E = 0,766 erhalten, so dass die Gesamteffizienz 0,766 beträgt.
Wie gerade diskutiert wurde tritt dann, wenn die hydraulische Leistung in die Rückwärtsrichtung fließt, ein Fluss einer großen Energie in jedem Element auf, was eine schlechte Effizienz verursacht. Anders gesagt ist der Vorwärtsfluss der hydraulischen Energie besser als der Rückwärtsfluss der hydraulischen Energie. Wie aus den 20(a) und 20(b) entnehmbar ist, steigt dann, wenn ein Teil der Energie in die Rückwärtsrichtung gerichtet wird, die Energie, die durch die mechanische Einheit tritt, an. Das bringt den Bedarf nach einem größeren Planetengetriebemechanismus mit sich, was ein Nachteil hinsichtlich der ökonomischen Effizienz ist.
Die bisherige Technik, die sich auf die Erfindung bezieht, die in der Japanischen Ungeprüften Patentoffenlegungsschrift Nr. 2001-200900 offenbart ist, ist ausgelegt, um die vorstehend beschriebene Situation zu vermeiden, bei der Energie in die Rückwärtsrichtung fließt, durch geeignetes Ändern des Getriebepfads, der sich zwischen dem Planetengetriebemechanismus und der Ausgangswelle erstreckt. Die in dieser Offenlegungsschrift offenbarte Technik hat jedoch einen komplizierten Aufbau des Planetengetriebemechanismus und bringt unvermeidlich eine Vielzahl von Zahnrädern mit sich, die nicht an der Energieübertragung mitwirken, was die Leerlaufverluste vergrößert, wodurch sich ergibt, dass die Getriebeeffizienz der mechanischen Einheit sich verschlechtert. Ferner hat die in dieser Offenlegungsschrift offenbarte Technik einen Nachteil dahingehend, dass, da sie ausgelegt ist, um Gänge durch Wechseln des Getriebepfads zwischen dem Planetengetriebemechanismus und der Ausgangswelle durch Einrücken/Ausrücken von Kupplungen zu wechseln, ein so genannter Drehmomentmangel (insbesondere ein Momentenabfall in dem Drehmoment der Ausgangswelle) oder ein Gangswechselstoß auftreten wird, wenn die Zeitabstimmung des Einrückens/Ausrückens der Kupplung schlecht ist. Ein weiteres Getriebe nach dem Stand der Technik ist in DE 37 33 152 A1 offenbart.
Die Erfindung ist auf Bewältigung der vorstehend genannten Probleme gerichtet und es ist daher eine primäre Aufgabe der Erfindung, ein Getriebe zu schaffen, das eine sehr kompakte Systemkonfiguration hat und die Energieeffizienz über alle Drehzahlbereiche von einem Niedrigdrehzahlbereich zu einem Hochdrehzahlbereich vergrößern kann, während eine verbesserte Betreibbarkeit bereitgestellt wird, die frei von einem Drehmomentmangel ist. Die Aufgabe wird durch ein Getriebe mit den Merkmalen vom Anspruch 1 oder Anspruch 11 gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen definiert.
Offenbarung der Erfindung
Gemäß einem ersten Gesichtspunkt der Erfindung wird ein Getriebe vorgesehen, mit einer Eingangswelle, einer Ausgangswelle, einem Planetengetriebemechanismus, der zwischen die Eingangswelle und die Ausgangswelle gesetzt ist, einem ersten Pumpenmotor und einem zweiten Pumpenmotor, der mit dem ersten Pumpenmotor verbunden ist, wobei die Eingangswelle mit einem ersten Element des Planetengetriebemechanismus gekoppelt ist, der zweite Pumpenmotor mit einem zweiten Element des Planetengetriebemechanismus gekoppelt ist und die Ausgangswelle mit einem dritten Element des Planetengetriebemechanismus gekoppelt ist, wobei das Getriebe ferner Folgendes aufweist:
einen Schaltmechanismus zum wahlweisen Koppeln des ersten Pumpenmotors mit entweder der Eingangswelle oder der Ausgangswelle.
Gemäß der Erfindung führt zum Erhöhen der Drehzahl der Ausgangswelle der Schaltmechanismus das Schalten aus, um den ersten Pumpenmotor mit der Eingangswellenseite zu koppeln, um dadurch die Funktion eines Getriebes der Ausgangsaufteilbauart zu erhalten. Zum Verringern der Drehzahl der Ausgangswelle führt der Schaltmechanismus das Schalten aus, um den ersten Pumpenmotor mit der Ausgangswellenseite zu koppeln, um dadurch die Funktion eines Getriebes der Eingangsaufteilbauart zu erhalten. Als Folge kann die Antriebsenergie, die durch die hydraulische Leistung übertragen wird, auf einem positiven Wert ungeachtet der Drehzahl der Ausgangswelle gehalten werden und kann gestattet werden, dass die hydraulische Leistung konstant in die Vorwärtsrichtung fließt. Das Getriebe der Erfindung hat eine gute Leistungseffizienz in Vergleich mit dem herkömmlichen Getriebe der Eingangsaufteilbauart und der Ausgangsaufteilbauart, da es frei von Erhöhungen des Verlusts der Antriebsenergie ist, der durch einen Fluss einer Leistung in die Rückwärtsrichtung verursacht wird.
Zusätzlich leidet es nicht unter einem Drehmomentmangel und stellt daher eine gute Betreibbarkeit sicher. Ferner ist der Planetengetriebemechanismus die Einzelplanentengetriebebauart und kann daher mit einem sehr einfachen Aufbau konstruiert werden. Ein anderer Vorteil ist es, dass, da die hydraulische Leistung konstant in die Vorwärtsrichtung fließt, die Auslegungsfestigkeit des Planetengetriebemechanismus verringert werden, was zu einer Verringerung der Abmessung des gesamten Systems wie auch der Kosten beiträgt.
Vorzugsweise weist das Getriebe der Erfindung ferner eine Ausströmungsverhinderungseinrichtung zum Verhindern einer Ausströmung von Drucköl aus dem zweiten Pumpenmotor während eines Schaltbetriebs auf, der durch den Schaltmechanismus durchgeführt wird (insbesondere während die Rotation des zweiten Pumpenmotors angehalten ist). Das unterbindet einen Anstieg eines Öldrucks zwischen dem ersten Pumpenmotor und dem zweiten Pumpenmotor während des Schaltbetriebs, wodurch ein Austritt des Drucköls aus dem ersten Pumpenmotor verhindert werden kann, während die Rotation des zweiten Pumpenmotors angehalten wird, und als Folge kann eine Verringerung der Effizienz ohne Fehlfunktion verhindert werden.
Es ist vorzuziehen, dass zumindest entweder der erste Pumpenmotor der zweite Pumpenmotor durch eine Vielzahl von Pumpenmotoren gebildet ist. Mit dieser Anordnung kann nur ein Pumpenmotor während eines Betriebs betrieben werden, der eine geringe Kapazität erfordert, gerade nach dem Schalten von einer Direktbetriebsart zum Übertragen von Leistung nur durch die mechanische Einheit zu einer hydromechanischen Getriebebetriebsart (HMT-Betriebsart) zum Übertragen von Leistung durch sowohl die hydraulische Einheit als auch die mechanische Einheit. Und nach dem Schalten zu einem Betrieb, der eine hohe Kapazität erfordert, werden zwei Pumpenmotoren in Betrieb gebracht. Das führt zu einer weitergehend erhöhten Effizienz.
In diesem Fall ist zumindest einer der Vielzahl der Pumpenmotoren, die den ersten oder den zweiten Pumpenmotor bilden, mit dem Planetengetriebemechanismus mit einem Drehzahlverringerungsverhältnis verbunden, das unterschiedlich zu denjenigen der anderen Pumpenmotoren ist. Dadurch kann der Drehzahlbereich, der durch jeden Pumpenmotor abgedeckt wird, verändert werden, was die Kapazität der Pumpenmotoren verringern kann.
Vorzugsweise sind einige der Vielzahl der Pumpenmotoren, die den ersten oder den zweiten Pumpenmotor bilden, jeweils durch einen Generator-Motor ersetzt, und einer vorbestimmten Bedingung wird Antriebsleistung durch ein elektromechanisches Getriebe anstelle des hydromechanischen Getriebes übertragen. Dadurch kann eine weitergehend verbesserte Effizienz erzielt werden, in dem wirksame Verwendung von den Vorteilen eines kostengünstigen hydraulischen Leistungsübertragungssystems mit einer hohen Leistungsdichte und einem elektrischen Leistungsübertragungssystem mit einer guten Effizienz gemacht wird.
Bei jeder der vorstehend genannten Erfindungen ist es vorzuziehen, einen Pumpenmotor der unidirektionalen Rotationsbauart als ersten Pumpenmotor zu verwenden und ein Auswahlventil zum Schalten eines Flusses von Drucköl in Richtung auf den Pumpenmotor der unidirektionalen Rotationsbauart zu verwenden, so dass er konstant in eine vorgegebene Richtung gerichtet ist. Die wirksame Verwendung des kostengünstigen Pumpenmotors der unidirektionalen Rotationsbauart führt zu einer Verringerung der Kosten des gesamten Systems.
