DE112020000125B4 - Hydromechanische getriebeeinrichtung mit einem doppelkupplungsgetriebe und zugehöriges steuerverfahren - Google Patents

Hydromechanische getriebeeinrichtung mit einem doppelkupplungsgetriebe und zugehöriges steuerverfahren Download PDF

Info

Publication number
DE112020000125B4
DE112020000125B4 DE112020000125.3T DE112020000125T DE112020000125B4 DE 112020000125 B4 DE112020000125 B4 DE 112020000125B4 DE 112020000125 T DE112020000125 T DE 112020000125T DE 112020000125 B4 DE112020000125 B4 DE 112020000125B4
Authority
DE
Germany
Prior art keywords
gear
clutch
odd
speed
planetary
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
DE112020000125.3T
Other languages
English (en)
Other versions
DE112020000125T5 (de
Inventor
Zhen Zhu
Yingfeng Cai
Long Chen
Changgao XIA
Xiang Tian
Jiajia WANG
Falin ZENG
Xiaodong Sun
Dehua Shi
Xing Xu
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Jiangsu University
Original Assignee
Jiangsu University
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Jiangsu University filed Critical Jiangsu University
Publication of DE112020000125T5 publication Critical patent/DE112020000125T5/de
Application granted granted Critical
Publication of DE112020000125B4 publication Critical patent/DE112020000125B4/de
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H47/00—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing
    • F16H47/02—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the volumetric type
    • F16H47/04—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the volumetric type the mechanical gearing being of the type with members having orbital motion
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/04—Smoothing ratio shift
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
    • F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
    • F16H37/06—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
    • F16H37/08—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing
    • F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
    • F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
    • F16H2037/088—Power split variators with summing differentials, with the input of the CVT connected or connectable to the input shaft
    • F16H2037/0886—Power split variators with summing differentials, with the input of the CVT connected or connectable to the input shaft with switching means, e.g. to change ranges
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H47/00—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing
    • F16H47/02—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the volumetric type
    • F16H47/04—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the volumetric type the mechanical gearing being of the type with members having orbital motion
    • F16H2047/045—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the volumetric type the mechanical gearing being of the type with members having orbital motion the fluid gearing comprising a plurality of pumps or motors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
    • F16H2200/0065—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising nine forward speeds
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/0082—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of reverse speeds
    • F16H2200/0086—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of reverse speeds the gear ratios comprising two reverse speeds
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/0082—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of reverse speeds
    • F16H2200/0095—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of reverse speeds the gear ratios comprising four reverse speeds
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
    • F16H2200/2007—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with two sets of orbital gears
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/203—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes
    • F16H2200/2061—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes with twelve engaging means
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02E—REDUCTION OF GREENHOUSE GAS [GHG] EMISSIONS, RELATED TO ENERGY GENERATION, TRANSMISSION OR DISTRIBUTION
    • Y02E10/00—Energy generation through renewable energy sources
    • Y02E10/20—Hydro energy

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Control Of Transmission Device (AREA)
  • Structure Of Transmissions (AREA)

Abstract

Hydromechanische Getriebeeinrichtung mit einem Doppelkupplungsgetriebe, wobei sie einen Eingangsmechanismus (1), einen pumpengesteuerten Motormechanismus (2), einen ungeraden Gang-Getriebemechanismus (3), einen geraden Gang-Getriebemechanismus (4), einen Ausgangsmechanismus (5) und eine Zwischenwelle (6) umfasst, wobei der Eingangsmechanismus (1) mit dem ungeraden Gang-Getriebemechanismus (3) und dem geraden Gang-Getriebemechanismus (4), die parallel geschaltet sind, verbunden und gleichzeitig auch mit einem Eingangsende des pumpengesteuerten Motormechanismus (2) verbunden ist, wobei ein Ausgangsende des pumpengesteuerten Motormechanismus (2) über die Zwischenwelle (6) mit dem ungeraden Gang-Getriebemechanismus (3) und dem geraden Gang-Getriebemechanismus (4), die parallel geschaltet sind, verbunden und gleichzeitig auch mit dem Ausgangsmechanismus (5) verbunden ist, wobei zwischen dem Eingangsmechanismus (1) und dem Eingangsende des pumpengesteuerten Motormechanismus (2) eine Kupplung L0vorgesehen ist, wobei zwischen dem Ausgangsende des pumpengesteuerten Motormechanismus (2) und der Zwischenwelle (6) eine Kupplung L1und eine Fahrmotor-Ausgangsbremse B1vorgesehen sind, wobei zwischen der Zwischenwelle (6) und dem Ausgangsmechanismus (5) eine Kupplung L2vorgesehen ist,wobei der ungerade Gang-Getriebemechanismus (3) eine ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (31), eine ungerade Gang-Kupplung L3und eine ungerade Gang-Gangwechselbaugruppe (32) umfasst, wobei die ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (31) ein ungerades Gang-Planetenrad-Sonnenrad (311), einen ungeraden Gang-Planetenrad-Planetenträger (312) und ein ungerades Gang-Planetenrad-Hohlrad (313) umfasst, wobei die ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (31) über das ungerade Gang-Planetenrad-Sonnenrad (311) mit der Zwischenwelle (6) verbunden ist, wobei die ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (31) über das ungerade Gang-Planetenrad-Hohlrad (313) mit dem Eingangsmechanismus (1) verbunden ist, wobei der ungerade Gang-Planetenrad-Planetenträger (312) über die ungerade Gang-Kupplung L3mit der ungeraden Gang-Gangwechselbaugruppe (32) verbunden ist, die mit dem Ausgangsmechanismus (5) verbunden ist, wobei zwischen den einzelnen Gängen der ungeraden Gang-Gangwechselbaugruppe (32) und der ungeraden Gang-Kupplung L3jeweils eine Gangkupplung vorgesehen ist,wobei der gerade Gang-Getriebemechanismus (4) eine gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (41), eine gerade Gang-Kupplung L7und eine gerade Gang-Gangwechselbaugruppe (42) umfasst, wobei die gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (41) ein gerades Gang-Planetenrad-Sonnenrad (411), einen geraden Gang-Planetenrad-Planetenträger (412) und ein gerades Gang-Planetenrad-Hohlrad (413) umfasst, wobei die gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (41) über das gerade Gang-Planetenrad-Sonnenrad (411) mit der Zwischenwelle (6) verbunden ist, wobei die gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (41) über den geraden Gang-Planetenrad-Planetenträger (412) mit dem Eingangsmechanismus (1) verbunden ist, wobei das gerade Gang-Planetenrad-Hohlrad (413) über die gerade Gang-Kupplung L7mit der geraden Gang-Gangwechselbaugruppe (42) verbunden ist, die mit dem Ausgangsmechanismus (5) verbunden ist, wobei zwischen den einzelnen Gängen der geraden Gang-Gangwechselbaugruppe (42) und der geraden Gang-Kupplung L7jeweils eine Gangkupplung vorgesehen ist, wobei der pumpengesteuerte Motormechanismus (2) eine Verstellpumpe P1(21), eine Verstellpumpe P2(22), ein pilotgesteuertes Überströmventil V1(23), ein Überströmventil V2(24), ein Vierwegeventil V4(25) mit drei Schaltstellungen, ein Dreiwegeventil V5(26) mit zwei Schaltstellungen, einen Fahrmotor M1(27) und einen Leistungsausgangsmotor M2(28) umfasst, wobei die Fördermenge der Verstellpumpe P1(21) größer als die Fördermenge der Verstellpumpe P2(22) ist, wobei in einem Bypass-Ölkreislauf der Verstellpumpe P1(21) das pilotgesteuerte Überströmventil V1(23) angeordnet ist, während in einem Bypass-Ölkreislauf der Verstellpumpe P2(22) das Überströmventil V2(24) angeordnet ist, wobei der Ölkreislauf, in dem sich die Verstellpumpe P2(22) befindet, mit einem Steuerölkreislauf des pilotgesteuerten Überströmventils V1(23) verbunden ist, wobei der Ölkreislauf, in dem sich die Verstellpumpe P1(21) mit dem pilotgesteuerten Überströmventil V1(23) befindet, und der Ölkreislauf, in dem sich die Verstellpumpe P2(22) mit dem Überströmventil V2(24) befindet, parallel geschaltet und über das Vierwegeventil V4(25) mit drei Schaltstellungen und das Dreiwegeventil V5(26) mit zwei Schaltstellungen mit dem Fahrmotor M1(27) und dem Leistungsausgangsmotor M2(28) verbunden sind.

