Die Erfindung bezieht sich auf ein stufenloses Getriebe mit hydrostatischer
Leistungsverzweigung wie in den Oberbegriffen der Ansprüche beschrieben. Aufgabe der
Erfindung ist es, die Anzahl der Bauteile auf ein Mindestmaß zu senken, Bauraum und Kosten
zu verringern, Geräuschverhalten, Wirkungsgrad und Komfort zu verbessern sowie eine
Vereinfachung der Bauweise zu erzielen.
Die Aufgabe wird durch die in den Hauptansprüchen und weiteren Ansprüchen
aufgeführten Merkmale gelöst. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen gehen aus den
Unteransprüchen und der Beschreibung hervor.
Die Erfindung wird an Ausführungsbeispielen anhand von Zeichnungen erläutert. Es
zeigen
Fig. 1 den Getriebeaufbau und die Anordnung der einzelnen Baukomponenten;
Fig. 1a Getriebeschema für 2-Bereichsgetriebe
Fig. 2 eine weitere Ausgestaltung der Erfindung;
Fig. 2a Getriebeschema für 1-Bereichsgetriebe,
Fig. 2b Getriebeschema für 2-Bereichsgetriebe,
Fig. 2c und d Getriebeschema für 1-Bereichsgetriebe als weitere Ausführungsform,
Fig. 2e und f Drehzahlplan,
Fig. 3 das Getriebe-Schema mit Einrichtung für Allrad-Antrieb;
Fig. 4 das Getriebe-Schema für Ausführung in Längsbauweise und Frontantrieb.
Fig. 5 Schaltplan,
Fig. 6 Schaltkorrektur-Diagramm,
Fig. 7 Schaltventil mit Rücklaufsperre.
Die Getriebeausführung nach Fig. 1 zeigt ein hydrostatisch-mechanisches
Leistungsverzweigungsgetriebe, insbesondere für frontgetriebene Fahrzeuge in Querbauweise
mit einem integrierten Achs-Differential 15. Der Aufbau des Getriebes ist derart, daß auf der
Zentralwelle, die die Antriebswelle 16 bildet, das Hydrostatgetriebe 36, das insbesondere als
Kompaktgetriebe ausgebildet ist und eine Verstell-Einheit A und bevorzugt eine Konstant- oder
Verstelleinheit B besitzt. Dem Hydrostatgetriebe 36 ist ein Summierungsgetriebe 37 zu- bzw.
nachgeordnet, daß die hydraulische und die mechanische Leistung aufsummiert. Dem
Summierungs-Planetengetriebe 37 sind wenigstens zwei Kupplungen K1 und K2 zugeordnet, die
abwechselnd die im Summierungs-Planetengetriebe 37 aufsummierte Leistung über ein
Abtriebsrad 10 einem weiteren Triebrad 11 und einer Zwischenwelle 12 zum Achs-
Differentialgetriebe 15 leiten. Das Hydrostatgetriebe 36, das Summierungsplanetengetriebe 37
sowie das Kupplungspaket 43 und das Abtriebsrad 10 sind in aufgezählter Reihenfolge
hintereinander angeordnet. Das Getriebe besitzt vorzugsweise zwei Schaltkupplungen K1 und
K2, die übereinander in kurzbauender Weise angeordnet sind, wobei die Kupplungen selbst
bevorzugt als formschlüssige Kupplungen schleppverlustfrei ausgebildet sind. Ein gemeinsames
mit der Abtriebswelle 10 in Triebverbindung stehendes Kupplungsglied 44 ist mit der
Abtriebswelle 10 in ständiger Triebverbindung. Im Hinblick auf eine kurze Bauweise ist die
frontseitige bzw. eingangsseitige Gehäuse-Öffnung 20 durch einen Frontdeckel 19 bzw. 38
abgeschlossen, der bevorzugt als Blechprägeteil ausgebildet ist und geräuschisolierende
Wirkung dadurch hat, daß die vom Hydrostatgetriebe 36 ausgehende Geräuschabstrahlung nach
außen, insbesondere zur Antriebsseite hin, abgeschirmt wird. Eine direkte Verbindung bzw.
Berührung des Frontdeckels 19 bzw. 38 mit dem Hydrostatgetriebe wird erfindungsgemäß
vermieden. Dieser Frontdeckel 19 bzw. 38 ist bevorzugt aus geräuschdämmendem Material bzw.
aus einem Anti-dröhn-Blech oder einem sogenannten Sandwich-Blech hergestellt. Die in den
Fig. 1 und 2 dargestellte Art des Frontdeckels 19 bzw. 38 beansprucht sehr geringen, sich
auf die Getriebelänge auswirkenden Bauraum. Der Wellen-Dichtring 40 ist vorteilhaft im
genannten Frontdeckel 19; 38 berührungsfrei mit dem Hydrostatgetriebe 36 eingesetzt. Gemäß
Ausführung Fig. 1 wird der beschriebene Frontdeckel 19 in einem zusätzlichen Gehäusedeckel
2 gehalten, der gleichzeitig als Lagerelement 51 für die Lagerung des Hydrostatgetriebes 36
gegenüber dem Hauptgehäuse 1 dient. Gemäß Ausführung Fig. 1 ist das Hydrostatgetriebe 36
an zwei Stellen, Lagerstelle 51 und Lagerstelle 42, gegenüber dem Gehäuse 1 gelagert, wobei
geräuschmindernde Elemente 50 und 41 zwischengelagert sind. Zur Aufnahme des
Reaktionsmomentes des Hydrostatgetriebes 36 dienen zwischen Mitnehmerflächen
zwischengelagerte, bevorzugt elastische bzw. geräuschmindernde Stützelemente 8 bzw. 9.
Gemäß Ausführung Fig. 2 ist das Hydrostatgetriebe 36 ebenfalls an zwei Stellen gelagert,
wobei eine Lagerstelle 42 gegenüber dem Gehäuse 1 dient und die zweite Lagerstelle ohne
direkter Lagerung am Gehäuse über die Antriebswelle bzw. Zentralwelle 16 durch ein
eingangsseitiges Zentral-Lager, das bevorzugt als Wälzlager 39 direkt auf der Antriebswelle
sitzt. Der Frontdeckel 38, der als Abschlußdeckel und zur Geräuschisolierung bzw.
Geräuschdämmung der Getriebe-Innengeräusche dient, ist gemäß Fig. 2 direkt am
Getriebegehäuse 1 verbunden. Zur weiteren Schwingungs- und Geräuschminderung ist
vorgesehen, ein elastisches bzw. geräuschdämmendes Element 2 zwischen Gehäuse und dem
Frontdeckel 38 dazwischen zu setzen, das auch gleichzeitig als Abdichtung dienen kann. Zur
axialen Fixierung des Hydrostatgetriebes 36 kann eine eigene Einrichtung oder eines oder beide
der geräuschisolierenden Lagerelemente 50 bzw. 41 dienen. Bei Ausführung mit einfacher
Hydrostat-Lagerung kann gemäß Fig. 2 vorzugsweise eine Einrichtung zur Axial-Fixierung an
der Lagerstelle 42 vorgesehen werden. Auch ist es sinnvoll, das Hydrostatgetriebe 36 durch
eine Axial-Fixierung 51 gegenüber dem Frontdeckel 38 zu verwenden, wobei bevorzugt die
Radial-Ablagerung des Hydrostatgetriebes im Frontbereich gegenüber dem Gehäuse frei bleibt.
Sie wird hier bevorzugt über eine Lagerung 84 an der Abtriebs- bzw. Kurbelwelle 60 des
Antriebsmotors oder/und dem auf der Getriebeantriebswelle 16 sitzende frontseitige Zentral-
Lager 39 übernommen, das z. B. im Hydrostatgehäuse eingebaut ist. Die Axialfixierung erfolgt
vorzugsweise über einen, z. B. als Reibring 51 ausgebildeten Zwischenring, der besonders als
Reib-Dämpfelement wirksam ist und z. B. aus Schrägverzahnung resultierende Axialkräfte
aufnimmt.