Bei der Erfindung ist es vorzuziehen, eine Steuereinrichtung zum Steuern des Schaltmechanismus vorzusehen, um zu dem Zeitpunkt des Schaltbetriebs, der durch den Schaltmechanismus durchgeführt wird, einen Fahrzeuggeschwindigkeitsbereich zu bilden, der die Drehung des zweiten Pumpenmotors zum Anhalten bringt. Dadurch tritt die gesamte Energie durch die mechanische Einheit zu dem Zeitpunkt des Schaltens, so dass die Kapazität des ersten Pumpenmotors Null wird und kein Drehmoment auf den ersten Pumpenmotor aufgeprägt wird. Daher fließt keine Energie in dem Schaltabschnitt der Eingangs-/Ausgangswellen des ersten Pumpenmotors, was den Bedarf nach einer Schlupfkupplung oder ähnlichem beseitigt und als Konsequenz das Schalten vereinfacht.
Hier kann der Fahrzeuggeschwindigkeitsbereich, der die Drehung des zweiten Pumpenmotors zum Anhalten bringt, nicht weniger als ein Maximaldrehmomentpunkt des Verbrennungsmotors und nicht mehr als ein Nenndrehmomentpunkt sein. Dadurch kann die Drehung des zweiten Pumpenmotors über einen breiten Bereich von Verbrennungsmotordrehzahlen angehalten werden, so dass das Schalten sanfter durchgeführt werden kann und die Getriebeeffizienz in hohem Maße verbessert werden kann, da die Übertragung nur durch die mechanische Einheit über einen breiten Bereich von Fahrzeuggeschwindigkeiten durchgeführt werden kann.
Die Steuereinrichtung kann den Schaltmechanismus so steuern, dass der erste Pumpenmotor mit der Ausgangswelle in einem Fahrzeuggeschwindigkeitsbereich gekoppelt wird, der geringer als der Maximaldrehmomentpunkt des Verbrennungsmotors ist, und mit der Ausgangswelle in einem Fahrzeuggeschwindigkeitsbereich gekoppelt wird, der größer als der Nenndrehmomentpunkt des Verbrennungsmotors ist.
Ferner kann die Steuereinrichtung den Schaltmechanismus gemäß einem Rotationssignal der Ausgangswelle des Verbrennungsmotors und einem Rotationssignal der Ausgangswelle des Getriebes steuern.
Gemäß einem zweiten Gesichtspunkt der Erfindung ist ein Getriebe vorgesehen, mit einer Eingangswelle, einer Ausgangswelle, einem Planetengetriebemechanismus, der zwischen die Eingangswelle und die Ausgangswelle gesetzt ist, einem ersten Generator-Motor und einem zweiten Generator-Motor, der mit dem ersten Generator-Motor verbunden ist, wobei die Eingangswelle mit einem ersten Element des Planetengetriebemechanismus gekoppelt ist, der zweite Generator-Motor mit einem zweiten Element des Planetengetriebemechanismus gekoppelt ist und die Ausgangswelle mit einem dritten Element des Planetengetriebemechanismus gekoppelt ist, wobei das Getriebe ferner Folgendes aufweist:
einen Schaltmechanismus zum wahlweisen Koppeln des ersten Generator-Motors mit entweder der Eingangswelle oder der Ausgangswelle.
Die gerade vorstehend beschriebene Erfindung hat nicht nur die gleiche Wirkung wie das früher beschriebene hydromechanische Getriebe, sondern stellt ebenso ein Getriebe bereit, das eine bessere Effizienz als das hydromechanische Getriebe hat.
Bei der Erfindung ist es vorzuziehen, ein Steuereinrichtung zum Steuern des Schaltmechanismus vorzusehen, um während des Schaltbetriebs, der durch den Schaltmechanismus durchgeführt wird, einen Fahrzeuggeschwindigkeitsbereich zu bilden, der die Drehzahl des zweiten Generator-Motors zum Anhalten bringt. Dadurch fließt keine Energie zu dem Schaltabschnitt wie bei dem früher beschriebenen Getriebe, so dass das Schalten vereinfacht werden kann.
Kurzbeschreibung der Zeichnungen
1 ist ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes, das gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel der Erfindung konstruiert ist.
2 ist eine Schnittansicht, die einen genauen Aufbau eines Synchroneingriffsmechanismus zeigt.
3 ist eine Grafik der übertragenen Antriebsenergiecharakteristik gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel.
4 ist ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes gemäß einer Abwandlung des ersten Ausführungsbeispiels.
5 ist ein Steuerblockdiagramm des Getriebes gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel.
6 ist eine Traktionskraft-Fahrzeuggeschwindigkeits-Charakteristikgrafik gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel.
7 ist ein Ablaufdiagramm eines Steuerverfahrens für das Getriebe gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel.
8 ist ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes, das gemäß einem zweiten Ausführungsbeispiel der Erfindung konstruiert ist.
9 ist ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes, das gemäß einem dritten Ausführungsbeispiel der Erfindung konstruiert ist.
10 ist ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes, das gemäß einem vierten Ausführungsbeispiel der Erfindung konstruiert ist.
11 ist ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes, das gemäß einem fünften Ausführungsbeispiel der Erfindung konstruiert ist.
12 ist ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes, das gemäß einem sechsten Ausführungsbeispiel der Erfindung konstruiert ist.
13 ist ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes, das gemäß einem siebten Ausführungsbeispiel der Erfindung konstruiert ist.
14 ist ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes, das gemäß einem Vergleichsbeispiel konstruiert ist.
15 ist ein schematisches Strukturteildiagramm eines Getriebes, das gemäß einem neunten Ausführungsbeispiel der Erfindung konstruiert ist.
16 ist ein schematisches Strukturteildiagramm eines Getriebes, das gemäß einem zehnten Ausführungsbeispiel der Erfindung konstruiert ist.
17 ist ein schematisches Strukturteildiagramm eines Getriebes, das gemäß einem elften Ausführungsbeispiel der Erfindung konstruiert ist.
18(a) und 18(b) sind ein schematisches Strukturteildiagramm bzw. eine Grafik der übertragenen Antriebsenergiecharakteristik eines HMT der Ausgangsaufteilbauart mit zwei Pumpenmotoren nach dem Stand der Technik.
19(a) und 19(b) sind ein schematisches Strukturteildiagramm bzw. eine Grafik der übertragenen Antriebsenergiecharakteristik eines HMT der Eingangsaufteilbauart mit zwei Pumpenmotoren nach dem Stand der Technik.
20(a) und 20(b) sind Diagramme, die jeweils den Unterschied der Effizienz zwischen Energieflüssen nach dem Stand der Technik darstellen.
Beste Art zum Durchführen der Erfindung
Unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen wird das Getriebe der Erfindung gemäß den bevorzugten Ausführungsbeispielen beschrieben.
(Erstes Ausführungsbeispiel)
1 ist ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes, das gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel der Erfindung konstruiert ist. Während die Erfindung auf ein Getriebe eines Fahrzeugs der Raupenbauart wie zum Beispiel Bulldozern in diesem Ausführungsbeispiel angewendet wird, ist es offensichtlich, dass die Erfindung nicht auf diese Anwendung beschränkt ist.
Bei einem Getriebe 1, das gemäß diesem Ausführungsbeispiel konstruiert ist, ist ein erstes Zahnrad 4 an einer Eingangswelle 3 gesichert, zu der Antriebsleistung von einem Verbrennungsmotor 2 eingegeben wird. Ein zweites Zahnrad 5 greift kämmend mit dem ersten Zahnrad 4 ein, so dass das zweite Zahnrad 5 mit einer Welle 7a eines ersten Pumpenmotors 7 durch einen Synchroneingriffsmechanismus 6 gekoppelt werden kann. Der Synchroneingriffsmechanismus 6 ist zwischen dem zweiten Zahnrad 5 und einem fünften Zahnrad 17 (später beschrieben) angeordnet und beim Schalten des Synchroneingriffsmechanismus 6 wird die Rotation der Welle 7a wahlweise in Synchronisierung mit der Rotation des zweiten Zahnrads 5 oder der Rotation des fünften Zahnrads 17 gebracht.
Zwischen der Eingangswelle 3 und einer Ausgangszwischenwelle 8, die an der gleichen Achsenlinie ausgerichtet sind, ist ein Drehzahländerungsplanetengetriebemechanismus 9 angeordnet. An der Eingangswelle 3 ist ein Sonnenrad 10 des Drehzahländerungsplanetengetriebemechanismus 9 drehbar gestützt und ist ein Planetenträger 12 zum Tragen einer Vielzahl von Planetenrädern 11 gesichert. Ein drittes Zahnrad 13 mit einem großen Durchmesser ist einstückig mit dem Sonnenrad 10 gekoppelt. Ein viertes Zahnrad 14 greift kämmend mit dem äußeren Umfang des dritten Zahnrads 13 ein und ist an einer Welle 15a eines zweiten Pumpenmotors 15 gesichert. Ein Zahnkranz 16 greift kämmend mit dem äußeren Umfang des Planetenzahnradsatzes 11 ein. An dem Zahnkranz 16 gesichert ist die Ausgangszwischenwelle 8. Ein fünftes Zahnrad 17 greift kämmend mit dem äußeren Umfang des Zahnkranzes 16 ein, das drehbar durch die Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 getragen wird. Hier sind der erste Pumpenmotor 7 und der zweite Pumpenmotor 15 miteinander durch eine hydraulische Berohrung 18 verbunden.