Description

  • GEBIET DER ERFINDUNG
  • Die vorliegende Erfindung betrifft eine Getriebeeinrichtung und ein zugehöriges Steuerverfahren, konkret eine hydromechanische Getriebeeinrichtung mit einem Doppelkupplungsgetriebe und ein zugehöriges Steuerverfahren, und gehört zu dem Gebiet der Fahrzeuggetriebe.
  • STAND DER TECHNIK
  • Unter Verwendung einer Doppelkupplungs-Getriebeeinrichtung kann vorteilhafterweise die Gangwechselsequenz eines Gangwechsel-Ausführungsmechanismus ungerader Gänge und gerader Gänge gemeinsam gesteuert werden, womit der Stoß beim Gangwechsel eines Fahrzeugs reduziert wird. Trotzt des hohen Getriebewirkungsgrads lässt sich bei einer Doppelkupplungs-Getriebeeinrichtung schwer ein Gangwechsel ohne Leistungsunterbrechung im eigentlichen Sinne verwirklichen und eine völlige Anpassung an komplizierte Betriebszustände ist schwer zu erwarten. Schließlich basiert eine Doppelkupplungs-Getriebeeinrichtung auf mechanischem Getriebe und bildet in Kombination mit hydraulischem Getriebe eine hydromechanische Hybridgetriebeeinrichtung, mit der eine effiziente und stufenlose Drehzahlregelung ermöglicht werden kann. Hydraulisches Getriebe weist einen geringen Getriebewirkungsgrad auf und zeichnet sich jedoch durch das Merkmal eines großen Drehmoments bei einer niedrigen Drehzahl aus. Daher ist es von wesentlicher theoretischer Bedeutung und praktischem Wert, eine hydromechanische Getriebeeinrichtung zu schaffen, bei der zum Anfahren ein hydraulischer Getriebemodus, zum Betrieb ein hydromechanischer Getriebemodus und zum Transport ein mechanischer Getriebemodus eingesetzt werden.
  • Ein Motor eines Bauwerkzeugs versorgt nicht nur ein Fahrsystem, sondern auch ein Leistungsausgangssystem mit Leistung und das Letztere benötigt in der Regel eine größere Leistung. Die Entscheidung, ob Leistung an das Leistungsausgangssystem verteilt und wie viel Leistung an das Leistungsausgangssystem verteilt werden soll, und das Sicherstellen der Sicherheit des Leistungsverteilungssystems stellen Schwierigkeiten bei der Leistungsverteilung solcher Baufahrzeuge und auch den Fokus der aktuellen Forschungen dar.
  • Bestehende hydromechanische Getriebeeinrichtungen sind nicht in der Lage, die Funktionen eines Doppelkupplungsgetriebes und eines hydromechanischen Hybridgetriebes zu integrieren und das Problem der Leistungsabstimmung des Fahrsystems und des Leistungsausgangssystems bei der Getriebeeinrichtung sachgemäß zu behandeln.
  • DE 35 12 523 C1 betrifft ein stufenlos einstellbares, leistungsverzweigendes Verbund-Lastschaltgetriebe mit Gruppenschaltungen, bestehend aus zwei Teilgetrieben, wobei das eine Teilgetriebe ein stufenlos einstellbares, leistungsverzweigendes Koppelgetriebe ist, dessen eine Welle Hauptantriebswelle (an) ist, und das zwei koaxiale Koppelwellen (A, E) hat, von denen beim Verstellen eines stufenlosen Stellgetriebes (a, b) von einer Extremübersetzung zur anderen, bei der beide Koppelwellen synchron laufen, die eine (E) stetig schneller und die andere (A) stetig langsamer läuft bzw. umgekehrt bei entgegengesetzter Verstellung.
  • DE 38 15 780 A1 betrifft ein stufenlos wirkendes hydrostatischmechanisches Lastschaltgetriebe bestehend aus einem mehrweilligen Zahnräder-Planetengetriebe, einem stufenlos einstellbaren hydrostatischen Getriebe, aus Zahnräder-Nachschaltstufen und aus Schaltkupplungen.
  • DE 10 2006 025 348 A1 betrifft ein hydrostatisch-mechanisches Traktorengetriebe mit einem stufenlosen hydrostatischen Antrieb, wobei der hydrostatische Antrieb eine von einem Verbrennungsmotor angetriebene hydrostatische Pumpe und einen von der Pumpe angetriebenen Hydromotor aufweist und die Pumpe und der Hydromotor über ein einziges, gemeinsames Schwenkteil zwangsgekoppelt so verstellbar sind, dass die Pumpe zwischen einem minimalen Winkel und einem maximalen Winkel verschwenkbar ist, während zugleich der Motor synchron von einem maximalen Schwenkwinkel zu einem minimalen Winkel verschwenkt.
  • OFFENBARUNG DER ERFINDUNG
  • Aufgabe der Erfindung: Angesichts der Nachteile im Stand der Technik stellt die vorliegende Erfindung ein hydromechanische Getriebeeinrichtung mit einem Doppelkupplungsgetriebe und ein zugehöriges Steuerverfahren bereit. Bei der vorliegenden Erfindung wird durch Umschalten einer Kupplungsbaugruppe und einer Bremsbaugruppe eine Umschaltung zwischen mehreren Gänge der drei Getriebearten hydraulisches Getriebe, hydromechanisches Hybridgetriebe und Doppelkupplungsgetriebe erreicht. Durch Kombinieren der strukturellen Konstruktion und der Leistungsverteilung einer Getriebeeinrichtung wird Motorleistung auf angemessene Weise an ein Fahrsystem und ein Leistungsausgangssystem verteilt, womit der Energienutzungsgrad der Getriebeeinrichtung erhöht wird.
  • Technische Lösung: Eine hydromechanische Getriebeeinrichtung mit einem Doppelkupplungsgetriebe umfasst einen Eingangsmechanismus, einen pumpengesteuerten Motormechanismus, einen ungeraden Gang-Getriebemechanismus, einen geraden Gang-Getriebemechanismus, einen Ausgangsmechanismus und eine Zwischenwelle, wobei der Eingangsmechanismus mit dem ungeraden Gang-Getriebemechanismus und dem geraden Gang-Getriebemechanismus, die parallel geschaltet sind, verbunden und gleichzeitig auch mit einem Eingangsende des pumpengesteuerten Motormechanismus verbunden ist, wobei ein Ausgangsende des pumpengesteuerten Motormechanismus über die Zwischenwelle mit dem ungeraden Gang-Getriebemechanismus und dem geraden Gang-Getriebemechanismus, die parallel geschaltet sind, verbunden und gleichzeitig auch mit dem Ausgangsmechanismus verbunden ist, wobei zwischen dem Eingangsmechanismus und dem Eingangsende des pumpengesteuerten Motormechanismus eine Kupplung L0 vorgesehen ist, wobei zwischen dem Ausgangsende des pumpengesteuerten Motormechanismus und der Zwischenwelle eine Kupplung L1 und eine Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 vorgesehen sind, wobei zwischen der Zwischenwelle und dem Ausgangsmechanismus eine Kupplung L2 vorgesehen ist,
    wobei der ungerade Gang-Getriebemechanismus eine ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe, eine ungerade Gang-Kupplung L3 und eine ungerade Gang-Gangwechselbaugruppe umfasst, wobei die ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe ein ungerades Gang-Planetenrad-Sonnenrad, einen ungeraden Gang-Planetenrad-Planetenträger und ein ungerades Gang-Planetenrad-Hohlrad umfasst, wobei die ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe über das ungerade Gang-Planetenrad-Sonnenrad mit der Zwischenwelle verbunden ist, wobei die ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe über das ungerade Gang-Planetenrad-Hohlrad mit dem Eingangsmechanismus verbunden ist, wobei der ungerade Gang-Planetenrad-Planetenträger über die ungerade Gang-Kupplung L3 mit der ungeraden Gang-Gangwechselbaugruppe verbunden ist, die mit dem Ausgangsmechanismus verbunden ist, wobei zwischen den einzelnen Gängen der ungeraden Gang-Gangwechselbaugruppe und der ungeraden Gang-Kupplung L3 jeweils eine Gangkupplung vorgesehen ist,
    wobei der gerade Gang-Getriebemechanismus eine gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe, eine gerade Gang-Kupplung L7 und eine gerade Gang-Gangwechselbaugruppe umfasst, wobei die gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe ein gerades Gang-Planetenrad-Sonnenrad, einen geraden Gang-Planetenrad-Planetenträger und ein gerades Gang-Planetenrad-Hohlrad umfasst, wobei die gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe über das gerade Gang-Planetenrad-Sonnenrad mit der Zwischenwelle verbunden ist, wobei die gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe über den geraden Gang-Planetenrad-Planetenträger mit dem Eingangsmechanismus verbunden ist, wobei das gerade Gang-Planetenrad-Hohlrad über die gerade Gang-Kupplung L7 mit der geraden Gang-Gangwechselbaugruppe verbunden ist, die mit dem Ausgangsmechanismus verbunden ist, wobei zwischen den einzelnen Gängen der geraden Gang-Gangwechselbaugruppe und der geraden Gang-Kupplung L7 jeweils eine Gangkupplung vorgesehen ist.
  • Bei der vorliegenden Erfindung wird durch Umschalten einer Kupplungsbaugruppe und einer Bremsbaugruppe eine Umschaltung zwischen den Modi hydraulisches Getriebe, hydromechanisches Getriebe und mechanisches Getriebe erreicht, womit die Anforderung mehrerer Betriebszustände und das Energieverwaltungsziel erfüllt werden.
  • Gemäß der vorliegenden Erfindung umfasst der pumpengesteuerte Motormechanismus eine Verstellpumpe P1, eine Verstellpumpe P2, ein pilotgesteuertes Überströmventil V1, ein Überströmventil V2, ein Vierwegeventil V4 mit drei Schaltstellungen, ein Dreiwegeventil V5 mit zwei Schaltstellungen, einen Fahrmotor M1 und einen Leistungsausgangsmotor M2, wobei die Fördermenge der Verstellpumpe P1 größer als die Fördermenge der Verstellpumpe P2 ist, wobei in einem Bypass-Ölkreislauf der Verstellpumpe P1 das pilotgesteuerte Überströmventil V1 angeordnet ist, während in einem Bypass-Ölkreislauf der Verstellpumpe P2 das Überströmventil V2 angeordnet ist, wobei der Ölkreislauf, in dem sich die Verstellpumpe P2 befindet, mit einem Steuerölkreislauf des pilotgesteuerten Überströmventils V1 verbunden ist, wobei der Ölkreislauf, in dem sich die Verstellpumpe P1 mit dem pilotgesteuerten Überströmventil V1 befindet, und der Ölkreislauf, in dem sich die Verstellpumpe P2 mit dem Überströmventil V2 befindet, parallel geschaltet und über das Vierwegeventil V4 mit drei Schaltstellungen und das Dreiwegeventil V5 mit zwei Schaltstellungen mit dem Fahrmotor M1 und dem Leistungsausgangsmotor M2 verbunden sind.
  • Vorzugsweise ist vorgesehen, dass durch Steuern einer Umschaltung zwischen Kombinationen aus Kupplungen und Bremsen eine Umschaltung zwischen den Getriebemodi hydraulisches Getriebe, hydromechanisches Getriebe und mechanisches Getriebe zwischen dem Eingangsmechanismus und dem Ausgangsmechanismus erreicht wird,
  • Hydraulisches Getriebe: Wenn die Kupplung L0, die Kupplung L1 und die Kupplung L2 geschlossen und gleichzeitig die anderen Kupplungen und die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geöffnet sind, wird Leistung über den pumpengesteuerten Motormechanismus und die Zwischenwelle auf den Ausgangsmechanismus übertragen,
  • Mechanisches Getriebe: Wenn die Kupplung L0, die Kupplung L1 und die Kupplung L2 geöffnet sind und gleichzeitig die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geschlossen ist, wird Leistung über den ungeraden Gang-Getriebemechanismus und den geraden Gang-Getriebemechanismus, die parallel geschaltet sind, auf den Ausgangsmechanismus übertragen,
  • Hydromechanisches Getriebe: Wenn die Kupplung L0 und die Kupplung L1 geschlossen und gleichzeitig die Kupplung L2 und die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geöffnet sind, wird Leistung über den Eingangsmechanismus in zwei Teile unterteilt, wobei ein Teil über den pumpengesteuerten Motormechanismus zu der Zwischenwelle fließt, während der andere Teil zu dem ungeraden Gang-Getriebemechanismus fließt, wobei die Leistung nach Zusammenführen durch die ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe dann über die ungerade Gang-Kupplung L3 und die ungerade Gang-Gangwechselbaugruppe auf den Ausgangsmechanismus übertragen wird, wobei alternativ dazu der andere Teil zu dem geraden Gang-Getriebemechanismus fließt, wobei die Leistung nach Zusammenführen durch die gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe dann über die gerade Gang-Kupplung L7 und die gerade Gang-Gangwechselbaugruppe auf den Ausgangsmechanismus übertragen wird,
  • Ein Steuerverfahren für eine hydromechanische Getriebeeinrichtung mit einem Doppelkupplungsgetriebe, wobei bei in einer linken Schaltstellung befindlichem Vierwegeventil V4 mit drei Schaltstellungen und bei in einer rechten Schaltstellung befindlichem Dreiwegeventil V5 mit zwei Schaltstellungen der Fahrmotor M1 allein an den Ölkreislauf angeschlossen wird und sich in einer Vorwärtsrichtung dreht, wobei bei in einer rechten Schaltstellung befindlichem Vierwegeventil V4 mit drei Schaltstellungen und bei in der rechten Schaltstellung befindlichem Dreiwegeventil V5 mit zwei Schaltstellungen der Fahrmotor M1 allein an den Ölkreislauf angeschlossen wird und sich in einer Rückwärtsrichtung dreht, wobei bei in der linken Schaltstellung befindlichem Vierwegeventil V4 mit drei Schaltstellungen und bei in der linken Schaltstellung befindlichem Dreiwegeventil V5 mit zwei Schaltstellungen der Fahrmotor M1 und der Leistungsausgangsmotor M2 in Reihe geschaltet sind, an den Ölkreislauf angeschlossen werden und sich in der Vorwärtsrichtung drehen, wobei bei in der rechten Schaltstellung befindlichem Vierwegeventil V4 mit drei Schaltstellungen und bei in der linken Schaltstellung befindlichem Dreiwegeventil V5 mit zwei Schaltstellungen der Fahrmotor M1 und der Leistungsausgangsmotor M2 in Reihe geschaltet sind, an den Ölkreislauf angeschlossen werden und sich in der Rückwärtsrichtung drehen.
  • Vorzugsweise ist vorgesehen, dass die ungerade Gang-Gangwechselbaugruppe eine Gang-I-Gangwechselbaugruppe, eine Gang-III-Gangwechselbaugruppe und eine Rückwärtsgang-I-Gangwechselbaugruppe, die parallel geschaltet sind, umfasst, wobei die Gang-I-Gangwechselbaugruppe eine Gang-I-Kupplung L4, die Gang-III-Gangwechselbaugruppe eine Gang-III-Kupplung L5 und die Rückwärtsgang-I-Gangwechselbaugruppe eine Rückwärtsgang-I-Kupplung L6 umfassen, während die gerade Gang-Gangwechselbaugruppe eine Gang-II-Gangwechselbaugruppe, eine Gang-IV-Gangwechselbaugruppe und eine Rückwärtsgang-II-Gangwechselbaugruppe, die parallel geschaltet sind, umfasst, wobei die Gang-II-Gangwechselbaugruppe eine Gang-II-Kupplung L8, die Gang-IV-Gangwechselbaugruppe eine Gang-IV-Kupplung L9 und die Rückwärtsgang-II-Gangwechselbaugruppe eine Rückwärtsgang-II-Kupplung L10 umfassen,