Die Ölversorgung für das Hydrostatgetriebe oder/und die Steuer- und Regeleinrichtung
oder/und die Kupplungssteuerung und Schmierung erfolgt, bevorzugt bei extremen
Raumverhältnissen, aus der externen Zentral-Hydraulik des Fahrzeugs, wodurch die Baulänge
des Getriebes gemäß bestimmten Fahrzeugforderungen auf ein Mindestmaß gesenkt werden
kann. Für den Fall, daß keine externe Hydraulikversorgung möglich ist oder die Gesamt-
Baulänge des Getriebes es zuläßt, ist es möglich, die Speisepumpe 49 am Getriebe-Ende,
bevorzugt als außen anbaubare Pumpeneinheit, einzusetzen, die direkt oder indirekt über die
Antriebswelle 16 angetrieben werden kann. Im Hinblick auf kurze Bauweise ist das Abtriebsrad
10 durch ein Hauptlager 27 und ein zweites Lager 45 auf einem mit dem Gehäuse 1
verbundenen Lagerträger 46 gelagert. Das zweite Lager 45 ist bevorzugt ein Nadellager, das im
Bereich des Kupplungspaketes 43 nicht baulängenbestimmend angeordnet werden kann. Das
Hauptlager 27 ist bevorzugt unmittelbar im Innern des Zahnrades 10 angeordnet, so daß keine
Baulängen-Beeinflussung besteht. Dieses Hauptlager 27 ist vorzugsweise als Festlager
ausgebildet, das die, insbesondere aus der Schrägverzahnung resultierenden Axialkräfte,
aufnimmt. Es kann bevorzugt als Zylinder-Rollenlager derart gestaltet werden, daß im
Abtriebsrad 10 und im Lagerträger 46 die Rollenbahn eingebracht sind. Zur Aufnahme der
Axialkräfte kann aber auch ein spezielles, nicht dargestelltes Axiallager vorgesehen sein, so daß
das Hauptlager 27 auch als Loslager ausführbar ist. Als Hauptlager 27 kann auch ein, als
selbständiges, nicht dargestelltes Vierpunkt-Lager oder ähnliches dienen, wodurch das zweite
Lager 45 entfallen kann. Vorteilhaft hinsichtlich Kosten und Bauraum ist auch die Ausbildung
des Lagerträgers 46 als Ölführungs-Körper, der die Zuflußleitung für das Steuer-Öl der
Bereichskupplungen K1 und K2 beinhaltet. Die Ölleitungen sind bevorzugt hinsichtlich
Senkung der Kosten und weiteren Vorteilen in Form von eingegossenen Rohren 28 oder
entsprechend ausgebildeten Ölleitungen dargestellt. Der Lagerträger 46 wird über eine
Verschraubung 32, entweder von der Gehäuse-Innenseite her oder in nicht dargestellter Form
von der Gehäuse-Außenseite her mit dem Gehäuse 1 verbunden. Der Lagerträger 46 ist je nach
Getriebeausführung am Getriebeeingang gem. Fig. 1a; 2c; 2d am Gehäuse 1 oder am
Frontdeckel 19 befestigt oder am gegenüberliegenden Gehäuseende, wie in Fig. 1 dargestellt,
im Gehäuseinneren oder von außen her angebracht.
Die Triebverbindung vom Abtriebsrad 10 zum Differential 15 erfolgt über eine
Zwischenwelle 12, die über Zahnräder 11, 13 und 14 die Triebverbindung herstellen. Für die
Montage der Zwischenwelle 12 und dem mit dem Abtriebsrad 10 kämmenden Zahnrad 11 ist
eine Gehäuse-Öffnung 21 vorgesehen, die über den zweiten Gehäuse-Deckel 3, der vorzugsweise
das Lager 24 trägt, verschlossen. Die Lagereinstellung der Wälzlager bzw. Kegel-Rollenlager 24
und 25 der Zwischenwelle 12 erfolgt auf einfache und zeitsparende Weise über eine
Ausgleichsscheibe 26.
Die dargestellte Bauweise und Anordnung der einzelnen Getriebe-Komponenten erlaubt
es, das Gehäuse einteilig auszubilden, so daß kostenintensive Trennfugen entfallen können. Die
auf der Zentralachse bzw. Antriebswelle 16 angeordneten beschriebenen Getriebe-Komponenten
sind von der frontseitigen Gehäuse-Öffnung 20 einmontierbar. Die Zwischenwelle 12 sowie die
Lagerungen 24 und 25 mit dem dazugehörigen Zahnrad 11 können durch die Gehäuse-Öffnung
21 auf sehr einfache Weise einmontiert werden. Das Differential-Getriebe 15 ist durch eine
dritte Gehäuse-Öffnung 22 montierbar, die durch einen entsprechenden, bevorzugt als
Blechdeckel ausgebildeten Gehäuse-Deckel 23, verschließbar ist. Das Gehäuse selbst ist
formtechnisch einfach und kostengünstig herstellbar.
Das dargestellte System der hydrostatischen Leistungsverzweigung beruht darauf, daß,
wie bereits beschrieben, zwei Schaltbereiche schaltbar sind über Kupplung 1 und Kupplung 2,
wobei im ersten Schaltbereich auch der Rückwärtsbereich mitenthalten ist, wie aus
Drehzahlplan Fig. 2f ersichtlich. Beide Schaltbereiche arbeiten mit Leistungsverzweigung. Die
Antriebswelle 16 ist mit der ersten Hydrostateinheit A und einem Glied des
Summierungsplanetengetriebes (dem Hohlrad 29) verbunden. Die zweite Hydrostateinheit B
steht in Triebverbindung mit einem zweiten Hohlrad 30 des Summierungs-planetengetriebes.
Auf dem Steg 32 des Summierungsplaneten-getriebes sind erste Planetenräder 33 und zweite
Planetenräder 34 gelagert, die gegenseitig in Zahneingriff stehen. Mit dem ersten Hohlrad 29
kämmen die ersten Planetenräder 33, mit dem zweiten Hohlrad 30 die zweiten Planetenräder
34. Ein Sonnenrad 31 steht in Zahneingriff mit den zweiten Planetenrädern 34. Im ersten
Schaltbereich ist der Steg 32 über eine Kupplung K1 mit der Abtriebswelle bzw. dem
Abtriebsrad 10 verbindbar. Das Sonnenrad 31 ist im zweiten Schaltbereich über die Kupplung
K2 mit der Abtriebswelle bzw. dem Abtriebsrad 10 kuppelbar.
Der Funktionsablauf stellt sich, wie in Drehzahlplan gem. Fig. 2f bzw. 2e aufgezeigt,
derart dar, daß im Anfahrzustand das Hydrostatgetriebe auf eine gewisse negative Drehzahl für
die zweite Hydrostateinheit B eingestellt ist, was einer gewissen Verstellgröße - Anfahr-
Stellgröße von z. B. 60% - entspricht. Beim Anfahren wird bei geschlossener Kupplung K1 die
im Summierungs-Planetengetriebe aufsummierte Leistung über den Steg 32 auf den Abtrieb
übertragen, wobei durch Drehzahl-Rücknahme aus vorgenannter Hydrostat-Einstellung VN
entsprechend Anfahr, Stellgröße eine Abtriebsdrehzahl der Stegwelle 32 aus Null erzeugt wird.
Bei Durchregelung des Hydrostatgetriebes auf die Gegendrehrichtung, bevorzugt bis
Einstellung VV einer bestimmten Maximal-Verstellung wird Synchronlauf bei den
Kupplungsgliedern K2 bei gleichzeitigem Blockumlauf aller Glieder des Summierungs-
Planetengetriebes erzielt. Nach Schalten der zweiten Bereichskupplung K2 und Öffnen der
ersten Bereichskupplung K1 wird der Hydrostat in die Gegenrichtung verstellt, wobei am Ende
der Hydrostat-Verstellung in die genannte Gegenrichtung der Übersetzungs-Endpunkt des
Getriebes erreicht ist. Für den Rückwärtsbereich wird die Hydrostat-Verstellung aus der
vorgenannten Fahrzeug-Stillstands-Stellung VN - Anfahr-Stellgröße - weiter in die negative
Verstellrichtung eingeregelt, wobei die maximale Rückfahr-Geschwindigkeit bzw. die
Übersetzungs-Endstellung des Rückwärtsbereiches am Ende der negativen
Hydrostatverstellung erreicht ist.
Bei dieser Getriebeausführung ist es möglich, insbesondere bei Anwendung von
Klauenkupplungen, mit oder ohne Abweisverzahnung, wie z. B. aus EP 0 276 255 und
EP 0 343 197 bekannt eine kurze Bauweise zu erzielen, wobei vorteilhaft die beiden Kupplungen
K1 und K2 übereinander angeordnet sind.
In einer weiteren, nicht dargestellten Ausführungsform sind die Schaltkupplungen K1
und K2 dem Summierungs-Planetengetriebe vorgeschaltet, wobei das Abtriebsrad 10 direkt mit
einem Glied des Summierungs-Planetengetriebes verbunden ist. Bei dieser Konfiguration wird
bevorzugt die zweite Hydrostateinheit B wechselweise mit einer von zwei Eingangswellen des
nicht dargestellten Summierungsplanetengetriebes verbunden.