Die Ausgangszwischenwelle 8 ist mit einem Rückwärtsplanetengetriebemechanismus 19 und einem Vorwärtsplanetengetriebemechanismus 20 versehen, die eine Einzelplanetenbauart sind. Der Rückwärtsplanetengetriebemechanismus 19 besteht aus einem Sonnenrad 21, der mit der Ausgangszwischenwelle 8 gesichert ist; einem Zahnkranz 22, der außerhalb von dem Sonnenrad 21 gelegen ist; einem Planetenrad 23, das zwischen den Zahnrädern 21, 22 gelegen ist, um damit kämmend einzugreifen; und einem Planetenträger 25 für das Planetenrad 23, der hydraulisch durch eine Rückwärtshydraulikkupplung 24 gebremst werden kann. Der Vorwärtsplanetengetriebemechanismus 20 besteht aus einem Sonnenrad 26, das an der Ausgangszwischenwelle 8 gesichert ist; einem Zahnkranz 28, der außerhalb des Sonnenrads 26 gelegen ist und hydraulisch durch eine Vorwärtshydraulikkupplung 27 gebremst werden kann; ein Planetenrad 29, das zwischen den Zahnrädern 26, 28 gelegen ist, um damit kämmend einzugreifen; und einem Planetenträger 30 für das Planetenrad 29, das einstückig an dem Zahnkranz 22 des Rückwärtsplanetengetriebemechanismus 19 gesichert ist.
Der Planetenträger 30 ist mit einer Ausgangswelle 31 gekoppelt, die wiederum mit einer Lenkeinheit 32 der Hydrauliklenkbauart, die an einer Querwelle angeordnet ist, durch ein Kegelrad gekoppelt ist. Die Lenkeinheit 32 ist mit rechten und linken Endreduktionszahnrädern 33 gekoppelt. Eine Antriebsleistung, die von der Ausgangswelle 31 zu der Querwelle übertragen wird, wird dann zu rechten und linken Kettenrädern übertragen, um rechte bzw. linke Gleisketten durch die Lenkeinheit 32, die Endreduktionszahnräder 33 und anderes anzutreiben.
Als Nächstes wird der genaue Aufbau des Synchroneingriffsmechanismus 6 unter Bezugnahme auf 2 beschrieben. Der Synchroneingriffsmechanismus 6 ist zwischen dem zweiten Zahnrad 5 und dem fünften Zahnrad 17 angeordnet, wobei er (i) ein Kupplungszahnrad 34a, das drehbar einstückig mit dem zweiten Zahnrad 5 ist; (ii) ein Kupplungszahnrad 34b, das drehbar einstückig mit dem fünften Zahnrad 17 ist; (iii) eine Kupplungsnarbe 35, die eine Nabe hat, die an der Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 keilgepasst ist; (iv) eine Manschette 36, die an der äußeren Umfangsfläche der Kupplungsnarbe 35 keilgepasst ist, so dass sie in die axiale Richtung der Welle 7a bewegbar ist; (v) Synchronringe 37a, 37b, die zwischen Kupplungszahnrädern 34a, 34b und der Manschette 36 gesetzt sind, um mit den Kupplungszahnrädern 34a, 34b im Reibungseingriff zu stehen; (vi) einen Synchronkeil 38, der zwischen der Manschette 36 und den Synchronringen 37a, 37b angeordnet ist; und anderes hat.
Bei dem Synchroneingriffsmechanismus 6 wird die Manschette 36 in die axiale Richtung der Welle 7a bewegt, wie durch einen Pfeil P angedeutet ist, um dadurch den Synchronkeil 38 gegen den Synchronring 37a zu pressen, so dass der Synchronring 37a in Reibungseingriff mit dem Kupplungszahnrad 34a gebracht wird. Das synchronisiert die Drehzahlen des Synchronrings 37a und des Kupplungszahnrads 34a, so dass sie sich einstückig drehen. Darauf wird die Manschette 36 weitergehend bewegt, was die Keilvertiefungen der Manschette 36 in Kontakt mit dem Anschlagszähnen des Synchronrings 37a bringt, wobei die Synchronisierung des Synchronrings 37a und der Manschette 36 beginnt. Zu dem Zeitpunkt, wenn die Keilvertiefungen der Manschette 36 vollständig mit den Anschlagszähnen des Synchronrings 37a eingreifen, ist die Synchronisierung der Manschette 36 und des zweiten Zahnrads 5 beendet. Auf diesem Weg wird die Differenz der Drehzahl zwischen der Manschette 36 und dem zweiten Zahnrad 5 beseitigt und greift die Manschette 36 mit den Anschlagszähnen des Kupplungszahnrads 34a ein, wobei sie durch die Zwischenräume zwischen den Anschlagszähnen des Synchronrings 37a tritt. Die Kupplungsnarbe 35 und das zweite Zahnrad 5 sind einstückig durch die Manschette 36 kombiniert, so dass die Rotationsantriebskraft der Welle 7a auf das zweite Zahnrad 5 übertragen wird. Wenn die Manschette 36 in die axiale Richtung der Welle 7a bewegt wird, wie durch einen Pfeil Q angedeutet ist, werden die Kupplungsnarbe 35 und das fünfte Zahnrad 17 einstückig durch die Manschette 36 auf eine ähnliche Art und Weise kombiniert, so dass die Rotationsantriebskraft der Welle 7a auf das fünfte Zahnrad 17 übertragen wird.
Gemäß dem Getriebe 1 des ersten Ausführungsbeispiels wird, wenn die Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 mit der Seite des zweiten Zahnrads 5 durch den Synchroneingriffsmechanismus 6 gekoppelt wird, der erste Pumpenmotor 7 an der Seite der Eingangswelle 3 positioniert, so dass das Getriebe 1 als ein Getriebe der Ausgangsaufteilbauart dient (siehe 18). Wenn die Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 mit der Seite des fünften Zahnrads 17 gekoppelt wird, wird der erste Pumpenmotor 7 an der Seite der Ausgangszwischenwelle 8 positioniert, so dass das Getriebe 1 als ein Getriebe der Eingangsaufteilbauart dient (siehe 19).
Genauer gesagt dient dann, wenn die Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 mit der Seite des zweiten Zahnrads 5 gekoppelt wird, wenn die Drehzahl der Ausgangszwischenwelle 8 sich an der Drehzahlanstiegsseite befindet, der erste Pumpenmotor 7 als Pumpe, wohingegen der zweite Pumpenmotor 15 als Motor dient. Daher fließt Energie von dem ersten Pumpenmotor 7 zu dem zweiten Pumpenmotor 15 durch das Medium des Öldrucks. Anders gesagt fließt die hydraulische Leistung in eine Vorwärtsrichtung von der Eingangswelle 3 zu der Seite der Ausgangszwischenwelle 8. Somit wird die Antriebsleistung des Verbrennungsmotor 2 zu dem Planetenträger 12 übertragen und wird die Antriebsleistung des zweiten Pumpenmotors 15, der als Motor dient, zu dem Sonnenrad 10 eingegeben. Und die Rotationsantriebsleistung des Planetenträgers 12 wird zu der Eingangswelle (Welle 7a) des ersten Pumpenmotors 7 eingegeben, der als Pumpe dient, und die Rotationsantriebsleistung des Zahnkranzes 16 wird zu der Ausgangszwischenwelle 8 abgegeben.
Wenn die Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 mit der Seite des fünften Zahnrads 7 gekoppelt wird, wenn die Drehzahl der Ausgangszwischenwelle 8 sich auf der Drehzahlabfallseite befindet, dient der erste Pumpenmotor 7 als Motor, wohingegen der zweite Pumpenmotor 15 als Pumpe dient. Daher fließt Energie von dem zweiten Pumpenmotor 15 zu dem ersten Pumpenmotor 7 durch das Medium des Öldrucks. Anders gesagt fließt die hydraulische Leistung in eine Vorwärtsrichtung von der Eingangswelle 3 zu der Seite der Ausgangszwischenwelle 8. Somit wird die Antriebsleistung des Verbrennungsmotors 2 zu dem Planetenträger 12 eingegeben und wird die Antriebsleistung des ersten Pumpenmotors 7, der als Motor dient, zu dem Zahnkranz 16 eingegeben. Und die Rotationsantriebsleistung des Sonnenrads 10 wird zu der Eingangswelle (Welle 15a) des zweiten Pumpenmotors 15 abgegeben, der als Pumpe dient, und die Rotationsantriebsleistung des Zahnkranzes 16 wird zu der Ausgangszwischenwelle 8 abgegeben.
Wie vorstehend beschrieben ist, dient das Getriebe des ersten Ausführungsbeispiels als ein Getriebe der Ausgangsaufteilbauart, wenn die Ausgangszwischenwelle 8 sich an der Drehzahlanstiegsseite befindet, und dient als ein Getriebe der Eingangsaufteilbauart, wenn es sich an der Drehzahlabfallseite befindet, so dass die Antriebsenergie, die durch die hydraulische Leistung übertragen wird, positiv (+) zu jeder Zeit unbeachtet der Drehzahl der Ausgangszwischenwelle 8 ist, wie in 3 gezeigt ist. Das gestattet, dass die hydraulische Leistung konstant in die Vorwärtsrichtung fließt. Demgemäß kann das Getriebe 1 nicht nur eine höhere Getriebeeffizienz im Vergleich mit den Getrieben der Eingangsaufteilbauarten der Ausgangsaufteilbauart erhalten, sondern es kann ebenso die Auslegungsfestigkeit der mechanischen Einheit verringern (Planetengetriebemechanismus), was zu einer Verringerung der Abmessung des Gesamtsystems und der Kosten beiträgt. Zusätzlich kann, da nur der Synchroneingriffsmechanismus 6 in das mechanische Schalten einbezogen ist und der Planetengetriebemechanismus 9 die Einzelplanetenbauart ist, das Getriebe 1 mit einem extrem einfachen Aufbau im Vergleich mit dem Getriebe konstruiert werden, dass in der Japanischen Ungeprüften Patentoffenlegungsschrift Nr. 2001-200900 offenbart ist, und kann die Betriebsfähigkeit des Fahrzeugs erhöhen, da es nicht unter einem Drehmomentmangel leidet.