    wobei bei einem Gang F1 (M) mechanischen Getriebes oder einem Gang F1 (HM) hydromechanischen Getriebes lediglich die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Gang-I-Kupplung L4 geschlossen sind und Leistung über die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Gang-I-Gangwechselbaugruppe zu dem Ausgangsmechanismus fließt,
    wobei bei einem Gang F2 (M) mechanischen Getriebes oder einem Gang F2 (HM) hydromechanischen Getriebes lediglich die gerade Gang-Kupplung L7 und die Gang-II-Kupplung L8 geschlossen sind und Leistung über die gerade Gang-Kupplung L7 und die Gang-II-Gangwechselbaugruppe zu dem Ausgangsmechanismus fließt,
    wobei bei einem Gang F3 (M) mechanischen Getriebes oder einem Gang F3 (HM) hydromechanischen Getriebes lediglich die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Gang-III-Kupplung L5 geschlossen sind und Leistung über die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Gang-III-Gangwechselbaugruppe zu dem Ausgangsmechanismus fließt,
    wobei bei einem Gang F4 (M) mechanischen Getriebes oder einem Gang F4 (HM) hydromechanischen Getriebes lediglich die gerade Gang-Kupplung L7 und die Gang-IV-Kupplung L9 geschlossen sind und Leistung über die gerade Gang-Kupplung L7 und die Gang-IV-Gangwechselbaugruppe zu dem Ausgangsmechanismus fließt,
    wobei bei einem Gang- R1 (M) mechanischen Getriebes oder einem Gang- R1 (HM) hydromechanischen Getriebes lediglich die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Rückwärtsgang-I-Kupplung L6 geschlossen sind und Leistung über die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Rückwärtsgang-I-Gangwechselbaugruppe zu dem Ausgangsmechanismus fließt,
    wobei bei einem Gang- R2 (M) mechanischen Getriebes oder einem Gang- R2 (HM) hydromechanischen Getriebes lediglich die gerade Gang-Kupplung L7 und die Rückwärtsgang-II-Kupplung L10 geschlossen sind und Leistung über die gerade Gang-Kupplung L7 und die Rückwärtsgang-II-Gangwechselbaugruppe zu dem Ausgangsmechanismus fließt.
  • Das Umschalten zwischen dem ungeraden Gang-Getriebemechanismus und dem geraden Gang-Getriebemechanismus betrifft eine aktuell geschlossene Gangkupplung, eine zu schließende Gangkupplung, eine aktuell geschlossene Vorderkupplung und eine zu schließende Vorderkupplung, wobei das Schließen einer zu schließenden Vorderkupplung eine Voraussetzung für das Schließen einer zu schließenden Gangkupplung darstellt, wobei bei einem Gangwechselvorgang eine Wechselwirkung zwischen einer zu schließenden Gangkupplung und einer anderen Kupplung nicht berücksichtigt wird, wobei durch Erstellen eines orthogonalen Felds L8 (27) mit Spannweitenanalyse die Umschaltsequenz der einzelnen Gänge konkret wie folgt gesteuert wird:
    1. 1) Auswählen eines Drehzahlabfalls der Ausgangswelle, eines Rucks der Ausgangswelle, einer gesamten Gleitreibarbeit eines Gangwechsel-Ausführungsmechanismus und einer Gangwechselzeit als Bewertungsindikatoren, wobei der Drehzahlabfall der Ausgangswelle als Bewertungsindikator für die Drehzahlschwankung der Ausgangswelle während eines Gangwechselvorgangs dient und durch die folgende Formel definiert ist: Δ n o = | n ¯ o − n o min |
      Figure DE112020000125B4_0001
      wobei darin Δn0 für den Drehzahlabfall (r/min) der Ausgangswelle, n̅0 für die Ausgangsdrehzahl (r/min) der Ausgangswelle im Beharrungszustand und n0min für die minimale Ausgangsdrehzahl (r/min) der Ausgangswelle stehen, wobei der Ruck der Ausgangswelle in dem Augenblick, in dem eine damit in engstem Zusammenhang stehende Gangwechseleinrichtung geschlossen wird, erzeugt wird und durch die folgende Formel definiert ist: j = d 2 u a d t 2 = r q i g i L B d 2 ω o d t 2
      Figure DE112020000125B4_0002
      wobei darin j für den maximalen Ruck (m/s3) der Ausgangswelle und ω0 für die momentane Winkelgeschwindigkeit (rad/s) der Ausgangswelle stehen, wobei sich die Gleitreibarbeit der Kupplung/Bremse auf die durch eine Kupplung/Bremse während einer Gleitreibungsphase verbrauchte Arbeit bezieht und durch die folgende Formel ausdrücken lässt: W L / B = ∫ 0 t T L / B Δ ω L / B d t
      Figure DE112020000125B4_0003
      wobei darin WL/B für die Gleitreibarbeit (J) der Kupplung/Bremse, TL/B für das Reibmoment (Nm) der Kupplung/Bremse und ΔωL/B für die Winkelgeschwindigkeitsdifferenz (rad/s) zwischen einer treibenden und einer angetriebenen Scheibe einer Kupplung/Bremse stehen, wobei es sich bei der gesamten Gleitreibarbeit des Gangwechsel-Ausführungsmechanismus um die Summe der Gleitreibarbeit, die durch die Kupplung und die Bremse, die an dem Gangwechselvorgang mitwirken, erzeugt wird, handelt, wobei es sich bei der Gangwechselzeit um die verstrichene Zeit von dem Beginn des Gangwechsels bis zu dem Ende des Gangwechsels (99% der Drehzahl der Ausgangswelle wird erreicht) handelt,
    2. 2) Erstellen eines orthogonalen Felds L8 (27) mit zugehöriger Spannweitenanalyse gemäß Tabelle 1, wobei in Tabelle 1 „1“ und „2“ für zwei Stufen, nämlich jeweils eine Reihenfolge der Schließung betroffener Gangwechselelemente, stehen, während „A“, „B“, „C“ und „D“ für vier Faktoren, nämlich jeweils eine zu schließende Vorderkupplung, eine aktuelle geschlossene Vorderkupplung, eine aktuelle geschlossene Gangkupplung und eine zu schließende Gangkupplung, stehen, wobei „A×B“, „A×C“ und „B×C“ für jeweilige Wechselwirkungsfaktoren stehen, wobei n für die Gesamtanzahl der Erprobungen (n=8) steht, und wobei K i F
      Figure DE112020000125B4_0004
      für die Summe der Erprobungsergebnisse, die im Zusammenhang mit einer i-ten Stufe des Faktors stehen (i ∈ (1,2), F ∈ (A, B, C, A×B, A×C, B×C, D)), steht,
    Tabelle 1: Orthogonales Feld L8 (27) mit zugehöriger Spannweitenanalyse
    Nummer der Erprobung (i) Spalte Beobachtungs wert
    A B A×B C A×C B×C D yi
    1 1 1 1 1 1 1 1 y1
    2 1 1 1 2 2 2 2 y2
    3 1 2 2 1 1 2 2 y3
    4 1 2 2 2 2 1 1 y4
    5 2 1 2 1 2 1 2 y5
    6 2 1 2 2 1 2 1 y6
    7 2 2 1 1 2 2 1 y7
    8 2 2 1 2 1 1 2 y8
    K i F
    Figure DE112020000125B4_0005
         		K 1 F
    Figure DE112020000125B4_0006
         		∑ i = 1 n y i
    Figure DE112020000125B4_0007
    K 2 F
    Figure DE112020000125B4_0008
    k 1 F
    Figure DE112020000125B4_0009
         		y̅
    k i F
    Figure DE112020000125B4_0010
         		k 2 F
    Figure DE112020000125B4_0011
    RF
    wobei die einzelnen Symbole der Ausdrücke in der Tabelle wie folgt lauten: K i F = K i F 4
    Figure DE112020000125B4_0012
    Spannweite: R F = max { | k i F − k j F | }
    Figure DE112020000125B4_0013
    • 3) Bestimmen der Prioritätsreihenfolge der einzelnen Faktoren und der Wechselwirkung in Abhängigkeit von RF der einzelnen Spalten,
    • 4) Auswählen einer optimalen Kombination der Stufen der einzelnen Bewertungsindikatoren in Abhängigkeit von k i F
      Figure DE112020000125B4_0014
      der einzelnen Spalten unter Bezugnahme auf eine Zweifaktoren-Abstimmungstabelle,
    • 5) Bestimmen einer Optimierungslösung: { ξ = ∑ k = 1 N λ k ξ k ξ k ∈ [ ξ min ,   ξ max ]
      Figure DE112020000125B4_0015
      wobei ξ für einen umfassenden Bewertungsindikator, ξk für einen einzelnen Bewertungsindikator, ξmin/ξmax für eine Ober-/Untergrenze eines einzelnen Bewertungsindikators und λk für einen Gewichtungskoeffizienten stehen.
  • Das Umschalten zwischen dem ungeraden Gang-Getriebemechanismus und dem geraden Gang-Getriebemechanismus betrifft eine aktuell geschlossene Gangkupplung, eine zu schließende Gangkupplung, eine aktuell geschlossene Vorderkupplung und eine zu schließende Vorderkupplung, wobei bei einem Gangwechselvorgang eine Wechselwirkung zwischen einer zu schließenden Gangkupplung und einer anderen Kupplung berücksichtigt wird, wobei durch Erstellen eines orthogonalen Felds L16 (215) mit Spannweitenanalyse die Umschaltsequenz der einzelnen Gänge konkret wie folgt gesteuert wird:
    1. 1) Auswählen eines Drehzahlabfalls der Ausgangswelle, eines Rucks der Ausgangswelle, einer gesamten Gleitreibarbeit eines Gangwechsel-Ausführungsmechanismus und einer Gangwechselzeit als Bewertungsindikatoren, wobei der Drehzahlabfall der Ausgangswelle als Bewertungsindikator für die Drehzahlschwankung der Ausgangswelle während eines Gangwechselvorgangs dient und durch die folgende Formel definiert ist: Δ n o = | n ¯ o − n o min |
      Figure DE112020000125B4_0016
      wobei darin Δn0 für den Drehzahlabfall (r/min) der Ausgangswelle, n̅0 für die Ausgangsdrehzahl (r/min) der Ausgangswelle im Beharrungszustand und n0min für die minimale Ausgangsdrehzahl (r/min) der Ausgangswelle stehen, wobei der Ruck der Ausgangswelle in dem Augenblick, in dem eine damit in engstem Zusammenhang stehende Gangwechseleinrichtung geschlossen wird, erzeugt wird und durch die folgende Formel definiert ist: j = d 2 u a d t 2 = r q i g i L B d 2 ω o d t 2
      Figure DE112020000125B4_0017
      wobei darin j für den maximalen Ruck (m/s3) der Ausgangswelle und ω0 für die momentane Winkelgeschwindigkeit (rad/s) der Ausgangswelle stehen, wobei sich die Gleitreibarbeit der Kupplung/Bremse auf die durch eine Kupplung/Bremse während einer Gleitreibungsphase verbrauchte Arbeit bezieht und durch die folgende Formel ausdrücken lässt: W L / B = ∫ 0 t T L / B Δ ω L / B d t
      Figure DE112020000125B4_0018
      wobei darin WL/B für die Gleitreibarbeit (J) der Kupplung/Bremse, TL/B für das Reibmoment (Nm) der Kupplung/Bremse und ΔωL/B für die Winkelgeschwindigkeitsdifferenz (rad/s) zwischen einer treibenden und einer angetriebenen Scheibe einer Kupplung/Bremse stehen, wobei es sich bei der gesamten Gleitreibarbeit des Gangwechsel-Ausführungsmechanismus um die Summe der Gleitreibarbeit, die durch die Kupplung und die Bremse, die an dem Gangwechselvorgang mitwirken, erzeugt wird, handelt, wobei es sich bei der Gangwechselzeit um die verstrichene Zeit von dem Beginn des Gangwechsels bis zu dem Ende des Gangwechsels (99% der Drehzahl der Ausgangswelle wird erreicht) handelt,
    2. 2) Erstellen eines orthogonalen Felds L16 (215) mit zugehöriger Spannweitenanalyse gemäß Tabelle 2, wobei in Tabelle 2 „1“ und „2“ für zwei Stufen, nämlich jeweils eine Reihenfolge der Schließung betroffener Gangwechselelemente, stehen, während „A“, „B“, „C“ und „D“ für vier Faktoren, nämlich jeweils eine zu schließende Vorderkupplung, eine aktuelle geschlossene Vorderkupplung, eine aktuelle geschlossene Gangkupplung und eine zu schließende Gangkupplung, stehen, wobei „A×B“, „A×C“, „B×C“, „A×D“, „B×D“ und „C×D“ für jeweilige Wechselwirkungsfaktoren stehen, wobei n für die Gesamtanzahl der Erprobungen (n=16) steht, und wobei K i F
      Figure DE112020000125B4_0019
      für die Summe der Erprobungsergebnisse, die im Zusammenhang mit einer i-ten Stufe des Faktors stehen (i ∈ (1,2), F ∈ (A, B, C, D, A×B, A×C, B×C, A×D, B×D, C×D)), steht,
    Tabelle 2: Orthogonales Feld L16 (215) mit zugehöriger Spannweitenanalyse
    Nummer der Erprobung (i) Spalte Beobachtu ngswert
    A B A×B C A×C B×C Leer D A× D B×D Leer C×D Leer Leer Leer yi
    1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 y1
    2 1 1 1 1 1 1 1 2 2 2 2 2 2 2 2 y2
    3 1 1 1 2 2 2 2 1 1 1 1 2 2 2 2 y3
    4 1 1 1 2 2 2 2 2 2 2 2 1 1 1 1 y4
    5 1 2 2 1 1 2 2 1 1 2 2 1 1 2 2 y5
    6 1 2 2 1 1 2 2 2 2 1 1 2 2 1 1 y6
    7 1 2 2 2 2 1 1 1 1 2 2 2 2 1 1 y7
    8 1 2 2 2 2 1 1 2 2 1 1 1 1 2 2 y8
    9 2 1 2 1 2 1 2 1 2 1 2 1 2 1 2 y9
    10 2 1 2 1 2 1 2 2 1 2 1 2 1 2 1 y10
    11 2 1 2 2 1 2 1 1 2 1 2 2 1 2 1 y11
    12 2 1 2 2 1 2 1 2 1 2 1 1 2 1 2 y12
    13 2 2 1 1 2 2 1 1 2 2 1 1 2 2 1 y13
    14 2 2 1 1 2 2 1 2 1 1 2 2 1 1 2 y14
    15 2 2 1 2 1 1 2 1 2 2 1 2 1 1 2 y15
    16 2 2 1 2 1 1 2 2 1 1 2 1 2 2 1 y16
    K i F
    Figure DE112020000125B4_0020
         		K 1 F
    Figure DE112020000125B4_0021
         		∑ i = 1 n y i
    Figure DE112020000125B4_0022
    K 2 F
    Figure DE112020000125B4_0023
    k i F
    Figure DE112020000125B4_0024
         		k 1 F
    Figure DE112020000125B4_0025
         		y̅
    k 2 F
    Figure DE112020000125B4_0026
    RF
    wobei die einzelnen Symbole der Ausdrücke in der Tabelle wie folgt lauten: K i F = K i F 8
    Figure DE112020000125B4_0027
    Spannweite: R F = max { | k i F − k j F | }
    Figure DE112020000125B4_0028
    • 3) Bestimmen der Prioritätsreihenfolge der einzelnen Faktoren und der Wechselwirkung in Abhängigkeit von RF der einzelnen Spalten,
    • 4) Auswählen einer optimalen Kombination der Stufen der einzelnen Bewertungsindikatoren in Abhängigkeit von k i F
      Figure DE112020000125B4_0029
      der einzelnen Spalten unter Bezugnahme auf eine Zweifaktoren-Abstimmungstabelle,
    • 5) Bestimmen einer Optimierungslösung: { ξ = ∑ k = 1 N λ k ξ k ξ k ∈ [ ξ min ,   ξ max ]
      Figure DE112020000125B4_0030
      wobei ξ für einen umfassenden Bewertungsindikator, ξk für einen einzelnen Bewertungsindikator, ξmin/ξmax für eine Ober-/Untergrenze eines einzelnen Bewertungsindikators und λk für einen Gewichtungskoeffizienten stehen.
  • Das Umschalten zwischen dem ungeraden Gang-Getriebemechanismus und dem geraden Gang-Getriebemechanismus betrifft eine aktuell geschlossene Gangkupplung, eine zu schließende Gangkupplung, eine aktuell geschlossene Vorderkupplung und eine zu schließende Vorderkupplung, wobei bei einem Gangwechselvorgang eine Wechselwirkung zwischen einer zu schließenden Gangkupplung und einer anderen Kupplung und gleichzeitig ferner drei Stufen der Umschaltzeit der Gangwechselelemente berücksichtigt werden, wobei durch Erstellen eines orthogonalen Felds L27 (313) mit Spannweitenanalyse die Umschaltsequenz der einzelnen Gänge konkret wie folgt gesteuert wird:
