DE19631216A1 - Getriebeeinheit - Google Patents

Getriebeeinheit

Info

Publication number
DE19631216A1
DE19631216A1 DE19631216A DE19631216A DE19631216A1 DE 19631216 A1 DE19631216 A1 DE 19631216A1 DE 19631216 A DE19631216 A DE 19631216A DE 19631216 A DE19631216 A DE 19631216A DE 19631216 A1 DE19631216 A1 DE 19631216A1
Authority
DE
Germany
Prior art keywords
gear
torque
transmission
clutch
speed
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.)
Withdrawn
Application number
DE19631216A
Other languages
English (en)
Inventor
Gunter Dr Juergens
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.)
Schaeffler Technologies AG and Co KG
Original Assignee
LuK Getriebe Systeme GmbH
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 LuK Getriebe Systeme GmbH filed Critical LuK Getriebe Systeme GmbH
Priority to DE19631216A priority Critical patent/DE19631216A1/de
Publication of DE19631216A1 publication Critical patent/DE19631216A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K6/00—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00
    • B60K6/20—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00 the prime-movers consisting of electric motors and internal combustion engines, e.g. HEVs
    • B60K6/22—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00 the prime-movers consisting of electric motors and internal combustion engines, e.g. HEVs characterised by apparatus, components or means specially adapted for HEVs
    • B60K6/36—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00 the prime-movers consisting of electric motors and internal combustion engines, e.g. HEVs characterised by apparatus, components or means specially adapted for HEVs characterised by the transmission gearings
    • B60K6/365—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00 the prime-movers consisting of electric motors and internal combustion engines, e.g. HEVs characterised by apparatus, components or means specially adapted for HEVs characterised by the transmission gearings with the gears having orbital motion
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K6/00—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00
    • B60K6/20—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00 the prime-movers consisting of electric motors and internal combustion engines, e.g. HEVs
    • B60K6/42—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00 the prime-movers consisting of electric motors and internal combustion engines, e.g. HEVs characterised by the architecture of the hybrid electric vehicle
    • B60K6/48—Parallel type
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K6/00—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00
    • B60K6/20—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00 the prime-movers consisting of electric motors and internal combustion engines, e.g. HEVs
    • B60K6/42—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00 the prime-movers consisting of electric motors and internal combustion engines, e.g. HEVs characterised by the architecture of the hybrid electric vehicle
    • B60K6/48—Parallel type
    • B60K6/485—Motor-assist type
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K6/00—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00
    • B60K6/20—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00 the prime-movers consisting of electric motors and internal combustion engines, e.g. HEVs
    • B60K6/50—Architecture of the driveline characterised by arrangement or kind of transmission units
    • B60K6/54—Transmission for changing ratio
    • B60K6/543—Transmission for changing ratio the transmission being a continuously variable transmission
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W10/00—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function
    • B60W10/02—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of driveline clutches
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W10/00—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function
    • B60W10/04—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of propulsion units
    • B60W10/08—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of propulsion units including control of electric propulsion units, e.g. motors or generators
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W10/00—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function
    • B60W10/10—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of change-speed gearings
    • B60W10/101—Infinitely variable gearings
    • B60W10/107—Infinitely variable gearings with endless flexible members
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W10/00—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function
    • B60W10/10—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of change-speed gearings
    • B60W10/101—Infinitely variable gearings
    • B60W10/108—Friction gearings
    • B60W10/109—Friction gearings of the toroïd type
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W30/00—Purposes of road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub-unit, e.g. of systems using conjoint control of vehicle sub-units
    • B60W30/18—Propelling the vehicle
    • B60W30/18009—Propelling the vehicle related to particular drive situations
    • B60W30/18063—Creeping
    • 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
    • F16H37/0846—CVT using endless flexible members
    • 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
    • F16H37/086—CVT using two coaxial friction members cooperating with at least one intermediate friction member
    • 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
    • F16H61/66—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 specially adapted for continuously variable gearings
    • F16H61/662—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 specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members
    • F16H61/66254—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 specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members controlling of shifting being influenced by a signal derived from the engine and the main coupling
    • 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
    • F16H61/66—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 specially adapted for continuously variable gearings
    • F16H61/664—Friction gearings
    • F16H61/6648—Friction gearings controlling of shifting being influenced by a signal derived from the engine and the main coupling
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W20/00—Control systems specially adapted for hybrid vehicles
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W2710/00—Output or target parameters relating to a particular sub-units
    • B60W2710/02—Clutches
    • B60W2710/025—Clutch slip, i.e. difference between input and output 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
    • F16H15/00—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members
    • F16H15/02—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members without members having orbital motion
    • F16H15/04—Gearings providing a continuous range of gear ratios
    • F16H15/06—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B
    • F16H15/32—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line
    • F16H15/36—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line with concave friction surface, e.g. a hollow toroid surface
    • F16H15/38—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line with concave friction surface, e.g. a hollow toroid surface with two members B having hollow toroid surfaces opposite to each other, the member or members A being adjustably mounted between the surfaces
    • F16H2015/383—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line with concave friction surface, e.g. a hollow toroid surface with two members B having hollow toroid surfaces opposite to each other, the member or members A being adjustably mounted between the surfaces with two or more sets of toroid gearings arranged in parallel
    • 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
    • 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
    • F16H59/00—Control inputs to control units of change-speed-, or reversing-gearings for conveying rotary motion
    • F16H59/14—Inputs being a function of torque or torque demand
    • F16H2059/144—Inputs being a function of torque or torque demand characterised by change between positive and negative drive line torque, e.g. torque changes when switching between coasting and acceleration
    • 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
    • F16H61/66—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 specially adapted for continuously variable gearings
    • F16H2061/6604—Special control features generally applicable to continuously variable gearings
    • F16H2061/6609—Control of clutches or brakes in torque split transmissions
    • 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
    • F16H61/66—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 specially adapted for continuously variable gearings
    • F16H2061/6604—Special control features generally applicable to continuously variable gearings
    • F16H2061/6614—Control of ratio during dual or multiple pass shifting for enlarged ration coverage
    • 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
    • F16H9/00—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members
    • F16H9/02—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members without members having orbital motion
    • F16H9/04—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members without members having orbital motion using belts, V-belts, or ropes
    • F16H9/12—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members without members having orbital motion using belts, V-belts, or ropes engaging a pulley built-up out of relatively axially-adjustable parts in which the belt engages the opposite flanges of the pulley directly without interposed belt-supporting members
    • F16H9/16—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members without members having orbital motion using belts, V-belts, or ropes engaging a pulley built-up out of relatively axially-adjustable parts in which the belt engages the opposite flanges of the pulley directly without interposed belt-supporting members using two pulleys, both built-up out of adjustable conical parts
    • F16H9/18—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members without members having orbital motion using belts, V-belts, or ropes engaging a pulley built-up out of relatively axially-adjustable parts in which the belt engages the opposite flanges of the pulley directly without interposed belt-supporting members using two pulleys, both built-up out of adjustable conical parts only one flange of each pulley being adjustable
    • 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
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/60—Other road transportation technologies with climate change mitigation effect
    • Y02T10/62—Hybrid vehicles

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Transportation (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Automation & Control Theory (AREA)
  • Transmission Devices (AREA)
  • Control Of Transmission Device (AREA)
  • Hybrid Electric Vehicles (AREA)
  • Arrangement Of Transmissions (AREA)

Description

Die Erfindung betrifft eine Getriebeeinheit mit einem stu­ fenlosen Getriebe und mit weiteren Getrieben, insbesondere für Kraftfahrzeuge.
Derartige Getriebe sind in der EP 0 210 053, DE 41 13 386, GB 2 045 368 und GB 2 108 599 offenbart. Die EP 0 210 053 zeigt eine Getriebeeinheit mit einem stufenlosen Getriebe, wie Kegelscheibenumschlingungsgetriebe, wobei die Wellen der Kegelscheibenpaare an- oder abtriebseitig mit einer An- oder Abtriebswelle verbunden werden können, wobei die Eingangs­ welle, wie Antriebswelle, und die Ausgangswelle, wie Ab­ triebswelle, der Getriebeeinheit mittels Kupplungen und anderer Getriebestufen derart geschaltet werden können, daß jeweils wechselseitig eine Verbindung mit den Wellen der Kegelscheibenpaare hergestellt werden kann. Somit wird erreicht, daß der nutzbare Übersetzungsbereich des stufenlo­ sen Getriebes mehrfach durchfahrbar ist.
Die GB 2 045 368 und die GB 2 108 599 offenbaren jeweils eine Getriebeeinheit mit einem stufenlosen Getriebe, wie Ke­ gelscheibenumschlingungsgetriebe oder Toroidgetriebe, wobei der Ausgang des stufenlosen Getriebes mit einem Eingang eines Überlagerungsgetriebes, wie Summiergetriebes, verbind­ bar ist und ein zweiter Eingang des Summiergetriebes über eine Getriebestufe mit dem Eingang des stufenlosen Getriebes verbindbar ist, wobei der Ausgang des Summiergetriebes mit der Getriebeabtriebswelle verbunden ist.
Über diese Kupplungen kann sowohl die Getriebestufe mit fester Übersetzung auf den einen Eingang des Summierge­ triebes als auch das Summiergetriebe alleine zu- und abge­ schaltet werden. Gemeinsam ist den Getrieben der oben ge­ nannten EP-Offenlegungsschrift und den GB-Offenlegungs­ schriften, daß der Übersetzungsbereich des stufenlosen Getriebes mehr als einmal durchfahrbar ist und die Bereichs­ umschaltung mittels Kupplungen vorgenommen wird, wobei die Getriebestruktur der EP-Offenlegungsschrift als i²-Getriebe bezeichnet wird und die Getriebestruktur der GB-Offenle­ gungsschriften als Geared-Neutral Strukturen mit Bereichs­ umschaltung bekannt sind.
Bei diesen Getriebestrukturen erfolgt die Umschaltung der Übersetzungsbereiche mittels Kupplungen, die formschlüssig oder reibschlüssig sein können. Die Schwierigkeit bei diesen Getrieben entsteht durch das Umschalten der Übersetzungs­ bereiche bei einer festen Getriebeübersetzung, so daß bei­ spielsweise mittels Klauenkupplung oder Reibungskupplungen bei dem Umschaltpunkt geschaltet werden kann.
Aufgabe der Erfindung ist es, Getriebeeinheiten mit Mehr­ bereichsstrukturen zu schaffen, welche ein verbessertes Verhalten im Bereichswechsel als auch einen verbesserten Komfort aufweisen.
Es lag weiterhin die Aufgabe zugrunde, eine Getriebeeinheit zu schaffen, welche mittels einer gezielten Strategie bei der Ansteuerung, z. B. bei Bereichsumschaltungen, einen reduzierten Bauteileumfang bzw. eine vereinfachte Struktur aufweist.
Weiterhin lag der Erfindung die Aufgabe zugrunde, ein Ver­ fahren zu schaffen, welches eine Ansteuerung erlaubt, um ein komfortables Verhalten bei Bereichswechselvorgängen zu realisieren.
Dies kann dadurch erreicht werden, daß bei Getriebeeinheiten mit Getrieben, welche den stufenlosen Getrieben über wenig­ stens zwei wechselweise zu- und abschaltbare Kupplungen mit veränderbarem übertragbarem Moment verbindbar sind, der Schaltvorgang bei Differenzdrehzahl beginnt und schleifend erfolgt. Bei solchen Getriebeeinheiten ist der Überset­ zungsbereich des stufenlosen Getriebes mehrfach nutzbar bzw. durchfahrbar.
Gemäß der Erfindung kann dies ebenso erreicht werden, indem die im stufenlosen Getriebe über wenigsten zwei wechselweise schaltbare Kupplungen mit veränderbar einstellbarem, über­ tragbarem Moment die weiteren Getriebe zuschaltbar sind, wobei der Schaltvorgang bei Differenzdrehzahl eingeleitet wird und schleifend erfolgt.
Besonders vorteilhaft kann es sein, wenn bei Getriebeein­ heiten mit Mehrbereichsstruktur der Übersetzungsbereich des stufenlosen Getriebes mehr als einmal durchfahrbar ist, indem mindestens zwei Kupplungen bei Erreichen eines be­ stimmten Übersetzungsverhältnisses des stufenlosen Getriebes im Kraftfluß der Getriebeeinheit zu- und abschaltbar sind, bei dem auch eine Betätigungsrichtungsumkehr erfolgt und die nach Betätigungsrichtungsumkehr geschlossene Kupplung vor oder nach Erreichen des Umschaltpunktes zu schließen be­ ginnt. Dies kann in Abhängigkeit von dem Schub- oder Zugbe­ trieb erfolgen.
Die Betätigungsrichtung bei einem stufenlosen Getriebe, insbesondere bei einem Kegelscheibenumschlingungsgetriebe, gibt die Richtung der Ansteuerung, z. B. der axialen Positi­ on der Kegelscheiben an, welche verändert wird, um ein Übersetzungsverhältnis zu variieren, d. h. bei einem Kegel­ scheibensatz wird in der Regel eine Kegelscheibe axial festgehalten, wobei die zweite Kegelscheibe axial verlager­ bar ist, wobei das Umschlingungsmittel des stufenlosen Getriebes bei Verlagerung seinen radialen Umlaufbereich bzw. Kontaktbereich verändert und somit ein verändertes Überset­ zungsverhältnis eingestellt wird. Die Betätigungsrichtung bedeutet in diesem Sinne eine bei vergrößertem Übersetzungs­ verhältnis in Richtung radial nach innen oder radial nach außen betätigbare Kegelscheibe und bei einer Veränderung der Betätigungsrichtung erfolgt eine Umkehr der Bewegungs­ richtung der Verlagerung der Kegelscheibe.
Weiterhin kann in vorteilhafter Weise bei einem stufenlosen Getriebe ein Überlagerungsgetriebe, wie Summiergetriebe, mit zwei Eingängen und einem Ausgang im Drehmomentfluß nach­ geordnet zu- und abschaltbar sein, wobei wechselweise der eine Eingang mit nachgeschalteter Getriebestufe zu- und ab­ schaltbar ist und der andere Eingang mit dem Ausgangsteil des stufenlosen Getriebes verbunden ist und über eine weite­ re Kupplung das Ausgangsteil des Überlagerungsgetriebes, wie Summiergetriebes, mit dem Ausgangsteil des stufenlosen Getriebes direkt oder indirekt über zumindest eine feste Übersetzungsstufe verbindbar ist und zumindest eine Kupplung vor oder nach Erreichen des Umschaltpunktes zu schließen beginnt.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn bei einer Getrie­ beeinheit mit Mehrbereichsstruktur ein stufenloses Getriebe mit einer ersten und einer zweiten Welle im Momentenfluß angeordnet ist und die ersten und zweite Welle als Antriebs- oder Abtriebswelle des stufenlosen Getriebes wechselseitig mittels zumindest zweier Kupplungen, insbesondere mittels vier Kupplungen, schaltbar sind und die ersten und die zweite Welle mittels Getriebestufen mit einer Getriebeein­ gangs- oder Getriebeausgangswelle verbindbar sind, wobei ein Umschaltvorgang von der ersten und zweiten Welle als An­ triebs- oder Abtriebswelle vor oder nach Erreichen eines Um­ schaltpunktes bei Differenzdrehzahl beginnt und schleifend erfolgt.
Weiterhin kann es besonders vorteilhaft sein, wenn zumindest eine der Kupplungen eine reibflüssige Kupplung, wie bei­ spielsweise Reibungskupplung und/oder Magnetpulverkupplung, ist, wobei insbesondere alle Kupplungen solche Kupplungen sind.
Entsprechend des erfinderischen Gedankens kann es vor­ teilhaft sein, wenn eine Steuereinheit mit Sensoren und/oder anderen Elektronikeinheiten in Signalverbindung steht und anhand des Betriebspunktes die Übersetzung des stufenlosen Getriebes und das übertragbare Drehmoment von zumindest einer Kupplung der Getriebeeinheit mit Mehrbereichsstruktur ansteuert.
Im wesentlichen kann es zweckmäßig sein, wenn die Steuer­ einheit eine zentrale Computereinheit aufweist.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn Steuermittel zur Betätigung und Ansteuerung der Verstellzylinder und/oder An­ preßzylinder des stufenlosen Getriebes und zumindest einer Kupplung vorhanden sind, welche hydraulisch, mechanisch oder elektromotorisch betätigt werden.
Ebenso kann es zweckmäßig sein, eine Getriebeeinheit derart auszugestalten, daß ein Bereichswechsel des stufenlosen Getriebes bzw. der Getriebeeinheit mittels zumindest einer schlupfend angesteuerten Kupplung bei Differenzdrehzahl erfolgt.
Nach einem weiteren erfinderischen Gedanken kann es vor­ teilhaft sein, wenn bei einem Verfahren zum Steuern oder Regeln einer Getriebeeinheit mit Mehrbereichsstruktur mit einem stufenlosen Getriebe und anderen Getrieben der Über­ setzungsbereich des stufenlosen Getriebes mehr als einmal durchfahrbar ist und über mindestens zwei Kupplungen bei Erreichen eines bestimmten Übersetzungsverhältnisses des stufenlosen Getriebes andere Getriebeeinheiten im Kraftfluß zu- und abschaltbar sind, wobei die, nach erfolgter Betäti­ gungsrichtungsumkehr des stufenlosen Getriebes, geschlossene Kupplung vor Erreichen des Umschaltpunktes zu schließen beginnt.