Obwohl das Umschalten zwischen der Ausgangsaufteilbauart und der Eingangsaufteilbauart durch Koppeln der Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 mit dem zweiten Zahnrad 5 oder dem fünften Zahnrad 17 vorgenommen wird, wird die gesamte Antriebsleistung durch die mechanische Einheit übertragen, wenn die Rotation des zweiten Pumpenmotors 15 angehalten ist, ungeachtet der Tatsache, welches von dem zweiten und dem fünften Zahnrad 5, 17 mit der Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 gekoppelt ist (im Folgenden wird dieser Zustand (dieser Bereich) als „Direktbetriebsart (Direktbereich)" bezeichnet).
Der Planetengetriebemechanismus 9 dieses Ausführungsbeispiels ist die Hochdrehzahlbauart, bei der in der Direktbetriebsart die Drehzahl der Eingangswelle 3 höher als diejenige der Ausgangszwischenwelle 8 ist, und daher ist das Drehmoment der Ausgangszwischenwelle 8 relativ niedrig und ist eine Miniaturisierung dadurch möglich, dass der Vorwärts-/Rückwärtsgangschaltabschnitt ein geringes Drehmoment aufweist. Zusätzlich kann gemäß dem Planetengetriebemechanismus 9 dieses Ausführungsbeispiels die Abmessung der Pumpe durch Vergrößern der Drehzahl der Pumpe verringert werden.
In diesem Ausführungsbeispiel befindet sich dann, wenn die Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 geschaltet wird, so dass mit dem zweiten Zahnrad 5 oder dem fünften Zahnrad 17 durch den Synchroneingriffsmechanismus 6 gekoppelt wird, das Getriebe 1 in dem Zustand, in dem die gesamte Antriebsleistung durch die mechanische Einheit allein übertragen wird (insbesondere in der Direktbetriebsart), und ist der zweite Pumpenmotor 15 angehalten. Zu diesem Zeitpunkt ist die Kapazität des ersten Pumpenmotors 7 Null und wird kein Drehmoment auf die Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 aufgeprägt. Daher fließt keine Energie zu dem Schaltabschnitt während des Schaltens der Gänge, was den Bedarf nach einer Schlupfkupplung oder ähnlichem überflüssig macht, so dass der Gangwechsel vereinfacht werden kann.
Obwohl der vorstehend genannte Gangwechsel vorgenommen wird, wenn die Rotation des zweiten Pumpenmotors 15 angehalten ist, verändern sich die Drehzahlen der Eingangswelle 3 und der Ausgangszwischenwelle 8 in Abhängigkeit von der Anzahl der Zähne des Planetengetriebemechanismus 9 und sind nicht notwendigerweise gleich. Jedoch ist das Verhältnis zwischen den Drehzahlen in dieser Wellen konstant und ist es daher wünschenswert, die Drehzahlen des zweiten Zahnrads 5 und des Zwischenzahnrads 17 im Wesentlichen zu dem Zeitpunkt gleich zu machen, indem zwischen ihnen geschaltet wird. Das Übersetzungsverhältnis ist so eingerichtet, das es durch Ändern des zulässigen Drucks oder zulässigen Drehzahl des ersten Pumpenmotors 7 veränderbar ist, wenn die Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 mit dem zweiten Zahnrad 5 oder dem fünften Zahnrad 17 verbunden wird.
4 zeigt eine Abwandlung des Getriebes des ersten Ausführungsbeispiels. In dieser Abwandlung ist die Welle 15a des zweiten Pumpenmotors 15 mit einer mechanischen Bremse 39 versehen. Diese Abwandlung unterscheidet sich von dem ersten Ausführungsbeispiel, das in 1 gezeigt ist, nicht außer diesem Punkt. Daher werden die Teile, die in 4 gezeigt sind, die identisch mit denjenigen des ersten Ausführungsbeispiels sind, durch die gleichen Bezugszeichen wie diejenigen des ersten Ausführungsbeispiels identifiziert und wird eine genaue Beschreibung dieser hier übersprungen.
In dem Direktbereich, der die Rotation des zweiten Pumpenmotors 15 zum Anhalten bringt, wird die gesamte Antriebsleistung durch die mechanische Einheit ungeachtet der Tatsache übertragen, ob das zweite Zahnrad 5 oder das fünfte Zahnrad 17 mit der Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 gekoppelt ist. In dem Direktbereich ist die Kapazität des ersten Pumpenmotors 7 Null, aber wenn die Rotation des zweiten Pumpenmotors 15 durch Blockieren des Öldrucks in dem ersten Pumpenmotor 7 angehalten wird, tritt ein Energieverlust entsprechend dem Austritt des Drucköls aus dem ersten Pumpenmotor 7 auf. Um das zu vermeiden, ist diese Abwandlung so ausgelegt, dass die mechanische Bremse 39, die für die Welle 15a des zweiten Pumpenmotors 15 vorgesehen ist, in Betrieb gebracht wird, während die Direktbetriebsart ausgewählt ist, um dadurch einen Anstieg eines Öldrucks zwischen den Pumpenmotoren 7 und 15 zu verhindern. Es ist anzumerken, dass die mechanische Bremse 39 dieser Abwandlung der Ausströmungsverhinderungseinrichtung der Erfindung entspricht.
Anstelle der mechanischen Bremse 39, die vorstehend beschrieben ist, kann eine Anordnung als Ausströmungsverhinderungseinrichtung eingesetzt werden, bei der ein Abschaltventil der Solenoidbauart in die Hydraulikberohrung 18 zum Verbinden des ersten Pumpenmotors 7 und des zweiten Pumpenmotors 15 miteinander zwischengesetzt ist und betrieben wird, um sich zu schließen, während die Direktbetriebsart ausgewählt ist, um dadurch einen Austritt des Drucköls aus dem ersten Pumpenmotor 7 zu verhindern.
Als Nächstes wird Bezug auf das Steuerblockdiagramm von 5 und die Fahrzeugtraktionskraft-Fahrzeuggeschwindigkeits-Charakteristikgrafik von 6 genommen, um die Inhalte des Schaltsteuerprozesses zu erklären, die durch den Synchroneingriffsmechanismus 6 gemäß dem vorliegenden Ausführungsbeispiel durchgeführt werden.
Unter Bezugnahme auf das Steuerblockdiagramm von 5 ist die Ausgangswelle des Verbrennungsmotors 2 mit einem Verbrennungsmotordrehzahldetektor zum Erfassen der Drehzahl der Ausgangswelle des Verbrennungsmotors 2 versehen und die Ausgangswelle (Ausgangszwischenwelle 8) des Differenzialabschnitts (Planetengetriebemechanismus 9) mit einem Getriebeausgangswellendrehzahldetektor zum Erfassen der Drehzahl der Ausgangswelle des Differenzialabschnitts versehen. Eine Verbrennungsmotordrossel (nicht gezeigt) ist mit einem Drosselpositionsdetektor zum Erfassen der Drosselposition der Verbrennungsmotordrossel während des Betriebs versehen. In ähnlicher Weise ist ein Änderungshebel (nicht gezeigt) mit einem Hebelpositionsdetektor versehen, um zu überprüfen, in welcher von der Vorwärtsposition (F), der Neutralposition (N), der Rückwärtsposition (R) der Änderungshebel angeordnet ist, während er in Betrieb ist, und zum Erfassen eines Maximalgeschwindigkeitshebelanweisungssignals. Ferner ist die Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 mit einem Drehzahldetektor zum Erfassen der Drehzahl der Welle 7a versehen, wohingegen die Welle 15a des zweiten Pumpenmotors 15 mit einem Drehzahldetektor zum Erfassen der Drehzahl der Welle 15a versehen ist. Signale, die von diesen Drehzahldetektoren, von dem Drosselpositionsdetektor und dem Hebelpositionsdetektor abgegeben werden, werden der Steuerung (Steuerungseinrichtung) 40 zugeführt.
Die Steuerung 40 besteht aus einer zentralen Prozessoreinheit (CPU) zum Ausführen eines vorgegebenen Programms; einem Nur-Lese-Speicher (ROM) zum Speichern dieses Programms und verschiedenartiger Tabellen; und einem beschreibbaren Speicher, der als Arbeitsspeicher dient, der zum Ausführen dieses Programms notwendig ist. Die Steuerung 40 führt einen arithmetischen Prozess durch die Ausführung des vorstehend genannten Programms auf der Grundlage des Verbrennungsmotorrotationssignals, des Getriebeausgangswellenrotationssignals, des Drosselsignals, des Hebelanweisungssignals und des Pumpenmotorrotationssignals aus, um dadurch ein Umschaltsteuersignal zu einem Drehzahländerungsventil 41 abzugeben, um zwischen der Rückwärtshydraulikkupplung 24 und der Vorwärtshydraulikkupplung 27 umzuschalten. Ein Winkelsteuersignal wird zu einem Servomechanismus 42 zum Steuern des Taumelscheibenwinkels des ersten Pumpenmotors 7 mit variabler Verdrängung und zu einem Servomechanismus 43 zum Steuern des Taumelscheibenwinkels des zweiten Pumpenmotors 15 mit variabler Verdrängung zugeführt. Ferner wird ein Umschaltsignal zu einem Auswahlventil 44 zum Schalten der Manschette 36 des Synchroneingriffsmechanismus 6 zugeführt.