In Fig. 2a ist ein hydrostatisch-mechanisches Leistungsverzweigungsgetriebe als
Einbereichsgetriebe dargestellt. Gemäß der Erfindung besitzt dieses Getriebe ein
Hydrostatgetriebe 36, das bevorzugt als Kompaktgetriebe ausgebildet ist und eine erste
Hydrostateinheit A verstellbaren Volumens und eine zweite Hydrostateinheit B konstanten oder
verstellbaren Volumens besitzt, dem ein dreiwelliges Summierungs-Planetengetriebe 37a
zugeordnet ist, dessen erste Welle 61 mit der Antriebswelle 16 und der ersten Hydrostateinheit
A und dessen zweite Welle 63 mit der zweiten Hydrostateinheit B verbunden ist und dessen
dritte Welle 62 über einen Triebstrang 10, 11, 12, 13, 14 mit der Abtriebswelle 64, 65 bzw. dem
Differential 15 in Triebverbindung steht, wobei das Summierungsplanetengetriebe 37a koaxial
zum Hydrostatgetriebe 36 angeordnet ist. Auch das Summierungs-Planetengetriebe 37a ist bei
dieser Getriebeausführung dem Hydrostatgetriebe 36 räumlich nachgeordnet und zwar in der
Reihenfolge: Antriebsmotor, Hydrostatgetriebe 36, Summierungs-Planetengetriebe 37a. Das
Differentialgetriebe 15 sowie eine zum Abtriebsstrang gehörende Zwischenwelle 12 sind parallel
versetzt zur Eingangswelle 16 und dem Hydrostatgetriebe 36 angeordnet.
In einer weiteren Ausführungsform gemäß Fig. 2c und 2d sieht die Erfindung vor, das
Summierungs-Planetengetriebe 37a; 37 zwischen Antriebsmotor und dem Hydrostatgetriebe 36
zu plazieren. Dies hat den Vorteil, daß die Zwischenwelle 12 entfallen kann und statt dessen ein
kostengünstigeres Zwischenrad 13a verwendet wird, das die Triebverbindung zwischen der
dritten Welle 62 des Summierungs-Planetengetriebes über weitere Zahnräder 10 und 14 mit
dem Differential herstellt. Bei dieser Ausführungsform gemäß Fig. 2c; 2d wird die
Antriebswelle 16 eingangsseitig durch das Abtriebsrad 10 bzw. das Abtriebsglied und die zweite
Hydrostateinheit B hindurchgeführt und mit der ersten Welle 61; 29 des
Summierungs-Planetengetriebes 37a; 37 und mit der der Hydrostateinheit B räumlich nachgeordneten
Hydrostateinheit A verbunden.
Ähnlich der Bauweise gem. Fig. 2c, 2d ist auch das Zweibereichs-Getriebe-System, wie
in Fig. 1a dargestellt, ausführbar. Hier wird die Antriebswelle 16 durch das Abtriebsglied bzw.
durch die Abtriebswelle 10, die Kupplung K2 und durch das Sonnenrad 31 geführt und mit der
ersten Welle 29 des Summierungs-Planetengetriebes 37 sowie der ersten Hydrostateinheit A, die
bei dieser Bauweise der zweiten Hydrostateinheit B räumlich nachgeordnet ist, verbunden.
Das dreiwellige Summierungs-Planetengetriebe 37a besitzt vorzugsweise ein Sonnenrad
61, ein Hohlrad 63 und eine Stegwelle 62, wobei das Sonnenrad 61 als erste Welle mit der
Antriebswelle 16 und der ersten Hydrostateinheit A, das Hohlrad 63 als zweite Welle mit der
zweiten Hydrostateinheit B und der Steg 62 als dritte Welle mit dem Abtriebsglied 10 verbunden
ist.
In einer weiteren, nicht dargestellten Ausführungsform kann das dreiwellige
Summierungs-Planetengetriebe auch mit zwei Hohlrädern und einer Stegwelle, ähnlich dem
Summierungs-Planetengetriebe 37 gem. Fig. 2b ausgebildet werden. Hierbei ist das erste
Hohlrad 29 mit dem Antrieb 16 und der ersten Hydrostateinheit A, das zweite Hohlrad 30 mit
der zweiten Hydrostateinheit B und die Stegwelle 32 mit dem Abtriebsglied 10 verbunden, wobei
auf der Stegwelle 32 ineinandergreifende Planetenräder 33 und 34 angeordnet sind, die
ihrerseits mit den Hohlrädern 29 und 30 kämmen. Welche Ausführungsform zu bevorzugen ist,
entscheidet die jeweils erforderliche Standübersetzung des Planetengetriebes oder/und die
räumlichen und baulichen Verhältnisse. Beide Planetengetriebe-Ausführungen sind
funktionsgleich.
Der Funktionsablauf der Einbereichs-Getriebeausführung, gemäß Fig. 2a; 2c bzw. 2d, ist
gleich dem ersten Schaltbereich des Zweibereichs-Getriebes gemäß Fig. 1; 1a bzw. 2b, wie an
anderer Stelle und in den Patentansprüchen näher beschrieben und in den Drehzahlplänen Fig.
2e und 2f dargestellt. Bei dieser Ausführung ist die zweite Hydrostateinheit B vorteilhaft mit
Sekundärregelung ausgestattet, bevorzugt für einen Overdrive-Bereich.
Zur Wirkungsgradverbesserung sieht die Erfindung eine für alle Getriebeausführungen
bzw. bei allen Leistungs-Verzweigungsgetrieben anwendbare Einrichtung zur Überbrückung
bzw. Lastlossetzung des Hydrostatgetriebes 36 an einem oder mehreren Übersetzungspunkten
vor. Der jeweilige Übersetzungspunkt wird hier festgehalten so lange es die Betriebssituation
zuläßt. Dieser Zustand wird als "Festpunkt-Schaltung" bezeichnet und wird in der EP 0 599 263,
der DE 43 39 864 oder der DE 44 17 335 näher beschrieben. Bei Getriebeausführung nach dem
Einbereichssystem gemäß Fig. 2a; 2c; 2d wird bei Endübersetzung ein rein-mechanischer
Betrieb realisiert, dadurch, daß der Abtrieb 10 über eine Kupplung 67; 68 direkt mit dem
Antrieb bzw. der Antriebswelle 16 verbunden wird. Bei Schließen der betreffenden Kupplung 67;
68 wird eine Blockschaltung des Summierungs-Planetengetriebes 37a bewirkt, so daß die
Leistungsübertragung rein über die Antriebswelle 16 direkt oder indirekt auf den Abtrieb 10 bei
Blockumlauf des Summierungs-Planetengetriebes erfolgen kann. Das Hydrostatgetriebe wird in
diesem Schaltzustand drehmomentfrei bzw. differenzdruckfrei gesetzt, derart daß die
Hydrostatverstellung automatisch entsprechend eingeregelt wird oder daß ein Bypassventil
(nicht dargestellt) zwischen den beiden Arbeitsdruckleitungen bzw. dem Hydrostatkreislauf
geschaltet ist, das einen Kurzschluß zwischen den genannten Leitungen nach entsprechender
Ansteuerung herstellt. Bei hydrostatisch leistungslosen Betriebszuständen, das heißt bei
Verstellgröße "Null" bzw. Verdrängungsvolumen "Null" sieht die Erfindung desweiteren eine
Kupplung bzw. Bremse 69 vor, die die zweite Hydrostateinheit B mit dem Gehäuse verbindet, so
daß das Stützmoment am Gehäuse abgefangen und das Hydrostatgetriebe nicht mit unnötigem
Leistungsverlust belastet wird.
Um stoßfreie Schaltungen bei Hydrostat-Überbrückung zu erzielen, sieht die Erfindung
desweiteren vor, daß der Einschaltvorgang vorzugsweise immer im Synchronzustand der
betreffenden Kupplungsglieder erfolgt, wobei der Synchronzustand bzw. das Synchron- oder/und
Schaltsignal aus einem Drehzahlvergleich von wenigstens zwei Getriebegliedern auf bekannte
Art, z. B. über Drehzahlsensoren, erfolgt. Auch der Ausschaltvorgang ist so gestaltet, daß die
betreffende Kupplung 67; 68; 69 vor Einleitung des Öffnungssignals in drehmomentfreien
Zustand gesetzt wird. Dies erfolgt auf die Weise, daß das Hydrostatgetriebe automatisch
zunächst den lastlosen Zustand der Kupplung herstellt durch entsprechende lastabhängige
Korrektur der Hydrostat-Verstelleinrichtung auf ein entsprechend angepaßtes neues
Verdrängungsvolumen Vneu, das in Abhängigkeit zum Lastzustand eingeregelt wird. Die
lastabhängige Verstellkorrektur erfolgt insbesondere aus lastabhängigen Betriebswerten von
Motor oder/und Getriebe. Dazu können ein oder mehrere Betriebssignale bzw. Betriebsgrößen
wie Drosselklappenstellung, Gaspedal-, Fahrpedalstellung, Fahrpedalveränderungs
geschwindigkeit, Motoransteuersignal in Verbindung mit der momentanen Motordrehzahl,
Bremssignal, äußere Betriebseinflüsse, Temperatur, Luftdruck u. a. sein, die zur Ermittlung
bzw. Berechnung des jeweiligen Lastzustandes oder Lastmomentes geeignet sind. Aus
vorgenannten Betriebsgrößen bzw. Betriebssignalen kann in der Regeleinrichtung bzw. in der
Elektronik das momentane Motordrehmoment bzw. der momentane Lastzustand ermittelt bzw.
errechnet werden, woraus die jeweils erforderliche Verstellkorrektur bzw. das jeweils
erforderliche neue Verdrängungsvolumen Vneu bestimmt wird, um automatisch das
Öffnungssignal für die betreffende Kupplung bzw. das Verlassen des hydrostatüberbrückenden
Schaltzustandes (Festpunkt-Schaltung) schaltstoßfrei zu aktivieren. Zur Ermittlung des
Drehmomentes bzw. des momentanen Lastzustandes und des neuen Verstell- bzw.