Nach dem erfindungsgemäßen Verfahren kann es vorteilhaft sein, wenn ein Bereichswechsel des stufenlosen Getriebes bzw. der Getriebeeinheit mittels zumindest einer schlupfend angesteuerten Kupplung bei Differenzdrehzahl eingeleitet wird oder erfolgt.
Der Schlupf bzw. die Differenzdrehzahl, bei der ein Schalt­ vorgang bzw. Umschaltvorgang erfolgt bzw. eingeleitet wird, beträgt vorzugsweise einen Wert kleiner 50 1/min, wobei ein Wert im Bereich 20 1/min bis 2 1/min bevorzugt wird.
Die Erfindung betrifft weiterhin eine Getriebeeinheit mit Mehrbereichsstruktur mit einem stufenlosen Getriebe und mit weiteren Getrieben. Bei diesen Getriebeeinheiten mit Mehrbe­ reichsstruktur ist der Übersetzungsbereich des stufenlosen Getriebes mehrfach nutzbar.
Solche Getriebeeinheiten, wie insbesondere die Geared-Neu­ tral-Getriebe, können in ihrem ersten Betriebsbereich bei eingangsseitiger Drehzahl, bzw. bei eingangsseitig anliegen­ dem Moment, eine abtriebsseiteige Drehzahl null bzw. ein abtriebsseitiges Drehmoment null aufweisen, d. h. bei einer solchen Getriebeeinheit kann mittels Drehzahlveränderung des stufenlosen Getriebes ein Anfahrvorgang ohne Ein- oder Auskuppeln vorgenommen werden. Die Drehzahlregelung, bzw. die Übersetzungssteuerung oder -regelung, steuert die Über­ setzung derart, daß die in ein Summiergetriebe übertragenen Drehzahlen am Ausgang des Summiergetriebes zu der Drehzahl null überlagert werden, so daß ein Neutralzustand erreicht wird.
Ein Anfahren in Vorwärts- oder Rückwärtsrichtung wird durch eine veränderte Drehzahlregelung bzw. Übersetzungsregelung des Variators des stufenlosen Getriebes erreicht.
Die Übersetzungsansteuerung im Neutralbereich erweist sich in der Praxis als sehr problematisch, da bei geringen Schwankungen der Übersetzung des Variators des stufenlosen Getriebes eine geringe Schwankung des Fahrzeuges resultiert. Das Fahrzeug führt in diesen Zustand eine Schwingung nach vorn und nach hinten durch, was von den Fahrzeuginsassen als unangenehm empfunden werden kann.
Der Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, Getriebeeinheiten mit Mehrbereichsstrukturen zu schaffen, welche ein verbes­ sertes Verhalten im Anfahrverhalten und im Neutralbereich als auch einen verbesserten Komfort aufweisen. Weiterhin sollte eine Getriebeeinheit geschaffen werden, welche auf­ grund intelligenter Steuerverfahren weniger hohen Aufwand in der Herstellung benötigt.
Dies kann bei Getriebeeinheiten erfindungsgemäß dadurch erreicht werden, daß die weiteren Getriebe dem stufenlosen Getriebe über wenigstens zwei wechselweise schaltbare Kupp­ lungen mit veränderbar einstellbarem übertragbarem Moment zuschaltbar sind, mit einem Steuergerät, welches die Über­ setzung des stufenlosen Getriebes steuert und die Ansteue­ rung des jeweiligen übertragbaren Drehmomentes der Kupplun­ gen vornimmt und eine Übersetzungsansteuerung und eine Ansteuerung eines gezielten übertragbaren Drehmomentes zumindest einer Kupplung mittels der Steuereinheit durch­ geführt wird, wobei ein Schleifen oder Schlupfen der Kupp­ lungen angesteuert wird, so daß ein Ankriechen des Fahr­ zeuges erfolgt.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn erfindungsgemäß bei einer Getriebeeinheit mit Mehrbereichsstruktur mit einem stufenlosen Getriebe, wie beispielsweise Kegelscheiben­ umschlingungsgetriebe oder Toroid-Getriebe, dessen Überset­ zungsbereich mehr als einmal durchfahrbar ist, und weitere Getriebe mittels mindestens zwei Kupplungen bei Erreichen eines bestimmten Übersetzungsverhältnisses des stufenlosen Getriebes im Kraftfluß der Getriebeeinheit zu- und ab­ schaltbar sind, wobei bei dem Umschaltpunkt auch eine Betä­ tigungsrichtungsumkehr des stufenlosen Getriebes erfolgt, mit einem Steuergerät, welches die Übersetzung des stufenlo­ sen Getriebes steuert, und die Steuerung des übertragbaren Drehmomentes der einzelnen Kupplungen vornimmt, und mittels einer Übersetzungssteuerung und einer Ansteuerung eines gezielten übertragbaren Drehmomentes von zumindest einer Kupplung, ein gezieltes Schleifen oder Schlupfen der Kupp­ lung angesteuert wird, so daß ein Ankriechen des Fahrzeuges erfolgt. Der Umschaltpunkt ist definiert durch den gesteuer­ ten Wechsel der Betriebsbereiche, wobei bei dem Umschalt­ punkt der Wechsel eingeleitet werden kann oder dieser be­ reits beendet ist.
Weiterhin kann es nach einem weiteren erfindungsgemäßen Gedankens vorteilhaft sein, wenn bei Getriebeeinheiten mit Mehrbereichsstruktur mit einem stufenlosen Getriebe, wie beispielsweise Kegelscheibenumschlingungsgetriebe oder Toroid-Getriebe, dessen Übersetzungsbereich mehr als einmal durchfahrbar ist, indem mindestens zwei Kupplungen bei Erreichen eines bestimmten Übersetzungsverhältnisses des stufenlosen Getriebes im Kraftfluß der Getriebeeinheit zu- und abschaltbar sind, wobei bei dem Umschaltpunkt auch eine Betätigungsrichtungsumkehr des stufenlosen Getriebes erfolgt und mit einem Steuergerät, welches die Übersetzung des stufenlosen Getriebes steuert und die Steuerung des jeweili­ gen übertragbaren Drehmomentes der einzelnen Kupplungen vornimmt und eine Übersetzungssteuerung und eine Ansteuerung eines gezielten übertragbaren Drehmomentes von zumindest einer Kupplung ein gezieltes Schleifen oder Schlupfen der Kupplung ansteuert, so daß ein Ankriechen des Fahrzeuges er­ folgt.
Erfindungsgemäß kann es vorteilhaft sein, wenn bei einer Getriebeeinheit, bei der dem stufenlosen Getriebe ein Über­ lagerungsgetriebe, wie beispielsweise Summiergetriebe, mit zwei Eingängen im Drehmomentfluß nachgeordnet zu- und ab­ schaltbar ist, wobei wechselweise der eine Eingang mit vorgeschalteter Getriebestufe zu- und abschaltbar ist und der andere Eingang mit dem Ausgangsteil des stufenlosen Getriebes verbunden ist und über eine weitere Kupplung das Ausgangsteil des Summiergetriebes mit dem Ausgangsteil des stufenlosen Getriebes direkt oder indirekt verbindbar ist oder das Summiergetriebe blockierbar ist, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Übersetzung des stufenlosen Getriebes und das übertragbare Drehmoment von zumindest einer Kupplung derart angesteuert werden, daß das Fahrzeug ankriecht.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn die Kupplungen zum Zu- und Abschalten von Getriebestufen zu oder in den Drehmo­ mentfluß, einen kontinuierlich steuerbaren Bereich aufwei­ sen, in welchem das übertragbare Drehmoment im wesentlichen kontinuierlich ansteuerbar ist. In diesem Bereich kann das übertragbare Drehmoment zwischen einem vollständig einge­ rückten Kupplungszustand mit voll übertragenem Moment und einem vollständig ausgerückten Zustand mit Drehmoment null eingestellt werden.
Erfindungsgemäß kann es vorteilhaft sein, wenn die Kupp­ lungen reibschlüssige Kupplungen, wie beispielsweise Rei­ bungskupplungen und/oder Magnetpulverkupplungen, sind.
Vorteilhaft kann es ebenso sein, wenn mit Hilfe der Ein­ stellung der Getriebeübersetzung des stufenlosen Getriebes das Vorzeichen oder die Richtung des Ankriechmomentes und somit die Richtung des Ankriechens des Fahrzeuges festgelegt wird. Bei einem oben genannten Geared-Neutral-Getriebe wird eine abtriebsseitige Drehzahl auf den Wert null eingestellt, in dem die Übersetzung des stufenlosen Getriebes einen vorbestimmten Wert annimmt. Wird nun die Übersetzung in die eine oder in die andere Richtung geringfügig verändert, so liegt am Ausgang der Getriebeeinheit eine Drehzahl vor, die ungleich null ist und ein positives oder negatives Vor­ zeichen aufweist. Wird nun mit der zumindest einen Kupplung, welche in dem einen Betriebsbereich des Mehrbereichsgetrie­ bes geschlossen ist, ein gezieltes übertragbares Drehmoment eingestellt, so erfolgt eine Momentensteuerung oder -rege­ lung und das abtriebsseitige Drehmoment kann auf einen Wert eingestellt werden, welcher das Fahrzeug ankriechen läßt. In diesem Zusammenhang ist es vorteilhaft, die eine Kupplung mit Schlupf anzusteuern, welche in dem Betriebsbereich des Neutralpunktes geschlossen ist, um eine, in der Kupplung vorherrschende Differenzdrehzahl zu minimieren. Ebenso kann eine Ansteuerung der in diesem Betriebsbereich geöffneten Kupplung zur Momentensteuerung verwendet werden.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn der Übersetzungs­ bereich des stufenlosen Getriebes eine Übersetzung, kenn­ zeichnet, bei welchem bei gegebener Eingangsdrehzahl der Getriebeeinheit die Abtriebsdrehzahl der Getriebeeinheit null ist und bei einer dem gegenüber veränderten Übersetzung eine positive oder negative Übersetzung erfolgt und am Ausgangsteil der Getriebeeinheit ein Ausgangsdrehzahl und ein Ausgangsmoment anliegt, welches ein positives oder ein negatives Vorzeichen aufweist und mittels einer Momenten­ steuerung mittels zumindest einer Kupplung ein Ankriechen des Fahrzeuges erfolgt.
Weiterhin kann es nach einem weiteren erfinderischen Gedan­ ken vorteilhaft sein, wenn bei einem Verfahren zur Steuerung oder Regelung einer Getriebeeinheit mit einem stufenlosen Getriebe und weiteren über Kupplungen zu- und abschaltbaren Getrieben mit einer Steuereinheit und zumindest einem Stell­ glied zur Einstellung des Übersetzungsverhältnisses des stufenlosen Getriebes und des übertragbaren Drehmomentes der jeweiligen Kupplungen je nach Einstellung einer Vorwärts- oder Rückwärtsfahrstufe das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes so angesteuert wird, daß abtriebs­ seitig eine Vorwärts- oder Rückwärtsfahrgeschwindigkeit resultiert, wobei das abtriebsseitig resultierende Drehmo­ ment mittels zumindest einer gezielt angesteuerten Kupplung eingestellt wird.
Die Steuereinheit steuert das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes mittels Stellmitteln, wie z. B. Hy­ draulikzylindern, um die geeignete Übersetzung einzustellen, bzw. um eine geeignete Anpressung des Umschlingungsmittels des Kegelscheibenumschlingungsgetriebes zu gewährleisten. Die Stellmittel können aber auch mechanische oder elektromo­ torisch betriebene Mittel zur Einstellung der axialen Posi­ tion der Kegelscheiben vorsehen.
Die Stellmittel zur Kupplungsansteuerung können mechanisch, hydraulisch, elektromotorisch oder magnetisch angesteuert und betätigt werden.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn mittels zumindest eines gezielt angesteuerten übertragbaren Drehmomentes zumindest einer Kupplung eine Momentensteuerung der Getrie­ beeinheit beim Anfahren oder beim Ankriechen erreicht wird.
Im wesentlichen kann es vorteilhaft sein, wenn mittels einer gezielten Ansteuerung des übertragbaren Drehmomentes von zumindest einer Kupplung die in dem Betriebsbereich bei antriebsseitiger Drehzahl der Getriebeeinheit und abtriebs­ seitiger Drehzahl null geschlossen ist und einer gezielten Übersetzsteuerung des stufenlosen Getriebes eine Momenten­ steuerung realisiert ist, welche das Fahrzeug ankriechen läßt.
Die Erfindung betrifft nach einem weiteren erfindungsgemäßen Gedanken eine Getriebeeinheit insbesondere für Kraftfahr­ zeuge mit einer Hybridantriebsanordnung. Solche Getriebeein­ heiten sind beispielsweise durch die DE 41 13 386 bekannt geworden.
Der Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, eine Getriebeeinheit insbesondere für Kraftfahrzeuge mit einer Hybridantriebs­ anordnung zu schaffen, welche eine verbesserte Funktions­ weise aufweist und mit einfachen Mitteln einen homogenen Abtriebsverlauf sicherstellt. Weiterhin lag die Aufgabe zugrunde, ein komfortableres Verhalten einer solchen Getrie­ beeinheit zu erreichen.
Eine weitere Aufgabe der Erfindung bestand darin, eine Steuerstrategie derart auszugestalten, daß der Wechsel von Antriebsaggregaten oder Energiespeichern komfortabel durch­ zuführen und die Antriebsanordnung mit geringen Verlusten betreiben zu können.
Erfindungsgemäß kann dies dadurch erreicht werden, daß eine Getriebeeinheit insbesondere für Kraftfahrzeuge mit einer Hybridantriebsanordnung mit in Kraftfluß zu- und abschaltba­ ren Getrieben versehen werden kann. Vorteilhaft kann es in diesem Zusammenhang sein, wenn die Getriebe ein stufenlos einstellbares Getriebe sowie zumindest ein weiteres Getriebe umfassen. Diese stufenlos einstellbaren Getriebe können beispielsweise Kegelscheibenumschlingungsgetriebe oder Toroid-Getriebe aber auch Reibrad-Getriebe bzw. Reibring-Ge­ triebe sein. Die weiteren Getriebe können beispielsweise feste Übersetzungsstufen sein oder aber auch Überlagerungs­ getriebe, wie beispielsweise Planetengetriebe oder Differen­ tiale, welche beispielsweise mit zwei Eingängen versehen sind und mit einem Ausgang, wobei eine Überlagerung der beiden Eingangsdrehzahlen derart durchgeführt werden kann, daß bei Eingangsdrehzahl ungleich null beispielsweise der Abtriebe eine Drehzahl von null aufweisen kann.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn die weiteren Ge­ triebe dem stufenlos einstellbaren Getriebe in Serie und/oder parallel zu- und abschaltbar sind.
Nach dem erfinderischen Gedanken kann es vorteilhaft sein, wenn der Ausgang des stufenlos einstellbaren Getriebes auf einen Eingang eines Überlagerungsgetriebes zu- und ab­ schaltbar ist.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn der Eingang eines Getriebes mit festem Übersetzungsverhältnis mit einem Ein­ gang der Getriebeeinheit verbindbar ist. Ebenso kann es vorteilhaft sein, wenn der Ausgang eines Getriebes mit festem Übersetzungsverhältnis einem Eingang des Überlage­ rungsgetriebes zu- und abschaltbar ist. Weiterhin kann es besonders zweckmäßig sein, wenn die dem stufenlosen Getriebe zu- und abschaltbaren Getriebe mittels Kupplungen zu- und abschaltbar sind. Insbesondere ist es vorteilhaft, wenn wenigstens eine der Kupplungen eine reibschlüssige Kupplung ist, wie eine Reibungskupplung oder Lamellenkupplung oder Magnetpulverkupplung. Weiterhin ist es vorteilhaft, wenn die Kupplung eine trocken- oder naßlaufende Kupplung ist.
Erfindungsgemäß kann es vorteilhaft sein, wenn zumindest eine Kupplung in jedem Einrückzustand zwischen einem einge­ rückten und einem ausgerückten Zustand ansteuerbar und fixierbar ist. Diese Ansteuerung oder Fixierung kann mittels eines Stellmittels vorgenommen werden, das von einer Steuer­ einheit angesteuert wird. Das Stellmittel kann ein mechani­ sches Stellmittel, wie elektromotorisch betätigte Ausrückga­ bel, oder ein hydraulisch angesteuertes Stellmittel sein, wie beispielsweise mittels Hydraulikzylindern angesteuerte Ausrückmittel oder beispielsweise ein Hydraulik­ zentralausrücker.