Die Steuerung des Getriebes 1, die durch die Steuerung 40 durchgeführt wird, wird erklärt.
Wie in der Traktionskraft-Fahrzeuggeschwindigkeits-Charakteristikgrafik von 6 gezeigt ist, wird der Fahrzeuggeschwindigkeitsbereich im Voraus in drei Teile geteilt. Der erste Teil (BEREICH (1)) ist der Direktbereich, der erlaubt, dass die Antriebsleistung des Verbrennungsmotors 2 durch die mechanische Einheit übertragen wird und ist ebenso ein Fahrzeuggeschwindigkeitsbereich, der erlaubt, dass sich der Verbrennungsmotor 2 bei Drehzahlen dreht, die nicht niedriger als ein Maximaldrehmomentpunkt T_M sind, und nicht größer als ein Nenndrehmomentpunkt T_N sind. Der zweite Teil (BEREICH (2)) ist ein Bereich, in dem die Fahrzeuggeschwindigkeit diejenige von BEREICH (1) übersteigt, und der dritte Teil (BEREICH (3)) ist ein Bereich, in dem die Fahrzeuggeschwindigkeit niedriger als diejenige von BEREICH (1) ist.
7 ist ein Ablaufdiagramm, das ein Steuerverfahren für das Getriebe des ersten Ausführungsbeispiels zeigt. In dem Schritt S1 wird eine Überprüfung gemacht, um zu bestimmen, ob eine Fahrzeuggeschwindigkeit, die durch den Getriebeausgangswellendrehzahldetektor erfasst wird, in BEREICH (1) fällt. Wenn das Ergebnis der Überprüfung JA ist, schreitet das Programm zu dem Schritt S2 weiter, bei dem die mechanische Bremse 39 in Eingriff gebracht wird, um dadurch den zweiten Pumpenmotor 15 anzuhalten, und dann schreitet das Programm zu dem Schritt S4 weiter. Wenn das Ergebnis der Überprüfung bei dem Schritt S1 NEIN ist, schreitet das Programm zu dem Schritt S3 weiter, bei dem die mechanische Bremse 39 außer Eingriff gebracht wird, um den zweiten Pumpenmotor 15 in einen drehbaren Zustand zu bringen, und schreitet das Programm zu dem Schritt S4 weiter. Bei dem Schritt S4 wird eine Überprüfung gemacht, um zu bestimmen, ob die Fahrzeuggeschwindigkeit von BEREICH (1) zu BEREICH (2) übergegangen ist. Wenn das Ergebnis der Überprüfung bei dem Schritt S4 JA ist (wenn insbesondere bestimmt wird, dass die Fahrzeuggeschwindigkeit den Nenndrehmomentpunkt T_N überstiegen hat), schreitet das Programm zu dem Schritt S5 weiter. Bei dem Schritt S5 wird das Auswahlventil 44 gesteuert, um den ersten Pumpenmotor 7 mit dem zweiten Zahnrad 5 (der Seite der Eingangswelle 3) in Eingriff zu bringen, um nämlich das Getriebe 1 zu der Ausgangsaufteilbauart zu schalten, und darauf kehrt das Programm zu dem Schritt S1 zurück. Wenn das Ergebnis der Überprüfung bei dem Schritt S4 NEIN ist, schreitet das Programm zu dem Schritt S6 weiter. Bei dem Schritt S6 wird überprüft, ob die Fahrzeuggeschwindigkeit von BEREICH (1) zu BEREICH (3) übergeht. Wenn das Ergebnis der Überprüfung bei dem Schritt S6 JA ist (insbesondere wenn beurteilt wird, dass die Fahrzeuggeschwindigkeit von dem Nenndrehmomentpunkt T_M abgefallen ist), schreitet das Programm zu dem Schritt S7 weiter. Bei dem Schritt S7 wird das Auswahlventil 44 gesteuert, um den ersten Pumpenmotor 7 mit dem fünften Zahnrad 17 (der Seite der Ausgangszwischenwelle 8) zu koppeln, um nämlich das Getriebe 1 zu der Eingangsaufteilbauart zu schalten, und kehrt das Programm darauf zu dem Schritt S1 zurück. Wenn das Ergebnis der Überprüfung bei dem Schritt S6 NEIN ist, kehrt das Programm zu dem Schritt S1 ohne eine Änderung zurück.
Wenn die mechanische Bremse zum Anhalten der Rotation des zweiten Pumpenmotors 15 nicht vorgesehen ist, wie in 1 gezeigt ist, sind die Schritt S1, S2 und S3 unnötig.
Wie früher beschrieben ist, ist BEREICH (1) der Direktbereich, der gestattet, dass die gesamte Antriebsleistung des Verbrennungsmotors 2 durch die mechanische Einheit allein übertragen wird, und ebenso der Bereich, der die Rotation des zweiten Pumpenmotors 15 verbietet. In diesem Bereich beträgt die Kapazität des ersten Pumpenmotors 7 Null und befindet sich die Welle 7a in einem freien Zustand ohne eine Drehmomentübertragung. Demgemäß kann das Schalten einfach vorgenommen werden, wenn der erste Pumpenmotor 7 mit dem zweiten Zahnrad 5 (der Seite der Eingangswelle 3) gekoppelt ist, und auch dann, wenn der erste Pumpenmotor 7 mit dem fünften Zahnrad 17 (der Seite der Ausgangszwischenwelle 8) gekoppelt ist.
In dem ersten Ausführungsbeispiel wird, da der Schaltpunkt zwischen BEREICH (1) und BEREICH (3) als Maximaldrehmomentpunkt T_M verwendet wird, und der Schaltpunkt zwischen BEREICH (1) und BEREICH (2) als Nenndrehmomentpunkt T_N verwendet wird, ein breiter Drehzahlbereich durch BEREICH (1) abgedeckt, so dass ein unerwünschtes Hochlaufen, dass durch das Schalten des Synchroneingriffsmechanismus 6 verursacht wird, nicht auftritt. Wenn genauer gesagt das Fahrzeug beschleunigt wird, wobei sich die Fahrzeuggeschwindigkeit von BEREICH (3) zu BEREICH (1) vergrößert und dann zu BEREICH (2), wie in 6 gezeigt ist, bewegt sich die Manschette 36 des Synchroneingriffsmechanismus 6 nicht, bevor die Fahrzeuggeschwindigkeit den Nenndrehmomentpunkt T_N erreicht. Wenn andererseits das Fahrzeug verzögert wird, wobei sich die Fahrzeuggeschwindigkeit von BEREICH (2) zu BEREICH (1) und dann zu BEREICH (3) verringert, bewegt sich die Manschette 36 des Synchroneingriffsmechanismus 6 nicht, bevor die Fahrzeuggeschwindigkeit den Maximaldrehmomentpunkt T_M erreicht. Demgemäß gibt es keine Möglichkeit, dass der Synchroneingriffsmechanismus 6 häufig bei einer gewissen Fahrzeuggeschwindigkeit geschaltet wird.
In Fällen, in denen der Bereich der Fahrzeuggeschwindigkeit in BEREICH (1) so klein ist, das Hochlaufen in einem gewissen Fahrzeuggeschwindigkeitsbereich auftritt, kann das wirksam durch Vorsehen von Hysteresecharakteristiken für das Schalten zwischen dem Geschwindigkeitsanstieg und dem Geschwindigkeitsabfall vermieden werden. Ein Beispiel der Hysteresecharakteristiken wird unter Bezugnahme auf 6 erklärt: Während eines Übergangs der Fahrzeuggeschwindigkeit von BEREICH (1) zu BEREICH (2) wird der Synchroneingriffsmechanismus 6 zu dem Zeitpunkt geschaltet, bei dem die tatsächliche Fahrzeuggeschwindigkeit die Fahrzeuggeschwindigkeit entsprechend dem Schaltpunkt (dem Punkt T_N) um einen vorgegebenen Betrag übersteigt. Während eines Übergangs der Fahrzeuggeschwindigkeit von BEREICH (1) zu BEREICH (3) wird der Synchroneingriffsmechanismus 6 zu dem Zeitpunkt geschaltet, zu dem die tatsächliche Fahrzeuggeschwindigkeit von der Fahrzeuggeschwindigkeit entsprechend dem Maximaldrehmomentpunkt T_M um einen vorgegebenen Betrag abfällt. Das verhindert, dass der Synchroneingriffsmechanismus 6 häufig in einem Fahrzeuggeschwindigkeitsbereich in der Nähe jedes Geschwindigkeitsänderungspunkts geschaltet wird.