Verdrängungsvolumens Vneu sind in vielen Anwendungsfällen nur zwei Größen wie Gas-
bzw. Fahrpedalstellung bzw. Drosselklappenstellung bzw. Motoransteuer-Signal und
Motordrehzahl n mot ausreichend für akzeptable Schaltqualität.
Der aufgezeigte Schaltablauf kann auch für die übliche Bereichsschaltung von einem in
den anderen Schaltbereich, z. B. von Bereich 1 in Bereich 2 oder umgekehrt mit gleicher Signal-
Verarbeitung in der Steuerung/Regelung angewandt werden. Bei Schubbetrieb erkennt das
System das Schubverhalten und das Schubmoment und -momentgröße aus der angehobenen
Motordrehzahl und gegebenenfalls Gaspedalstellung bzw. Drosselklappen-Stellung bzw.
Motoransteuergröße, wobei bei Schubbetrieb sinngemäß eine Umkehrung der Verstellkorrektur-
Richtung berücksichtigt wird.
In Verbindung mit dem beschriebenen, nicht dargestellten Bypassventil ist es gemäß der
Erfindung möglich, eine ständige Hydrostat-Verstellkorrektur in Abhängigkeit zum genannten
jeweiligen Betriebszustand innerhalb der geschalteten Hydrostat-Überbrückungsphase bei
lastlosem Hydrostat zu realisieren, so daß bei Verlassen dieses Zustandes spontan die richtige
Verstellgröße bzw. das richtige Verdrängungsvolumen Vneu bereitsteht, so daß ein spontaner
schaltstoßfreier Schaltablauf in den neuen stufenlosen Bereich sichergestellt ist. Bei dieser
Funktionsweise wird vor Verlassen dieser Schaltstellung zuerst das Bypassventil geschlossen
und in der Folge das Öffnungssignal für die alte Kupplung K1 bzw. K2 bzw. die
Überbrückungskupplung 67; 68; 69 aktiviert.
Die Erfindung sieht eine Schaltautomatik für die Festpunktschaltung 67; 68; 69 vor, die
wirkungsgrad-orientiert den nächstliegenden Übersetzungsfestpunkt ansteuert unter Abwägung
der jeweils günstigsten Verbrauchsverhältnisse unter Einbeziehung des jeweiligen Motor-
Wirkungsgrades und Getriebe-Wirkungsgrades. Zu diesem Zweck sind verbrauchs-orientierte
Werte des Antriebsmotors und Wirkungsgradwerte bzw. wirkungsgrad-bestimmende Daten des
Getriebes gespeichert, wobei in der Nähe eines Übersetzungs-Festpunktes unter Zuhilfenahme
vorgenannter Motor- und Getriebedaten der jeweils verbrauchsgünstigste Betriebszustand
ermittelt und gegebenenfalls automatisch durch entsprechende Anpassung der Motordrehzahl
und der Getriebe-Übersetzung der betreffende Übersetzungsfestpunkt durch Schließen einer der
Kupplungen 67; 68; 69; K1 und K2. Auch das Verlassen des Übersetzungsfestpunktes wird
durch einen mehr oder weniger genauen Rechenprozeß nach gleichen Kriterien in der
Regeleinrichtung ermittelt und aktiviert.
Die Hydrostat-Überbrückungseinrichtungen 67; 68; 69 können sehr kostengünstig als
formschlüssige Kupplungen mit spanlos herstellbaren Kupplungsverzahnungen, wie in der EP
0 276 255 näher beschrieben, oder als Reibkupplungen, bevorzugt als Konuskupplung, wie in DE
41 26 650 beschrieben, ausgeführt werden.
Der Drehzahlplan gem. Fig. 2e stellt den Drehzahlverlauf der zweiten Hydrostat-Einheit
B und der zweiten Welle 63 des Summierungsplanetengetriebes 37a für das Einbereichs-
Getriebe nach Fig. 2a, 2c und 2d dar. Ist die zweite Hydrostat-Einheit B als Verstelleinheit
ausgebildet, ist es möglich, den Gesamt-Übersetzungsbereich sowohl für Vorwärts- als auch
Rückwärtsbetrieb zu vergrößern durch Verringerung dessen Verstell-Volumens, wobei der
Vorwärts-Fahrbereich die Größe BV′ und der Rückwärtsbereich die Größe BR′ erhält. Fig.
2f zeigt den Drehzahlverlauf der zweiten Hydrostateinheit B bzw. der zweiten Welle 30 des
Summierungs-Planetengetriebes 37 des an früherer Stelle beschriebenen Zweibereichs-Getriebes
gem. Fig. 1; 1a; 2b; 3.
Sehr vorteilhaft ist gemäß dieser Erfindung eine weitere, zusätzliche Einrichtung, bei
der das Hydrostatgetriebe 36 in Verbindung mit der beschriebenen Festpunkt-Schaltung bzw.
Hydrostat-Überbrückungseinrichtung als Brems-Retarder genutzt werden kann. In
vorgenannten Druckschriften EP 0 599 263 und DE 44 17 335 ist diese Einrichtung näher
beschrieben.
Auch die Möglichkeit einer Bremsenergie-Rückgewinnung oder/und Energie-
Speicherung ist vorgesehen und in vorgenannten, bekannten Druckschriften näher erläutert.
Zur Senkung der Geräuschemission ist das Hydrostatgetriebe 36 auch in der
Getriebeausführung gem. Fig. 2c und 2d gegenüber dem Gehäuse 1 elastisch bzw.
geräuschisolierend gelagert, wozu elastische Lagerelemente 50, 51 für die radiale Ablagerung
und für die Drehmoment-Mitnahme ein oder mehrere drehmoment-abstützende, geräusch- und
schwingungsisolierende Elemente oder Drehmoment-Stützkörper dienen. Für die radiale, axiale
und Drehmomentabstützung kann ein gemeinsamer Körper 41 dienen, der in entsprechende
Ausnehmungen 8 des Hydrostatgetriebes und des Gehäuses eingelagert ist, Verwendung finden.
Eine genaue radiale Fixierung des Hydrostatgetriebes ist gewährleistet, indem die
entsprechenden radialen Lagerflächen des Hydrostatgetriebes und des Gehäuses bearbeitet und
die Taschen bzw. Ausnehmungen 8 zwischen Gehäuse und Hydrostatgetriebe nicht bearbeitete,
gegebenenfalls eingegossene oder eingeprägte Ausnehmungen sein können.
Das Getriebe gem. Fig. 2a, 2b, 2c, 2d ist auch für Allradantrieb geeignet, wobei der
Einbau in Längsbauweise erfolgt und die eine Abtriebswelle 64 z. B. für den Frontantrieb und
die andere Abtriebswelle 65 beispielsweise für den Heckantrieb dient, wobei das Differential 15
als Längsdifferential, gegebenenfalls mit Differentialsperre 66 dienen kann.
Die gemäß der Erfindung aufgezeigten Getriebeausführungen zeichnen sich durch
folgende Vorteile aus: kurze Bauweise, kleiner Bauraum, geringe Anzahl an Bauteilen, guter
Getriebe-Wirkungsgrad, da überwiegender Betrieb - ca. 85% Betriebsanteil - mit Hydrostat-
Überbrückung, geringer Kraftstoffverbrauch, insbesondere durch Ausnutzbarkeit eines großen
Overdrive-Bereiches, Senkung der Geräuschemission durch spezielle Extra-Kapselung des im
Hauptgehäuse 1 gelagerten Hydrostatgetriebes 36 und Anwendung spezieller, vorgenannter
geräuschisolierender Zwischenelemente 50, 51, 41, 8 und 9.
Der gesamte Getriebe-Aufbau kann auch für ein Leistungs-verzweigungsgetriebe mit
mehr als zwei Schaltbereichen realisiert werden, wobei mehr als zwei Schaltkupplungen für
mehr als zwei Schaltbereiche schaltbar sind. Die jeweilige Begrenzung liegt im Bauraumangebot
bzw. ist abhängig von der zur Verfügung stehenden Einbaulänge für das Getriebe des jeweiligen
Fahrzeugs.