Weiterhin kann eine elektromotorische Betätigung direkt auf ein Ausrücklager als Stellmittel Verwendung finden. Die Stellmittel sind derart ansteuerbar, daß sie jede Position des Einrückzustandes zwischen einem vollständig eingerückten und vollständig ausgerückten Zustand der Kupplung ansteuern und fixieren können, so daß das übertragbare Drehmoment der Kupplung im wesentlichen kontinuierlich zwischen einem Wert null bei einer völlig ausgerückten Kupplungsposition und dem maximal übertragbaren Wert des Drehmomentes bei völlig eingerückter Kupplung.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn das übertragbare Drehmoment von zumindest einer Kupplung mittels einer Steu­ ereinheit und einem Stellmittel gezielt angesteuert wird. Die Steuereinheit bedient bei einer Ansteuerung der Kupplung die Stellmittel mit einem Steuersignal, so daß die Stellmit­ tel in den gewünschten Einrückzustand positionieren und das übertragbare Drehmoment entsprechend den vorgegebenen Werten eingestellt wird. Entsprechend des erfinderischen Gedankens kann es vorteilhaft sein, wenn mittels zumindest einer gezielt ansteuerbaren Kupplung das Abtriebsmoment der Ge­ triebeeinheit gesteuert wird. Die Kupplung wird in diesem Falle derart angesteuert, daß das übertragbare Drehmoment geringer ist als das, nominale Drehmoment, so daß das Ab­ triebsmoment sich durch das momentan maximal übertragbare Drehmoment ergibt. Im Falle eines höheren anliegenden Motor­ momentes wird die Kupplung in einen schlupfenden Zustand versetzt, so daß ein höheres Drehmoment als das momentan übertragbare Drehmoment nicht übertragen werden kann.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn zumindest eine Kupplung derart angesteuert wird, daß bei einem Anfahr- oder Ankriechvorgang und/oder bei einem Bereichswechsel und oder bei Zu- oder Abschaltvorgängen von Energiequellen und/oder Energiespeichern die Kupplung schlupfend das übertragbare Drehmoment steuert. Der Schlupf kann in diesem Falle größer gleich null sein, wobei die Größe des Schlupfes, d. h. die Größe der Differenz der Drehzahl zwischen Eingangs- und Ausgangselement der Kupplung, bestimmt wird und als Steuer­ größe Verwendung finden kann, um das anliegende Drehmoment zu steuern, wobei insbesondere bei einer Hybridantriebs­ anordnung die Schaltung der Antriebsaggregate und der Ener­ giespeicher im Zusammenwirken miteinander gesteuert werden kann, so daß gezielt Energieflüsse von einem An­ triebsaggregat beispielsweise in einen Energiespeicher gelenkt werden können oder aber die Antriebsaggregate bei­ spielsweise abgeschaltet werden und die für den Fahrbetrieb notwendige Energie aus den Energiespeichern entnommen wird.
Weiterhin ist es bei einer erfindungsgemäßen Getriebeeinheit zweckmäßig, wenn der Schlupf der Kupplung als Kenngröße verwendet wird, um die Energieaufnahme und -abgabe der Energiequellen und oder Energiespeicher zu steuern, wobei diese Steuerung in Abhängigkeit des Schlupfes und/oder anderen Größen vorgenommen werden kann.
Weiterhin kann es nach dem erfinderischen Gedanken vor­ teilhaft sein, wenn bei einer Getriebeeinheit mit einer Steuereinheit, wie beispielsweise einer zentralen Computer­ einheit, welche mit Sensoren und/oder anderen Elektronikein­ heiten in Wirkverbindung steht und mittels ansteuerbarer Stellmittel die Übersetzung des stufenlos einstellbaren Getriebes und/oder das übertragbare Drehmoment von zumindest einer Kupplung ansteuert.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, wenn bei einer Getrie­ beeinheit mittels einer Steuereinheit zumindest eine Kupp­ lung angesteuert wird, wobei das übertragbare Drehmoment der Kupplung das Abtriebsmoment der Getriebeeinheit bestimmt und aufgrund des sich einstellenden Schlupfes innerhalb der Kupplung die Antriebseinheiten, wie beispielsweise Ver­ brennungsmotor oder Elektromotor und/oder Energiespeicher, wie beispielsweise mechanischer Energiespeicher, wie Schwun­ grad, oder elektrischer Energiespeicher, wie Batterie oder Akkumulator, und/oder chemischer Energiespeicher in ihrer Momentenabgabe bzw. in ihrem Energiefluß gesteuert werden.
Bei Getriebeeinheiten nach dem erfinderischen Gedanken ist es besonders zweckmäßig, wenn der Schlupf der Kupplung, welche gezielt angesteuert wird, als Steuergröße verwendet wird, um die Energie- oder Momentenabgabe der Antriebsein­ heiten und/oder Energiespeicher zu regeln oder zu steuern.
Weiterhin ist es zweckmäßig, wenn eine Kupplung, welche mittels der Steuereinheit angesteuert wird und mittels des angesteuerten übertragbaren Drehmomentes das abtriebsseitige Drehmoment bestimmt wird, eine Kupplung zum Wechsel von Übersetzungsbereichen des stufenlos einstellbaren Getriebes ist.
Bei Getriebeeinheiten der erfindungsgemäßen Art mit einem stufenlos einstellbaren Getriebe und zumindest einem mittels Kupplungen zu- und abschaltbaren Getriebe insbesondere für Kraftfahrzeuge mit Hybridantrieb, bei welchen die vorhande­ nen Antriebsquellen und/oder Energiespeicher als Funktion des Bedarfs und der Zeit zu- und ab- und/oder umgeschaltet werden, kann es vorteilhaft sein, wenn eine Steuereinheit das übertragbare Drehmoment von zumindest einer Kupplung ansteuert, wobei die zumindest zeitweise schlupfende Kupp­ lung eine im wesentlichen gleichmäßige Drehmomentabgabe gewährleistet.
Zweckmäßig kann es weiterhin sein, wenn das stufenlos ein­ stellbare Getriebe ein Kegelscheibenumschlingungsgetriebe oder ein Toroid-Getriebe oder ein Reibrad-Getriebe oder ein Reibring-Getriebe ist.
Erfindungsgemäß kann es zweckmäßig sein, wenn bei einer Getriebeeinheit mit Hybridantriebsanordnung zumindest eine der Antriebseinheiten und der Energiespeicher vorhanden sind, wie Verbrennungsmotor, Elektromotor, mechanischer Energiespeicher, wie Schwungrad, elektrische Energiespei­ cher, wie Batterie oder Akkumulator, oder chemische Ener­ giespeicher.
Nach einem weiteren erfinderischen Gedanken kann es bei Verfahren zur Steuerung einer Getriebeeinheit mit einer Hybridantriebsordnung insbesondere für Kraftfahrzeuge vor­ teilhaft sein, wenn das übertragbare Drehmoment von zumin­ dest einer Kupplung angesteuert wird, um das Abtriebsmoment der Getriebeeinheit zu steuern und der sich einstellende Schlupf als Steuergröße verwendet wird, um die Energie oder Drehmomentabgabe oder -aufnahme der Antriebsaggregate und/oder Energiespeicher zu steuern.
Stufenlose Getriebe können bei kleinerem Aufwand größere Spreizungsbereiche als Stufenautomatgetriebe überdecken und auch mit der freien Übersetzungswahl den Betrieb von Antriebsmaschinen im optimalen Kennfeldbereich in Zug und Schub ermöglichen. Sie erlauben zusätzlich, im Gegensatz zu Stufengetrieben, durch Leistungsverzweigung in Geared-Neutral-Strukturen auch den Anfahrbereich verlustarm abzudecken.
Bisher wurde die Leistungsverzweigung bei stufenlosen Getrieben vor allem dazu benutzt, den schlechten Wirkungs­ grad bei Teil- und Vollast zu verbessern. Durch eine mit Hilfe der Elektronik wesentlich verbesserte Anpreßstrate­ gie für die reibschlüssigen Übertragungselemente ist die Teillasteffizienz nun auch ohne Verzweigung besser als bei den meisten Stufenautomatgetrieben.
So kann die Leistungsverzweigung mit wenig Aufwand durch geschickte Koppelung der auch sonst verwendeten Baugruppen (Variator, Planetensatz und zwei Kupplungen) für ein verlustarmes Anfahren ohne zusätzliches Anfahrelement benutzt werden.
Stufenlose Getriebe erlauben den Betrieb von Antriebsma­ schinen in jedem Punkt des Betriebskennfeldes, also auch bei bestmöglichen Wirkungsgraden des Gesamttriebstrangs. Durch sorgfältige Optimierung werden heute Wirkungsgrade des CVTs möglich, die insbesondere bei Teillast besser als die von 4-Gang-Stufenautomaten sind. Da in Zukunft für eine bessere Fahrökonomie größere Getriebespreizungen und damit mehr Gänge erforderlich sind, wird der Vorteil von stufenlosen Getrieben gegenüber Mehrgang-Stufenautomaten noch größer.
Stufenlose Getriebe erlauben aber auch durch eine besonde­ re Anordnung (bzw. Getriebestruktur) auf ein Anfahrele­ ment, wie hydraulischen Drehmomentwandler oder Anfahrkupp­ lung, zu verzichten.
Zunächst werden die Anforderungen und die erforderliche Spreizung von Fahrzeuggetrieben definiert. Es werden die verschiedenen Möglichkeiten zur Festlegung der Overdrive-Über­ setzung beschrieben.
Darauf folgt ein kurzer Überblick über die wichtigsten automatischen Fahrzeuggetriebebauarten. Am Beispiel ver­ schiedener stufenlos er Getriebe werden die verschiedenen Möglichkeiten für Anfahrelemente gezeigt.
Im nächsten Kapitel wird die Möglichkeit beschrieben, wie man bei stufenlosen Getrieben ohne zusätzliches Anfahrele­ ment endliche Antriebsdrehzahlen bei stehendem Abtrieb bekommen kann. Dies ist ohne Schlupf mittels Überlage­ rungsgetriebe möglich und ist in der Literatur als Geared Neutral oder Stellkoppelgetriebe oder Nullregelgetriebe bekannt. Es werden einige Beispiele von solchen Getriebe­ strukturen kurz beschrieben.
In Kapitel 3 werden die wichtigsten mathematischen Bezie­ hungen für Planetengetriebestrukturen beschrieben. Zur Ableitung der Momenten- und Drehzahlverhältnisse in ver­ zweigten Getriebestrukturen wird ein einfaches und über­ sichtliches Verfahren gezeigt.
Da Geared-Neutral-Getriebe als größte Übersetzung unend­ lich haben und somit die klassische Definition der Sprei­ zung damit unendlich beträgt und nicht aussagekräftig ist, wird eine neue Definition der Spreizung von Geared-Neutral-Getriebe entwickelt.
Da die Momente in der Getriebestruktur bei niedrigen Abtriebsdrehzahlen sehr hoch werden können, werden Mög­ lichkeiten gezeigt, die maximalen Momente zu begrenzen, ohne dabei Einbußen an Fahrleistungen zu bekommen.
Getriebe haben je nach Aufwand und Ausführung unterschied­ lich hohe Verluste. Es werden die hauptsächlichen Ver­ lustquellen bei automatischen Getrieben beschrieben.
Es wird empfohlen, nicht mit Wirkungsgraden und Antriebs­ leistungen zu rechnen, da dies bei geforderten Fahrzyklen nur iterativ zum Erfolg führt, sondern die geforderte Fahrleistung (Antriebsradleistungen) um die Verlustmomente zu erhöhen, um zur erforderlichen Antriebsleistung zu kommen.
Es werden Beispiele von umgewandelten Verlustkennfeldern, die auf das Abtriebsmoment bezogen sind, gezeigt.
Da Geared-Neutral-Getriebe aus Verlust- und Dimensionie­ rungsgründen besser in mehreren Bereichen betrieben werden sollen, werden in Kapitel 5 die Steuerstrategien für ein komfortables Umschalten der Bereiche bzw. Anfahren und Anhalten entwickelt.
1. Fahrzeuggetriebe
In dieser Arbeit wird hauptsächlich der Einsatz von Ge­ trieben für Pkw betrachtet. Die meisten Grundsätze gelten jedoch für alle Arten von Kraftfahrzeuggetrieben, und auch für andere Anwendungsfälle.
Antriebsmaschinen für Kraftfahrzeuge geben die maximale Leistung nur in einem schmalen Drehzahlbereich ab. Die heute praktisch ausschließlich zum Einsatz kommenden Verbrennungskraftmaschinen (Otto- und Dieselmotor) können außerdem erst ab einer bestimmten Drehzahl (Leerlaufdrehzahl) betrieben werden, Bild 1.1.
Bild 1.1: Motorkennfeld
Da Getriebe im allgemeinen nur einen endlichen Wand­ lungsbereich haben, ist außerdem beim Anfahrvorgang zum Überbrücken der Drehzahldifferenz zwischen Leerlauf­ drehzahl des Motors und stillstehendem Getriebe im Regel­ fall ein Anfahrelement notwendig, Bild 1.2. Als Anfahre­ lemente werden sowohl Drehzahlwandler, das sind z. B. Rutschkupplungen, als auch hydrodynamische Drehmomentwand­ ler, die vor allem bei Automatgetrieben eingesetzt werden, verwendet.
Um die installierte maximale Leistung auch schon bei niedrigen Fahrgeschwindigkeiten nutzen zu können, ist eine Wandlung von Drehmoment und Drehzahl erforderlich.
Bild 1.2: Triebstrangstruktur
Sowohl mechanische stufenlose Getriebe als auch Stufenge­ triebe haben im Regelfall einen endlichen Übersetzungsbe­ reich = Spreizung. Die notwendige Getriebespreizung ergibt sich aus der maximal und minimal erforderlichen Überset­ zung.
1.1 Übersetzungsbereich von endlich Übersetzten Getrieben 1.1.1 Bestimmung der niedrigsten Gesamtübersetzung (oberster Gang)
Entgegen der üblichen Vorgehensweise wird zuerst die gewünschte niedrigste Gesamtübersetzung bestimmt.
Fast durchgängig wird in der Literatur zunächst die Über­ setzung gesucht, die erforderlich ist, um in der Ebene mit einem Fahrzeug die größtmögliche "Höchstgeschwindigkeit" zu fahren. In diesem Fall muß die Leistung gegen die Fahr­ widerstände gleich sein der Motormaximalleistung minus der vom Motor bis zum Fahrbahnkontakt auftretenden Verlustlei­ stungen.
Die Auslegung einer Fahrzeuggetriebeübersetzung ist heute unter dem Gesichtspunkt der maximal erreichbaren Höchstge­ schwindigkeit nicht mehr begründbar. Sowohl bei Pkws als auch bei Nfzs sind die theoretisch erreichbaren Höchst­ geschwindigkeiten höher als die von der Verkehrsdichte her möglichen oder die vom Gesetzgeber erlaubten Geschwin­ digkeiten.
Wird ein Fahrzeug in der Höchstgeschwindigkeit durch einen Eingriff in die Motorsteuerung begrenzt, wie dies z. B. bei Lkws, aber auch bei leistungsstarken Pkws der Fall ist, so ist eine Auslegung mit Hilfe der theoretisch erreichbaren Höchstgeschwindigkeit ebenfalls schwer nach­ vollziehbar.
Ist die Antriebsstrangübersetzung niedriger als die zum Erreichen der theoretischen Höchstgeschwindigkeit, spricht man von Schongang- oder Overdrive-Übersetzungen.
Ursprünglich hauptsächlich zur Lebensdauererhöhung von Motoren durch Reduzierung der Kolbengeschwindigkeit ge­ dacht, wurden schon frühzeitig overdrive-Übersetzungen angeboten, in denen dann allerdings die mögliche Höchstge­ schwindigkeit vermindert wird. Im Bild 1.3 ist aber auch zu sehen, daß der Beschleunigungsüberschuß gegenüber einer Auslegung für die Höchstgeschwindigkeit abnimmt.
Bild 1.3: Fahrleistungsdiagramm
Förster [1.1] definiert das Verhältnis der Triebstrangüber­ setzung zur Erreichung der theoretischen Höchstgeschwin­ digkeit zur kleinsten installierten Gesamtübersetzung mit ϕ. Nach welchen Kriterien wird dieser Wert ϕ festgelegt?
Höhn [1.2] zeigt eine Methode zur Ermittlung der Schongan­ gübersetzung, die minimalen Treibstoffverbrauch erlaubt. Er weist jedoch bereits darauf hin, daß die Akzeptanz solch ausgeprägter Schongangübersetzungen nicht ohne weiteres erwartet werden kann.
In [1.3] wird vom Autor gezeigt, daß die notwendige Be­ schleunigungsfähigkeit im obersten Gang vom Leistungsge­ wicht des Fahrzeugs abhängig ist. Es wird dabei angenom­ men, daß der Durchschnitt der am Markt angebotenen Ausle­ gungen auch mit den von den Fahrzeugkäufern akzeptierten Auslegungen übereinstimmt. Der Fahrer erwartet offensicht­ lich je nach installierter Leistung eine bestimmte Be­ schleunigungsfähigkeit, ohne daß er zurückschalten muß. Verschiedentlich wird vermutet, daß bei Automatgetrieben wegen der einfacheren Zurückschaltung ausgeprägtere Schon­ gangübersetzungen zulässig sind. Daß dies nur in Grenzen gilt, wird in der genannten Literaturstelle ebenfalls gezeigt, Bild 1.4. (Auf der Ordinate ist die Beschleuni­ gung unter Vernachlässigung der Fahrwiderstände aufgetra­ gen.)