(Zweites Ausführungsbeispiel)
8 zeigt ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes gemäß einem zweiten Ausführungsbeispiel der Erfindung. Das Getriebe 1A eines zweiten Ausführungsbeispiels unterscheidet sich grundlegend nicht von demjenigen des ersten Ausführungsbeispiels außer der Struktur eines Drehzahländerungsplanetengetriebemechanismus 9A. Daher werden die Teile des zweiten Ausführungsbeispiels, die denjenigen des ersten Ausführungsbeispiels entsprechen, durch die gleichen Bezugszeichen wie die des ersten Ausführungsbeispiels identifiziert und wird eine genaue Beschreibung dieser hier übersprungen (das gleiche trifft für jedes der folgenden Ausführungsbeispiele zu).
Bei dem Drehzahländerungsplanetengetriebemechanismus 9A des zweiten Ausführungsbeispiels wird das Sonnenrad 10 drehbar durch die Eingangswelle 3 getragen und ist der Zahnkranz 16 an der Ausgangswelle 3 fixiert. Der Planetenträger 12 zum Tragen der Planetenräder 11 ist mit der Ausgangszwischenwelle 8 fixiert. Im kämmenden Eingriff mit dem äußeren Umfang des Planetenträgers 12 befindet sich das fünfte Zahnrad 17.
Bei dem Getriebe 1A des zweiten Ausführungsbeispiels wird, wenn die Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 mit der Seite des zweiten Zahnrads 5 gekoppelt ist, während die Drehzahl der Ausgangszwischenwelle 8 sich an der Drehzahlanstiegsseite befindet, die Antriebsleistung des Verbrennungsmotors 2 zu dem Zahnkranz 16 eingegeben, wohingegen die Antriebsleistung des zweiten Pumpenmotors 15, der als Motor dient, zu dem Sonnenrad 10 eingegeben wird, so dass die Antriebsleistungen des Sonnenrads 10 und des Zahnkranzes 16 in die Rotationsantriebsleistung des Planetenträgers 12 kombiniert werden, um zu der Ausgangszwischenwelle 8 abgegeben zu werden. Wenn andererseits die Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 mit der Seite des fünften Zahnrads 17 gekoppelt wird, während die Drehzahl der Ausgangszwischenwelle 8 sich auf der Drehzahlabfallseite befindet, wird die Antriebsleistung des Verbrennungsmotors 2 zu dem Zahnkranz 16 eingegeben und dann zu der Eingangswelle 15a des zweiten Pumpenmotors 15, der als Pumpe dient, abgegeben und ebenso zu dem Planetenträger 12 abgegeben. Die Antriebsleistung, die zu dem Planetenrad 12 abgegeben wird, wird dann zu der Ausgangszwischenwelle 8 abgegeben. Die Antriebsleistung, die zu dem zweiten Pumpenmotor 15 abgegeben wird, wird zu dem ersten Pumpenmotor 7 durch die Hydraulikberohrung 18 übertragen. Zu diesem Zeitpunkt wird die Welle 7a mit der Welle 17 durch den Synchroneingriffsmechanismus 6 verbunden, so dass die Antriebsleistung von der Welle 7a zu dem Planetenträger 12 durch das Zahnrad 17 übertragen wird und dann zu der Ausgangszwischenwelle 8 abgegeben wird.
Gemäß dem Drehzahländerungsplanetengetriebemechanismus 9A des zweiten Ausführungsbeispiels können die Drehzahlen der ersten und zweiten Pumpenmotoren 7, 15 abgesenkt werden.
(Drittes Ausführungsbeispiel)
9 zeigt ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes gemäß einem dritten Ausführungsbeispiel der Erfindung.
Bei einem Drehzahländerungsplanetengetriebemechanismus 9B gemäß dem dritten Ausführungsbeispiel ist das Sonnenrad 10 mit der Eingangswelle 3 fixiert und ist der Zahnkranz 16 mit der Ausgangszwischenwelle 8 fixiert. Das fünfte Zahnrad 17 greift kämmend mit dem äußeren Umfang des Zahnkranzes 16 ein. Der Planetenträger 12 zum Tragen der Planetenräder 11 ist einstückig mit dem dritten Zahnrad 13 gekoppelt.
Bei dem Getriebe 1B des dritten Ausführungsbeispiels wird, wenn die Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 mit der Seite des zweiten Zahnrads 15 gekoppelt wird, während die Drehzahl der Ausgangszwischenwelle 8 sich an der Drehzahlanstiegsseite befindet, die Antriebsleistung des Verbrennungsmotors 2 zu dem Sonnenrad 10 eingegeben, wohingegen die Antriebsleistung des zweiten Pumpenmotors 15, der als Motor dient, zu dem Planentenrad 12 eingegeben wird, so dass diese Antriebsleistungen kombiniert werden und als Drehantriebsleistung des Zahnkranzes 10 abgegeben werden, die zu der Ausgangszwischenwelle 8 zu übertragen ist. Wenn andererseits die Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 mit der Seite des fünften Zahnrads 17 gekoppelt ist, während die Drehzahl der Ausgangszwischenwelle 8 sich auf der Drehzahlabfallseite befindet, wird die Antriebsleistung des Verbrennungsmotors 2 zu dem Sonnenrad 10 eingegeben und dann zu dem zweiten Pumpenmotor 15, der als Pumpe dient, und zu dem Zahnkranz 16 abgegeben. Die Antriebsleistung, die zu dem zweiten Pumpenmotor 15 übertragen wird, wird dann zu dem ersten Pumpenmotor 7 durch die Hydraulikberohrung 18 übertragen. Diese Antriebsleistung wird zu dem Zahnkranz 16 durch die Welle 7a und das Zahnrad 17 übertragen und weitergehend zu der Ausgangszwischenwelle 8 abgegeben.
Gemäß dem Drehzahländerungsplanetengetriebemechanismus 9B des dritten Ausführungsbeispiels können die Drehzahlen der ersten und zweiten Pumpenmotoren 7, 15 weitergehend im Vergleich mit dem Drehzahländerungsplanetengetriebemechanismus 9A des zweiten Ausführungsbeispiels abgesenkt werden. Jedoch wird der Vorwärts-/Rückwärtsgangwechselabschnitt einem höheren Drehmoment ausgesetzt.
(Viertes Ausführungsbeispiel)
10 zeigt ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes gemäß einem vierten Ausführungsbeispiel der Erfindung.
Bei einem Drehzahländerungsplanetengetriebemechanismus 9C gemäß dem vierten Ausführungsbeispiel ist das Sonnenrad 10 mit der Eingangswelle 3 fixiert und ist der Planetenträger 12 zum Tragen der Planetenräder 11 mit der Ausgangszwischenwelle 8 fixiert. Das fünfte Zahnrad 17 greift kämmend mit dem äußeren Umfang des Planetenträgers 12 ein. Das dritte Zahnrad 13 ist einstückig mit dem Zahnkranz 16 gekoppelt.
Bei dem Getriebe 1C des vierten Ausführungsbeispiels wird, wenn die Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 mit der Seite des zweiten Zahnrads 5 gekoppelt ist, während die Drehzahl der Ausgangszwischenwelle 8 sich an der Drehzahlanstiegsseite befindet, die Antriebsleistung des Verbrennungsmotors 2 von dem Sonnenrad 10 und dem Zahnrad 5 zu der Welle 7a durch den Synchroneingriffsmechanismus 6 übertragen und dann zu dem ersten Pumpenmotor 7 übertragen, der mit der Welle 7a verbunden ist, so dass der ersten Pumpenmotor 7 als Pumpe wirkt. Dann wird die Antriebsleistung von dem ersten Pumpenmotor 7 zu dem zweiten Pumpenmotor 15, der als Motor dient, durch die Hydraulikberohrung 18 übertragen. Dann wird die Antriebsleistung zu dem Zahnkranz 16 durch die Welle 15a und das Zahnrad 14 übertragen. Ein Teil der Antriebsleistung des Verbrennungsmotors 2 wird zu dem Sonnenrad 10 durch die Welle 3 übertragen. Diese Leistung wird mit der Antriebsleistung, die zu dem Zahnkranz 16 durch das Planetenrad 11 übertragen wird, kombiniert, um zu der Ausgangszwischenwelle 8 durch den Planetenträger 12 abgegeben zu werden. Wenn andererseits die Welle 7a des ersten Pumpenmotors 7 mit der Seite des fünften Zahnrads 17 gekoppelt ist, während die Drehzahl der Ausgangszwischenwelle 8 sich an der Drehzahlabfallseite befindet, wird die Antriebsleistung des Verbrennungsmotors 2 zu dem Sonnenrad 10 eingegeben und dann zu dem zweiten Pumpenmotor 15, der als Pumpe dient, und zu dem Planetenträger 12 durch den Zahnkranz 16 übertragen. Die Antriebsleistung, die zu dem zweiten Pumpenmotor 15 übertragen wird, wird dann zu dem ersten Pumpenmotor 7 durch die Hydraulikberohrung 18 übertragen. Diese Leistung verbindet sich mit der Leistung, die zu dem Planetenträger 12 übertragen wird, nachdem sie durch den Synchroneingriffsmechanismus 6 und das Zahnrad 17 getreten ist, und wird dann zu der Ausgangszwischenwelle 8 abgegeben.
Gemäß dem Drehzahländerungsplanetengetriebemechanismus 9C des vierten Ausführungsbeispiels kann das Ausgangsdrehmoment vergrößert werden, aber ist ein großer Vorwärts-/Rückwärtsgangswechselabschnitt notwendig, da das Drehzahlverringerungsverhältnis groß ist.