    1. 1) Auswählen eines Drehzahlabfalls der Ausgangswelle, eines Rucks der Ausgangswelle, einer gesamten Gleitreibarbeit eines Gangwechsel-Ausführungsmechanismus und einer Gangwechselzeit als Bewertungsindikatoren, wobei der Drehzahlabfall der Ausgangswelle als Bewertungsindikator für die Drehzahlschwankung der Ausgangswelle während eines Gangwechselvorgangs dient und durch die folgende Formel definiert ist: Δ n o = | n ¯ o − n o min |
      Figure DE112020000125B4_0031
      wobei darin Δn0 für den Drehzahlabfall (r/min) der Ausgangswelle, n̅0 für die Ausgangsdrehzahl (r/min) der Ausgangswelle im Beharrungszustand und n0min für die minimale Ausgangsdrehzahl (r/min) der Ausgangswelle stehen, wobei der Ruck der Ausgangswelle in dem Augenblick, in dem eine damit in engstem Zusammenhang stehende Gangwechseleinrichtung geschlossen wird, erzeugt wird und durch die folgende Formel definiert ist: j = d 2 u a d t 2 = r q i g i L B d 2 ω o d t 2
      Figure DE112020000125B4_0032
      wobei darin j für den maximalen Ruck (m/s3) der Ausgangswelle und ω0 für die momentane Winkelgeschwindigkeit (rad/s) der Ausgangswelle stehen, wobei sich die Gleitreibarbeit der Kupplung/Bremse auf die durch eine Kupplung/Bremse während einer Gleitreibungsphase verbrauchte Arbeit bezieht und durch die folgende Formel ausdrücken lässt: W L / B = ∫ 0 t T L / B Δ ω L / B d t
      Figure DE112020000125B4_0033
      wobei darin WL/B für die Gleitreibarbeit (J) der Kupplung/Bremse, TL/B für das Reibmoment (Nm) der Kupplung/Bremse und ΔωL/B für die Winkelgeschwindigkeitsdifferenz (rad/s) zwischen einer treibenden und einer angetriebenen Scheibe einer Kupplung/Bremse stehen, wobei es sich bei der gesamten Gleitreibarbeit des Gangwechsel-Ausführungsmechanismus um die Summe der Gleitreibarbeit, die durch die Kupplung und die Bremse, die an dem Gangwechselvorgang mitwirken, erzeugt wird, handelt, wobei es sich bei der Gangwechselzeit um die verstrichene Zeit von dem Beginn des Gangwechsels bis zu dem Ende des Gangwechsels (99% der Drehzahl der Ausgangswelle wird erreicht) handelt,
    2. 2) Erstellen eines orthogonalen Felds L27 (313) mit zugehöriger Spannweitenanalyse gemäß Tabelle 3, wobei in Tabelle 3 „1“, „2“ und „3“ für drei Stufen, nämlich jeweils eine „vorzeitige“, eine „gleichzeitige“ und eine „verzögerte“ Schließung betroffener Gangwechselelemente, stehen, während „A“, „B“, „C“ und „D“ für vier Faktoren, nämlich jeweils eine zu schließende Vorderkupplung, eine aktuelle geschlossene Vorderkupplung, eine aktuelle geschlossene Gangkupplung und eine zu schließende Gangkupplung, stehen, wobei „A×B“, „A×C“, „B×C“ und „A×D“ für jeweilige Wechselwirkungsfaktoren stehen, wobei n für die Gesamtanzahl der Erprobungen (n=27) steht, und wobei K i F
      Figure DE112020000125B4_0034
      für die Summe der Erprobungsergebnisse, die im Zusammenhang mit einer i-ten Stufe des Faktors stehen (i ∈ (1,2,3), F ∈ (A, B, C, D, A×B, A×C, B×C, A×D)), steht,
      Figure DE112020000125B4_0035
      Figure DE112020000125B4_0036
      wobei die einzelnen Symbole der Ausdrücke in der Tabelle wie folgt lauten: K i F = K i F 9
      Figure DE112020000125B4_0037
      Spannweite: R F = max { | k i F − k j F | }
      Figure DE112020000125B4_0038
    3. 3) Bestimmen der Prioritätsreihenfolge der einzelnen Faktoren und der Wechselwirkung in Abhängigkeit von RF der einzelnen Spalten,
    4. 4) Auswählen einer optimalen Kombination der Stufen der einzelnen Bewertungsindikatoren in Abhängigkeit von k i F
      Figure DE112020000125B4_0039
      der einzelnen Spalten unter Bezugnahme auf eine Zweifaktoren-Abstimmungstabelle,
    5. 5) Bestimmen einer Optimierungslösung: { ξ = ∑ k = 1 N λ k ξ k ξ k ∈ [ ξ min ,   ξ max ]
      Figure DE112020000125B4_0040
      wobei ξ für einen umfassenden Bewertungsindikator, ξk für einen einzelnen Bewertungsindikator, ξmin/ξmax für eine Ober-/Untergrenze eines einzelnen Bewertungsindikators und λk für einen Gewichtungskoeffizienten stehen.
  • Vorteilhafte Auswirkungen: Bei der vorliegenden Erfindung wird durch Umschalten einer Kupplungsbaugruppe und einer Bremsbaugruppe eine Umschaltung zwischen den Modi hydraulisches Getriebe, hydromechanisches Getriebe und mechanisches Getriebe erreicht, womit die Anforderung mehrerer Betriebszustände und das Energieverwaltungsziel erfüllt werden. Bei hydraulischem Getriebe wird durch den pumpengesteuerten Motormechanismus wahlweise eine Pumpe mit niedrigem Druck und hoher Fördermenge oder eine Pumpe mit hohem Druck und niedriger Fördermenge bereitgestellt, um allein oder gemeinsam den Fahrmotor und den Leistungsausgangsmotor anzutreiben. Bei mechanischem Getriebe wird der Stoß beim Gangwechsel des Fahrzeugs durch einen mechanischen Doppelkupplungs-Getriebemechanismus verringert. Bei hydromechanischem Getriebe wird durch einen Planetenradmechanismus eine effiziente, stufenlose Drehzahlregelung über mehrere Bereiche erreicht. Durch Kombinieren der strukturellen Konstruktion und der Leistungsverteilung einer Getriebeeinrichtung wird Motorleistung auf angemessene Weise an ein Fahrsystem und ein Leistungsausgangssystem verteilt, womit der Energienutzungsgrad der Getriebeeinrichtung erhöht wird. Mittels von drei verschiedenen orthogonalen Analysemethoden wird das Problem der Optimierung der Gangwechselqualität bei einem Doppelkupplungs-Getriebesystem mit verschiedener Genauigkeit gelöst.
  • Figurenliste
  • Darin zeigen
    • 1 eine Prinzipdarstellung der Struktur der vorliegenden Erfindung,
    • 2 eine schematische Darstellung des Arbeitsprinzips der vorliegenden Erfindung,
    • 3 eine Kopplungszustandstabelle der Modusumschaltelemente der vorliegenden Erfindung,
    • 4 eine schematische Darstellung der Charakteristik der Drehzahlregelung der vorliegenden Erfindung,
    • 5 eine Darstellung des Arbeitsprinzips der Vorwärts-Leistungsübertragung allein durch einen Fahrmotor nach der vorliegenden Erfindung,
    • 6 eine Darstellung des Arbeitsprinzips der Vorwärts-Leistungsübertragung gemeinsam durch einen Fahrmotor und einen Leistungsausgangsmotor nach der vorliegenden Erfindung,
    • 7 eine Darstellung des Arbeitsprinzips der Rückwärts-Leistungsübertragung allein durch einen Fahrmotor nach der vorliegenden Erfindung,
    • 8 eine Darstellung des Arbeitsprinzips der Rückwärts-Leistungsübertragung gemeinsam durch einen Fahrmotor und einen Leistungsausgangsmotor nach der vorliegenden Erfindung.
  • KONKRETE AUSFÜHRUNGSFORMEN
  • Nachfolgend wird die vorliegende Erfindung unter Bezugnahme auf die beiliegenden Abbildungen anhand konkreter Ausführungsbeispiele näher beschrieben, worauf der Schutzumfang der Erfindung keineswegs eingeschränkt wird.
  • Wie sich aus 1 und 2 ergibt, umfasst eine hydromechanische Getriebeeinrichtung mit einem Doppelkupplungsgetriebe einen Eingangsmechanismus 1, einen pumpengesteuerten Motormechanismus 2, einen ungeraden Gang-Getriebemechanismus 3, einen geraden Gang-Getriebemechanismus 4, einen Ausgangsmechanismus 5 und eine Zwischenwelle 6. Der Eingangsmechanismus 1 ist mit dem ungeraden Gang-Getriebemechanismus 3 und dem geraden Gang-Getriebemechanismus 4, die parallel geschaltet sind, verbunden und gleichzeitig auch mit einem Eingangsende des pumpengesteuerten Motormechanismus 2 verbunden. Ein Ausgangsende des pumpengesteuerten Motormechanismus 2 ist über die Zwischenwelle 6 mit dem ungeraden Gang-Getriebemechanismus 3 und dem geraden Gang-Getriebemechanismus 4, die parallel geschaltet sind, verbunden und gleichzeitig auch mit dem Ausgangsmechanismus 5 verbunden. Zwischen dem Eingangsmechanismus 1 und dem Eingangsende des pumpengesteuerten Motormechanismus 2 ist eine Kupplung L0 vorgesehen. Zwischen dem Ausgangsende des pumpengesteuerten Motormechanismus 2 und der Zwischenwelle 6 sind eine Kupplung L1 und eine Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 vorgesehen. Zwischen der Zwischenwelle 6 und dem Ausgangsmechanismus 5 ist eine Kupplung L2 vorgesehen.
  • Der ungerade Gang-Getriebemechanismus 3 umfasst eine ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe 31, eine ungerade Gang-Kupplung L3 und eine ungerade Gang-Gangwechselbaugruppe 32. Die ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe 31 umfasst ein ungerades Gang-Planetenrad-Sonnenrad 311, einen ungeraden Gang-Planetenrad-Planetenträger 312 und ein ungerades Gang-Planetenrad-Hohlrad 313. Die ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe 31 ist über das ungerade Gang-Planetenrad-Sonnenrad 311 mit der Zwischenwelle 6 verbunden. Die ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe 31 ist über das ungerade Gang-Planetenrad-Hohlrad 313 mit dem Eingangsmechanismus 1 verbunden. Der ungerade Gang-Planetenrad-Planetenträger 312 ist über die ungerade Gang-Kupplung L3 mit der ungeraden Gang-Gangwechselbaugruppe 32 verbunden, die mit dem Ausgangsmechanismus 5 verbunden ist. Zwischen den einzelnen Gängen der ungeraden Gang-Gangwechselbaugruppe 32 und der ungeraden Gang-Kupplung L3 ist jeweils eine Gangkupplung vorgesehen.
  • Die ungerade Gang-Gangwechselbaugruppe 32 umfasst eine Gang-I-Gangwechselbaugruppe 321, eine Gang-III-Gangwechselbaugruppe 322 und eine Rückwärtsgang-I-Gangwechselbaugruppe 323, die parallel geschaltet sind. Dabei umfassen die Gang-I-Gangwechselbaugruppe 321 eine Gang-I-Kupplung L4, die Gang-III-Gangwechselbaugruppe 322 eine Gang-III-Kupplung L5 und die Rückwärtsgang-I-Gangwechselbaugruppe 323 eine Rückwärtsgang-I-Kupplung L6.
  • Der gerade Gang-Getriebemechanismus 4 umfasst eine gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe 41, eine gerade Gang-Kupplung L7 und eine gerade Gang-Gangwechselbaugruppe 42. Die gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe 41 umfasst ein gerades Gang-Planetenrad-Sonnenrad 411, einen geraden Gang-Planetenrad-Planetenträger 412 und ein gerades Gang-Planetenrad-Hohlrad 413. Die gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe 41 ist über das gerade Gang-Planetenrad-Sonnenrad 411 mit der Zwischenwelle 6 verbunden. Die gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe 41 ist über den geraden Gang-Planetenrad-Planetenträger 412 mit dem Eingangsmechanismus 1 verbunden. Das gerade Gang-Planetenrad-Hohlrad 413 ist über die gerade Gang-Kupplung L7 mit der geraden Gang-Gangwechselbaugruppe 42 verbunden, die mit dem Ausgangsmechanismus 5 verbunden ist. Zwischen den einzelnen Gängen der geraden Gang-Gangwechselbaugruppe 42 und der geraden Gang-Kupplung L7 ist jeweils eine Gangkupplung vorgesehen.
  • Die gerade Gang-Gangwechselbaugruppe 42 umfasst eine Gang-II-Gangwechselbaugruppe 421, eine Gang-IV-Gangwechselbaugruppe 422 und eine Rückwärtsgang-II-Gangwechselbaugruppe 423, die parallel geschaltet sind. Dabei umfassen die Gang-II-Gangwechselbaugruppe 421 eine Gang-II-Kupplung L8, die Gang-IV-Gangwechselbaugruppe 422 eine Gang-IV-Kupplung L9 und die Rückwärtsgang-II-Gangwechselbaugruppe 423 eine Rückwärtsgang-II-Kupplung L10.
  • Der pumpengesteuerte Motormechanismus 2 umfasst eine Verstellpumpe P1 21, eine Verstellpumpe P2 22, ein pilotgesteuertes Überströmventil V1 23, ein Überströmventil V2 24, ein Vierwegeventil V4 25 mit drei Schaltstellungen, ein Dreiwegeventil V5 26 mit zwei Schaltstellungen, einen Fahrmotor M1 27 und einen Leistungsausgangsmotor M2 28. Die Fördermenge der Verstellpumpe P1 21 ist größer als die Fördermenge der Verstellpumpe P2 22. In einem Bypass-Ölkreislauf der Verstellpumpe P1 21 ist das pilotgesteuerte Überströmventil V1 23 angeordnet, während in einem Bypass-Ölkreislauf der Verstellpumpe P2 22 das Überströmventil V2 24 angeordnet ist. Der Ölkreislauf, in dem sich die Verstellpumpe P2 22 befindet, ist mit einem Steuerölkreislauf des pilotgesteuerten Überströmventils V1 23 verbunden. Der Ölkreislauf, in dem sich die Verstellpumpe P1 21 mit dem pilotgesteuerten Überströmventil V1 23 befindet, und der Ölkreislauf, in dem sich die Verstellpumpe P2 22 mit dem Überströmventil V2 24 befindet, sind parallel geschaltet und über das Vierwegeventil V4 25 mit drei Schaltstellungen und das Dreiwegeventil V5 26 mit zwei Schaltstellungen mit dem Fahrmotor M1 27 und dem Leistungsausgangsmotor M2 28 verbunden.
  • Wie aus 3 zu entnehmen ist, wird bei einem Steuerverfahren für eine hydromechanische Getriebeeinrichtung mit einem Doppelkupplungsgetriebedurch durch Steuern einer Umschaltung zwischen Kombinationen aus Kupplungen und Bremsen eine Umschaltung zwischen den Getriebemodi hydraulisches Getriebe, hydromechanisches Getriebe und mechanisches Getriebe zwischen dem Eingangsmechanismus 1 und dem Ausgangsmechanismus 5 erreicht.
  • Hydraulisches Getriebe: Wenn die Kupplung L0, die Kupplung L1 und die Kupplung L2 geschlossen und gleichzeitig die anderen Kupplungen und die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geöffnet sind, wird Leistung über den pumpengesteuerten Motormechanismus 2 und die Zwischenwelle 6 auf den Ausgangsmechanismus 5 übertragen.
  • Mechanisches Getriebe: Wenn lediglich die ungerade Gang-Kupplung L3, die Gang-I-Kupplung L4 und die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geschlossen und gleichzeitig die anderen Kupplungen geöffnet sind, ist der Gang F1 (M) mechanischen Getriebes eingelegt, wobei Leistung über den Eingangsmechanismus 1, das ungerade Gang-Planetenrad-Hohlrad 313, den ungeraden Gang-Planetenrad-Planetenträger 312, die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Gang-I-Kupplung L4 auf den Ausgangsmechanismus 5 übertragen wird.
  • Wenn lediglich die gerade Gang-Kupplung L7, die Gang-II-Kupplung L8 und die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geschlossen und gleichzeitig die anderen Kupplungen geöffnet sind, ist der Gang F2 (M) mechanischen Getriebes eingelegt, wobei Leistung über den Eingangsmechanismus 1, den geraden Gang-Planetenrad-Planetenträger 412, das gerade Gang-Planetenrad-Hohlrad 413, die gerade Gang-Kupplung L7 und die Gang-II-Kupplung L8 auf den Ausgangsmechanismus 5 übertragen wird.