Für Allradantrieb ist das Getriebe sehr vorteilhaft mit einer Abtriebswelle 55
auszubilden, die die Triebverbindung zur Hinterachse herstellt. Zu diesem Zweck dient ein
Kegeltrieb 59, der in Triebverbindung mit einem Abtriebsglied 14 gebracht wird. Ein Kegelrad
53 ist vorteilhaft direkt mit dem Differential-Antriebsrad 14 verbunden, daß das abtreibende
Kegelrad 54 und die entsprechende Abtriebswelle 55 antreibt. Der Kegeltrieb 59 kann hier sehr
vorteilhaft in das Getriebegehäuse 1 eingesetzt werden.
Getriebe-Ausführung gemäß Fig. 4 sieht ein quer zur Antriebswelle liegendes Achs-
Differential 58 vor, das für ein frontgetriebenes Fahrzeug mit längseingebautem Motor geeignet
ist. Auch für diese Bauweise ist das Getriebe-Gehäuse 1 einteilig ausgebildet, wie bei
vorbeschriebenen Getriebe-Ausführungen zutreffend.
Die Erfindung sieht desweiteren eine, auch für andere Leistungsverzweigungsgetriebe
anwendbare Einrichtung zur Optimierung der Schaltqualität, insbesondere für die
Bereichsschaltungen vom einem in den anderen Schaltbereich vor. Wie in der bekannten
Druckschrift EP 0 599 263 A2 näher beschrieben und Mitbestandteil dieser Erfindung ist, wird
innerhalb der Schaltphase nach Schließen der neuen Kupplung und nach geschlossener alter
Kupplung eine Verstellkorrektur des Hydrostatgetriebes vorgenommen. Diese Schaltkorrektur-
Einrichtung ist für alle Leistungsverzweiungsgetriebe, insbesondere hydrostatisch-mechanische
Leistungsverzweigungsgetriebe mit zwei oder mehreren Schaltbereichen anwendbar.
Die Verstellkorrektur zur Schaltoptimierung wird bevorzugt über Betriebswerte des
Antriebsmotors M gesteuert/geregelt. Bestimmend für die Größe der Verstellkorrektur X; Y; Z
ist das jeweilige bzw. momentane Antriebs-drehmoment Tan des Getriebes bzw. das
Motordrehmoment Tmot. Der Schließvorgang der neuen Kupplung nach Ende des alten
Schaltbereiches erfolgt im Synchronzustand der Kupplungsglieder der neuen Kupplung in
bekannter Weise, wobei bevorzugt zwei oder mehrere Drehzahlsensoren durch Vergleich der
Drehzahlen von wenigstens zwei Getriebegliedern den Synchronzustand ermitteln und den
Schaltimpuls für die neue Kupplung auslösen. Das momentane Antriebsdrehmoment des
Getriebes bzw. Motordrehmoment Tan bestimmt die Belastungsgröße des Hydrostatgetriebes
und den entsprechenden Drehzahlschlupf von Hydromotor/-pumpe und somit auch die Größe
der jeweils erforderlichen Verstellkorrektur innerhalb beider geschlossener Kupplungen. Jedem
Antriebsdrehmoment ist somit auch eine bestimmte Verstellgröße bzw. Verdrängungsvolumen
Vneu bzw. Verstellkorrekturgröße Z; tk zugeordnet, die dem drehmomentfreien Zustand der
alten Kupplung entspricht, wonach das Öffnungssingal für diese Kupplung ausgelöst wird.
Drehmomentveränderungen innerhalb der Schaltphase, wobei beide Kupplungen geschlossen
sind, werden bei dieser Korrektur-Einrichtung automatisch berücksichtigt, da immer das
momentane Antriebsdrehmoment Tan bzw. Motordrehmoment Tmot das Öffnungssignal
der alten Kupplung bestimmt bzw. über entsprechende, daraus resultierende Signale zum
Öffnen der alten Kupplung auslöst. Unabhängig davon, ob es sich um eine Zughochschaltung,
Zugrückschaltung, Schubhochschaltung oder Schubrückschaltung handelt, erkennt das System
den jeweils günstigsten Öffnungspunkt bzw. das neue Verstellvolumen Vneu zum Auslösen
des Öffnungssignals der alten Kupplung. Die Erkennung in der Regeleinrichtung, ob Schub-
oder Zugbetrieb erfolgt durch Motorkenngrößen bzw. -belastungsgrößen/-signale, gegebenenfalls
auch äußere Einflußgrößen, wobei bei Zugbetrieb jedem Motordrehmoment Tmot und
Motordrehzahl n mot eine bestimmte Ansteuergröße wie Drosselklappenstellung; Fahr- bzw.
Gaspedalstellung, Fahrpedal-Änderungsgeschwindigkeit, Temperatur, gegebenenfalls auch
Luftdruck u. a. zugeordnet ist. Zum Beispiel kann bei plötzlichem Loslassen des
Gaspedals/Fahrpedals innerhalb der Schaltphase das sofortige Öffnungssignal bei Vth erteilt
werden, weil das Antriebsdrehmoment bzw. das Motordrehmoment sofort auf Null abfällt oder
gar negatives Drehmoment annimmt, trotzdem bei Schaltbeginn Valt und Korrekturgröße X
Maximalgröße hatten.
Bei Schubbetrieb erkennt das System ebenfalls den jeweiligen Betriebszustand dadurch,
daß bei Schubmoment der Motor entsprechend hochgetourt wird und je nach Drehzahlgröße
entsprechend Signal b ein entsprechendes Bremsmoment bzw. negatives Motordrehmoment
oder Schubmomentgröße erkannt wird und aus den entsprechenden Signalgrößen b, a bzw.
Bremssignal f Drehmomentgröße Tmot; Tan und Drehmomentrichtung ermittelt und daraus
die Schalt-Korrekturgröße und -Korrektur-Richtung und Vneu zum Öffnen der alten Kupplung
festlegt und signalisiert. Bei Schubbetrieb findet eine Umkehrung der Korrekturgrößen und
Korrekturrichtungen statt, wobei bei Hochschaltung das Verdrängungsvolumen bzw. die
Stellgröße Valt kleiner als Vneu und bei Rückschaltung Valt größer als Vneu ist. Dies
entspricht dem allgemeinen charakteristischen Schaltkorrekturverhalten bei hydrostatisch-
mechanischen, aber auch rein-mechanischen Leistungsverzweigungs-getrieben.
Die Drehzahlschlupfgrößen des Hydrostatgetriebes können vor und nach der
Bereichsschaltung bei gleichem An- und Abtriebsdrehmoment an der Bereichsschaltstelle, je
nach Getriebeauslegung und Bereichsaufteilung, sehr unterschiedlich sein. Entsprechend
unterschiedlich sind die Korrekturgrößen-Verhältnisse X zu Y bzw. Z . Dementsprechend sind
im Steuer- und Regelungssystem die Korrekturgrößen bzw. Korrekturgrößenverhältnisse X zu Y
bzw. Z einprogrammiert, d. h. es ist jedem Antriebsdrehmoment für jede Bereichsschaltstelle
eine eigene Stellgröße bzw. Verdrängungsvolumengröße Vneu zugeordnet und
vorprogrammiert, die in Abhängigkeit sich innerhalb der Schaltphase verändernden
Lastverhältnisse und anderen Faktoren korrigierbar sind, so daß in allen Betriebszuständen
eine schaltstoßfreie Bereichsschaltung gewährleistet ist.
Je nach Art der Motorregelung, ob Leistungs- oder Drehzahlregelung, z. B. RQ, RQV
oder andere Regelungsart sind in der Steuer- und Regelungseinrichtung, die jeweils für die
Ermittlung des Motordrehmomentes geeigneten Signalgrößen in der Fahrregelung bzw. Steuer-
und Regeleinrichtung einprogrammiert. So ist z. B. bei einer RQ-Regelung jeder Drosselklappen-
bzw. Fahrpedalstellung und jeweils gegebener Motordrehzahl ein bestimmtes Motordrehmoment
zugeordnet, so daß Drosselklappen- bzw. Fahrpedal-Stellungssignal und Motordrehzahlsignal
eine Aussage für das jeweilige Motordrehmoment geben, wonach das neue
Verdrängungsvolumen bzw. die Verstellgröße Vneu ermittelt und daraus das Öffnungssignal
für die alte Kupplung eingeleitet werden kann. Bei RQV-Regelung entspricht jede Gaspedal-
bzw. Fahrpedalstellung einer vorgegebenen Motordrehzahlgröße unabhängig vom
Motordrehmoment. Bei dieser oder ähnlicher Regelungsart ist es also erforderlich, zur
Ermittlung des Motordrehmomentes ein entsprechendes Signal, das dem Füllungsgrad der
Kraftstoff-Einspritzung oder einer ähnlichen Signalgröße, die für die Drehmomentermittlung
geeignet ist, zu verwenden.