Bild 1.4: Maximale Radkraft im obersten Gang (aus [1.3])
Ob bei stufenlosen Getrieben wegen des zu erwartenden besseren Schalt- ( = Übersetzungsverstell-) komforts und der frei wählbaren Höhe der Übersetzungsänderung andere Gesetzmäßigkeiten gelten, kann erst ab einer breiteren Marktdurchdringung beurteilt werden. Erste Eindrücke scheinen dies nicht zu bestätigen, da die Eckwerte der Antriebsstrangauslegung trotz größerer Spreizung sehr ähnlich denen von Stufenautomatgetrieben liegen.
Die Auslegung der Schongangübersetzung kann also am ehe­ sten durch einen Vergleich mit den am Markt angebotenen Übersetzungen gefunden werden.
1.1.2 Bestimmung der größten Übersetzung
Die größtmögliche Übersetzung, die nutzbringend eingesetzt werden kann, ergibt sich aus der Kraftschlußgrenze zwi­ schen Reifen und Fahrbahn. Hierbei sind Schwerpunktverla­ gerungen durch den Steigungswinkel und gegebenenfalls ein Anhängerbetrieb zu berücksichtigen. Die Ableitung der Gleichung ist in der Literatur zu finden.
Als Beispiel ergibt sich bei Förster [1.4] nach Bild 1.5 und einigen Vereinfachungen die Gleichung:
mit Mm Motormoment im Anfahrbereich
ηT Triebstrangwirkungsgrad
fr Rollwiderstand
r Rollradius des Antriebsrades
i Gesamtübersetzung
Bild 1.5: Bestimmung der maximalen Radkraft (aus [1.4])
Da die Verluste im Anfahrelement, egal ob Trockenkupplung oder hydrodynamischer Drehmomentwandler, sehr stark von der Anfahrübersetzung beim Anfahren bestimmt sind, erfolgt die Auslegung der Anfahrübersetzung manchmal auch nach den ertragbaren Verlusten bei gewünschter Kupplungsgröße bzw. Drehmomentwandlerauslegung.
Ist die Anfahrübersetzung zu niedrig gewählt, können im Fahrbetrieb erforderliche Kriechgeschwindigkeiten wegen Unterschreitung der niedrigsten Motordrehzahl nur mit schlupfender Kupplung gefahren werden. Die dann anfallende Verlustleistung ist von der Anfahrübersetzung abhängig: Das von der schlupfenden Kupplung zu übertragende Moment ist indirekt proportional der Anfahrübersetzung bei gege­ bener Zugkraft. Ferner ist die Differenzdrehzahl zwischen genutzter Motordrehzahl, die der Kupplungseingangsdrehzahl entspricht, und der Kupplungsausgangsdrehzahl, die der Getriebeeingangsdrehzahl entspricht, ebenfalls von der Übersetzung abhängig.
Pv = -MK·Δω
MK = F·r/i
Δω = (ωmot-ωGe) ωGe = ωr·i; ωr = v/r;
Pv = -F(r/i) (ωmot-i·ωr)
Pv = -F(ωmotr/i-v)
(1.2)
mit
Pv Verlustleistung des Anfahrelementes
F Radkraft
v Fahrgeschwindigkeit
Bei Automatgetrieben ist die Anfahrübersetzung ebenfalls hauptsächlich durch die ertragbaren Verluste bei Kriech­ fahrt und hoher Last (z. B. Anhängerbetrieb) bestimmt. Da jedoch bei üblichen Automatgetriebekonzepten der Sprei­ zungsbereich einerseits vom Aufwand her vorgegeben ist und andererseits ein gewisser Overdrive-Effekt zwecks Ver­ brauchseinsparung und Motorgeräuschsenkung erwünscht ist, wird im allgemeinen die Anfahrübersetzung sehr knapp gewählt [1.3].
Für Pkws mit hoher spezifischer Leistung wird insbesondere die Anfahrwandlung durch die größtmögliche Beschleunigung an der Reifenschlupfgrenze bestimmt [1.4].
Im Bild 1.6 ist ein Vergleich der Anfahrbeschleunigungen von verschiedenen Schaltgetriebe- und Automatfahrzeugen dargestellt. Bei den Automatfahrzeugen ist die Anfahrwand­ lung des hydraulischen Drehmomentwandlers nicht berück­ sichtigt. Um das Kühlsystem des Fahrzeugs durch die hohen Verluste im Wandlungsbereich vor allem im Anhängerbetrieb und bei Steigung nicht zu überfordern, ist daher bei manchen Fahrzeugen mit Automatgetriebe die zulässige Steigung in Abhängigkeit vom Gesamtgewicht begrenzt.
Bild 1.6: Maximale Radkraft im Anfahrgang (aus [1.3]) 1.2 Stufengetriebe
Es werden als Beispiele nur automatische Getriebe behan­ delt.
1.2.1 Stirnradgetriebe mit Lastschaltkupplungen
Es war naheliegend, die schaltbaren, formschlüssigen Synchroneinheiten von Stirnradwechsel getrieben durch vollastschaltbare Kupplungen zu ersetzen. Trotzdem haben sich Stirnradgetriebe mit Lastschaltkupplungen bisher am Markt nur eine kleine Nische erobert. Es gibt dafür mehre­ re Erklärungen:
An den Gangwechsel bei Automatgetrieben werden vom Komfort her hohe Anforderungen gestellt. Wie im Kapitel 5 gezeigt wird, lassen sich diese Anforderungen durch Einsatz von Freiläufen in der Getriebestruktur leichter erfüllen. Jeder Freilauf, der naturgemäß nur in einer Drehrichtung Drehmoment übertragen kann, muß für den Schubbereich durch eine zusätzliche Kupplung überbrückt werden. Werden also bei einem 4-Gang-Getriebe für den guten Gangwechsel drei Freiläufe gebraucht (für den Gangwechsel 1/2, 2/3 und 3/4), so müssen zu den vier Vorwärtskupplungen drei Frei­ laufüberbrückungskupplungen zugefügt werden. D. h., das 4-Gang-Getriebe braucht dann 7 Kupplungen für vorwärts. Da für den Rückwärtsgang aus verschiedenen Gründen, die hier nicht näher erläutert werden, ebenfalls eine Lastschalt­ kupplung sinnvoll ist, ergibt sich für ein 4-Gang-Getriebe mit einem Rückwärtsgang damit die Zahl von maximal 8 Lastschaltkupplungen. 4-Gang-Planetengetriebe mit Koppel­ strukturen benötigen für vier Gänge im Regelfall 5 bis 7 Lastschaltkupplungen, was einen zum Teil deutlich geringe­ ren Aufwand bedeutet.
Auch ist der Außendurchmesser der Kupplungen beim Stirn­ radgetriebe durch den Achsabstand begrenzt. D. h., die Kupplungen müssen daher im Durchmesser klein bauen und kostenerhöhend eine höhere Lamellenanzahl aufweisen.
Konstruktiv ebenfalls nicht einfach ist die notwendige Drehdurchführung für die Ölzuführung der zu schaltenden 8 Kupplungen. (Bei Planetengetrieben werden teilweise Kupp­ lungen gegen das Gehäuse (Band- oder Lamellenbremsen) benutzt, so daß die Anzahl der Drehdurchführungen wesent­ lich reduziert ist.)
Weiter läßt sich zeigen, daß die Relativdrehzahl in den geöffneten Kupplungen höher werden kann als bei Planeten­ getrieben mit günstigen Strukturen, was sich auf die Getriebeverluste nachteilig auswirkt.
Im Beispiel von Bild 1.7 ist nur für die Schaltung vom 1. in den 2. Gang ein Freilauf (f im Gangrad l des 1. Ganges) eingesetzt.
Die Kupplungen K1 bis K4 verbinden reibschlüssig bei Druckbeaufschlagung die jeweiligen Losräder der zu schal­ tenden Gänge (g, l im 1., d, o im 2., c, p im 3., r, q im 4. und r,m im Rückwärtsgang) mit der Welle. Dies erlaubt Schaltungen ohne Zugkraftunterbrechung, wie sie bei Kraft [1.5] bzw. Förster [1.4] beschrieben sind. Im Kapitel 5 werden die Zusammenhänge auch unter Berücksichtigung von Toleranzen der gesteuerten Momente erklärt. Prinzipiell gelten diese Gesetze für Bereichsumschaltungen durch Lastschaltkupplungen sowohl für Stirnradgetriebe, Plane­ tengetriebe als auch sonstige Getriebestrukturen mit Lastschaltkupplungen.
Ein großer Vorteil der Stirnradgetriebe (Bild 1.7) ist der Fertigungsverbund zum manuellen Schaltgetriebe, der auch für die Getriebe von Saturn benutzt wird [1.6]. Ein weite­ rer Vorteil liegt in der freien Übersetzungswahl der einzelnen Gänge bei Stirnradgetrieben. Wird das zur Zeit vorhandene Basiswissen für Schaltungsabläufe, Reibbeläge für Schaltkupplungen und die heute üblichen, relativ niedrigen Motordrehmomente der hochdrehenden Verbrennungs­ motoren berücksichtigt, so wäre bei einem neu gestarteten Wettbewerb zwischen Stirnradgetrieben und Planetengetrie­ ben möglicherweise eine andere Marktdurchdringung der Stirnradgetriebe im Vergleich zum Planetengetriebe denk­ bar.
1.2.2 Planetengetriebe
Die hohe Leistungsdichte vom Planetengetriebe hat vor allem bei drehmomentstarken Motoren, wie sie früher üblich waren, Vorteile.
Bei Planetengetrieben können die schwierigen Drehdurchfüh­ rungen für Kupplungen sogar komplett vermieden werden.
Eines der ersten Automatgetriebe, das Wilson-Getriebe [1.7], hatte für alle Gänge nur Bandbremsen (im Bild 1.8 über den Planetensätzen A, B, C, D), die ja keine Dreh­ durchführung des Drucköls erfordern.
Bild 1.8: Wilson-Getriebe (aus [1.7])
Drehmomentstarke, großvolumige Motoren mit "Büffel"-Cha­ rakteristik erlaubten Automatgetriebe mit 3 Gängen, es gab sogar Ausführungen mit 2 Gängen, aber dafür aufwendi­ gem Drehmomentwandler. Der Wunsch nach einer Reduzierung des Treibstoffverbrauchs führte zu kleinvolumigeren Moto­ ren mit höherem Drehzahlniveau, was zwangsläufig eine Erhöhung der Gangzahl mit sich brachte, um die nur in einem schmalen Drehzahlbereich verfügbare maximale Lei­ stung nutzen zu können. Auch der Wunsch, mittels einer Schongangübersetzung die geforderte Fahrleistung in einem verbrauchsgünstigeren Bereich des Motorkennfeldes zu erreichen, erhöhte die Anforderung an die Gangzahl. Um 1990 erschienen die ersten 5-Gang-Planetengetriebe für Pkw am Markt.
Diese Getriebe haben auch Nachteile: Der Aufwand für die große Ganganzahl steigt beträchtlich und damit steigen auch das Bauvolumen, das Getriebegewicht und die Herstell­ kosten, aber auch die Verluste.
Die hohe Anzahl der Schaltelemente bringt an und für sich bereits eine Erhöhung der Getriebeverluste. Je mehr Ele­ mente nicht geschaltet mit Relativdrehzahl rotieren, desto höher sind naturgemäß die Schleppverluste. Eine größere Anzahl von Gängen kann auch größere Ölpumpen für die Druckversorgung erfordern, was ebenfalls die Verluste erhöht. Schließlich erfordert die hohe Anzahl der Elemente eine sehr kompakte Bauweise, was mit den geringeren Lüft­ spielen in den Schaltkupplungen und den geringen Lufträu­ men zwischen drehenden Elementen und Gehäusen eine nochma­ lige Erhöhung der Schleppverluste mit sich bringt.
Will man den obersten Gang als Overdrive nützen, so ergibt sich bei Anforderung einer höheren Motorleistung eine Rückschaltung, oft über mehrere Gänge. Es ist nicht ein­ fach, diese Schaltvorgänge spontan und trotzdem mit hohem Komfort durchzuführen. Selbst wenn dies gelingt, ist doch vielfach das wechselnde Motordrehzahlniveau mit unter­ schiedlichem Geräuschpegel lästig.
Es scheinen hier nur zwei Lösungswege gangbar: Eine rela­ tiv geringe Ganganzahl mit hohen Übersetzungssprüngen zur Erzielung der erforderlichen Spreizung. Oder der genau umgekehrte Weg: Unendlich viele Gänge bei gegebener Sprei­ zung - ein stufenloses Getriebe.
1.3 Variatoren (stufenlose Getriebe)
Die stufenlose Änderung der Übersetzung war seit jeher ein Traum der Ingenieure. Es gab die verschiedensten Ansätze, das von der Verbrennungskraftmaschine gelieferte Drehmo­ ment stufenlos zu variieren. Einen interessanten Überblick bietet hier das 1947 erschienene Buch von Heldt, Torque Converters or Transmissions [1.7], in dem neben den heute noch üblichen hydrostatischen, mechanischen, hydrodynami­ schen und elektrischen Wandlern auch Wandler unter Ausnüt­ zung des Trägheitsprinzips beschrieben werden.
Elektrische Wandler könnten im Hinblick auf Hybridantriebe wieder interessant werden, ja neueste Entwicklungen am Bussektor zeigen den Einsatz solcher Getriebe. Hier ist vor allem der Vorteil der frei wählbaren Fußbodenhöhe wegen des Entfalls des mechanischen Antriebsstranges gegeben.
Hydrostatische Wandler werden in Kapitel 2 in Leistungs­ verzweigung erwähnt. Sie haben sich jedoch bis heute in Straßenfahrzeugen nicht durchgesetzt.
1.3.1 Endlicher Stellbereich
Im Rahmen dieser Arbeit werden mechanische Variatoren mit endlichem Stellbereich benutzt. Grundsätzlich gelten jedoch alle Beziehungen des Kapitels 3 auch für andere Ausführungen von Variatoren.
Umschlingungsprinzip
Bei den mechanischen stufenlosen Getrieben haben heute Umschlingungsgetriebe die größte Stückzahl erreicht. Nach anfänglichen Versuchen mit Gummikeilriemen werden seit einigen Jahren metallische Umschlingungselemente verwen­ det.
Das Umschlingungselement läuft auf 2 Kegelscheibenpaaren (Bilder 1.14 bis 1.17). Durch Änderung des Abstands der Kegelscheibenpaare ändern sich die Betriebsradien. Das Verhältnis der Radien der Kegelscheiben bestimmt die Übersetzung.
Da das Drehmoment nur über Reibschluß übertragen wird, muß die Anpreßkraft der Scheibe an das Umschlingungselement ausreichend hoch sein, um schädliches Rutschen zu vermei­ den. Die dabei auftretenden Verluste lassen sich durch entsprechende Maßnahmen reduzieren, so daß bei optimaler Anpressung und Gestaltung der Elemente Vollastwirkungsgra­ de < 95% erreicht werden können (Kapitel 4).
In Kraftfahrzeugen wird meist das VDT-Druckgliederband (Bild 1.9) verwendet. Eine weitere Ausführung, die vor allem in Industriegetrieben verwendet wird, ist als Kette ausgebildet (Bild 1.10).
Bild 1.10: PIV-Kette
Die Verbindungsbolzen sind als Wiegestücke ausgebildet und sorgen so für niedere Verluste.
Reibradprinzip
Eine weitere Möglichkeit mechanischer stufenlos er Dreh­ zahlwandler liegt im Reibradprinzip. Reibradgetriebe, entsprechend den erwähnten Ausführungsformen, bringen Drehrichtungsumkehr mit sich, während bei Umschlingungsge­ trieben An- und Abtrieb in gleicher Richtung drehen.
Im Bild 1.11 ist das Grundprinzip von Toroid-Reib­ radgetrieben dargestellt. Zwischen zwei Halbschalen laufen mehrere auf den Umfang verteilte Reibräder. Die Radienverhältnisse der Berührungswälzkreise bestimmen die Übersetzung.
Um mit den hohen Anpreßkräften die Lager im Getriebegehäu­ se nicht zu belasten, und die Anzahl der Reibpartner zu erhöhen, werden Toriodgetriebe symmetrisch ausgeführt, so daß sich die Anpreßkräfte über die Verbindungswelle gegen­ seitig abstützen.
Das Differenzdrehmoment zwischen Eingangs- und Ausgangsmo­ ment wird von der Radführung der zwischen den beiden Halbschalen laufenden Rädern aufgenommen. Da die Kinematik der Teile neben einem Wälzanteil auch Bohrreibung bedingt, muß zur Abführung der Verluste ein Spezialöl, ein soge­ nanntes Traction Fluid, verwendet werden.
Bild 1.11: Halb-Toroid-Getriebe-Schema (aus [1.8])
Reibradgetriebe in Halb-Toroid-Ausführung (Bild 1.11) minimieren diesen Bohrreibungseinfluß, die Lager der Wälzkörper sind jedoch zusätzlich zu den durch die Drehmo­ mentabstützung erforderlichen Kräften mit dem Axialanteil der Anpreßkräfte belastet [1.8].