  • Wenn lediglich die ungerade Gang-Kupplung L3, die Gang-III-Kupplung L5 und die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geschlossen und gleichzeitig die anderen Kupplungen geöffnet sind, ist der Gang F3 (M) mechanischen Getriebes eingelegt, wobei Leistung über den Eingangsmechanismus 1, das ungerade Gang-Planetenrad-Hohlrad 313, den ungeraden Gang-Planetenrad-Planetenträger 312, die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Gang-III-Kupplung L5 auf den Ausgangsmechanismus 5 übertragen wird.
  • Wenn lediglich die gerade Gang-Kupplung L7, die Gang-IV-Kupplung L9 und die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geschlossen und gleichzeitig die anderen Kupplungen geöffnet sind, ist der Gang F4 (M) mechanischen Getriebes eingelegt, wobei Leistung über den Eingangsmechanismus 1, den geraden Gang-Planetenrad-Planetenträger 412, das gerade Gang-Planetenrad-Hohlrad 413, die gerade Gang-Kupplung L7 und die Gang-IV-Kupplung L9 auf den Ausgangsmechanismus 5 übertragen wird.
  • Wenn lediglich die ungerade Gang-Kupplung L3, die Rückwärtsgang-I-Kupplung L6 und die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geschlossen und gleichzeitig die anderen Kupplungen geöffnet sind, ist der Gang R1 (M) mechanischen Getriebes eingelegt, wobei Leistung über den Eingangsmechanismus 1, das ungerade Gang-Planetenrad-Hohlrad 313, den ungeraden Gang-Planetenrad-Planetenträger 312, die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Rückwärtsgang-II-Kupplung L6 auf den Ausgangsmechanismus 5 übertragen wird.
  • Wenn lediglich die gerade Gang-Kupplung L7, die Rückwärtsgang-II-Kupplung L10 und die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geschlossen und gleichzeitig die anderen Kupplungen geöffnet sind, ist der Gang R2 (M) mechanischen Getriebes eingelegt, wobei Leistung über den Eingangsmechanismus 1, den geraden Gang-Planetenrad-Planetenträger 412, das gerade Gang-Planetenrad-Hohlrad 413, die gerade Gang-Kupplung L7 und die Rückwärtsgang-II-Kupplung L10 auf den Ausgangsmechanismus 5 übertragen wird.
  • Hydromechanisches Getriebe: Wenn lediglich die Kupplung L0, die Kupplung L1, die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Gang-I-Kupplung L4 geschlossen und gleichzeitig die anderen Kupplungen und die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geöffnet sind, ist der Gang F1 (HM) hydromechanischen Getriebes eingelegt, wobei Leistung über den Eingangsmechanismus 1 in zwei Teile unterteilt wird, wobei ein Teil über den pumpengesteuerten Motormechanismus 2 und die Zwischenwelle 6 zu dem ungeraden Gang-Planetenrad-Sonnenrad 311 fließt, während der andere Teil durch das ungerade Gang-Planetenrad-Hohlrad 313 fließt, wobei die beiden Teile nach Zusammenführen durch den ungeraden Gang-Planetenrad-Planetenträger 312 dann über die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Gang-I-Kupplung L4 auf den Ausgangsmechanismus 5 übertragen wird.
  • Wenn lediglich die Kupplung L0, die Kupplung L1, die gerade Gang-Kupplung L7 und die Gang-II-Kupplung L8 geschlossen und gleichzeitig die anderen Kupplungen und die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geöffnet sind, ist der Gang F2 (HM) hydromechanischen Getriebes eingelegt, wobei Leistung über den Eingangsmechanismus 1 in zwei Teile unterteilt wird, wobei ein Teil über den pumpengesteuerten Motormechanismus 2 und die Zwischenwelle 6 zu dem geraden Gang-Planetenrad-Sonnenrad 411 fließt, während der andere Teil durch den geraden Gang-Planetenrad-Planetenträger 412 fließt, wobei die beiden Teile nach Zusammenführen durch das gerade Gang-Planetenrad-Hohlrad 413 dann über die gerade Gang-Kupplung L7 und die Gang-II-Kupplung L8 auf den Ausgangsmechanismus 5 übertragen wird.
  • Wenn lediglich die Kupplung L0, die Kupplung L1, die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Gang-III-Kupplung L5 geschlossen und gleichzeitig die anderen Kupplungen und die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geöffnet sind, ist der Gang F3 (HM) hydromechanischen Getriebes eingelegt, wobei Leistung über den Eingangsmechanismus 1 in zwei Teile unterteilt wird, wobei ein Teil über den pumpengesteuerten Motormechanismus 2 und die Zwischenwelle 6 zu dem ungeraden Gang-Planetenrad-Sonnenrad 311 fließt, während der andere Teil durch das ungerade Gang-Planetenrad-Hohlrad 313 fließt, wobei die beiden Teile nach Zusammenführen durch den ungeraden Gang-Planetenrad-Planetenträger 312 dann über die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Gang-III-Kupplung L5 auf den Ausgangsmechanismus 5 übertragen wird.
  • Wenn lediglich die Kupplung L0, die Kupplung L1, die gerade Gang-Kupplung L7 und die Gang-IV-Kupplung L9 geschlossen und gleichzeitig die anderen Kupplungen und die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geöffnet sind, ist der Gang F4 (HM) hydromechanischen Getriebes eingelegt, wobei Leistung über den Eingangsmechanismus 1 in zwei Teile unterteilt wird, wobei ein Teil über den pumpengesteuerten Motormechanismus 2 und die Zwischenwelle 6 zu dem geraden Gang-Planetenrad-Sonnenrad 411 fließt, während der andere Teil durch den geraden Gang-Planetenrad-Planetenträger 412 fließt, wobei die beiden Teile nach Zusammenführen durch das gerade Gang-Planetenrad-Hohlrad 413 dann über die gerade Gang-Kupplung L7 und die Gang-IV-Kupplung L9 auf den Ausgangsmechanismus 5 übertragen wird.
  • Wenn lediglich die Kupplung L0, die Kupplung L1, die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Rückwärtsgang-I-Kupplung L6 geschlossen und gleichzeitig die anderen Kupplungen und die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geöffnet sind, ist der Gang R1 (HM) hydromechanischen Getriebes eingelegt, wobei Leistung über den Eingangsmechanismus 1 in zwei Teile unterteilt wird, wobei ein Teil über den pumpengesteuerten Motormechanismus 2 und die Zwischenwelle 6 zu dem ungeraden Gang-Planetenrad-Sonnenrad 311 fließt, während der andere Teil durch das ungerade Gang-Planetenrad-Hohlrad 313 fließt, wobei die beiden Teile nach Zusammenführen durch den ungeraden Gang-Planetenrad-Planetenträger 312 dann über die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Rückwärtsgang-I-Kupplung L6 auf den Ausgangsmechanismus 5 übertragen wird.
  • Wenn lediglich die Kupplung L0, die Kupplung L1, die gerade Gang-Kupplung L7 und die Rückwärtsgang-II-Kupplung L10 geschlossen und gleichzeitig die anderen Kupplungen und die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geöffnet sind, ist der Gang R2 (HM) hydromechanischen Getriebes eingelegt, wobei Leistung über den Eingangsmechanismus 1 in zwei Teile unterteilt wird, wobei ein Teil über den pumpengesteuerten Motormechanismus 2 und die Zwischenwelle 6 zu dem geraden Gang-Planetenrad-Sonnenrad 411 fließt, während der andere Teil durch den geraden Gang-Planetenrad-Planetenträger 412 fließt, wobei die beiden Teile nach Zusammenführen durch das gerade Gang-Planetenrad-Hohlrad 413 dann über die gerade Gang-Kupplung L7 und die Rückwärtsgang-II-Kupplung L10 auf den Ausgangsmechanismus 5 übertragen wird.
  • Wie sich aus 5 ergibt, wird der Fahrmotor M1 27 bei in einer linken Schaltstellung befindlichem Vierwegeventil V4 25 mit drei Schaltstellungen und bei in einer rechten Schaltstellung befindlichem Dreiwegeventil V5 26 mit zwei Schaltstellungen allein an den Ölkreislauf angeschlossen und dreht sich in der Vorwärtsrichtung.
  • Wie sich aus 6 ergibt, sind bei in der linken Schaltstellung befindlichem Vierwegeventil V4 25 mit drei Schaltstellungen und bei in der linken Schaltstellung befindlichem Dreiwegeventil V5 26 mit zwei Schaltstellungen der Fahrmotor M1 27 und der Leistungsausgangsmotor M2 28 in Reihe geschaltet, werden an den Ölkreislauf angeschlossen und drehen sich in der Vorwärtsrichtung.
  • Wie sich aus 7 ergibt, wird der Fahrmotor M1 27 bei in einer rechten Schaltstellung befindlichem Vierwegeventil V4 25 mit drei Schaltstellungen und bei in der rechten Schaltstellung befindlichem Dreiwegeventil V5 26 mit zwei Schaltstellungen allein an den Ölkreislauf angeschlossen und dreht sich in der Rückwärtsrichtung.
  • Wie sich aus 8 ergibt, sind bei in der rechten Schaltstellung befindlichem Vierwegeventil V4 25 mit drei Schaltstellungen und bei in der linken Schaltstellung befindlichem Dreiwegeventil V5 26 mit zwei Schaltstellungen der Fahrmotor M1 27 und der Leistungsausgangsmotor M2 28 in Reihe geschaltet, werden an den Ölkreislauf angeschlossen und drehen sich in der Rückwärtsrichtung.
  • Bei üblichen Betriebszuständen wird das Vierwegeventil V4 25 mit drei Schaltstellungen gemeinsam durch die Verstellpumpe P1 21 mit niedrigem Druck und hoher Fördermenge und die Verstellpumpe P2 22 mit hohem Druck und niedriger Fördermenge mit Öl versorgt und sein Druck wird durch das pilotgesteuerte Überströmventil V1 23 geregelt. Die Ausgangsdrehzahl wird gemeinsam durch die jeweilige Verdrängung der Verstellpumpe P1 21 und der Verstellpumpe P2 22 bestimmt. Bei dem durch das pilotgesteuerte Überströmventil V1 23 geregelten Druck können die Leistungen des Leistungsausgangsmotors M2 28 und des Fahrmotors M1 27 abgestimmt werden, wobei nun eine hohe Drehzahl ausgegeben wird. Bei extremen Betriebszuständen steigt der Druck innerhalb des pumpengesteuerten Motormechanismus 2 an, sodass das pilotgesteuerte Überströmventil V1 23 entlastet wird und lediglich die Verstellpumpe P2 22 Öl ausgibt. Bei dem durch das Überströmventil V2 24 geregelten Druck können die Leistungen des Leistungsausgangsmotors M2 28 und des Fahrmotors M1 27 abgestimmt werden, wobei nun eine niedrige Drehzahl ausgegeben wird. Des Weiteren kann die Kupplung L1 geöffnet werden, sodass allein der Leistungsausgangsmotor M2 28 Arbeit nach außen leistet.
  • Das Umschalten zwischen dem ungeraden Gang-Getriebemechanismus 3 und dem geraden Gang-Getriebemechanismus 4 betrifft eine aktuell geschlossene Gangkupplung, eine zu schließende Gangkupplung, eine aktuell geschlossene Vorderkupplung und eine zu schließende Vorderkupplung. Das Schließen iner zu schließenden Vorderkupplung stellt eine Voraussetzung für das Schließen einer zu schließenden Gangkupplung dar. Bei einem Gangwechselvorgang wird eine Wechselwirkung zwischen einer zu schließenden Gangkupplung und einer anderen Kupplung nicht berücksichtigt. Durch Erstellen eines orthogonalen Felds L8 (27) mit Spannweitenanalyse wird die Umschaltsequenz der einzelnen Gänge gesteuert, um den Stoß beim Gangwechsel zu reduzieren.
  • Am Beispiel eines Wechsels von dem Gang F1 in den Gang F2 befinden sich die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Gang-I-Kupplung L4 vor dem Wechsel in geschlossenem Zustand, während sich die gerade Gang-Kupplung L7 und die Gang-II-Kupplung L8 in geöffnetem Zustand befinden. Da das ungerade Gang-Planetenrad-Sonnenrad 311 in Eingriff mit dem geraden Gang-Planetenrad-Sonnenrad 411 steht, kann nach dem Wechsel davon ausgegangen werden, dass eine Wechselwirkung zwischen der ungeraden Gang-Kupplung L3, der Gang-I-Kupplung L4 und der geraden Gang-Kupplung L7 vorliegt, während die Wechselwirkung zwischen ihnen und der Gang-II-Kupplung L8 vernachlässigbar ist, sodass lediglich die Wechselwirkung zwischen den vorderen drei Bauteilen berücksichtigt wird.
  • Dies erfolgt konkret wie folgt:
    1. 1) Auswählen eines Drehzahlabfalls der Ausgangswelle, eines Rucks der Ausgangswelle, einer gesamten Gleitreibarbeit eines Gangwechsel-Ausführungsmechanismus und einer Gangwechselzeit als Bewertungsindikatoren, wobei der Drehzahlabfall der Ausgangswelle als Bewertungsindikator für die Drehzahlschwankung der Ausgangswelle während eines Gangwechselvorgangs dient und durch die folgende Formel definiert ist: Δ n o = | n ¯ o − n o min |
      Figure DE112020000125B4_0041
      wobei darin Δn0 für den Drehzahlabfall (r/min) der Ausgangswelle, n̅0 für die Ausgangsdrehzahl (r/min) der Ausgangswelle im Beharrungszustand und n0min für die minimale Ausgangsdrehzahl (r/min) der Ausgangswelle stehen, wobei der Ruck der Ausgangswelle in dem Augenblick, in dem eine damit in engstem Zusammenhang stehende Gangwechseleinrichtung geschlossen wird, erzeugt wird und durch die folgende Formel definiert ist: j = d 2 u a d t 2 = r q i g i L B d 2 ω o d t 2
      Figure DE112020000125B4_0042
      wobei darin j für den maximalen Ruck (m/s3) der Ausgangswelle und ω0 für die momentane Winkelgeschwindigkeit (rad/s) der Ausgangswelle stehen, wobei sich die Gleitreibarbeit der Kupplung/Bremse auf die durch eine Kupplung/Bremse während einer Gleitreibungsphase verbrauchte Arbeit bezieht und durch die folgende Formel ausdrücken lässt: W L / B = ∫ 0 t T L / B Δ ω L / B d t
      Figure DE112020000125B4_0043
      wobei darin WL/B für die Gleitreibarbeit (J) der Kupplung/Bremse, TL/B für das Reibmoment (Nm) der Kupplung/Bremse und ΔωL/B für die Winkelgeschwindigkeitsdifferenz (rad/s) zwischen einer treibenden und einer angetriebenen Scheibe einer Kupplung/Bremse stehen, wobei es sich bei der gesamten Gleitreibarbeit des Gangwechsel-Ausführungsmechanismus um die Summe der Gleitreibarbeit, die durch die Kupplung und die Bremse, die an dem Gangwechselvorgang mitwirken, erzeugt wird, handelt, wobei es sich bei der Gangwechselzeit um die verstrichene Zeit von dem Beginn des Gangwechsels bis zu dem Ende des Gangwechsels (99% der Drehzahl der Ausgangswelle wird erreicht) handelt,