Bei dieser Korrektur-Variante ist es gegenüber bekannten Einrichtungen zur
Schaltkorrektur nicht erforderlich, die Verstell-Korrekturgröße Z aus einem Hydrostat
drucksignal oder einer vor Schaltbeginn gegebenen Korrekturgröße X bzw. Valt zu ermitteln
bzw. zu errechnen, sondern das Öffnungssignal kann immer aus dem momentan wirksamen
Antriebsdrehmoment Tmot bzw. Tan ermittelt werden. Für eine genaue Realisierung und
Signalgebung der neuen Stellgröße bzw. Vneu sorgt in der Regel ein entsprechender
Verstellweggeber bzw. Sensor, der den Verstellwinkel oder Verstellweg des Hydrostatgetriebes
signalisiert.
Für die Verstellgrößen- bzw. Verdrängungsvolumenmessung kann alternativ auch die
bekannte Verstelldruck- oder elektrische Verstellstromgröße benutzt werden, sofern diese für die
Ermittlung des korrekten Öffnungssignals für die alte Kupplung geeignet sind.
Ein Drucksensor zur Erfassung des jeweiligen Hydrostatdruckes ist bei dieser
Korrektur-Variante nicht erforderlich.
Alle in dieser Patentanmeldung beschriebenen Schaltkorrektur-Einrichtungen sind
sowohl für hydrostatisch-mechanische als auch rein-mechanische Leistungs
verzweigungsgetriebe anwendbar. Bei einem mechanischen Leistungsverzweigungsgetriebe
gelten für die Korrekturverhältnisse X und Y die jeweiligen Drehmomentverhältnisse am
stufenlosen Wandler, wobei die Drehmomentverhältnisse gleich den Druckverhältnissen der
Arbeitsdrücke des Hydrostatgetriebes entsprechen.
Die Erfindung sieht desweiteren für die Bereichsschaltungen sowohl für Hoch- als auch
für Rückschaltung, Zug- oder Schubschaltung eine Schaltkorrektur-Einrichtung vor, wonach die
Schaltkorrektur-Größe Z über eine Verstellkorrektur-Zeit tk ermittelt wird, wobei bevorzugt
die Größe der erforderlichen Korrekturwerte X, Y bzw. Z bzw. tk aus oben genannten
jeweiligen Betriebswerten wie Motordrehmoment bzw. aus den Drehmoment bestimmenden
Betriebswerten ermittelt wird. Die Verstell-Korrekturzeit tk bestimmt im Schaltzeitpunkt
bzw. in der Schaltphase in Abhängigkeit zur Verstell-Geschwindigkeit die Größe des Korrektur-
Wertes bzw. -weges Z. Bestimmend dafür ist somit der Steuerstrom bzw. das Fördervolumen
Qk. Der effektive Steuerstrom Qk wird durch verschiedene im Schaltzeitpunkt wirksame
Größen wie Speisepumpen-Fördervolumen, Drehzahl, Steuerdruck (konstant oder variabel),
innere Drosseleffekte, Öltemperatur u. a. bestimmt bzw. mitbeeinflußt. Die Größe der
Verstellgeschwindigkeit bzw. des Verstellstroms Qk kann experimentell ermittelt werden in
weiterer Abhängigkeit zu den verschiedenen Betriebszuständen, - Motordrehzahl,
Motoransteuer-Signale wie Drosselklappenstellung, Gaspedalstellung, Öltemperatur u. a. - Aus
diesen vorgenannten Werten erkennt die Regeleinrichtung bzw. die Elektronik welche
Verstellkorrektur-Zeit in welchem Betriebszustand für die Ermittlung der jeweiligen Korrektur-
Größe bzw. des neuen Verdrängungsvolumens Vneu erforderlich ist. Für eine genaue
Ermittlung der Korrekturzeit tk wird auch die Temperatur, insbesondere Öltemperatur, Öl-
Viskosität und gegebenenfalls weitere den Volumenstrom der Verstelleinrichtungen,
Leckölveränderungen und die Schaltzeit beeinflussende Faktoren mit berücksichtigt durch
entsprechende Signal-Verarbeitung in der Regeleinrichtung.
In der Steuer- und Regeleinrichtung bzw. Elektronik wird gemäß der Erfindung
desweiteren eine automatische Änderung und Anpassung vorgegebener Werte, die insbesondere
von Betriebsdauer oder/und Einsatzart abhängig sind, realisiert. Die genannte Anpassung kann
auf verschiedene Weise verwirklicht werden, z. B. derart, daß Fehlfunktionen oder
Störfunktionen in der Regeleinrichtung bzw. Elektronik erkannt werden, woraus z. B. ein
stoßerzeugendes Signal bzw. Störsignal bewirkt, daß eine Veränderung eines oder mehrerer
vorgegebener Größen oder Festwerte stattfindet, so daß trotz sich verändernder Betriebswerte,
z. B. die Leckölmenge, die Korrekturgrößen tk; Z derart angepaßt werden, daß gute
Schaltqualität erhalten bleibt oder diese verbessert wird. Auslösendes Signal für diese Korrektur
bzw. innere Korrektur von bevorzugt vorgegebenen oder vorherrschenden Größen kann eine,
insbesondere innerhalb der Schaltphase auftretende Drehmomentveränderung eines Motor-
oder Getriebegliedes oder ein drehmoment- oder drehzahlveränderndes Signal oder/und
Änderungsgeschwindigkeit oder/und Veränderung einer Massenkraft oder allgemein ein stoß-
bzw. ruckanzeigendes Signal sein. Als geeignete Signalgröße zur Veränderung innerer Vorgabe
oder Festwerte kann das Motordrehzahlsignal, insbesondere im Konstantfahrbereich, sein,
wobei bei einem Verzögerungsstoß eine Motordrehzahl-Anhebung ausgelöst wird, wodurch
automatisch eine entsprechend angepaßte Veränderung eines oder mehrerer der inneren
Vorgabewerte oder Festwerte oder/und Signalgröße bewirkt wird, so daß in diesem Fall z. B. eine
entsprechende Vergrößerung des Verstellkorrekturwertes tk bzw. Z erzielt wird. Bei einem
Beschleunigungsstoß wird eine umgekehrte Veränderung vorgenannter Festwerte bewirkt.
Anstelle der für die Veränderung innerer Festwerte benutzten Signale kann auch ein Signal
sein, das aus der Veränderung einer oben genannten Massenkraft resultiert, wobei
beispielsweise durch die Massenveränderung innerhalb des Schaltablaufes eine Entscheidung
zur Verkürzung oder Verlängerung der Schaltkorrekturzeit tk oder der Verstellkorrekturgröße
Z realisiert wird. Die Veränderungsgröße der inneren Festwerte hängt im wesentlichen von im
Laufe der Betriebszeit sich verändernden Werten ab, die z. B. in Abhängigkeit zum Verschleiß
einzelner Elemente oder/und in Abhängigkeit zu einer stark verändernden Betriebs-
Charakteristik eines Fahrzeuges stehen kann. Dies bedeutet, daß zur Optimierung oder
Aufrechterhaltung guter Schaltqualität die Elektronik bzw. Regeleinrichtung die Entscheidung
für eine Veränderung einer oder mehrerer innerer Festwerte bevorzugt aus der Information
mehrerer Schaltvorgänge trifft, um daraus den geeignetsten Änderungswert zu bestimmen.
Die Erfindung sieht desweiteren vor, daß im Hinblick auf die Schaltzeitverkürzung der
Synchrondrehzahlbereich, der das Maß der Synchronungenauigkeit umfaßt, in Abhängigkeit zu
einem oder mehreren Betriebsparametern unterschiedlich groß sein kann. Dies bedeutet, daß
das Signal zum Schließen der neuen Kupplung bei einer Bereichsschaltung bzw. der Kupplung
für Festpunktschaltung in mehr oder weniger großem Abstand tkS vom absoluten
Synchronpunkt ausgelöst werden kann. Die Elektronik berücksichtigt hierbei, z. B. bei einer
sehr schnellen Übersetzungsänderung die erforderliche Schließzeit vom Zeitpunkt der
Signalauslösung bis Beginn des aktiven Schließvorganges. Dementsprechend wird das
Kupplungs-Schließsignal entsprechend früh vor Erreichen des Synchronzustandes bzw. vor
Erreichen des zulässigen Synchronbereiches eingeleitet. Dies ist insbesondere von Bedeutung
bei hohen Beschleunigungsvorgängen, bei denen auch ein entsprechend hoher Kick-down-Effekt
wirksam ist oder auch bei Bremsvorgängen, die eine entsprechend hohe Übersetzungs-
Rückregelung des Getriebes erfordern. Der vorgenannte Synchronbereich kann in Abhängigkeit
zur Art der Kupplung - Reibkupplung, z. B. in Form einer Lamellen- oder Konuskupplung oder
formschlüssigen Kupplung mit oder ohne Abweisverzahnung - unterschiedlich groß sein. Die
genauen Werte sind vorzugsweise experimentell zu ermitteln. Die Information für den
geeignetsten Schaltzeitpunkt entnimmt die Elektronik z. B. aus der
Veränderungsgeschwindigkeit/-kraft der Übersetzung oder/und bzw. der Betätigungskraft/-
geschwindigkeit von Fahrpedal oder/und Bremspedal oder anderen, dafür geeigneten
Betriebsparametern oder Einflußgrößen, die sich aus der experimentellen Ermittlung und
Erkenntnissen ergeben. Das Rückmeldesignal zur Anzeige der geschlossenen neuen Kupplung
ergibt den Impuls für die Einleitung der Korrekturverstellung Z bzw. tk.