Volltoroid-Anordnungen vermeiden diese Lagerverluste und nehmen dafür höhere Bohrreibungsverluste in Kauf (Bild 1.12).
Bild 1.12: Torotrak-Getriebe-Schema (aus [1.9])
Der Spreizungsbereich, das ist das Verhältnis der größten zur kleinsten Übersetzung, beträgt zwischen 3 und 9, je nach Ausführung. Da die Anpreßkräfte bei kleinen Radien und gegebenem Drehmoment sehr hoch werden, liegen die besten Wirkungsgrade im Bereich der Übersetzung von 1. Es werden daher meist nur Spreizungen zwischen 4 und 6 be­ nutzt.
1.3.2 Unendlicher Stellbereich
Im Bild 1.13 sind verschiedene Möglichkeiten mechanischer stufenloser Getriebe gezeigt, die teilweise im ersten Ansatz die Möglichkeit bieten, den Wegradius am Antriebs­ element Null werden zu lassen. Bei der Übersetzung unend­ lich wird so die gesamte Eingangsleistung zu Bohrleistung.
Wandler mit unendlichem Stellbereich werden bisher nur für kleine Leistungen eingesetzt [1.10]. Für Fahrzeuggetriebe bevorzugt man in diesem Fall hydrostatische Getriebe. Auch bei diesen wird jedoch vor allem bei höherer Leistung schwer ein günstiger Kompromiß gefunden [1.11].
Bild 1.13: Wirkprinzipien mechanisch stufenloser Getriebe
Eine elegante Möglichkeit, stufenlose Getriebe mit endli­ chem Stellbereich durch Leistungsverzweigung zur unendli­ chen Übersetzung zu verhelfen (Geared Neutral), ist im später folgenden Kapitel 2 beschrieben.
1.4 Anfahrelemente
Verbrennungskraftmaschinen haben eine minimale Betriebs­ drehzahl, unter der sie keine Leistung abgeben können. Um mittels einer Verbrennungskraftmaschine aus dem Stillstand anfahren zu können, ist es daher erforderlich, die Diffe­ renzdrehzahl durch einen Drehzahlwandler zu überbrücken.
Da dies für die bisher üblichen stufenlosen Getriebe auch gilt, sind die im folgenden gezeigten Beispiele Kombina­ tionen von verschiedenen Anfahrelementen mit stufenlosen Getrieben.
Anhand des ersten Beispiels werden die wichtigsten Elemen­ te von stufenlosen Getrieben beschrieben.
Der Motorausgang (Kurbelwellenende) ist mit einem Anfahre­ lement (in diesem Falle eine Trockenkupplung) mit dem Getriebeeingang verbunden.
Mittels eines Planetenwendegetriebes wird wahlweise Rück­ wärtsfahrt ermöglicht. Im ausgeführten Beispiel wird dafür der Planetenträger mit einer formschlüssigen Kupplung mit dem Gehäuse verbunden. Bei Vorwärtsfahrt verbindet diese Schiebemuffe in der linken Lage das Hohlrad und den Plane­ tenträger- der Planetensatz ist durchgekuppelt.
Auf den Kegelscheibensätzen läuft das Umschlingungsele­ ment, Band oder Kette, siehe Kapitel 1.3.1. Das Verhältnis der Laufradien bestimmt das Übersetzungsverhältnis. Das abtriebseitige Kegelscheibenpaar ist durch Stirnrad­ stufen mit dem Differentialkorb der Antriebswellen verbun­ den.
Die Baugruppen können auch funktionsgleiche andere Ausfüh­ rungsformen ersetzt sein, z. B. der Planetenwendesatz durch ein Vorgelegewendegetriebe u. ä.
1.4.1 Kupplungen
Reibschlüssige Kupplungen sind in der Lage, Drehmomente auch bei Differenzdrehzahlen durchzusetzen. Sie finden daher zum Anfahren im Automobilbau in mehreren Ausfüh­ rungsarten Verwendung.
Trockenkupplungen Bild 1.14: Trockenkupplung als Anfahrelement (aus [1.12])
Aufgrund des hohen Reibwerts der verwendeten Reibbeläge (µ = ≈ 0,2-0,3) kann im Regelfall mit einer Reibscheibe das notwendige Drehmoment übertragen werden. Die Abfuhr der Verlustwärme erfolgt bei hohem Temperaturniveau durch Strahlung und Konvektion. Trockenkupplungen sind die gebräuchlichsten Anfahrelemente für Handschaltgetriebe und dort millionenfach bewährt.
Naßkupplungen
Für stufenlose Getriebe werden zum Anfahren auch die naßlaufenden Lamellenkupplungen des Planetenwendegetriebes verwendet. Der niedrige Reibwert (µ ≈ 0,15) wird durch eine größere Anzahl von Reibflächen ausgeglichen. Der Durchsatz von Öl durch genutete Reibbeläge erlaubt eine gezielte Wärme ab fuhr der beim Anfahrvorgang entstehenden Ver­ lustwärme. Das übertragbare Drehmoment ist proportional dem am Betätigungskolben anstehenden Öldruck, Bild 1.15.
Bild 1.15: Naßkupplung als Anfahrelement (aus [1.13])
Der Übergang zwischen dem Restschleppmoment - nahe 0 - bei voll geöffneter Kupplung zu definierten Momenten, ist aufgrund des notwendigen Kolbenhubs totzeitbehaftet und kann daher Schwierigkeiten bei der Dosierung des Anfahrmo­ ments bewirken, wenn nicht mit einem definierten Kriechmo­ ment bei damit bereits schon anliegender Kupplung gearbei­ tet wird.
Magnetpulverkupplungen Bild 1.16: Magnetpulverkupplung als Anfahrelement (aus [1.13])
Die im Bild 1.16 gezeigte Magnetpulverkupplung als Anfah­ relement ist bei kleinen stufenlosen Getrieben in Ge­ brauch. Das übertragbare Drehmoment entspricht dem Strom­ durchfluß durch eine Magnetspule. Diese Kupplungsart hat den Vorteil, daß der, Übergang vom Drehmoment 0 zu kleinen Drehmomenten mit geringster Totzeit fein auflösbar ist und daher für den Anfahrvorgang günstige Voraussetzungen bietet. Der maximale elektrische Leistungsbedarf beträgt im ausgeführten Fall 40 W.
Hydrodynamische Kupplungen nutzen den Effekt, daß in einem vom Motor angetriebenen Teil, der Pumpe, Flüssigkeit durch Drehbewegung kinetischer Energie zugeführt und diese kinetische Energie abtriebseitig wieder in mechanisches Drehmoment umgewandelt wird. Das übertragbare Drehmoment hängt ähnlich wie beim hydraulischen Drehmomentwandler nur vom Drehzahlverhältnis und von der Antriebsdrehzahl ab. Die Kupplungen sind in diesem Sinne nicht steuerbar.
Hydrodynamische Kupplungen waren bis zu Beginn der 80er Jahre in einigen Getriebeautomaten verwendet worden, wurden aber durch hydrodynamische Drehmomentwandler wegen der größeren Vorteile (Kapitel 1.4.2) ersetzt.
Für alle Kupplungen gelten folgende Gesetze:
Nur bei Differenzdrehzahl bestimmt das übertragbare Moment der Kupplung das Eingangs- und Ausgangsmoment.
Die Verluste in der Kupplung entsprechen dem übertragbaren Moment mal der Differenzdrehzahl.
Pv = MK · Δω (1.2)
Die Anfahrverluste können am besten mittels einer hohen Anfahrübersetzung (siehe Kapitel 1.1.2) begrenzt werden.
1.4.2 Hydrodynamischer Drehmomentwandler als Anfahrelement
Auch für (mechanische) stufenlose Getriebe werden hydrody­ namische Drehmomentwandler, die eigentlich hydraulische stufenlose Getriebe sind, zum Anfahren benutzt, Bild 1.17.
Bild 1.17: Hydrodynamischer Drehmomentwandler (aus [1.13])
Ursprünglich von Föttinger als Getriebe für Schiffsantrie­ be mit hoher Leistung entwickelt, haben sich hydraulische Drehmomentwandler als Anfahrelement bei Automatgetrieben durchgesetzt. Durch ein zusätzliches Element, das Leitrad, können die Impulskräfte der Betriebsflüssigkeit durch Umlenkung am Gehäuse abgestützt werden, so daß eine Drehmomentwandlung möglich wird. Drehmomentwandlung bedeu­ tet ja, daß das Ausgangsmoment vom Eingangsmoment diffe­ riert, und da die Summe der Momente für ein abgeschlosse­ nes System Null sein muß, wird bei der Momentenvariation das Differenzmoment zwischen Eingangs- und Ausgangsmoment am Gehäuse abgestützt. Die Wirkmechanismen hydrodynamische Drehmomentwandler werden durch zwei dimensionslose Kenn­ zahlen (µ, λ) beschrieben, Bild 1.18.
Bild 1.18: Kennlinien eines Drehmomentwandlers
Die Wandlung µ als Verhältnis des Ausgangsmoments zum Eingangsmoment kann als Funktion des Verhältnisses der Ausgangsdrehzahl zur Eingangsdrehzahl ν dargestellt wer­ den. Da auch die hydrodynamische Drehmomentwandlung nicht ohne Verluste operieren kann, ist bereits bei einem Dreh­ zahlverhältnis < 1 die Drehmomentwandlung gleich 1. Die dann noch vorhandene Differenzdrehzahl bestimmt im Kupp­ lungsbereich (Ma = Me) den Verlust. Die Drehmomentaufnahme bzw. -übertragbarkeit eines Drehmomentwandlers ist abhän­ gig von der Eingangs-(Pumpen)-drehzahl ω, dem Kreislauf­ durchmesser D und der Flüssigkeitsdichte ρ.
MP = λ · ρ · D⁵ω² (1.3)
Die Leistungszahl λ ist ebenfalls eine Funktion des Ver­ hältnisses der Ausgangs- zur Eingangsdrehzahl.
Der Wirkungsgrad des Wandlers ergibt sich aus der Multi­ plikation der Drehzahlwandlung mit dem Drehzahlverhältnis.
η = µν (1.4)
Da im Wandlungsbereich (µ < 1) bei gegebener Differenz­ drehzahl bzw. Schlupf das abgegebene Drehmoment größer als das Eingangsmoment ist, wird der Wirkungsgrad des Wandlers beim Anfahrvorgang bei gleichem Schlupf besser als der von Kupplungen. Man kann auch umgekehrt sagen: Bei gleichem erforderlichen Abtriebsmoment - von den Fahrbedingungen her gegeben - ist ein kleineres Eingangsmoment wegen der Wandlung erforderlich und dies ergibt bei gleicher Diffe­ renz der Drehzahl kleinere Verluste.
Die Drehmomentaufnahme bzw. Drehmomentabgabe ist nicht steuerbar, sondern ergibt sich allein aus Eingangsdrehzahl und Drehzahlverhältnis.
Ursprünglich zuerst im Nutzfahrzeugbereich eingesetzt, haben sich seit 1970 zur Verbesserung des Treibstoffver­ brauchs Überbrückungskupplungen für Drehmomentwandler bei Pkw-Automatgetrieben durchgesetzt. Hier wird parallel zur hydraulischen Drehmomentübertragung eine Reibkupplung eingesetzt. Neueste Entwicklungen steuern oder regeln das Drehmoment der Überbrückungskupplung bei Restschlupf, so daß die Momentenübertragungscharakteristik des Gesamtsy­ stems nicht nur von der hydrodynamischen Charakteristik abhängig ist.
Während bei Stufengetrieben die Anfahrübersetzung immer einen endlichen Betrag haben muß und das Anfahrelement daher bei der Auslegung der Getriebeübersetzungen und damit auch der Getriebeausführung berücksichtigt werden muß, ergibt sich bei stufenlosen Getrieben die Möglich­ keit, alternativ zu einem diskreten Anfahrelement durch Leistungsteilung mit dem sogenannten Geared-Neutral-Prin­ zip theoretisch eine Übersetzung von Unendlich für den Fahrzeugstillstand vorzusehen.
2. Das Geared-Neutral-Prinzip - ein Sonder­ fall von stufenlosen Getrieben 2.1 Ziel: Unendlich große Anfahrübersetzung
Wie sind unendliche Übersetzungen möglich?
Im Bild 2.1 ist zur Veranschaulichung folgendes gezeigt: Ein Fahrzeug steht mit konstanter Motordrehzahl, voll eingekuppelt mit einem Rad 1 auf festem Boden (ω₁ = 0), das zweite Antriebsrad kann frei (z. B. auf einer Oberflä­ che mit einem Reibwert = 0) "durchdrehen". Durch das Kegelraddifferential wird die Drehzahl des durchdrehenden Rades doppelt so groß sein wie die Eingangsdrehzahl des Differentialkorbs. Ist nun gedanklich das freidrehende Abtriebsrad mittels eines Getriebes mit dem Differen­ tialeingang verbunden, so wird sich bei einer Untersetzung im Getriebe von 2 an den Bedingungen des Systems nichts ändern.
Bild 2.1: Geared Neutral-Funktionsweise
Nimmt man nun gedanklich anstelle der festen Unterset­ zungsstufe ein stufenloses Getriebe und verringert in einem weiteren Gedankenschritt die Untersetzung, so wird zwangsweise das am festen Untergrund stehende Rad 1 nun Drehzahl aufnehmen müssen (ω₁ < 0).
Bei der Untersetzung 1 des stufenlosen Getriebes wird ω₂ = ωe = ω₁.
Wird hingegen die Untersetzung des stufenlosen Getriebes über 2 erhöht, so beginnt das Rad 1 sich rückwärts zu drehen (ω₁ < 0).
Man hat hier also einen Lösungsansatz, mit dem man durch Übersetzungsänderung eines stufenlosen Getriebes den Ab­ trieb (das Rad am festen Untergrund) sowohl vom Stillstand ausgehend zum Vorwärtsdrehen als auch zum Rückwärtsdrehen bringen kann.
2.2 Historie, Literatur
Die Möglichkeit, mit Überlagerungsgetrieben Übersetzungen von unendlich bzw. nahe unendlich darzustellen, ist schon lange bekannt.
R. Willis untersuchte die Wirkungsweise von Planetenge­ trieben und beschrieb einige davon im Jahre 1841 in "Principals of Mechanism" [2.1].
Eines dieser Getriebe ist ein Überlagerungsgetriebe mit Kegelrädern, mit einer Übersetzung von 1 : 108 646 502, Bild 2.2. Wird eines der Kegelradpaare durch ein stufenloses Getriebe ersetzt, läßt sich leicht vorstellen, daß das Verhältnis von Ausgangs- zu Eingangsdrehzahl (der Rezi­ prokwert der Übersetzung) vom Positiven über Null zum Negativen änderbar ist.
Bild 2.2: Überlagerungsgetriebe nach Willis
Kutzbach [2.2] und Freiherr von Thüngen [2.3] brachten wesentliche Fortschritte in der Erkenntnis über die Wir­ kungsweise von Planetenüberlagerungsgetrieben. Vor allem wurde die bei Überlagerungsgetrieben auftretende Blindlei­ stung und deren Auswirkung auf die Dimensionierung von Planetengetriebe und Variator und die entsprechenden Verluste aufgezeigt. Überlagerungsgetriebe werden aus mehreren Gründen benutzt. Einerseits ist es damit möglich, den Vollastwirkungsgrad des Gesamtgetriebes zu erhöhen, indem der im Wirkungsgrad schlechtere variable Teil nur mit einem Anteil der Leistung betrieben wird, der andere Teil wird über Zahnradgetriebe mit gutem Wirkungsgrad geleitet. Andererseits ermöglicht Leistungsteilung bei Summiergetrieben das Geared-Neutral-Prinzip.
Looman bringt einige Beispiele von leistungsverzweigten Getrieben und warnt davor, daß man bei Geared Neutral oft die hohen Blindleistungen vergißt [2.4].
Eine Ausführungsmöglichkeit ist das leistungsverzweigte Getriebe der AUSTIN CORPORATION (Bild 2.3), in dem ein hydrostatisches Getriebe in Leistungsverzweigung betrieben wird. Eine zusätzliche Kupplung erlaubt ab der Übersetzung 1 den durchgekuppelten Betrieb ohne die leistungsabhängi­ gen Verluste im Variator. (Die Schleppverluste der nun leistungsfrei umlaufenden Getriebeteile bleiben natürlich bestehen!)
Bild 2.3: Leistungsverzweigtes Getriebe von Austin (aus [2.4])
Weiters wird in dieser Literaturstelle mit Hilfe des Sankey-Diagrammes anschaulich der Blindleistungsfluß bei Stellkoppelgetrieben beschrieben (Bild 2.4).
Bild 2.4: Blindleistung bei Stellkoppelgetrieben (aus [2.4])
Im Planetensatz wird ein Teil (P₁) der Leistung zurück zur Eingangszahnradstufe geleitet und fließt hier zusammen mit der Eingangsleistung (PA) über den Variator. Der Variator wird also mit einer höheren als der Eingangslei­ stung belastet, dies nennt man Blindleistung.