    2. 2) Erstellen eines orthogonalen Felds L8 (27) mit zugehöriger Spannweitenanalyse gemäß Tabelle 1, wobei in Tabelle 1 „1“ und „2“ für zwei Stufen, nämlich jeweils eine Reihenfolge der Schließung betroffener Gangwechselelemente, stehen, während „A“, „B“, „C“ und „D“ für vier Faktoren, nämlich jeweils die gerade Gang-Kupplung L7, die ungerade Gang-Kupplung L3, die Gang-I-Kupplung L4 und die Gang-II-Kupplung L8, stehen, wobei „A×B“, „A×C“ und „B×C“ für jeweilige Wechselwirkungsfaktoren stehen, wobei n für die Gesamtanzahl der Erprobungen (n=8) steht, und wobei K i F
      Figure DE112020000125B4_0044
      für die Summe der Erprobungsergebnisse, die im Zusammenhang mit einer i-ten Stufe des Faktor stehen (i ∈ (1,2), F ∈ (A, B, C, A×B, A×C, B×C, D)), steht,
    Tabelle 1: Orthogonales Feld L8 (27) mit zugehöriger Spannweitenanalyse
    Nummer der Erprobung (i) Spalte Beobachtungs wert
    A B A×B C A×C B×C D yi
    1 1 1 1 1 1 1 1 y1
    2 1 1 1 2 2 2 2 y2
    3 1 2 2 1 1 2 2 y3
    4 1 2 2 2 2 1 1 y4
    5 2 1 2 1 2 1 2 y5
    6 2 1 2 2 1 2 1 y6
    7 2 2 1 1 2 2 1 y7
    8 2 2 1 2 1 1 2 y8
    K i F
    Figure DE112020000125B4_0045
         		K 1 F
    Figure DE112020000125B4_0046
         		∑ i = 1 n y i
    Figure DE112020000125B4_0047
    K 2 F
    Figure DE112020000125B4_0048
    k i F
    Figure DE112020000125B4_0049
         		k 1 F
    Figure DE112020000125B4_0050
         		y̅
    k 2 F
    Figure DE112020000125B4_0051
    RF
    wobei die einzelnen Symbole der Ausdrücke in der Tabelle wie folgt lauten: k i F = K i F 4
    Figure DE112020000125B4_0052
    Spannweite: R F = max { | k i F − k j F | }
    Figure DE112020000125B4_0053
    • 3) Bestimmen der Prioritätsreihenfolge der einzelnen Faktoren und der Wechselwirkung in Abhängigkeit von RF der einzelnen Spalten,
    • 4) Auswählen einer optimalen Kombination der Stufen der einzelnen Bewertungsindikatoren in Abhängigkeit von k i F
      Figure DE112020000125B4_0054
      der einzelnen Spalten unter Bezugnahme auf eine Zweifaktoren-Abstimmungstabelle,
    • 5) Bestimmen einer Optimierungslösung: { ξ = ∑ k = 1 N λ k ξ k ξ k ∈ [ ξ min ,   ξ max ]
      Figure DE112020000125B4_0055
      wobei ξ für einen umfassenden Bewertungsindikator, ξk für einen einzelnen Bewertungsindikator, ξmin/ξmax für eine Ober-/Untergrenze eines einzelnen Bewertungsindikators und λk für einen Gewichtungskoeffizienten stehen.
  • Es wird weiter auf das Beispiel des Wechsels von dem Gang F1 in den Gang F2 hingewiesen. Bei der Verwendung des orthogonalen Felds L8 (27) wird die Wechselwirkung zwischen der Gang-II-Kupplung L8 einerseits und der ungeraden Gang-Kupplung L3, der Gang-I-Kupplung L4 und der geraden Gang-Kupplung L7 andererseits vernachlässigt. Somit kann in der Regel die Anforderung der Betriebszustände erfüllt werden. Jedoch bei einer höheren Anforderung an die Genauigkeit kann die Wechselwirkung zwischen der Gang-II-Kupplung L8 und betroffenen Kupplungen berücksichtigt werden. Durch Erstellen eines orthogonalen Felds L16 (215) mit Spannweitenanalyse wird die Sequenz der einzelnen Gangwechselmechanismen gesteuert, um den Stoß beim Gangwechsel zu reduzieren.
  • Die Schritte lauten wie folgt:
    1. 1) Auswählen eines Drehzahlabfalls der Ausgangswelle, eines Rucks der Ausgangswelle, einer gesamten Gleitreibarbeit eines Gangwechsel-Ausführungsmechanismus und einer Gangwechselzeit als Bewertungsindikatoren,
    2. 2) Erstellen eines orthogonalen Felds L16 (215) mit zugehöriger Spannweitenanalyse gemäß Tabelle 2, wobei in Tabelle 2 „1“ und „2“ für zwei Stufen, nämlich jeweils eine Reihenfolge der Schließung betroffener Gangwechselelemente, stehen, während „A“, „B“, „C“ und „D“ für vier Faktoren, nämlich die gerade Gang-Kupplung L7, die ungerade Gang-Kupplung L3, die Gang-I-Kupplung L4 und die Gang-II-Kupplung L8, stehen, wobei „A×B“, „A×C“, „B×C“, „A×D“, „B×D“ und „C×D“ für jeweilige Wechselwirkungsfaktoren stehen, wobei n für die Gesamtanzahl der Erprobungen (n=16) steht, und wobei K i F
      Figure DE112020000125B4_0056
      für die Summe der Erprobungsergebnisse, die im Zusammenhang mit einer i-ten Stufe des Faktors stehen (i ∈ (1,2), F ∈ (A, B, C, D, A×B, A×C, B×C, A×D, B×D, C×D)), steht,
    Figure DE112020000125B4_0057
    Figure DE112020000125B4_0058
    wobei die einzelnen Symbole der Ausdrücke in der Tabelle wie folgt lauten: k i F = K i F 8
    Figure DE112020000125B4_0059
    Spannweite: R F = max { | k i F − k j F | }
    Figure DE112020000125B4_0060
    • 3) Bestimmen der Prioritätsreihenfolge der einzelnen Faktoren und der Wechselwirkung in Abhängigkeit von RF der einzelnen Spalten,
    • 4) Auswählen einer optimalen Kombination der Stufen der einzelnen Bewertungsindikatoren in Abhängigkeit von k i F
      Figure DE112020000125B4_0061
      der einzelnen Spalten unter Bezugnahme auf eine Zweifaktoren-Abstimmungstabelle,
    • 5) Bestimmen einer Optimierungslösung: { ξ = ∑ k = 1 N λ k ξ k ξ k ∈ [ ξ min ,   ξ max ]
      Figure DE112020000125B4_0062
      wobei ξ für einen umfassenden Bewertungsindikator, ξk für einen einzelnen Bewertungsindikator, ξmin/ξmax für eine Ober-/Untergrenze eines einzelnen Bewertungsindikators und λk für einen Gewichtungskoeffizienten stehen.
  • Es wird weiter auf das Beispiel des Wechsels von dem Gang F1 in den Gang F2 hingewiesen. Bei dem Gangwechsel wird die Wechselwirkung zwischen der zu schließenden Gangkupplung und einer anderen Kupplung in Betracht gezogen. Zum weiteren Erhöhen der Gang-Optimierungsgenauigkeit werden gleichzeitig ferner drei Stufen der Umschaltzeit der Gangwechselelemente berücksichtigt. Durch Erstellen eines orthogonalen Felds L27 (313) mit Spannweitenanalyse wird die Umschaltsequenz der einzelnen Gänge konkret wie folgt gesteuert:
    1. 1) Auswählen eines Drehzahlabfalls der Ausgangswelle, eines Rucks der Ausgangswelle, einer gesamten Gleitreibarbeit eines Gangwechsel-Ausführungsmechanismus und einer Gangwechselzeit als Bewertungsindikatoren,
    2. 2) Erstellen eines orthogonalen Felds L27 (313) mit zugehöriger Spannweitenanalyse gemäß Tabelle 3, wobei in Tabelle 3 „1“, „2“ und „3“ für drei Stufen, nämlich jeweils eine „vorzeitige“, eine „gleichzeitige“ und eine „verzögerte“ Schließung betroffener Gangwechselelemente, stehen, während „A“, „B“, „C“ und „D“ für vier Faktoren, nämlich die gerade Gang-Kupplung L7, die ungerade Gang-Kupplung L3, die Gang-I-Kupplung L4 und die Gang-II-Kupplung L8, stehen, wobei „A×B“, „A×C“, „B×C“ und „A×D“ für jeweilige Wechselwirkungsfaktoren stehen, wobei n für die Gesamtanzahl der Erprobungen (n=27) steht, und wobei K i F
      Figure DE112020000125B4_0063
      für die Summe der Erprobungsergebnisse, die im Zusammenhang mit einer i-ten Stufe des Faktors stehen (i ∈ (1,2,3), F ∈ (A, B, C, D, A×B, A×C, B×C, A×D)), steht,
    Figure DE112020000125B4_0064
    Figure DE112020000125B4_0065
    wobei die einzelnen Symbole der Ausdrücke in der Tabelle wie folgt lauten: k i F = K i F 9
    Figure DE112020000125B4_0066
    Spannweite: R F = max { | k i F − k j F | }
    Figure DE112020000125B4_0067
    • 3) Bestimmen der Prioritätsreihenfolge der einzelnen Faktoren und der Wechselwirkung in Abhängigkeit von RF der einzelnen Spalten,
    • 4) Auswählen einer optimalen Kombination der Stufen der einzelnen Bewertungsindikatoren in Abhängigkeit von k i F
      Figure DE112020000125B4_0068
      der einzelnen Spalten unter Bezugnahme auf eine Zweifaktoren-Abstimmungstabelle,
    • 5) Bestimmen einer Optimierungslösung: { ξ = ∑ k = 1 N λ k ξ k ξ k ∈ [ ξ min ,   ξ max ]
      Figure DE112020000125B4_0069
      wobei ξ für einen umfassenden Bewertungsindikator, ξk für einen einzelnen Bewertungsindikator, ξmin/ξmax für eine Ober-/Untergrenze eines einzelnen Bewertungsindikators und λk für einen Gewichtungskoeffizienten stehen.
  • Die erfindungsgemäße hydromechanische Getriebeeinrichtung lässt sich zwischen 14 Gängen in drei Modi umschalten und die einzelnen Gangwechselvorgänge sind aus 3 zu entnehmen.
  • Die Hauptparameter lauten wie folgt: i1i2=i3i4=1, i 5 i 6 = 2 3 ,
    Figure DE112020000125B4_0070
    i7i8=2, i9i13=i14i18=2.40, i10i13=i15i18=0.60, i11i12i13=i16i17i18=1.20, k1 = 2.56 und k2 = 3.56.
  • Beziehung des Ausgangs und des Eingangs der einzelnen Gänge: F ( H ) :   n o [ F ( H ) ] = e n e
    Figure DE112020000125B4_0071
     R ( H ) :   n o [ F ( H ) ] = e n e
    Figure DE112020000125B4_0072
     F 1 ( HM ) :   n o [ F 1 ( H M ) ] = 2.56 + 1.5 e 3.56 × 2.40 n e = 2.56 + 1.5 e 8.544 n e
    Figure DE112020000125B4_0073
     F 2 ( HM ) :   n o [ F 2 ( H M ) ] = 4.56 − 0.5 e 3.56 × 2.40 n e = 4.56 − 0.5 e 8.544 n e
    Figure DE112020000125B4_0074
     F 3 ( HM ) :   n o [ F 3 ( H M ) ] = 2.56 + 1.5 e 3.56 × 0.60 n e = 2.56 + 1.5 e 2.136 n e
    Figure DE112020000125B4_0075
     F 4 ( HM ) :   n o [ F 4 ( H M ) ] = 4.56 − 0.5 e 3.56 × 0.60 n e = 4.56 − 0.5 e 2.136 n e
    Figure DE112020000125B4_0076
     R 1 ( HM ) :   n o [ R 1 ( H M ) ] = − 2.56 + 1.5 e 3.56 × 1.20 n e = − 2.56 + 1.5 e 4.272 n e
    Figure DE112020000125B4_0077
     R 2 ( HM ) :   n o [ R 2 ( H M ) ] = − 4.56 − 0.5 e 3.56 × 1.20 n e = 4.56 − 0.5 e 4.272 n e
    Figure DE112020000125B4_0078
     F 1 ( M ) :   n o [ F 1 ( M ) ] = 2.56 3.56 × 2.40 n e = 0.300 n e
    Figure DE112020000125B4_0079
     F 2 ( M ) :   n o [ F 2 ( M ) ] = 4.56 3.56 × 2.40 n e = 0.534 n e
    Figure DE112020000125B4_0080
     F 3 ( M ) :   n o [ F 3 ( M ) ] = 2.56 3.56 × 0.60 n e = 1.199 n e
    Figure DE112020000125B4_0081
     F 4 ( M ) :   n o [ F 4 ( M ) ] = 4.56 3.56 × 0.60 n e = 2.135 n e
    Figure DE112020000125B4_0082
     R 1 ( M ) :   n o [ R 1 ( M ) ] = − 2.56 3.56 × 1.20 n e = − 0.599 n e
    Figure DE112020000125B4_0083
     R 2 ( M ) :   n o [ R 2 ( M ) ] = − 4.56 3.56 × 1.20 n e = − 1.067 n e
    Figure DE112020000125B4_0084
  • Die Charakteristik der Drehzahlregelung der hydromechanischen Getriebeeinrichtung ist aus 4 zu entnehmen.
  • Bei der Drehzahlregelung in der Vorwärtsrichtung erfolgt das Anfahren mit dem hydraulischen Gang F (H). Wenn das Verdrängungsverhältnis des pumpengesteuerten Motormechanismus e = 0.363, wird die Bedingung no = 0.363ne erfüllt und ein Wechsel in den hydromechanischen Gang-I F1 (HM) kann erfolgen. Bei dem hydromechanischen Gang-I F1 (HM) nimmt die Ausgangsdrehzahl no mit dem Verdrängungsverhältnis e des pumpengesteuerten Motormechanismus linear zu. Wenn e = 1, wird die Bedingung n0 = 0.475ne erfüllt und nun kann ein Wechsel in den hydromechanischen Gang-II F2 (HM) erfolgen. Bei dem hydromechanischen Gang-II F2 (HM) nimmt die Ausgangsdrehzahl no mit dem Verdrängungsverhältnis e des pumpengesteuerten Motormechanismus linear ab. Wenn e = -0.874, wird die Bedingung n0 = 0.585ne erfüllt und nun kann ein Wechsel in den hydromechanischen Gang-III F3 (HM) erfolgen. Bei dem hydromechanischen Gang-III F3 (HM) nimmt die Ausgangsdrehzahl no mit dem Verdrängungsverhältnis e des pumpengesteuerten Motormechanismus linear zu. Wenn e = 1, wird die Bedingung n0 = 1.901ne erfüllt und nun kann ein Wechsel in den hydromechanischen Gang-IV F4 (HM) erfolgen. Bei dem hydromechanischen Gang-IV F4 (HM) nimmt die Ausgangsdrehzahl no mit dem Verdrängungsverhältnis e des pumpengesteuerten Motormechanismus linear ab. Wenn e = -1, wird die Bedingung n0 = 2.369ne erfüllt.
  • Bei der Drehzahlregelung in der Rückwärtsrichtung erfolgt das Anfahren mit dem hydraulischen Gang R (H). Wenn das Verdrängungsverhältnis des pumpengesteuerten Motormechanismus 2 e = -0.444, wird die Bedingung n0 = -0.444ne erfüllt und ein Wechsel in den hydromechanischen Rückwärtsgang-I R1 (HM) kann erfolgen. Bei dem hydromechanischen Rückwärtsgang-I R1 (HM) nimmt die Ausgangsdrehzahl no mit dem Verdrängungsverhältnis e des pumpengesteuerten Motormechanismus linear zu. Wenn e = 1, wird die Bedingung n0 = -0.950ne erfüllt und nun kann ein Wechsel in den hydromechanischen Rückwärtsgang-II R2 (HM) erfolgen. Bei dem hydromechanischen Rückwärtsgang-II R2 (HM) nimmt die Ausgangsdrehzahl no mit dem Verdrängungsverhältnis e des pumpengesteuerten Motormechanismus linear ab. Wenn e = -1, wird die Bedingung n0 = -1.184ne erfüllt.
  • Beim Antrieb gemeinsam durch eine Pumpe mit niedrigem Druck und hoher Fördermenge und eine Pumpe mit hohem Druck und geringer Fördermenge weist das Verdrängungsverhältnis e des pumpengesteuerten Motormechanismus 2 einen größeren Bereich als e ∈ [-1,1] auf, was zu einer höheren Endgeschwindigkeit in der Vorwärts- und der Rückwärtsrichtung führt.
  • Bei mechanischem Getriebe wird ein mechanischer Doppelkupplungs-Getriebemodus eingesetzt und die Beziehungen zwischen der Ausgangsdrehzahl und Eingangsdrehzahl in der Vorwärtsrichtung lauten jeweils: no = 0.300ne, no = 0.534ne, no = 1.199ne und no = 2.135ne, während die Beziehungen zwischen der Ausgangsdrehzahl und Eingangsdrehzahl in der Rückwärtsrichtung jeweils wie folgt lauten: no = -0.599ne und no = -1.067ne.
  • Wenn bei mechanischem Getriebe in dem mechanischen Doppelkupplungs-Getriebemodus ein Wechsel von einem niedrigeren Gang in einen höheren Gang erfolgt, werden dabei vier Kupplungen einschließlich der ungeraden Gang-Kupplung L3, der geraden Gang-Kupplung L7, einer ungeraden Gang-Kupplung (Gang-I-Kupplung L4, Gang-III-Kupplung L5 oder Rückwärtsgang-I-Kupplung L6) und einer geraden Gang-Kupplung (Gang-II-Kupplung L8, Gang-IV-Kupplung L9 oder Rückwärtsgang-II-Kupplung L10) betroffen und das Schließen und das Öffnen der einzelnen Kupplungen erfolgen unabhängig voneinander. Zur Analyse kann ein orthogonales Feld L9(34) mit drei Stufen und vier Faktoren ohne Wechselwirkung verwendet werden.
  • Die obigen Ausführungsbeispiele stellen bevorzugte Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung dar, worauf jedoch die vorliegende Erfindung keineswegs eingeschränkt ist. Jegliche naheliegende Weiterbildungen, Substitutionen oder Varianten, die von Fachleuten auf diesem Gebiet ohne Verlassen von dem wesentlichen Inhalt der Erfindung vorgenommen werden können, gehören zu dem Schutzumfang der Erfindung.