Ebenso kann, wie oben näher erläutert, auch der Öffnungszeitpunkt für die alte
Kupplung unterschiedlich variiert werden bzw. um ein entsprechendes Maß tkv vorgezogen
werden.
Die Schaltkorrektureinrichtung mit zeitabhängiger Schaltkorrektur hat den Vorteil, daß
auf einen kostenaufwendigen Hydrostat-Drucksensor und in manchen Fällen auch auf einen
Hydrostat-Verstellweg-Sensor (Potentiometer; Weggeber) verzichtet werden kann. Dieses
Verfahren eignet sich sowohl für die Bereichsschaltungen als auch für die Festpunktschaltungen
KB; KH; KD bei Getrieben wie aus der DE 43 39 864 und EP 0 599 263 bekannt und auch für
Wende-Schaltungen, z. B. für den Reversierbetrieb einer Arbeitsmaschine - Radlader, Traktor-
Frontlader u. a. -. Insbesondere bei Anwendung formschlüssiger Kupplungen mit bevorzugter
Ausbildung als Abweisverzahnung oder Reibkupplungen kann sehr schaltzeitverkürzend das
Öffnungssignal noch vor vollständiger Übergabe des Drehmomentes von der alten auf die neue
Kupplung, d. h. vor Ende der Verstellkorrektur Z bzw. Korrekturzeit tk eingeleitet werden, da
nach erfolgtem Öffnungssignal gegebenenfalls die betreffende bzw. alte Kupplung durch die
Abweisfunktion unterstützend aufgedrückt werden kann. Das Öffnungssignal wird somit um die
Zeit tkv vorgezogen, wobei tkv beeinflußbar ist durch ein oder mehrere oben genannter
Betriebssignale oder/und Änderungssignale. Der Verstellvorgang des Hydrostatgetriebes kann
somit weitgehend kontinuierlich auch während dem Öffnungsvorgang der vorgenannten
Kupplung fortgesetzt werden wodurch eine Funktionsüberschneidung des Öffnungssignals bzw.
des Öffnungsvorganges der genannten Kupplung und der Hydrostat-Verstellung wirksam ist,
wodurch eine Schaltzeit-Verkürzung und hohe Schaltqualität erzielt wird.
Das System erkennt Schub-, Zug- oder Hoch-Rückschaltung aus der jeweiligen
Motordrehzahl und der Drosselklappenstellung bzw. der Größe der Motoransteuerung, woraus
die Korrektur-Richtung der Hydrostat-Verstelleinrichtung bestimmt wird.
Unterstützend zur Schaltkorrektur-Einrichtung kann gemäß der Erfindung auch eine
zusätzliche Beeinflussung bzw. Absenkung des Motordrehmomentes innerhalb der Schaltphase
dienen durch automatische Gasrücknahme, z. B. bei Anwendung eines elektronischen Gaspedals,
um optimale Schaltqualität für die Bereichs-, Wende- und Festpunktschaltungen in allen
Betriebssituationen zu erzielen.
Beim Schließen einer neuen Kupplung wird zwangsläufig durch den Befüllungsvorgang
dieser Kupplung eine Druckabsenkung des Steuerdruckes für die geschlossenen Kupplungen
bewirkt, was zu einer Drehmomentabsenkung oder gar zum Öffnen der geschlossenen bzw. alten
Kupplung führen kann. Das gilt für alle hydraulisch betätigbaren Kupplungen oder
vergleichbare Einrichtungen oder Verbraucher. Um dies zu verhindern ist eine Einrichtung 64′
gem. Fig. 7 vorgesehen, die einen Ölrückfluß und somit einen Druckabbau des Steuerdruckes
für die alte bzw. die geschlossene Kupplung verhindert oder verringert. Weitere Vorteile dieser
Einrichtung 64′ , die bevorzugt als Rückschlag-Ventil innerhalb des Schaltventils 64 oder als
separate Einrichtung ausgebildet ist, sind, daß die Speiseölmenge und somit die Speisepumpe
36 kleiner oder/und ein vorgesehener Hydrospeicher 36′ ebenfalls kleiner ausgeführt werden
oder auf diesen ganz verzichtet werden kann. Desweiteren kann bei Anwendung einer
formschlüssigen Kupplung, insbesondere bei einer Ausführung wie in der DE 41 26 650 A1, die
bevorzugt Mitbestandteil dieser Erfindung ist und darin in Fig. 3, 3a und 3e dargestellt, mit
einem niedrigeren Mitnehmerprofil ausgebildet werden, wodurch der Schaltweg und somit das
Druckölvolumen auf ein geringeres Maß abgesenkt werden kann. Bei vorgenannter Kupplung
mit formschlüssiger Kupplungsverzahnung handelt es sich um eine Kupplungseinrichtung, bei
der auf einen Kupplungsträger ein drehfester aber axial verschiebbarer Kupplungsring
angeordnet ist, der durch einen axialverschiebbaren hydraulisch betätigbaren Kolben
beaufschlagt wird, wobei beim Schließen der Kupplung der genannte Kupplungsring in das
entsprechende Gegenprofil der zweiten Kupplungshälfte eingreift. Das genannte
Kupplungsprofil kann in abweisender oder nichtabweisender Form ausgebildet sein.
Die vorgenannte Einrichtung 64′ ist bevorzugt als Rückschlagventil innerhalb eines
Schaltventils 64, gemäß Fig. 7d dargestellt, ausgeführt, z. B. derart, daß ein Steuerkolben 64a
ein verschiebbares Verschlußelement 64b besitzt, das über ein Federelement 64c nach
geschlossener Kupplung die Zuflußleitung 64e zur Kupplung verschließt. Nach geschlossener
Kupplung sind gleiche Druckverhältnisse in der Steuerleitung K und dem Steuerdruck P
gegeben, wodurch geringe Federkraft der Feder 64c ausreichend ist, um das Verschlußelement
bzw. den Kolbenring 64b in Verschlußstellung zu bringen. Das Schaltventil wird bevorzugt
über ein Magnetventil 64d angesteuert, das als Vorsteuerventil wirksam ist. Im geöffneten
Zustand wird das Schaltventil bei nichtangesteuertem Zustand des Magnetventils 64d gegen
die Kraft einer Feder 64c in Neutralstellung gehalten, wobei die Kupplungsleitung 64e mit
der Rücklaufleitung 64g drucklos verbunden ist. Hierbei wird der Verschlußkörper 64b durch
den Steuerdruck P gegen den Druck der Feder 64c in einer festen Position zum Schaltkolben
64a gehalten und zwar solange, bis nach einem erfolgten Schaltvorgang die Kupplung
geschlossen ist.
Die Öl-Rücklaufsperre in der Kupplungs-Druckleitung hat den weiteren Vorteil, daß
Veränderungen des Systemdruckes durch irgendwelche zuschaltbare Verbraucher oder andere
ein Kupplungsöffnen verhindern.
Das Getriebe sieht zur Verbesserung des Getriebewirkungsgrades ein Druckventil 65′
(Fig. 5) vor, das eine von verschiedenen Betriebsparametern abhängige Druckmodulation des
Systemdruckes bzw. des Speisedruckes bewirkt. Das Druckventil 65′ ist auf einen
Mindestdruck eingestellt, der bei niedrigem Lastzustand oder/und bei niedriger Motordrehzahl
ausreicht zur Versorgung des Hydrostatgetriebes oder/und der Kupplungsansteuerung K1 bzw.
K2. Bei höherem Lastzustand wird durch ein lastabhängiges Signal, insbesondere
Hydrostatdrucksignal e oder/und bei höherer Motordrehzahl über ein Drehzahldrucksignal b
der Systemdruck entsprechend angehoben. Dies bedeutet, daß bei überwiegend Teillastbetrieb
geringer Leistungsverlust durch die Speisepumpe 81 gegeben ist.