(Fünftes Ausführungsbeispiel)
11 zeigt ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes gemäß einem fünften Ausführungsbeispiel der Erfindung.
Ein Drehzahländerungsplanetengetriebemechanismus 9D gemäß dem fünften Ausführungsbeispiel ist demjenigen des Getriebes des vierten Ausführungsbeispiels ähnlich, außer dass eine direktkoppelnde Kupplung 45 zum Koppeln des dritten Zahnrads 13 und des Zahnkranzes 16 mit der Eingangswelle 3 (Sonnenrad 10) vorgesehen ist.
Das Getriebe 1D des fünften Ausführungsbeispiels arbeitet ähnlich wie dass des vierten Ausführungsbeispiels, wenn sich die direktkoppelnde Kupplung 45 in einem ausgerückten Zustand befindet. Wenn sich die direktkoppelnde Kupplung 45 in einem eingerückten Zustand befindet, drehen sich das Sonnenrad 10 und der Zahnkranz 16 mit der gleichen Drehzahl, so dass der Planetenträger 12, der zwischen dem Sonnenrad 10 und dem Zahnkranz 16 positioniert ist, nur eine orbitierende Bewegung macht, wobei er sich mit der gleichen Drehzahl wie derjenigen des Sonnenrads 10 und des Zahnkranzes 16 dreht. Auf diesem Weg wird die Drehbewegung des Verbrennungsmotors 2 direkt zu der Ausgangszwischenwelle 8 abgegeben. Wenn zu diesem Zeitpunkt die Hydraulikpumpenmotoren 7, 15 im Leerlauf sind, tritt eine Übertragung des Öldrucks zwischen den Hydraulikpumpenmotoren 7, 15 nicht auf, so dass nur eine mechanische Übertragung durchgeführt wird.
Der Drehzahländerungsplanetengetriebemechanismus 9D des fünften Ausführungsbeispiels ist eine Drehzahlverringerungsbauart, bei der die Drehzahl der Ausgangszwischenwelle 8 niedriger als diejenige der Eingangswelle 3 in dem Direktbereich ist, der den zweiten Pumpenmotor 15 zum Anhalten bringt. Außerhalb des Direktbereichs kann durch Verbinden der direktkoppelnden Kupplung mit dem Drehzahländerungsplanetengetriebemechanismus 9D ein zweiter Direktbereich an der Seite der höheren Drehzahl bereitgestellt werden, wobei der zweite Direktbereich gestattet, dass die Rotation des Verbrennungsmotors 2 auf die Ausgangszwischenwelle 8 ohne Verringern der Drehzahl des Verbrennungsmotors 2 übertragen wird. Das führt zu einer weiter erhöhten Effizienz.
(Sechstes Ausführungsbeispiel)
12 zeigt ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes gemäß einem sechsten Ausführungsbeispiel der Erfindung.
Ein Getriebe 1E gemäß dem sechsten Ausführungsbeispiel ist so ausgebildet, dass das Getriebe 1 des ersten Ausführungsbeispiels für rechte und linke Lenkabschnitte einer Querwelle 53 vorgesehen ist, zu denen Antriebsleistung von einer Ausgangswelle 51 einer Vorwärts-/Rückwärtsgangschalteinrichtung 50 des ersten Gangs durch ein Kegelrad 52 übertragen wird. Das Bezugszeichen 54 bezeichnet ein Bremssystem. In dem sechsten Ausführungsbeispiel werden den Teilen, die denjenigen der vorangehenden Ausführungsbeispiele entsprechen, die gleichen Bezugszeichen wie diejenigen der vorangehenden Ausführungsbeispiele gegeben.
In dem sechsten Ausführungsbeispiel werden die Fahrgeschwindigkeiten der rechten und linken Gleisketten jeweils durch Differenzieren der Drehzahlen der rechten und linken Kettenräder mit den rechten und linken Getrieben 1 eingestellt, so dass die Fahrzeugkarosserie die Richtung nach rechts oder links wechseln kann. Die Getriebe, die für die rechten und linken Lenkabschnitte vorgesehen sind, sind nicht auf das Getriebe des ersten Ausführungsbeispiels beschränkt, sondern können alle Getriebe der zweiten bis fünften Ausführungsbeispiele sein (das gleiche gilt für alle der folgenden Ausführungsbeispiele).
(Siebtes Ausführungsbeispiel)
13 zeigt ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes gemäß einem siebten Ausführungsbeispiel der Erfindung.
Das siebte Ausführungsbeispiel ist mit einem Beispiel 1F eines elektromechanischen Getriebes verknüpft, bei dem die Pumpenmotoren 7, 15 des ersten Ausführungsbeispiels durch Generator-Motoren 7A, 15A ersetzt sind. In diesem Fall werden die Generator-Motoren 7A, 15A betrieblich durch einen Wandler 56 gesteuert, der mit einer Batterie 55 verbunden ist. Das elektromechanische Getriebe 1F des siebten Ausführungsbeispiels ist den hydromechanischen Getrieben hinsichtlich der Effizienz überlegen.
(Vergleichsbeispiel)
14 zeigt ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes gemäß einem Vergleichsbeispiel.
Das Getriebe 1G des Vergleichsbeispielsist so ausgebildet, dass der erste Pumpenmotor 7 des ersten Ausführungsbeispiels in zwei Pumpenmotoren 7B, 7C geteilt ist und die Verbindung zwischen diesen zwei Pumpenmotoren 7B, 7C und dem zweiten Pumpenmotor 15 durch die Hydraulikberohrung wird durch ein Dreiwege-Auswahlventil 57 geschaltet. Wenn genauer gesagt das Dreiwege-Auswahlventil 57 auf die Position B geschaltet wird, wenn die Drehzahl der Ausgangszwischenwelle 8 sich an der Drehzahlanstiegsseite befindet, wird der Pumpenmotor 7C mit dem zweiten Pumpenmotor 15 verbunden, der als Pumpe dient, während der zweite Pumpenmotor 15 als Motor dient. Wenn das Dreiwege-Auswahlventil 57 auf eine Position A geschaltet wird, wenn die Drehzahl der Ausgangszwischenwelle 8 sich an der Drehzahlabfallseite befindet, wird der Pumpenmotor 7B mit dem zweiten Pumpenmotor 15 verbunden, der als Motor dient, während der zweite Pumpenmotor 15 als Pumpe dient. Wenn das Dreiwege-Auswahlventil 57 sich auf der Position N befindet, wird der Ausstoßdruck des zweiten Pumpenmotors 15 durch das Dreiwege-Auswahlventil 57 blockiert, so dass die Rotation des Zahnrads 16 angehalten wird und das Getriebe in die Direktbetriebsart läuft.
(Neuntes Ausführungsbeispiel)
15 zeigt ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes gemäß einem neunten Ausführungsbeispiel der Erfindung.
Das Getriebe 1H des neunten Ausführungsbeispiels ist dadurch gekennzeichnet, dass ein Pumpenmotor der unidirektionalen Rotationsbauart (Einwegebauart) als erster Pumpenmotor 7 verwendet wird. Wenn der erste Pumpenmotor 7 mit der Eingangsseite gekoppelt wird, dreht er sich manchmal in eine Richtung, die entgegengesetzt zu der Richtung ist, in die er sich dreht, wenn er mit der Ausgangsseite gekoppelt ist. Daher müssen herkömmliche Getriebe einen Pumpenmotor der bidirektionalen Rotationsbauart (Zweiwegebauart) als ersten Pumpenmotor 7 verwenden. Dagegen ist es für das Getriebe 1H des neunten Ausführungsbeispiels möglich, einen Pumpenmotor der Einwegebauart als ersten Pumpenmotor 7 durch die Verwendung eines Dreiwege-Auswahlventils 58 zu verwenden, dass in der Hydraulikberohrung 18 zum Verbinden des ersten Pumpenmotors 7 mit dem zweiten Pumpenmotor 15 eingebaut ist und dass auf eine Position A oder eine Position B gemäß der Umschaltung des ersten Pumpenmotors 7 zwischen der Drehzahlanstiegsseite und der Drehzahlabfallseite geschaltet wird. Das führt zu einer Kostenverringerung.
In dem neunten Ausführungsbeispiel werden der ersten Pumpenmotor 7 und der zweite Pumpenmotor 15 hydraulisch voneinander durch Schalten des Dreiwege-Auswahlventils 58 auf eine Position N abgesperrt, so dass die gleiche Bedingung gebildet werden kann, als wäre die mechanische Bremse 39 in der Abwandlung des ersten Ausführungsbeispiels (4) in Betrieb gesetzt. Das Dreiwege-Auswahlventil 58 funktioniert nämlich als ein Abschaltventil, das als Ausströmungsverhinderungseinrichtung dient, die früher beschrieben ist.
(Zehntes Ausführungsbeispiel)
16 zeigt ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes gemäß einem zehnten Ausführungsbeispiel der Erfindung.