Claims (4)

  1. Hydromechanische Getriebeeinrichtung mit einem Doppelkupplungsgetriebe, wobei sie einen Eingangsmechanismus (1), einen pumpengesteuerten Motormechanismus (2), einen ungeraden Gang-Getriebemechanismus (3), einen geraden Gang-Getriebemechanismus (4), einen Ausgangsmechanismus (5) und eine Zwischenwelle (6) umfasst, wobei der Eingangsmechanismus (1) mit dem ungeraden Gang-Getriebemechanismus (3) und dem geraden Gang-Getriebemechanismus (4), die parallel geschaltet sind, verbunden und gleichzeitig auch mit einem Eingangsende des pumpengesteuerten Motormechanismus (2) verbunden ist, wobei ein Ausgangsende des pumpengesteuerten Motormechanismus (2) über die Zwischenwelle (6) mit dem ungeraden Gang-Getriebemechanismus (3) und dem geraden Gang-Getriebemechanismus (4), die parallel geschaltet sind, verbunden und gleichzeitig auch mit dem Ausgangsmechanismus (5) verbunden ist, wobei zwischen dem Eingangsmechanismus (1) und dem Eingangsende des pumpengesteuerten Motormechanismus (2) eine Kupplung L0 vorgesehen ist, wobei zwischen dem Ausgangsende des pumpengesteuerten Motormechanismus (2) und der Zwischenwelle (6) eine Kupplung L1 und eine Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 vorgesehen sind, wobei zwischen der Zwischenwelle (6) und dem Ausgangsmechanismus (5) eine Kupplung L2 vorgesehen ist, wobei der ungerade Gang-Getriebemechanismus (3) eine ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (31), eine ungerade Gang-Kupplung L3 und eine ungerade Gang-Gangwechselbaugruppe (32) umfasst, wobei die ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (31) ein ungerades Gang-Planetenrad-Sonnenrad (311), einen ungeraden Gang-Planetenrad-Planetenträger (312) und ein ungerades Gang-Planetenrad-Hohlrad (313) umfasst, wobei die ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (31) über das ungerade Gang-Planetenrad-Sonnenrad (311) mit der Zwischenwelle (6) verbunden ist, wobei die ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (31) über das ungerade Gang-Planetenrad-Hohlrad (313) mit dem Eingangsmechanismus (1) verbunden ist, wobei der ungerade Gang-Planetenrad-Planetenträger (312) über die ungerade Gang-Kupplung L3 mit der ungeraden Gang-Gangwechselbaugruppe (32) verbunden ist, die mit dem Ausgangsmechanismus (5) verbunden ist, wobei zwischen den einzelnen Gängen der ungeraden Gang-Gangwechselbaugruppe (32) und der ungeraden Gang-Kupplung L3 jeweils eine Gangkupplung vorgesehen ist, wobei der gerade Gang-Getriebemechanismus (4) eine gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (41), eine gerade Gang-Kupplung L7 und eine gerade Gang-Gangwechselbaugruppe (42) umfasst, wobei die gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (41) ein gerades Gang-Planetenrad-Sonnenrad (411), einen geraden Gang-Planetenrad-Planetenträger (412) und ein gerades Gang-Planetenrad-Hohlrad (413) umfasst, wobei die gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (41) über das gerade Gang-Planetenrad-Sonnenrad (411) mit der Zwischenwelle (6) verbunden ist, wobei die gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (41) über den geraden Gang-Planetenrad-Planetenträger (412) mit dem Eingangsmechanismus (1) verbunden ist, wobei das gerade Gang-Planetenrad-Hohlrad (413) über die gerade Gang-Kupplung L7 mit der geraden Gang-Gangwechselbaugruppe (42) verbunden ist, die mit dem Ausgangsmechanismus (5) verbunden ist, wobei zwischen den einzelnen Gängen der geraden Gang-Gangwechselbaugruppe (42) und der geraden Gang-Kupplung L7 jeweils eine Gangkupplung vorgesehen ist, wobei der pumpengesteuerte Motormechanismus (2) eine Verstellpumpe P1 (21), eine Verstellpumpe P2 (22), ein pilotgesteuertes Überströmventil V1 (23), ein Überströmventil V2 (24), ein Vierwegeventil V4 (25) mit drei Schaltstellungen, ein Dreiwegeventil V5 (26) mit zwei Schaltstellungen, einen Fahrmotor M1 (27) und einen Leistungsausgangsmotor M2 (28) umfasst, wobei die Fördermenge der Verstellpumpe P1 (21) größer als die Fördermenge der Verstellpumpe P2 (22) ist, wobei in einem Bypass-Ölkreislauf der Verstellpumpe P1 (21) das pilotgesteuerte Überströmventil V1 (23) angeordnet ist, während in einem Bypass-Ölkreislauf der Verstellpumpe P2 (22) das Überströmventil V2 (24) angeordnet ist, wobei der Ölkreislauf, in dem sich die Verstellpumpe P2 (22) befindet, mit einem Steuerölkreislauf des pilotgesteuerten Überströmventils V1 (23) verbunden ist, wobei der Ölkreislauf, in dem sich die Verstellpumpe P1 (21) mit dem pilotgesteuerten Überströmventil V1 (23) befindet, und der Ölkreislauf, in dem sich die Verstellpumpe P2 (22) mit dem Überströmventil V2 (24) befindet, parallel geschaltet und über das Vierwegeventil V4 (25) mit drei Schaltstellungen und das Dreiwegeventil V5 (26) mit zwei Schaltstellungen mit dem Fahrmotor M1 (27) und dem Leistungsausgangsmotor M2 (28) verbunden sind.
  2. Steuerverfahren für die hydromechanische Getriebeeinrichtung mit einem Doppelkupplungsgetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass durch Steuern einer Umschaltung zwischen Kombinationen aus Kupplungen und Bremsen eine Umschaltung zwischen den Getriebemodi hydraulisches Getriebe, hydromechanisches Getriebe und mechanisches Getriebe zwischen dem Eingangsmechanismus (1) und dem Ausgangsmechanismus (5) erreicht wird, Hydraulisches Getriebe: Wenn die Kupplung L0, die Kupplung L1 und die Kupplung L2 geschlossen und gleichzeitig die anderen Kupplungen und die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geöffnet sind, wird Leistung über den pumpengesteuerten Motormechanismus (2) und die Zwischenwelle (6) auf den Ausgangsmechanismus (5) übertragen, Mechanisches Getriebe: Wenn die Kupplung L0, die Kupplung L1 und die Kupplung L2 geöffnet sind und gleichzeitig die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geschlossen ist, wird Leistung über den ungeraden Gang-Getriebemechanismus (3) und den geraden Gang-Getriebemechanismus (4), die parallel geschaltet sind, auf den Ausgangsmechanismus (5) übertragen, Hydromechanisches Getriebe: Wenn die Kupplung L0 und die Kupplung L1 geschlossen und gleichzeitig die Kupplung L2 und die Fahrmotor-Ausgangsbremse B1 geöffnet sind, wird Leistung über den Eingangsmechanismus (1) in zwei Teile unterteilt, wobei ein Teil über den pumpengesteuerten Motormechanismus (2) zu der Zwischenwelle (6) fließt, während der andere Teil zu dem ungeraden Gang-Getriebemechanismus (3) fließt, wobei die Leistung nach Zusammenführen durch die ungerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (31) dann über die ungerade Gang-Kupplung L3 und die ungerade Gang-Gangwechselbaugruppe (32) auf den Ausgangsmechanismus (5) übertragen wird, wobei alternativ dazu der andere Teil zu dem geraden Gang-Getriebemechanismus (4) fließt, wobei die Leistung nach Zusammenführen durch die gerade Gang-Planetenrad-Getriebebaugruppe (41) dann über die gerade Gang-Kupplung L7 und die gerade Gang-Gangwechselbaugruppe (42) auf den Ausgangsmechanismus (5) übertragen wird.
  3. Steuerverfahren nach Anspruch 2 für eine hydromechanische Getriebeeinrichtung mit einem Doppelkupplungsgetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass bei in einer linken Schaltstellung befindlichem Vierwegeventil V4 (25) mit drei Schaltstellungen und bei in einer rechten Schaltstellung befindlichem Dreiwegeventil V5 (26) mit zwei Schaltstellungen der Fahrmotor M1 (27) allein an den Ölkreislauf angeschlossen wird und sich in einer Vorwärtsrichtung dreht, wobei bei in einer rechten Schaltstellung befindlichem Vierwegeventil V4 (25) mit drei Schaltstellungen und bei in der rechten Schaltstellung befindlichem Dreiwegeventil V5 (26) mit zwei Schaltstellungen der Fahrmotor M1 (27) allein an den Ölkreislauf angeschlossen wird und sich in einer Rückwärtsrichtung dreht, wobei bei in der linken Schaltstellung befindlichem Vierwegeventil V4 (25) mit drei Schaltstellungen und bei in der linken Schaltstellung befindlichem Dreiwegeventil V5 (26) mit zwei Schaltstellungen der Fahrmotor M1 (27) und der Leistungsausgangsmotor M2 (28) in Reihe geschaltet sind, an den Ölkreislauf angeschlossen werden und sich in der Vorwärtsrichtung drehen, wobei bei in der rechten Schaltstellung befindlichem Vierwegeventil V4 (25) mit drei Schaltstellungen und bei in der linken Schaltstellung befindlichem Dreiwegeventil V5 (26) mit zwei Schaltstellungen der Fahrmotor M1 (27) und der Leistungsausgangsmotor M2 (28) in Reihe geschaltet sind, an den Ölkreislauf angeschlossen werden und sich in der Rückwärtsrichtung drehen.
  4. Steuerverfahren nach Anspruch 2 für eine hydromechanische Getriebeeinrichtung mit einem Doppelkupplungsgetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die ungerade Gang-Gangwechselbaugruppe (32) eine Gang-I-Gangwechselbaugruppe (321), eine Gang-III-Gangwechselbaugruppe (322) und eine Rückwärtsgang-I-Gangwechselbaugruppe (323), die parallel geschaltet sind, umfasst, wobei die Gang-I-Gangwechselbaugruppe (321) eine Gang-I-Kupplung L4, die Gang-III-Gangwechselbaugruppe (322) eine Gang-III-Kupplung L5 und die Rückwärtsgang-I-Gangwechselbaugruppe (323) eine Rückwärtsgang-I-Kupplung L6 umfassen, während die gerade Gang-Gangwechselbaugruppe (42) eine Gang-II-Gangwechselbaugruppe (421), eine Gang-IV-Gangwechselbaugruppe (422) und eine Rückwärtsgang-II-Gangwechselbaugruppe (423), die parallel geschaltet sind, umfasst, wobei die Gang-II-Gangwechselbaugruppe (421) eine Gang-II-Kupplung L8, die Gang-IV-Gangwechselbaugruppe (422) eine Gang-IV-Kupplung L9 und die Rückwärtsgang-II-Gangwechselbaugruppe (423) eine Rückwärtsgang-II-Kupplung L10 umfassen, wobei bei einem Gang F1 (M) mechanischen Getriebes oder einem Gang F1 (HM) hydromechanischen Getriebes lediglich die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Gang-I-Kupplung L4 geschlossen sind und Leistung über die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Gang-I-Gangwechselbaugruppe (321) zu dem Ausgangsmechanismus (5) fließt, wobei bei einem Gang F2 (M) mechanischen Getriebes oder einem Gang F2 (HM) hydromechanischen Getriebes lediglich die gerade Gang-Kupplung L7 und die Gang-II-Kupplung L8 geschlossen sind und Leistung über die gerade Gang-Kupplung L7 und die Gang-II-Gangwechselbaugruppe (421) zu dem Ausgangsmechanismus (5) fließt, wobei bei einem Gang F3 (M) mechanischen Getriebes oder einem Gang F3 (HM) hydromechanischen Getriebes lediglich die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Gang-III-Kupplung L5 geschlossen sind und Leistung über die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Gang-III-Gangwechselbaugruppe (322) zu dem Ausgangsmechanismus (5) fließt, wobei bei einem Gang F4 (M) mechanischen Getriebes oder einem Gang F4 (HM) hydromechanischen Getriebes lediglich die gerade Gang-Kupplung L7 und die Gang-IV-Kupplung L9 geschlossen sind und Leistung über die gerade Gang-Kupplung L7 und die Gang-IV-Gangwechselbaugruppe (422) zu dem Ausgangsmechanismus (5) fließt, wobei bei einem Gang- R1 (M) mechanischen Getriebes oder einem Gang- R1 (HM) hydromechanischen Getriebes lediglich die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Rückwärtsgang-I-Kupplung L6 geschlossen sind und Leistung über die ungerade Gang-Kupplung L3 und die Rückwärtsgang-I-Gangwechselbaugruppe (323) zu dem Ausgangsmechanismus (5) fließt, wobei bei einem Gang- R2 (M) mechanischen Getriebes oder einem Gang- R2 (HM) hydromechanischen Getriebes lediglich die gerade Gang-Kupplung L7 und die Rückwärtsgang-II-Kupplung L10 geschlossen sind und Leistung über die gerade Gang-Kupplung L7 und die Rückwärtsgang-II-Gangwechselbaugruppe (423) zu dem Ausgangsmechanismus (5) fließt.
DE112020000125.3T 2020-02-19 2020-02-26 Hydromechanische getriebeeinrichtung mit einem doppelkupplungsgetriebe und zugehöriges steuerverfahren Expired - Fee Related DE112020000125B4 (de)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN202010101329.2A CN111734809B (zh) 2020-02-19 2020-02-19 一种带双离合变速的液压机械传动装置及其控制方法
CN202010101329.2 2020-02-19
PCT/CN2020/076686 WO2021164044A1 (zh) 2020-02-19 2020-02-26 一种带双离合变速的液压机械传动装置及其控制方法