Jarchow hat mehrere Strukturen leistungsverzweigter Ge­ triebe beschrieben [2.5]. Er nutzt das Prinzip der Lei­ stungsverzweigung, um die Bereiche zwischen den diskreten Übersetzungsstufen eines Schaltgetriebes stufenlos zu überbrücken. Da bei dieser Anordnung der Leistungsfluß im hydrostatischen Variator klein ist, und die Verluste im schaltgetriebeähnlichen Verzahnungsteil ebenfalls niedrig sind, ergeben sich sehr gute Wirkungsgrade über den ganzen Betriebsbereich.
Jarchow verwendet bei einer Ausführung die Möglichkeit der Drehrichtungsumkehr in Hydrostaten (a und b im Bild 2.5), um aus dem Stillstand sowohl vorwärts als auch rückwärts anfahren zu können.
Er weist jedoch auch darauf hin, daß bei großen Leistungen die hydrostatische Einheit für den Anfahrvorgang relativ groß bauen und sich daher der Einsatz einer Anfahrkupplung empfehlen würde.
Bild 2.5 : 5-Gang SHL-Getriebe nach Jarchow (aus [2.5])
Renius berichtet von einem Kettenwandler in Geared-Neu­ tral-Verzweigung in einem Traktorgetriebe [2.6]. Da Traktorgetriebe auch bei Rückwärtsfahrt die volle An­ triebsleistung benötigen, und bei der Geared-Neutral-An­ ordnung die Blindleistung dabei hoch würde, benützt Renius Geared Neutral nur für den Anfahrbereich vorwärts, es wird durch eine zusätzliche Kupplung (R) der Planeten­ satz als Rückwärtsgangstufe verwendet, Bild 2.6.
Bild 2.6: Traktorgetriebe nach Renius (aus [2.6])
Heidemeyer bringt in mehreren Veröffentlichungen - u. a. [2.7] - die Struktur einer Geared-Neutral-Anordnung mit Umschlingungsvariator für Frontantriebsfahrzeuge.
Bild 2.7: Geared-Neutral-Struktur mit Umschlingungsvaria­ tor (aus [2.7])
Diese Struktur ist auch in anderen Veröffentlichungen [2.8] zu finden. Sie ist in Bild 2.7 gezeigt.
Über einen Torsionsdämpfer wird ein Variator angetrieben, dessen Abgang das Sonnenrad eines Planetensatzes antreibt. Der Steg des Planetensatzes ist über ein Stirnradgetriebe und eine schaltbare Kupplung K1 mit dem Antrieb verbunden. Der Planetensatz läßt sich mit der Kupplung K2 über­ brücken. Durch diese Anordnung ist es möglich, wie später gezeigt wird, den Variator sowohl in Geared Neutral (Bereiche R, N, V₁) zu benutzen als auch bei geöffneter Kupplung K1 und geschlossener Kupplung K2 im üblichen Betrieb (V₂). Damit läßt sich die Beanspruchung des Varia­ tors im Geared-Neutral-Bereich reduzieren. Obwohl Heide­ meyer viele Vorteile dieser Struktur sieht, warnt er vor den Problemen der Blindleistungsflüsse, der Momentenbela­ stung der CVT-Komponente und vor Momentenspitzen im Null-Durchgang. Zitat: "Der Steueraufwand ist erheblich."
In [2.9] werden mehrere Ansätze von Geared-Neutral-Struk­ turen beschrieben. In den 60er Jahren wurde der sogenannte Perbury-Drive entwickelt, der dann auch von der Fa. TOROTRAK weiterentwickelt wurde. Kemper verwendete 1979 ebenfalls ein Reibradprinzip, um kupplungslos in einem Geared-Neutral-Getriebe anfahren zu können. Mehrere dieser Getriebe sollen in industrieller Anwendung problem­ los gelaufen sein. Das oben erwähnte TOROTRAK-Getriebe ist in Bild 1.12 im Kapitel 1 abgebildet und u. a. in [2.10] beschrieben.
In neuester Zeit wurde eine leistungsverzweigte Struktur, allerdings mit drei Kupplungen, in [2.11] beschrieben. Hierbei soll der erhöhte Leistungsbedarf des Variators im Rückwärtsgang, wie in [2.6], vermieden werden.
Alle diese Getriebevarianten in Leistungsverzweigung konnten sich bis heute für Pkw und Nfz praktisch nicht am Markt durchsetzen. Dies hat vermutlich mehrere Gründe. Einer davon ist wohl in den meist verwendeten Variatoraus­ führungen zu suchen:
Hydrostatische Verstelleinheiten bauen von der Leistungs­ dichte her sehr günstig, können jedoch die Geräuschanfor­ derungen eines heutigen, modernen Fahrzeugs nicht erfül­ len.
Reibradgetriebe benötigen in den üblichen Ausführungen mit hohen Bohrverlusten Traction Fluids, um trotz notwendiger Schmierung noch ausreichende Reibzahlen zu liefern.
Ein sehr großes Problem scheint jedoch auch die Beherr­ schung des Fahrzeugstillstands in Geared Neutral bzw. das Anfahren und Anhalten zu sein. In [2.9] wird bereits be­ schrieben, daß der Wechsel von vorwärts nach rückwärts während Vorwärtsfahrt und umgekehrt sehr hohe Beanspru­ chungen auf die Getriebestruktur mit sich bringt. Genauso gibt es in vielen Fällen Schwierigkeiten bei der Bereich­ sumschaltung. Die Ausführung dieser Bereichsumschaltung wird vielfach unterschätzt, man versuchte sogar mit Klau­ enkupplungen genau im Synchronpunkt zu schalten.
Bei kupplungslosen Strukturen muß bei Geared Neutral naturgemäß im Schubbetrieb der Abtrieb um die Drehzahl Null blockieren, weil bei einer Übersetzung von Unendlich schon das kleinste Moment am Getriebeeingang am Getriebe­ ausgang ein Schub- = Ausgangsmoment von Unendlich bedeu­ tet. Dies bringt viele Probleme mit der Fahrsicherheit und dem Abschleppen und anderes mit sich.
Ein weiterer Punkt ist die Fehleinschätzung der realen Verluste. In vielen Veröffentlichungen, z. B. [2.10] und [2.11], werden die Verluste des Variators unabhängig von Last, Verstellbereich und Drehzahl angenommen, wobei jedoch gerade bei Teillast die Schleppverluste eine sehr große Rolle spielen, wie später bewiesen wird.
Im folgenden Kapitel 4 wird nun ein theoretischer Ansatz gezeigt, der die Verluste möglichst wirklichkeitsgetreu berücksichtigt, und es werden auch die transienten Vorgän­ ge, die insbesondere auf den Komfort und die Haltbarkeit der Elemente einen großen Einfluß haben, im Kapitel 5 berechnet und bewertet.
3. Grundlagen der Berechnung 3.1 Allgemeine Struktur
In Kapitel 2.1 wurde am Beispiel eines Kfz-Achsdifferentials die Möglichkeit einer Geared-Neutral-Struk­ tur erklärt. Sie ergibt sich durch Koppelung eines stufenlosen Getriebes mit einem endlichen Übersetzungsbe­ reich (imin und imax) mit einem Differential. Das Diffe­ rential muß am Getriebeausgang liegen. Nur dann kann bei stehender Abtriebswelle die Eingangswelle rotieren und sich trotzdem wegen der gleichen "inneren" Übersetzungen am Abtrieb die Drehzahl Null ergeben.
Es werden nun (verlustfrei) die Berechnungsgrundlagen für Geared-Neutral-Strukturen aufgezeigt.
Diese Anordnung des Differentials am Getriebeausgang wird in der Literatur als. Sammelgetriebe bezeichnet. Mit einem einfachen Planetensatz als Differential ergeben sich verschiedene Ausführungsmöglichkeiten. Die Ausgangswelle kann mit dem Hohlrad, dem Steg oder dem Sonnenrad des Planetengetriebes gekoppelt sein. Je nach Ausführung des Variators (s. Kapitel 1.6) können dessen Ausgangs- und Eingangsdrehzahlen gleichsinnig oder gegenläufig sein. Dementsprechend muß im Strukturbild eine zusätzliche Getriebestufe zugefügt werden oder das Differential ent­ sprechend ausgeführt sein.
Im Bild 3.1 ist eine Ausführung einer Geared-Neutral-Struk­ tur vereinfacht als Konstruktionsschema abgebildet. Am Eingang "e" wird ein Kegelscheibenpaar angetrieben, auf dem mit Radius r1 ein Umschlingungselement läuft. Das Umschlingungselement nimmt mit Radius r2 ein zweites Kegelscheibenpaar mit.
Anmerkung
Auch wenn im Rahmen dieser Arbeit mechanische stufenlose Getriebe als Beispiel benutzt werden, gelten die abgelei­ teten Grundgesetze für jede Art von stufenlosen Getrieben. Der antreibende Teil des stufenlosen Getriebes ist als Wandlereingang We und der getriebene Teil als Wandleraus­ gang Wa bezeichnet. Am Abtrieb Wa des stufenlosen Getriebes sitzt ein Stirnrad Z1, das über ein Zwischenrad ein zwei­ tes Stirnrad Z1 antreibt. Diese Stirnradstufe dient der Überbrückung des Achsversatzes und braucht, da - bei Vernachlässigung der Verluste - weder Drehmoment- noch Drehzahländerungen auftreten, im Strukturplan nicht be­ rücksichtigt werden. Mit dem getriebenen Zahnrad Z1 ist ein Planetenträger C, mit dem Hohlrad B des Planeten­ differentials ist der Abtrieb "a" verbunden.
Bild 3. 1: Getriebeschema für Leistungsverzweigung
Für die Strukturbilder gelten an Knoten und Elementen die allgemeinen Gesetze der Mechanik:
Die Summe der Momente ist Null
Ma + Me + Mst = 0
Die Summe der Leistungen (incl. Verlustleistung) ist Null.
Ma·Wa + Me·ωe + Pv = 0
Anmerkung zur Verlustleistung:
Je nach Art des Wandlers können Momente oder Drehzahlen "verlorengehen".
Verlustfrei gilt:
Es werden folgende Definitionen verwendet:
Knoten: Die Drehzahlen sind identisch, die Summe der Drehmomente ist Null.
Wandler: Die Summe der Momente ist Null, d. h. Eingangs-, Ausgangs- und Stützmomente sind im Gleichgewicht.
Differentiale: Die Momentenverhältnisse sind durch die Differentialausführung definiert, die Drehzah­ len ergeben sich aus der Getriebestruktur und den Randbedingungen.
Es werden nun zuerst die aus der Literatur bekannten Berechnungsverfahren für Planetensätze beschrieben.
3.2 Wolfsches Schema
Im Bild 3.2 ist der Strukturplan des Getriebes und das dazugehörige Momentenschema, von Wolf [3.1] abgeleitet, dargestellt.
In der vereinfachten Darstellung wird der stufenlose Drehmomentwandler als ein Quadrat mit dem Eingang We, dem Ausgang Wa und der Momentenwandlung µ abgebildet. Die Differenz zwischen Eingangs- und Ausgangsmoment muß über das Gehäuse abgestützt werden. Der Ausgang Wa ist entspre­ chend der Konstruktionsskizze mit dem Planetenträger (Steg) C verbunden. Die Eingangswelle "e" teilt sich am Knoten in den Antrieb We des stufenlosen Getriebes und geht im zweiten Pfad zur Sonne A des Planetendifferentials. Das Hohlrad B ist mit dem Abtrieb "a" verbunden.
Im Bild 3.2 ist rechts an Stelle des Planetengetriebes im Strukturplan ein Kreis gezeichnet. Jedem Kreisanschluß entspricht ein Anschluß einer Zentralwelle des Planeten­ satzes, wie die Verbindung e′, die Verbindung vom Wandler­ ausgang Wa und der Getriebeausgang a. Im Kreis sind bei Sonne und Hohlrad die Zähnezahlen (oder die Zähnezahlen mit einem gemeinsamen Faktor multipliziert) angegeben.
Bild 3.2: Strukturdarstellung
Im Bild 3.2 ist dies durch Buchstaben A und B gekennzeich­ net. Da das Verhältnis der Zähnezahlen auch dem Verhältnis der Momente entspricht, kann bei Kenntnis des Momentes der dritten Welle C jedes Momentenverhältnis der Zentralwellen ermittelt werden.
Im gezeichneten Fall ist der Anschluß C, der Planetensteg, die sogenannte Summenwelle, gekennzeichnet durch den Doppelstrich. Im Wolfschen Schema ist gegenüber der Sum­ menwelle ein "+" einzutragen und zwischen Summenwelle und den anderen Wellen jeweils ein "-". Will man nun die Momentenverhältnisse von Zentralwellen bestimmen, so braucht man nur das Vorzeichen nehmen, das zwischen den beiden Anschlüssen der Zentralwellen steht und die Zahlen, die an Stelle der Buchstaben A, B, C stehen, ins Verhält­ nis zu setzen. Dies heißt z. B., daß das Momentenverhält­ nis von der Eingangswelle e′ zur Wandlerausgangswelle Wa ist
Im folgenden Momentenplanausschnitt (Bild 3.3) ist das Planetendifferential ähnlich dem Wolf-Schema dargestellt. Es ist jedoch nach Förster [3.3] modifiziert, indem die Anschlüsse an das Kreissymbol (Eingangswelle, Wandleraus­ gang, Getriebeausgang) direkt mit Kennwerten belegt sind, die mit ihrer Größe und ihrem Vorzeichen die konstruktive Ausführung des Planetendifferentials bestimmen.
Bild 3.3: Summiergetriebe (Wolfmodifiziert) Festlegung
N wird als Drehzahlverhältnis zwischen Ausgangswelle "a" und Eingang "e" bei festgehaltener Wandlerausgangswelle definiert (der Index Wa seitlich des Bruchstriches bedeu­ tet: diese Zentralwelle steht).
In den folgenden Bildern 3.4 bis 3.9 werden nun Ausführun­ gen von einfachen Planetendifferentialen mit ihrer Auswir­ kung auf die Kenngrößen des Summiergetriebes dargestellt.
Der Planetensatz hat zur besseren Vergleichbarkeit in allen Fällen ein Zähnezahlverhältnis zwischen Sonnenrad und Hohlrad von 1 : 3.
3.3 Kutzbach-Plan
Neben dem schematisch dargestellten Planetensatz ist jeweils der Drehzahl-Plan nach Kutzbach [3.2] zugefügt. Die Darstellung im Kutzbach-Plan ergibt eine gute Übersicht über die Drehzahlverhältnisse im Planetensatz. Im Bild 3.4 b ist der Kutzbach-Plan für den Planetensatz nach Bild 3.4 a abgebildet. Die Strahlen, die von der Zentralwellenmitte ausgehen, entsprechen Drehzahlen.
Bild 3.4: Kutzbachplan für N = -1/3
Da auf der Senkrechten die Radien des Planetensatzes aufgetragen sind, ergeben sich waagrecht dazu die Ge­ schwindigkeiten als Strecken. Bei Festlegung einer belie­ bigen Geraden durch den Drehpunkt (in diesem Fall ist die Senkrechte gewählt), lassen sich die Verhältnisse der Winkelgeschwindigkeiten als Verhältnisse der Strecken darstellen. Im Beispiel hat die Zentralwelle e′ die Win­ kelgeschwindigkeit ωe′. Der Steg Wa wird mit der Winkelge­ schwindigkeit ωW angenommen. Da das Planetenrad am Sonnen­ rad wälzt, muß im Wälzpunkt die Relativgeschwindigkeit 0 sein. Der Schnittpunkt des Strahls ωe′ mit dem Radius ergibt daher den Wälzpunkt des Planetenrades. Dieser ist zu verbinden mit der Drehachse des Planeten. Daraus ergibt sich der Wälzpunkt am Hohlrad als Schnittpunkt zwischen dem Radius des Hohlrades und der Geraden: Wälzpunkt Sonne durch Drehachse Planet. Die Strecke ωa entspricht der Winkelgeschwindigkeit des Hohlrades A. Da also die Winkel der Strahlen Drehzahlen entsprechen, läßt sich nachweisen, daß parallel laufende Gerade gleiche Winkelgeschwindigkei­ ten haben und Relativdrehzahlen durch Differenzwinkel bestimmt sind.
Der Strahl der Eingangsdrehzahl ωe hat in allen Bildern in etwa die gleiche Richtung. Durch Variation der Übersetzung im Variator sowohl ins Schnelle als auch ins Langsame ergeben sich die Variatorausgangsdrehzahlen ωW1 bzw. ωW2. Um im Bild 3.4 ein Rückwärtsdrehen der Ausgangswelle (ωa2) zu erhalten, muß ωW2 sehr klein werden, d. h., der Variator muß eine sehr große Übersetzung ins Langsame haben.
Um ωa = 0 zu bekommen, ergibt sich ωW0 - zur Definition des Variatordrehzahlverhältnisses, bei dem bei der gewählten Differentialausführung das Gesamtgetriebe eine Übersetzung unendlich hat.
Im Bild c ist das Wolfsche Schema für den Planetensatz abgebildet. Die Summenwelle ist in dem Fall der Steg Wa, gegenüber dem im Kreis das "+" zu liegen kommt. Am Eingang "e′", der Sonne, steht der Zähnezahl entsprechend "1", am Ausgang "a" der Zähnezahl entsprechend die Zahl "3".