Bei Ausführung des stufenlosen Leistungsverzweigungsgetriebes mit sekundär
geregeltem Hydrostatgetriebe 36 ist, wie in Fig. 5a dargestellt, die Verstellregelung
erfindungsgemäß so ausgebildet, daß nur ein Verstellzylinder 79 bzw. gemeinsames
Verstellorgan sowohl für die Primärregelung als auch für Sekundärregelung, d. h. für die
Regelung der Hydrostateinheit A und B, wirksam ist. Dies ist in nicht dargestellter Weise auch
bei Radialkolben-Hydrostaten anwendbar. Der Verstellzylinder 79 ist hierbei bevorzugt parallel
versetzt zur Triebachse einer oder beider der Hydrostateinheiten A und B angeordnet. Ein
Verstellkolben 80 steht in Wirkverbindung mit der Schwenkscheibe 75 der ersten
Verstelleinheit A. Über einen Kolbenweg SV wird der gesamte positive und negative
Verstellbereich der ersten Hydrostateinheit A durchfahren. Bei Schwenkscheiben-Stellung V0
ist das Fördervolumen der ersten Hydrostateinheit A auf Fördervolumen Null eingestellt, was
bei einem Leistungsverzweigungsgetriebe einer gewissen Vorwärts-Fahrgeschwindigkeit bei
hydraulischer Leistung Null entspricht wie in Fig. 2e und 2f dargestellt. Bei Schwenkscheiben-
Stellung VV ist die Hydrostateinheit A auf maximales Fördervolumen eingestellt, was sowohl
beim Zweibereichsgetriebe (gem. Fig. 1; 2b u. a.) als auch beim Einbereichsgetriebe (gem. Fig. 2c;
2d) Drehzahlgleichheit und Blockumlauf aller Glieder des Summierungsplanetengetriebes 37
und 37a entspricht. Beim Einbereichsgetriebe gem. Drehzahlplan Fig. 2e beginnt ab diesem
Punkt VV die Sekundärregelung, wobei bei Weiterverstellung des Verstellkolbens 80 eine
Rückstellung des Fördervolumens der Hydrostateinheit B folgt, indem die sekundäre
Verstellscheibe 76 von maximalem Verstellwinkel auf entsprechend kleinen Verstellwinkel
zurückgestellt wird über einen möglichen Sekundärverstellweg SS. Bei Stellung VS ist die
Endübersetzung des Getriebes gem. Ausführung Fig. 2a; 2c erreicht. Die Sekundärregelung
kann, wie in Fig. 5a dargestellt, über einen Verstellkolben 80, der bei Beginn der
Sekundärregelung auf ein entsprechendes Druckstück 82 drückt, realisiert werden. In einer
anderen nicht dargestellten Ausführung wird ein innenliegender getrennter Verstellkolben im
selben Verstellzylinder 79 auf die Schwenkscheibe 76 der zweiten Hydrostateinheit B
wirksam. In einer weiteren, nicht dargestellten Ausführungsform kann die Sekundärregelung
bereits innerhalb des Primärregelbereiches erfolgen, wobei z. B. innerhalb des Verstellweges bzw.
Verstellwinkel αV die Sekundärverstellung erfolgt, wobei das Druckstück 82 entsprechend
länger ausgebildet werden muß. Hierbei könnte z. B. bei maximalem Verstellwinkel 20° beider
Hydrostateinheiten A und B nach einem Verstellweg αV 10° die Sekundärregelung beginnen,
wobei am Endpunkt der Übersetzung bei einem Verstellwinkel αV = 20° entsprechend der
Endstellung VV der Winkel αS der sekundären Schwenkscheibe 76 ca. 10°entsprechen
würde. Dies bedeutet, daß bei dieser Ausführung am Ende der Primärverstellung bei Stellung
VV der Endpunkt VS bei einem sekundären Verstellwinkel αS von etwa 10° erreicht ist.
Der Verstellkolben 80 ist bei dieser zuletzt beschriebenen Ausführungsform auch über
eine Gelenkstange formschlüssig mit der Schwenkscheibe 75 verbunden, wobei bevorzugt die
Kolbenstange 80′ als Hohlkörper ausgebildet ist und das Verbindungsstück zwischen Kolben
80 und Schwenkscheibe 75 eine innenliegende Zug- und Druckstange mit gelenkiger
Verbindung darstellt. Die Feder 77 kann hierbei entfallen.
Eine Druckfeder 83 dient zur Lagefixierung des Verstellkolbens 80. Weitere, nicht
dargestellte Federeinrichtungen, bevorzugt im Bereich des Verstellkolbens 79 mit doppelter
Funktion, wie z. B. aus üblichen Verstelleinrichtungen hydrostatischer Getriebe bekannt, kann
hier ebenfalls verwendet werden, z. B. zur Fixierung einer Neutrallage, die z. B. dem
Anfahrpunkt, d. h. Fahrgeschwindigkeit Null des Fahrzeugs entspricht. Auch eine Feder-
Arretierung bei V0 kann sinnvoll sein, insbesondere für widerstandsfreies Starten des Motors
bei Kaltzustand oder Winterbetrieb.
Insbesondere beim Einbereichsgetriebe gem. Fig. 2a; 2c; 2d, das keine
Bereichskupplungen enthält, besitzt das Getriebe ein Bypassventil 84 gem. Fig. 5, das zwischen
den beiden Arbeitsdruckleitungen der Hydrostateinheiten A; B geschaltet ist, welches
insbesondere bei Motorstarten, Abschleppbetrieb, Motorstarten durch Anschieben oder auch zur
Optimierung einer beschriebenen Festpunktschaltung oder allgemein zur Herstellung eines
lastlosen Zustandes sinnvoll anwendbar ist. Die Betätigung des Bypassventils kann, je nach Art
der gestellten Forderungen, automatisch oder manuell erfolgen. Z.B. zur Vorbereitung nach
Wählhebel-Betätigung ist für den Anfahrvorgang bevorzugt eine automatische Betätigung des
Bypassventils vorteilhaft. Bei Fahrzeug-Stillstand, insbesondere bei Wählhebelstellung
"Neutral" oder/und "Park" ist zweckmäßigerweise immer die Bypassfunktion eingeschaltet. Bei
Vorwahl der Fahrtrichtung "Rückwärts" oder "Vorwärts" wird das Bypassventil 84 automatisch
nach einer vorgegebenen Charakteristik geschlossen. Der Schließvorgang ist bevorzugt derart
gestaltet, daß beim Einbereichsgetriebe, das keine Bereichskupplung bzw. keine abtriebsseitige
Trennkupplung besitzt, nach gestartetem Motor die Verstelleinrichtung des Hydrostatgetriebes
automatisch die Anfahrstellung einnimmt, was der Hydrostatstellgröße VN entspricht. Diese
Stellgröße kann, je nach Getriebeauslegung, etwa 60% des maximal negativen Verstellwinkels
entsprechen, wie z. B. in Drehzahlplan Fig. 2e dargestellt. Bevorzugt ist die Verstelleinrichtung
durch eine mechanische Einrichtung, insbesondere Federeinrichtung, bei Fahrzeugstillstand
immer an dieser Stelle arretiert, so daß keine oder nahezu keine Differenzölmengen zwischen
den Arbeitsdruckleitungen der beiden Hydrostateinheiten A; B über das Bypassventil 84
ausgeglichen werden müssen. In den meisten Anwendungsfällen kann daher das Bypassventil
84 bei Neutralstellung immer geschlossen bleiben, so daß eine Betätigung nur zum Starten des
Motors bei Winterbetrieb bzw. bei sehr kaltem Öl oder/und Starten des Motors durch Anschieben
erforderlich ist. Die Betätigung kann hierbei bevorzugt durch eine manuelle Betätigung oder
auch automatisch über die Steuer- und Regeleinrichtung bzw. Elektronik ausgelöst werden,
wobei bei elektronischer Ansteuerung der Schließvorgang des Bypassventils bevorzugt
elektronisch aktiviert wird. Dabei ist sichergestellt, daß bei Motorstillstand das Bypassventil 84
immer geöffnet ist. Das Bypassventil 84 ist verschiedenartig ausführbar. Je nach
Anwendungsfall und Forderungen ist ein spontaner oder allmählicher Druckaufbau bzw.
Schließvorgang vorgesehen. Für das Motorstarten empfiehlt es sich, einen allmählichen
kontinuierlichen Druckaufbau bzw. kontinuierlichen Schließvorgang zu realisieren, der
bevorzugt druckabhängig funktioniert und vorteilhaft nach Vorwahl der Fahrtrichtung zur
Schwenkscheiben-Einstellung auf Anfahrstellung VN dienen kann, indem z. B. druckabhängig
der Verstellvorgang bis Erreichen des Einstellpunktes VN unterstützt werden kann.