Publications (2)

Publication Number Publication Date
DE112020000125T5 DE112020000125T5 (de) 2021-11-11
DE112020000125B4 true DE112020000125B4 (de) 2022-11-10

Family

ID=72646305

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
DE112020000125.3T Expired - Fee Related DE112020000125B4 (de) 2020-02-19 2020-02-26 Hydromechanische getriebeeinrichtung mit einem doppelkupplungsgetriebe und zugehöriges steuerverfahren

Country Status (4)

Country Link
US (1) US11359707B2 (de)
CN (1) CN111734809B (de)
DE (1) DE112020000125B4 (de)
WO (1) WO2021164044A1 (de)

Families Citing this family (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CH717281B1 (de) * 2020-02-19 2022-01-31 Univ Jiangsu Hydromechanische Getriebeeinrichtung mit einem Doppelkupplungsgetriebe.
CH717777B1 (de) * 2020-07-20 2022-05-31 Univ Jiangsu Hydromechanische Hybridgetriebeeinrichtung mit einem Energiespeichermechanismus.
WO2022070744A1 (ja) * 2020-09-29 2022-04-07 日立建機株式会社 車両用動力伝達装置
CN112360949B (zh) * 2020-11-25 2021-08-27 北京圆海传智科技有限公司 一种四段式液压机械复合无级传动装置
CN114294396B (zh) * 2022-01-05 2024-03-19 江苏大学 一种兼具等差与等比输出的无级变速传动装置

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3512523C1 (de) 1985-03-21 1986-09-11 Friedrich Prof. Dr.-Ing. 4300 Essen Jarchow Stufenlos einstellbares, leistungsverzweigendes Verbund-Lastschaltgetriebe mit Gruppenschaltungen
DE3815780A1 (de) 1987-05-12 1988-12-01 Jarchow Friedrich Stufenlos wirkendes hydrostatischmechanisches lastschaltgetriebe
DE102006025348A1 (de) 2006-05-31 2007-12-06 Sauer-Danfoss Gmbh & Co Ohg Hydrostatisch-mechanisches Getriebe

Family Cites Families (17)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3164028B2 (ja) 1997-09-16 2001-05-08 ダイキン工業株式会社 ハイドロメカニカルトランスミッション
DE10045567B4 (de) * 1999-09-16 2005-07-07 Komatsu Ltd. Hydraulische Antriebsvorrichtung für eine Arbeitsmaschine
DE102006028798A1 (de) 2006-06-23 2008-01-31 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
JP2008157276A (ja) * 2006-12-20 2008-07-10 Toyota Motor Corp 可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置
US7837589B2 (en) 2008-02-08 2010-11-23 Gm Global Technology Operations, Inc. Multi-speed split dual clutch transmission
GB201109963D0 (en) * 2011-06-14 2011-07-27 Valtra Oy Ab Power shuttle transmission module
WO2014209933A1 (en) * 2013-06-25 2014-12-31 Parker-Hannifin Corporation Hydrostatic-parallel hydraulic hybrid architectures
CN104121346B (zh) * 2014-07-16 2016-06-08 江苏大学 单行星排汇流液压机械复合双流传动变速箱
CN107191567B (zh) 2017-05-02 2019-05-17 北京理工大学 装载机液压机械复合无级传动装置
CN111328367B (zh) 2017-11-09 2023-01-17 凯斯纽荷兰(中国)管理有限公司 双离合变速器中的改进或与双离合变速器相关的改进
CN108591411B (zh) * 2018-05-07 2020-07-03 合肥工业大学 一种可实现三种变速传动过程的传动系统
CN109578544B (zh) 2018-12-18 2021-04-27 河南科技大学 一种单行星排多模式液压机械无级变速器
CN109764107B (zh) * 2019-01-16 2021-08-03 江苏大学 一种变速传动装置
CN109723789B (zh) 2019-01-16 2021-07-20 江苏大学 一种混合动力多模式切换的无级变速传动系统
CN110005767B (zh) * 2019-04-16 2024-03-08 杨斌彬 机械不间断动力的有级变速器
CN110345245A (zh) 2019-08-23 2019-10-18 河南科技大学 液力机械式多档多离合变速器
CN111350799B (zh) * 2020-02-15 2022-08-23 江苏大学 一种多泵驱动单马达的机液复合传动装置及其控制方法

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3512523C1 (de) 1985-03-21 1986-09-11 Friedrich Prof. Dr.-Ing. 4300 Essen Jarchow Stufenlos einstellbares, leistungsverzweigendes Verbund-Lastschaltgetriebe mit Gruppenschaltungen
DE3815780A1 (de) 1987-05-12 1988-12-01 Jarchow Friedrich Stufenlos wirkendes hydrostatischmechanisches lastschaltgetriebe
DE102006025348A1 (de) 2006-05-31 2007-12-06 Sauer-Danfoss Gmbh & Co Ohg Hydrostatisch-mechanisches Getriebe

Also Published As

Publication number Publication date
CN111734809B (zh) 2023-05-09
WO2021164044A1 (zh) 2021-08-26
US20210356024A1 (en) 2021-11-18
CN111734809A (zh) 2020-10-02
US11359707B2 (en) 2022-06-14
DE112020000125T5 (de) 2021-11-11

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE112020000125B4 (de) Hydromechanische getriebeeinrichtung mit einem doppelkupplungsgetriebe und zugehöriges steuerverfahren
EP2195553B1 (de) Leistungsverzweigungsgetriebe
DE102004043017B4 (de) Steuerungssystem eines hydromechanischen Getriebes
EP2207985B1 (de) Getriebevorrichtung mit einem variator
DE112020000217T5 (de) Hydromechanische Getriebeeinrichtung mit einem Multipumpen-Antrieb und einem einzigen Motor und zugehöriges Steuerverfahren
EP2193287B1 (de) Leistungsverzweigungsgetriebe
DE10003174A1 (de) Stufenloses hydrostatisch-mechanisches Leistungsverzweigungsgetriebe
DE112020001539T5 (de) Hydromechanische Hybridgetriebeeinrichtung, bei der eine Leistungsverzweigung und eine Leistungssummierung miteinander kombiniert sind
DE112011104444T5 (de) Steuerung mehrerer Variatoren für leistungsverzweigte Getriebe mit stufenloser Übersetzungsänderung und hydrostatische Getriebe
EP2461073B1 (de) Hydromechanisches Getriebe
EP2976556B1 (de) Getriebevorrichtung mit sekundär gekoppelter leistungsverzweigung
DE19747459A1 (de) Hydrostatisch-mechanischer Fahrantrieb
DE102004046177A1 (de) Fahrzeugsteuerungssystem
DE102015218670A1 (de) Stufenlos leistungsverzweigtes Getriebe mit einem Planetenradsatz und mit wenigstens drei Fahrbereichen
DE102009053031A1 (de) Hydrostatisches Getriebe
DE102008040443A1 (de) Leistungsverzweigungsgetriebe
DE10133358B4 (de) Hydrostatischer Antrieb und Verfahren zum Wechseln von Gängen eines einem hydrostatischen Getriebe nachgeschalteten Schaltgetriebes
CH717281B1 (de) Hydromechanische Getriebeeinrichtung mit einem Doppelkupplungsgetriebe.
EP0429517B1 (de) Einrichtung und verfahren zum betrieb einer stufenlos verstellbaren antriebseinheit eines kraftfahrzeugs
WO2004102042A1 (de) Vorrichtung zur steuerung eines automatikgetriebes
EP2740972A2 (de) Getriebeaggregat für eine landwirtschaftliche Maschine
DE112020000586T5 (de) Hydromechanische Hybridgetriebeeinrichtung mit einem Energiemanagementmechanismus
DE102008040444A1 (de) Leistungsverzweigungsgetriebe
DE102019218901A1 (de) Fahrantrieb für ein Fahrzeug mit einem Fahrgetriebe und Steuerarchitektur zum Steuern des Fahrgetriebes
DE102014220028A1 (de) Getriebevorrichtung mit sekundär gekoppelter Leistungsverzweigung

Legal Events

Date Code Title Description
R012 Request for examination validly filed
R079 Amendment of ipc main class

Free format text: PREVIOUS MAIN CLASS: F16H0047020000

Ipc: F16H0047040000

R016 Response to examination communication
R018 Grant decision by examination section/examining division
R020 Patent grant now final
R119 Application deemed withdrawn, or ip right lapsed, due to non-payment of renewal fee