Das Moment an der Summenwelle muß die Summe der Momente von Sonne und Hohlrad sein. Die Momentenverhältnisse ergeben sich durch die Division der entsprechenden Zahlen im Wolfschen Schema, wobei das Vorzeichen durch das im Kreis liegende Vorzeichen zwischen den Anschlüssen be­ stimmt ist. Es ergibt sich
Im Bild d sind entsprechend dem modifizierten Wolfschen Schema nach Bild 3.3 die Momentenbeziehungen aufgebaut, das "+" gegenüber der Eingangswelle. An der Ausgangswelle steht die Zahl 1 bzw. 3/3. N ist dem Eingang e′ zugeordnet und entspricht dem Drehzahlverhältnis bei feststehendem Variatorausgang. Der im Bild a dargestellte Planetensatz hat bei feststehendem Variatorausgang die Kenngröße -1/3, entsprechend den Zähnezahlen und der Drehrichtungsumkehr.
Entsprechend dem Bild 3.3 ergibt sich
und
Im Bild 3.5 sind gegenüber Bild 3.4 Ein- und Ausgänge des Planetensatzes vertauscht. Im Kutzbach-Plan (Bild b) ist ersichtlich, daß schon bei kleinem Drehzahlverhältnis im Variator Rückwärtsdrehung (ωa2) bzw. Vorwärtsdrehung (ωa1).
Bild 3.5: Kutzbachplan für N = -3
erreichbar ist. Das Wolfsche Schema im Bild c ergibt entsprechend den Regeln
Bei festgehaltenem Variatorausgang ergibt sich als Dreh­ zahlverhältnis zwischen Ein- und Ausgang -3 (das Minuszei­ chen zeigt wieder die Drehrichtungsumkehr zwischen Ein­ gangs- und Ausgangswelle). Werden durch strikte Einhaltung der Regeln von Bild 3.3 die Momentenverhältnisse mit N = -3 aufgestellt, ergeben sich
In den folgenden beiden Varianten (Bild 3.6 und 3.7) der Verknüpfung des Planetengetriebes ist der Eingang mit dem Steg verbunden. Um jetzt Rückwärtsdrehung zu bekommen, muß man entsprechend dem Kutzbach-Plan (Bild b) im Variator ins Schnelle untersetzen, d. h., ωW2 ist größer ωe, damit ωa2 negativ wird.
Im Wolfschen Schema (Bild c) ist die Summenwelle mit "e′" verbunden.
Unter Beachtung der, entsprechenden Vorzeichen und Zähne­ zahlen ergibt sich
Um den Wert N zu ermitteln, gibt es zwei Möglichkeiten:
N ist Ausgangsdrehzahl durch Eingangsdrehzahl bei festge­ haltenem Variatorausgang und dies ist gleich Eingangsmo­ ment durch Ausgangsmoment, was - wie vorher abgeleitet - "4" ist.
Bild 3.6: Kutzbachplan für N = 4
Eine zweite Möglichkeit ergibt sich aus der Beziehung von Willis. Willis hatte 1841 erkannt, daß die Drehzahlver­ hältnisse eines Planetengetriebes gleich bleiben, wenn allen Zentralwellen (A, B, C) gleiche Drehzahlen überlagert werden.
Das Drehzahlverhältnis A zu B bei festgehaltenem C ist gleich, wenn den Drehzahlen A und B eine Drehzahl C über­ lagert (in diesem Fall abgezogen) wird.
Steht ωB fest, so ist ωB = 0 und
und damit
Führt man die Ableitung dieser Drehzahlverhältnisse für alle Varianten durch, so zeigt sich, daß durch den Tausch der Indizes die Gleichung formal immer gleich bleibt. Dies hatte Zaÿonz 1938 entdeckt. In Gleichung (3.3) wird B und C getauscht. Mit dieser Gleichung kann nun N ermittelt werden:
Damit ergibt sich
Im Bild 3.7 ist wiederum Ausgang und Variatorausgang am Planetensatz miteinander vertauscht. Im Kutzbach-Plan (Bild b) sieht man, daß zur Erzeugung einer Rückwärtsüber­ setzung eine hohe Übersetzung ins Schnelle erforderlich ist (ωW2).
Bild 3.7: Kutzbachplan für N = 4/3
Die Momentenverhältnisse ergeben sich nach dem Wolfschen Schema.
Mit N = 4/3 und Bild 3.3 ist
Man beachte, daß in den beiden Bildern 3.6 und 3.7 die Vorzeichen beim Wolfschen Schema und beim Strukturbild gleich positioniert sind, da "e′" die Summenwelle ist.
Die letzten 2 Koppelvarianten sind dadurch gekennzeichnet, daß der Getriebeaus-gang mit dem Planetensteg verbunden ist.
Bild 3.8: Kutzbachplan für N = ¼
Im Bild 3.8 ist der Wandlerausgang mit dem Hohlrad gekop­ pelt, der Getriebeeingang mit dem Sonnenrad.
Bei stillstehender Abtriebswelle müssen also Hohlrad und Sonne entgegengesetzt drehen. Das läßt sich entweder mit einem Variator mit Drehrichtungsumkehr (siehe Kapitel 1.6) oder durch eine zusätzliche Zahnradstufe erreichen. Ein rückwärtsdrehender Ausgang ergibt sich wiederum durch eine Übersetzung im Variator ins Langsame.
Aus dem Wolfschen Schema ist zu lesen, daß
Entweder aus dem Wolfschen Schema oder nach der Regel Zajonz - wie vorher beschrieben - ergibt sich N = 1/4.
Nach Bild 3.3 ist
Auch in der Anordnung nach Bild 3.9 muß zwischen Varia­ toreingang und -ausgang Drehrichtungsumkehr erreicht werden. Aus dem Wolfschen Schema ergibt sich
Bild 3.9: Kutzbachplan für N = ¾
N läßt sich wiederum entweder aus dem Wolfschen Schema oder nach Zajonz ableiten.
Im Bild d sind wieder die Momentenverhältnisse durch die Kenngrößen des Differentials ermittelt. Es ergeben sich
Die bisherigen Ausführungen dienten zum Aufzeigen der Möglichkeiten, die sich durch verschiedene Koppelarten von Planetendifferentialen mit Variatoren ergeben.
3.4 Momentenverhältnisse der Struktur
Zur Bestimmung der Momenten- und Drehzahlverhältnisse einer Getriebestruktur wird nun entsprechend Bild 3.10 vorgegangen, wobei in diesem Ansatz Verluste nicht berück­ sichtigt sind. Dies erfolgt in einem späteren Schritt.
Bild 3.10: Ermittlung der Momentenverhältnisse
Bei We (Wandlereingang) wird ein Drehmoment mit dem Wert "1" angenommen. Das Drehmoment 1 geht in das stufenlose Getriebe ein. Da ein Umschlingungs-getriebe keine Dreh­ richtungsumkehr ergibt, ist der Ausgang vom Drehmoment her negativ und um µ größer. Die Gleichgewichtsbedingung:
Summe der Momente = 0
ändert am Eingang und Ausgang des Planetendifferentials das Vorzeichen. Über die Kenngrößen des Planetendifferen­ tials lassen sich Getriebeausgang "a" und Differentialein­ gang "e′" von der Größe und dem Vorzeichen ableiten. Unter Berücksichtigung der Gleichgewichtsbedingung:
Summe der Momente = 0
ergibt sich beim Getriebeeingang das entsprechende Moment als Summe der Momente von Wandlereingang und Planetendif­ ferentialeingangswert.
Das Verhältnis des Getriebeeingangs- zum Ausgangsmoment kann nun bestimmt werden.
Die weiteren Momentenverhältnisse ergeben sich zu
Das bedeutet, daß die Verbindung zwischen Knoten und Differential entsprechend den Ausführungen des Sammeldif­ ferentials proportional dem Ausgangsmoment belastet ist.
Auch der Wandlerausgang ist entsprechend der Ausführung des Sammeldifferentials proportional dem Ausgangsmoment belastet.
Entgegen der üblichen Darstellung sind alle Momente auf das Ausgangsmoment bezogen.
Wie im späteren Kapitel "Verluste" ausgeführt, wird näm­ lich praxisgerecht das für ein gewünschtes Ausgangsmoment notwendige Eingangsmoment bestimmt.
Da das Summendifferential das Getriebeausgangsmoment auf die zwei Zweige aufteilt, ist die direkte Proportionalität der Momente logisch.
3.5 Bestimmen des Summendifferentials
Will man eine Getriebestruktur neu aufbauen, so wird im Regelfall nicht das Planetendifferential gegeben sein und der Variator gesucht werden, sondern der Variator wird mit seinem Spreizungsbereich und seiner Leistungskapazität gegeben sein. Die gewünschten Grenzübersetzungen sind entsprechend Kapitel 1.2 definiert und man wird nun das Planetendifferential suchen, das am günstigsten die gefor­ derten Bedingungen für eine Geared-Neutral-Struktur er­ gibt.
Aus der allgemein aufgebauten Struktur nach Bild 3.10 ergibt sich die Momentenwandlung des Getriebes als Funkti­ on der Wandlung des Variators und der Kenngröße des Diffe­ rentials.
Die folgenden Rechengänge sind einfacher mit Drehzahlver­ hältnissen als mit Momentenverhältnissen zu rechnen. Bei verlustfreiem Drehmomentwandler gilt
mit dem Drehzahlverhältnis
und
Aus Gleichung (3.4) ergeben sich durch Ersatz des Momen­ tenverhältnisses des Getriebes durch das Drehzahlverhält­ nis des Getriebes und des Drehmomentverhältnisses des Wandlers durch das Drehzahlverhältnis des Wandlers
und bei stehendem Abtrieb νG = 0
Diese Beziehung "Drehzahlverhältnis das Wandlers als Funktion der Kenngröße des Planetendifferentials für stillstehende Ausgangswelle" ist in Bild 3.11 graphisch dargestellt.
Bild 3.11: Variatordrehzahlverhältnis für ωa = 0
Sie sagt aus, bei welchem Variatorverhältnis sich in der Geared-Neutral-Struktur Stillstand der Abtriebswelle ergibt.
Da die Wandlereingangswelle mit der Getriebeeingangswelle kinematisch identisch ist, gilt
Aufgrund des mechanischen Aufbaus des Wandlers (Variators) ergibt sich meist ein symmetrisches Drehzahlverhältnis (um ν = 1) ins Schnelle bzw. ins Langsame. Mit einer zusätzli­ chen Übersetzungsstufe kann jedoch dieses Verhältnis leicht asymmetrisch ausgeführt werden. Dies kann Vorteile für die Belastung der Elemente ergeben, aber auch für die gewünschten Drehzahlverhältnisse der Getriebestruktur vorteilhaft sein.
Im Bild 3.12 ist die Gleichung (3.10) graphisch darge­ stellt. Auf der Abszisse ist die Kenngröße N des Differen­ tials aufgetragen, auf der Ordinate das Drehzahlverhältnis des Gesamtgetriebes.
Bild 3.12: Drehzahlverhältnisse als Funktion der Planeten­ satzkonfiguration mit Parameter νW
Die Gleichung (3.10) entspricht einer Geraden mit der Steigung νw. Alle Geraden müssen durch den Punkt (N = 1; νG = 1) gehen.
Da im Variator nur das Drehzahlverhältnis, nicht jedoch das Vorzeichen des Drehzahlverhältnisses geändert werden kann, ergeben sich eingegrenzte Bereiche, mit denen Gea­ red-Neutral-Strukturen möglich sind. Im Bild 3.13 sind für positives νw die möglichen Bereiche angegeben. Für positi­ ves N muß, um Geared Neutral zu ermöglichen, sein:
Für negative N gibt es keine Einschränkung.
Anmerkung:
Planetendifferentiale können aus geometrischen Gründen nicht alle N ermöglichen. Durch Koppelplanetensätze oder Kegelradplanetendifferentiale sind jedoch - mit größerem Fertigungsaufwand - weitere nutzbare N-Bereiche möglich.
Bild 3.13: Geared Neutral für Wandler ohne Drehrichtungs­ umkehr
Im Bild 3.14 ist für ein negatives Wandlerdrehzahlverhält­ nis der nutzbare Bereich dargestellt. Es gibt nur Lösungen zwischen N = 0 und < 1.
Die in den Bildern 3.4 bis 3.9 dargestellten Beispiele für Getriebestrukturen können in den Bildern 3.13 und 3.14 leicht wiedergefunden werden.
Bild 3.14: Geared Neutral für Wandler mit Drehrichtungsum­ kehr
Für die Auslegung der gesuchten Getriebestruktur sind die Übersetzungsverhältnisse des Getriebes und normalerweise auch des Wandlers gegeben. Berücksichtigt man beim Wandler nicht nur den symmetrischen Bereich, sondern auch die Möglichkeit mit einer vor- oder nachgeschalteten Überset­ zung den Wandlungsbereich asymmetrisch zu gestalten, so ist zusätzlich zum Wandlungsbereich auch ein Grenzdreh­ zahlverhältnis anzugeben.
Wie man mit gegebener Getriebe-und Wandlerspreizung das dazu notwendige Planetendifferential bestimmt, wird im folgenden Kapitel gezeigt.
3.6 Spreizung einer Geared-Neutral-Struktur
Der Verstellbereich eines Wandlers bzw. eines Getriebes ist das Verhältnis von maximaler zu minimaler Übersetzung. Die Übersetzung ist reziprok zum Drehzahlverhältnis ν.
Setzt man bei gegebenem ωe ωa max bzw. ωa min, so ergibt sich
"I" als Verhältnis der Grenzübersetzungen wird für Getrie­ be als Spreizung definiert. Für stufenlose Getriebe ist dafür die Definition Wandlungsbereich oder Verstellbereich üblich. In der Arbeit wird jedoch auch für stufenlose Getriebe (Drehmomentwandler) der Ausdruck Spreizung gebraucht, da die Grenzübersetzungen ebenfalls diskrete Zahlen sind.
Gilt nun die Definition der Spreizung auch für Geared-Neutral-Getriebe mit der Übersetzung "Unendlich" im Still­ stand?
Die Spreizung des gesamten Getriebes sei das Verhältnis der Extremübersetzungen:
Die Spreizung eines Geared-Neutral-Getriebes zeichnet sich durch, einen negativen Wert aus, da νGRw negativ ist.
In der obigen Gleichung sind die Indizes für νG bewußt statt "max, min" mit "1 und 2" gewählt. Im Bild 3.12 war nämlich erkennbar, daß das maximale bzw. minimale Dreh­ zahlverhältnis des Gesamtgetriebes nichts mit dem maxima­ len bzw. minimalen Drehzahlverhältnis des Wandlers zu tun haben muß.
Zähler und Nenner der Gleichung sind ja nichts anderes als Punkte auf den Geraden "νW ist konstant" bei bestimmten N.
IG · N - IG ϑW2(N-1) = N - ϑW1(N-1)
mit ϑW1 = IW · ϑW2 (3.15a)
Bei gegebener Spreizung des Wandlers und gewünschter Spreizung des Getriebes IG ergibt sich in Gleichung (3.16) N als Funktion von νW2.
Dies ist in Bild 3.15 dargestellt.
Bild 3.15: Ausführung des Planetendifferentials bei geg. Grenzdrehzahlverhältnis des Wandlers und bei gegebenen Spreizungen (Iw = 4; IG = -0,5)
In einem alternativen Weg sind die Definitionen der Ge­ triebestruktur dadurch abzuleiten, daß N als Funktion von νG2 bei gegebener Wandler- und Getriebespreizung gesucht wird (Bild 3.16).
Bild 3.16: Wandlerdrehzahlverhältnisse als Funktion der Getriebedrehzahlverhältnisse mit dem Parameter: Planetensatzkonfiguration
mit
wird
mit
wird N-IGνG2 = IW·N-IW·νG2
und es ergibt sich
Weiter ergibt sich die maximale Momentenbelastung des Wandlers bezogen auf das Abtriebsmoment nach Gleichung (3.6) mit
Setzt man IG und IW in die Gleichungen (3.16) bzw. (3.17) ein, so muß man die Zuordnung der Wandler- zur Getriebe­ spreizung nach Gleichung (3.15 und 3.15 a) beachten. Im Bild 3.13 war zu sehen, daß die gleiche Getriebesprei­ zung IG auch mit reziproker Wandlerspreizung IW bei anderem Planetensatz N erreicht werden kann, je nachdem, ob die Lösung im positiven oder negativen N-Bereich liegt. Für negatives νW ist nur eine Lösung möglich (siehe Bild 3.14).
Im folgenden sind nun drei Beispiele mit gegebener Getrie­ be- und Wandlerspreizung angeführt, wobei die Wandler­ spreizung jeweils auch mit dem Reziprokwert gerechnet wird. Die gefundenen Lösungen sind graphisch dargestellt.
Beim ersten Beispiel ist eine Geared-Neutral-Struktur gesucht mit νvorwärts = 1,5 und
νrückwärts = -1. Im Fall a) ist die Wandlerspreizung mit 6 angenommen, im Fall b) ist die Wandlerspreizung 1/6. Im Bild 3.17 sind die Lösungen a) und b) graphisch darge­ stellt.