Das Getriebe 1I des zehnten Ausführungsbeispiels ist dadurch gekennzeichnet, dass der erste Pumpenmotor 7 durch zwei Pumpenmotoren 7D und 7E gebildet ist und während eines Betriebs mit geringer Kapazität nur ein Pumpenmotor 7D oder 7E betrieben wird. Wenn das Getriebe 1I von der Direktbetriebsart zu der hydromechanischen Getriebebetriebsart (HMT-Betriebsart) geschaltet wird, startet die Kapazität des ersten Pumpenmotors 7 von einem Wert in der Umgebung von Null. Wenn ein einziger Pumpenmotor mit großer Kapazität als erster Pumpenmotor 7 in diesem Fall eingesetzt wird, ist die Kapazität des Pumpenmotors, wenn die Direktbetriebsart zu der HMT-Betriebsart geschaltet wird, kleiner als die maximale Kapazität dieses Pumpenmotors, was eine schlechte Effizienz ergibt. Das verursacht einen großen Abfall der Effizienz des Getriebes, obwohl die Antriebsenergie, die durch den hydraulischen Mechanismus übertragen wird, gering ist. Dagegen bewältigt, das Getriebe 1I des zehnten Ausführungsbeispiels dieses Problem durch die folgende Anordnung. Der erste Pumpenmotor 7 ist durch zwei Pumpenmotoren 7D, 7E gebildet. Während des Betriebs mit geringer Kapazität wird ein Dreiwege-Auswahlventil 59 auf eine Position A angeordnet, während ein Dreiwege-Auswahlventil 60 auf eine Position B angeordnet wird, so dass nur der Pumpenmotor 7D in Betrieb gebracht werden kann. Während des Betriebs mit großer Kapazität werden die Dreiwege-Auswahlventile 59, 60 beide auf eine Position A angeordnet und werden die zwei Pumpenmotoren 7D, 7E betrieben, und dadurch eine vergrößerte Effizienz zu erzielen.
In dem zehnten Ausführungsbeispiel kann der Drehzahlbereich, der durch die Pumpenmotoren 7D, 7E abgedeckt wird, durch Abwandeln der Drehzahlverringerungsverhältnisses geändert werden, wenn die Pumpenmotoren 7D, 7E jeweils mit dem Planetengetriebemechanismus 9 verbunden werden, so dass die Kapazität jedes Pumpenmotors verringert werden kann. Die zwei Pumpenmotoren können teilweise den Drehzahlbereich übernehmen, der durch sie abgedeckt ist, so dass die Häufigkeiten des Schaltens zwischen der Eingangsaufteilung der Ausgangsaufteilung verringert werden kann.
Während das zehnte Ausführungsbeispiel im Zusammenhang eines Falls beschrieben wurde, in dem der erste Pumpenmotor durch zwei Pumpenmotoren gebildet ist, ist eine Alternative möglich, gemäß welcher der zweite Pumpenmotor durch zwei Pumpenmotoren gebildet ist. Der letztgenannte Fall hat die gleiche betriebliche Wirkung wie vorstehend beschrieben.
(Elftes Ausführungsbeispiel)
17 zeigt ein schematisches Strukturdiagramm eines Getriebes gemäß einem elften Ausführungsbeispiel der Erfindung.
Das Getriebe 1J des elften Ausführungsbeispiels ist in zwei Teile geteilt: In einem Teil werden zwei Pumpenmotoren 7, 15 für eine hydraulische Leistungsübertragung verwendet und in einem anderen Teil werden zwei Generator-Motoren 7A, 15A für eine elektrische Leistungsübertragung verwendet. Das Getriebe 1J ist durch die Verwendung dieser zwei Teile in Kombination gekennzeichnet. Hydraulische Leistungsgetriebe haben den Vorteil einer höheren Leistungsdichte und geringerer Kosten, aber sind den elektrischen Leistungsgetrieben hinsichtlich der Effizienz unterlegen. Daher ist es nützlich, die Charakteristiken von beiden Bauarten zu berücksichtigen und wahlweise diese Leistungsgetriebe durch Schalten eines Dreiwege-Auswahlventils 61 und die Verwendung von Wandlern 56A, 56B, die mit der Batterie 55 verbunden sind, zu betreiben.

Claims

Getriebe (1) mit einer Eingangswelle (3), einer Ausgangswelle (8), einem Planetengetriebemechanismus (9), der zwischen die Eingangswelle (3) und die Ausgangswelle (8) gesetzt ist, einem ersten Pumpenmotor (7) und einem zweiten Pumpenmotor (15), der mit dem ersten Pumpenmotor (7) verbunden ist, wobei die Eingangswelle (3) mit einem ersten Element (4) des Planetengetriebemechanismus (9) gekoppelt ist, der zweite Pumpenmotor (15) mit einem zweiten Element (13) des Planetengetriebemechanismus (9) gekoppelt ist und die Ausgangswelle (8) mit einem dritten Element (16) des Planetengetriebemechanismus (9) gekoppelt ist, wobei das Getriebe (1) ferner Folgendes aufweist: einen Schaltmechanismus (6) zum wahlweisen Koppeln des ersten Pumpenmotors (7) mit entweder der Eingangswelle (3) oder der Ausgangswelle (8); gekennzeichnet, durch eine Steuereinrichtung zum Steuern des Schaltmechanismus (6), um während des Schaltbetriebs, der durch den Schaltmechanismus (6) durchgeführt wird, einen Fahrzeuggeschwindigkeitsbereich zu bilden, der die Rotation des zweiten Pumpenmotors (15) zum Anhalten bringt.
Getriebe gemäß Anspruch 1, ferner mit: einer Ausströmungsverhinderungseinrichtung zum Verhindern einer Ausströmung eines Drucköls aus dem zweiten Pumpenmotor (15) während des Schaltbetriebs, der durch den Schaltmechanismus (6) durchgeführt wird.
Getriebe gemäß Anspruch 1, wobei zumindest entweder der erste Pumpenmotor (7) oder der zweite Pumpenmotor (15) durch eine Vielzahl von Pumpenmotoren gebildet ist.
Getriebe gemäß Anspruch 3, wobei einige der Vielzahl der Pumpenmotoren, die den ersten oder zweiten Pumpenmotor bilden, jeweils durch einen Generator-Motor ersetzt sind, und wobei unter einer vorbestimmten Bedingung eine Antriebsleistung durch eine elektromechanische Übertragung anstelle einer hydromechanischen Übertragung übertragen wird.
Getriebe gemäß Anspruch 3, wobei zumindest einer der Vielzahl der Pumpenmotoren, die den ersten oder zweiten Pumpenmotor bilden, mit dem Planetengetriebemechanismus (9) mit einem Drehzahlverringerungsverhältnis verbunden ist, das von demjenigen der anderen Pumpenmotoren verschieden ist.
Getriebe gemäß Anspruch 5, wobei einige der Vielzahl der Pumpenmotoren, die den ersten oder zweiten Pumpenmotor bilden, jeweils durch einen Generator-Motor ersetzt sind, und wobei unter einer vorbestimmten Bedingung eine Antriebsleistung durch eine elektromechanische Übertragung anstelle einer hydromechanischen Übertragung übertragen wird.
Getriebe gemäß Anspruch 1, wobei ein Pumpenmotor einer unidirektionalen Rotationsbauart als erster Pumpenmotor (7) verwendet wird und ein Auswahlventil (58) zum Schalten einer Strömung eines Drucköls in Richtung auf den Pumpenmotor der unidirektionalen Rotationsbauart vorgesehen ist, so dass diese konstant in eine vorgegebene Richtung gerichtet ist.
Getriebe gemäß Anspruch 1, wobei der Fahrzeuggeschwindigkeitsbereich, der die Rotation des zweiten Pumpenmotors zum Anhalten bringt, nicht geringer als ein Maximaldrehmomentpunkt eines Verbrennungsmotors und nicht größer als ein Nenndrehmomentpunkt ist.
Getriebe gemäß Anspruch 8, wobei die Steuereinrichtung den Schaltmechanismus so steuert, dass der erste Pumpenmotor mit der Ausgangswelle in einem Fahrzeuggeschwindigkeitsbereich gekoppelt wird, der geringer als der Maximaldrehmomentpunkt des Verbrennungsmotors ist, und mit der Eingangswelle in einem Fahrzeuggeschwindigkeitsbereich gekoppelt wird, der größer als der Nenndrehmomentpunkt des Verbrennungsmotors ist.
Getriebe gemäß Anspruch 9, wobei die Steuereinrichtung den Schaltmechanismus gemäß einem Rotationssignal der Ausgangswelle des Verbrennungsmotors und einem Rotationssignal der Ausgangswelle des Getriebes steuert.
Getriebe mit einer Eingangswelle, einer Ausgangswelle, einem Planetengetriebemechanismus, der zwischen die Eingangswelle und die Ausgangswelle gesetzt ist, einem ersten Generator-Motor und einem zweiten Generator-Motor, der mit dem ersten Generator-Motor verbunden ist, wobei die Eingangswelle mit einem ersten Element des Planetengetriebemechanismus gekoppelt ist, der zweite Generator-Motor mit einem zweiten Element des Planetengetriebemechanismus gekoppelt ist und die Ausgangswelle mit einem dritten Element des Planetengetriebemechanismus gekoppelt ist, wobei das Getriebe ferner Folgendes aufweist: einen Schaltmechanismus zum wahlweisen Koppeln des ersten Generator-Motors mit entweder der Eingangswelle oder der Ausgangswelle; gekennzeichnet, durch eine Steuereinrichtung zum Steuern des Schaltmechanismus, um während des Schaltbetriebs, der durch den Schaltmechanismus durchgeführt wird, einen Fahrzeuggeschwindigkeitsbereich zu bilden, der die Rotation des zweiten Pumpenmotors zum Anhalten bringt.