Mit
aus (3.17) wird
  • a) bei IW = 6 und νG2 = -1; N = -1.5 und mit aus (3.10)νW1 = 1.2 und νW2 = 0.2
  • b) bei IW = 1/6 und νG2 = -1; N = 2; νW1 = 0.5 und νW2 = 3
Bild 3.17: Beispiel für zwei Lösungsmöglichkeiten einer Geared-Neutral-Struktur; (IG ist negativ)
Man sieht, daß IW bei einem Wert < 1 von νW2 ausgehend eine Zunahme von νW ergeben muß (Fall a), da νW1 = IW·νW2 ist.
Bei IW < 1 wird νW1 < νW2 (Fall b).
Im zweiten Beispiel wird die Geared-Neutral-Struktur nur in einer Fahrtrichtung benutzt, um ohne Anfahrelement anfahren zu können. Die Grenzübersetzung "vorwärts" ist gleich wie im vorhergehenden Beispiel. Da jedoch der Rückwärtsfahrbereich wegfällt, kann die Spreizung des Wandlers kleiner werden.
Das Beispiel wurde bewußt so gewählt, daß sich in einem Fall die gleiche Kenngröße N wie im vorhergehenden Bei­ spiel ergibt.
Die zweite Lösung für N unterscheidet sich jedoch. Im Bild 3.18 ist das Ergebnis dargestellt.
Gegeben sind: νG1 = 0 und νG2 = 1.5
Es ergeben sich:
  • a) bei IW= 4 und νG2 = 1.5; N = 2 νW1 = 0.5; νW2 = IW νW1 = 2
  • b) bei IW = ½ und νG2 = 1.5; N = -0.5 νW1 = 4/3; νW2 = 1/4·4/3 = 1/3
Bild 3.18: Geared Neutral zum Anfahren in nur einer Dreh­ richtung; IG = < 0
Im dritten Beispiel ist eine "normale", endliche Getriebe­ spreizung in einer Richtung gegeben. Das Ergebnis ist im Bild 3.19 dargestellt.
Mit νG1 = 0.25 und νG2 = 2.5 ergibt sich bei
  • a) IW = 4 N = -0.5 νW1 = 0.5
  • b) IW = ¼ N = 13/4 νW1 = 4/3
Bild 3.19: Beispiel einer "klassischen" Leistungsverzwei­ gung für eine Fahrtrichtung; IG = +x
Anhand der drei Beispiele konnte gezeigt werden:
  • 1. "Negative" Spreizung bedeutet Geared Neutral
  • 2. Die Gleichungen gelten für alle Getriebespreizungen, vom negativen IG über 0 bis zum (konventionellen) Ansatz mit positivem IG
3.7 Leistung im Wandlerzweig
Mit den im Kapitel 3.6 gefundenen Beziehungen läßt sich die Leistung im Wandlerzweig im Verhältnis zur Ausgangs­ leistung bestimmen.
aus (3.6),
wird
und mit
aus
(3.10) ist
Bei gegebener Getriebestruktur ist
und damit
Das Verhältnis der Wandlerleistung zur Abtriebsleistung ist eine Funktion der Gesamtwandlung des Getriebes. Sie wird weiter bestimmt von der gewünschten Getriebespreizung und der vorhandenen, zugeordneten Wandlerspreizung, jedoch nicht von der Ausführung des Planetendifferentials.
Im Bild 3.20 ist für den Fall a) aus Bild 3.17 der Verlauf der Momentenverhältnisse und der Verlauf der Wandlerlei­ stung zur Ausgangsleistung über dem Getriebedrehzahlver­ hältnis dargestellt.
Im Vorwärtsfahrbereich ist die Wandlerleistung stets größer als die Ausgangsleistung. Im Rückwärtsfahrbereich ist das Leistungsverhältnis in einem schmalen Bereich bei Drehzahlverhältnissen zwischen -0,75 und -1 kleiner 1.
Bild 3.20: Momenten- und Leistungsverhältnisse als Funkti­ on der Getriebeübersetzung
D. h., für diese Art einer Geared-Neutral-Struktur ist ein leistungsstarker Wandler notwendig, der aber in der Regel hohe Teillastverluste haben wird.
Wie man sich diese hohen Leistungen, die über den Variator fließen, erklären kann und wie sie genannt werden, ist im Kapitel 3.10 beschrieben.
Wird der Variator entsprechend dem Fall b) des Bildes 3.17 quasi "reziprok" eingesetzt, so ergeben sich zwar die gleichen Momentenverläufe, jedoch das Verhältnis der Wandlerleistung zur Abtriebsleistung verläuft anders. Im Bild 3.21 ist zu sehen, daß die Wandlerleistung rück­ wärts deutlich höher als bei Bild 3.20 wird, wogegen sie vorwärts oberhalb eines Drehzahlverhältnisses von 1 klei­ ner als die Ausgangsleistung wird. Man sieht im Bild 3.21 den gegenläufigen Verlauf des Wandlerdrehzahlverhältnisses zum Getriebedrehzahlverhältnis im Vergleich zum Bild 3.20, wo beide Drehzahlverläufe gleichsinnig sind.
Bild 3.21: Momenten- und Leistungsverhältnisse als Funkti­ on der Getriebeübersetzung
Da das Verhältnis der Wandlerleistung zur Ausgangsleistung im Anfahrbereich gegen Unendlich geht, läßt sich hier die Wandlerleistung nur durch Begrenzung der Abtriebsleistung reduzieren.
Diese Reduktion kann ohne Einbuße an Fahrleistungen durch­ geführt werden, da nach Kapitel 1 die maximal absetzbare Zugkraft und damit das maximale Anfahrmoment durch die Übertragungsfähigkeit der Räder begrenzt ist.
Der Verlauf von bis zum Drehzahlverhältnis 0 ergibt sich aus:
und mit
Wie im Bild 3.22 zu sehen ist, läßt sich zwar die maximale Wandlerbelastung gegenüber Bild 3.20 damit reduzieren, jedoch ist sie noch immer sehr hoch.
Bild 3.22: Begrenzung der Anfahrmomente, sonst wie 3.20
Eine weitere Möglichkeit die Belastung des Variators im Rückwärtsgang zu senken, wird nun gezeigt.
Im Gegensatz zu Traktoren und anderen Spezialfahrzeugen, bei denen beide Fahrtrichtungen leistungsmäßig gleichbe­ rechtigt sind, ist bei Straßenfahrzeugen (Pkw und Nkw) der Spreizungsbereich für Vorwärtsfahrt wesentlich größer.
Da die Leistungsfähigkeit einer Geared-Neutral-Anordnung an konventionellen Getrieben gemessen wird, wird es zuläs­ sig sein, den Rückwärtsfahrbereich wie bei konventionellen Getrieben einzuschränken. Das maximale Abtriebsmoment soll hier nur dem maximalen Abtriebsmoment bei Vorwärtsfahrt entsprechen. Dieses maximale Moment im Rückwärtsgang soll aber nur bei- einer Drehzahl eingesetzt werden, die der Einkuppeldrehzahl bei einer Handschaltgetriebeausführung entspricht. Wenn man weiter davon ausgeht, daß diese sich damit ergebende Leistung auch für schnellere Rückwärts­ fahrt ausreichen müßte, ist damit für Rückwärtsfahrt nur mehr ca. 1/3 bis 50% der maximalen Motorleistung als Abtriebsleistung notwendig.
Da man jedoch auch mit niedriger Motordrehzahl schnell rückwärts fahren will, ist von der Grenzübersetzung die Einschränkungsmöglichkeit nicht groß. Es wird daher nur wie bei manchen Planetenautomatgetrieben eine um 20% höhere Übersetzung als tolerierbar angenommen.
Sucht man nun für diese Rückwärtsfahrbedingungen und für ein angenommenes Drehzahlverhältnis von 1,5 für den Vor­ wärtsfahrbereich eine Getriebestruktur, so ergibt sich folgendes:
Geg: Getriebe: νG2 = -0.2 νG1 = 1.5; →IG = -7.5
Wandler: IW = 6
Das Ergebnis ist im Bild 3.23 dargestellt. Die Leistungs­ hyperbel ist vorwärts beim vierfachen Eingangsmoment abgeschnitten, rückwärts wird ebenfalls nur das vierfache Eingangsmoment verlangt. Da jedoch dies bei einer Überset­ zung 5 erfolgt, muß das notwendige Eingangsmoment und damit die Eingangsleistung nur 80% des Maximalmoments bzw. der Maximalleistung betragen.
Bild 3.23: Begrenzung der Anfahrmomente und des Rückwärts­ fahrbereichs
Trotz dieser Einschränkungen steigt die Wandlerleistung bezogen auf die Ausgangsleistung auf sehr hohe Werte. Im Vorwärtsfahrbereich steigt die Wandlerleistung auf das 3,16fache der Ausgangsleistung, im Rückwärtsgang auf das 2,16fache.
Mit dem gleichen Wandler, aber vom Drehzahlverhältnis umgekehrt zum vorherigen Beispiel eingesetzt, ergibt sich:
Das Ergebnis ist im Bild 3.24 dargestellt.
Durch den gegenüber dem vorherigen Beispiel "reziprok" eingesetzten Variator wird dessen Beanspruchung deutlich höher.
Man sieht, daß nur bei "gleichsinnigen" Drehzahlverhält­ nisverläufen von Wandler und Getriebe die Wandlerleistung niedrig ist.
Bild 3.24: Grenzen der "Einbereichs"-Struktur Fazit
Es wurde der Literatur entsprechend bestätigt, daß eine Geared-Neutral-Struktur in dieser einfachen Art einen sehr kräftig dimensionierten Variator erfordert.
Das Verhältnis der Wandlerleistungen an den Grenzwerten νG1 und νG2 läßt sich durch die Getriebestruktur nicht beein­ flussen, es hängt nur von Wandler- und Getriebespreizung ab, was im folgenden bewiesen wird.
mit
ergibt sich
und mit µGνG = 1
(verlustfrei) ergibt sich:
Das Verhältnis der Wandlerleistungen an den Grenzüberset­ zungen hängt nur vom Verhältnis der Spreizungen von Wand­ ler und Getriebe ab.
Es gibt bei einer Geared-Neutral-Struktur jedoch noch ein weiteres Problem: Da die Übersetzung im Stillstand Unend­ lich ist, wird das Getriebe im Schubbereich blockieren. Man muß daher nicht nur aus Komfortgründen, um den Aus­ rollvorgang des Fahrzeugs bis zum Stillstand akzeptabel zu gestalten, sondern auch aus Sicherheitsgründen ein zusätz­ liches Trennelement im Abtriebsstrang vorsehen. Fügt man noch eine zweite Kupplung an geeigneter Stelle ein, so hat man eine Zweibereichsstruktur, die den Wandler mehrfach nutzt.
Bild 2.7: Geared-Neutral-Struktur
Diese Struktur wurde im Kapitel 2 bereits vorgestellt und ist hier nochmals (Bild 2.7) gezeigt. Die Übersetzungen in der Zusatzstufe sind so zu wählen, daß nach Durchfahren des Variatorregelbereiches bei geringer bzw. ohne Diffe­ renzdrehzahl im Planetengetriebe von der Kupplung 1 auf die Kupplung 2 umgeschaltet werden kann.
3.8 Zusätzliche Übersetzungen in der Struktur
Um freier in der Auswahl des Planetendifferentials und des Variators zu sein, kann man in allen Pfaden der Getriebe­ struktur zusätzliche Übersetzungen einbauen. Im Bild 3.25 sind jeweils zusätzliche Übersetzungsstufen mit Drehrich­ tungsumkehr eingebaut. Das hat zur Folge, daß im Struktur­ bild die Vorzeichen vor und hinter der Übersetzung gleich bleiben. Mit i₃ läßt sich das Drehzahlverhalten des Sum­ miergetriebes beeinflussen. Es ist leicht nachzuvollzie­ hen, daß bei gleicher Gesamtübersetzung des Wandlerzweigs (i₁, µ, i₂) und des Parallelzweigs (i₃) das Summendiffe­ rential ohne innere Relativdrehzahl mit Ausgangsdrehzahl dreht, wie es für eine "Zweibereichsstruktur" erforderlich ist.
Bild 3.25: Momentenstruktur mit zusätzlichen Übersetzungen
Es ergeben sich Gleichung 3.22 und Gleichung 3.23.
Mit der Umwandlung
wird
Mit
ergibt sich
oder
Ist νG als Funktion von N gesucht, ist abzuleiten, so ist
mit = IG
und daraus mit
Da
ergibt sich mit
und mit (3.26)
und mit (3.27)
Man wird aber allein schon aus Aufwands- und Verlustgrün­ en nicht gleichzeitig alle drei im Strukturbild angegebe­ nen Übersetzungsstufen einbauen. Die Übersetzungsstufe i₃ erlaubt vor allem eine andere Planetensatzkonfiguration, die Übersetzungs-stufen i₁ und i₂ sind zum Variator in Reihe geschaltet, was nichts anderes bedeutet, als daß die Grenzübersetzungen des Wandlerzweigs geändert werden können. Dies hat vor allem bei symmetrischen Wandleraus­ führungen Vorteile.
An den Leistungsflüssen in den Strukturzweigen können die Übersetzungen jedoch nichts ändern, diese sind allein von der gegebenen Wandler- und gewünschten Getriebespreizung abhängig (Gleichung 3.30).
Diese Berechnungsgrundlage wird nun für eine Zwei-Bereichs-Geared-Neutral-Struktur genutzt. Das Anfahren im Vorwärtsfahrbereich und der komplette Rückwärtsfahrbereich erfolgt in Leistungsverzweigung.
Ab einem Vorwärtsdrehzahlverhältnis von 0,45 kann durch den Wechsel der Kupplungen der Variator in den direkten Leistungsfluß geschaltet werden, so daß er dann im Vor­ wärtsfahrbereich vom Drehzahlverhältnis 0,45 bis 2,4 allein wirksam ist. Die Umschaltung ist bei 0,45 gewählt, obwohl der gewählte Variator eine Gesamtspreizung von 6 hätte. Man braucht diese Sicherheit, um die Umschaltung zwischen den Bereichen freier gestalten zu können. Dies wird ausführlicher im Kapitel 5 behandelt.
Mit den vorher erarbeiteten Gleichungen ergeben sich die Beziehungen der Momenten und Leistungsverhältnisse. Sie sind im Bild 3.26 dargestellt.
Man sieht, daß trotz Momentenbegrenzung die Wandlerlei­ stung im Rückwärtsanfahrbereich bis zur 2,89 fachen Aus­ gangsleistung ansteigt.
Bild 3.26: Leistungsverhältnisse bei einer "Zweibereich"-Struktur
Im Vorwärtsanfahrbereich wird mit Blindleistung (s. Kapi­ tel 3.9) begonnen. Bei einem Getriebedrehzahlverhältnis von 0,33 fließt die gesamte Antriebsleistung über den Wandler und nimmt dann zu höheren Drehzahlverhältnisse bis 0,45 ab. Im zweiten Betriebsbereich fließt natürlich die gesamte Leistung über den Variator, da das Getriebe nicht mehr in Leistungsverzweigung arbeitet, was durch die konstant mit "-1" laufende Linie dargestellt ist.
Im Beispiel des Bildes 3.26 ist der Wandlungsbereich im reinen Variatorbetrieb mit 6 sehr "üppig" gewählt. Man kann hier zweifelsohne Abstriche machen. Man sieht, daß zur Begrenzung der maximalen Wandlerleistung ein Optimie­ rungsprozeß notwendig ist, der einerseits ausreichende Anfahrdrehmomente im Rückwärtsbereich erlaubt, anderer­ seits bei Vorwärtsfahrt im zweiten, direkt genutzten Bereich eine ausreichende Spreizung zuläßt.
3.9 Blindleistung
Bei leistungsverzweigten Getrieben kann es zu Blindlei­ stungen kommen. Blindleistung ist definitionsgemäß dann vorhanden, wenn die Leistung in einem Getriebezweig größer ist, als die dem Gesamtgetriebe zugeführte oder abgeführte Leistung.
Im Strukturplan bedeutet dies also, daß die Variatorlei­ stung oder die Leistung im Pfad "e′" gegen den Knoten "e" fließt. Anhand der nochmals dargestellten Struktur des Bildes 3.2 lassen sich in Bild 3.27 die zwei Übersetzungs­ bereiche, in denen Blindleistung fließt, erkennen.
Bild 3.27: Blindleistungsfluß im Sankey-Diagramm
Fließt im Pfad "e′" Leistung gegen den Knoten, so heißt dies, daß in diesem Bereich der Variator nicht nur die Eingangsleistung, sondern auch die Blindleistung, die über dem Pfad "e′" und den Knoten in den Variator fließt, ertragen muß.
Im zweiten Fall fließt Leistung rückwärts über den Varia­ tor vom Differential zum Knoten, der Pfad "e′" muß eine größere Leistung, als die Eingangsleistung ertragen.
Die fließende Blindleistung erzeugt zusätzliche Verluste. Dies ist bei den Verlusten im Variator und Planetendiffe­ rential zu berücksichtigen.
3.10 Wälz- und Kupplungsleistung im Planetensatz
Planetengetriebe übertragen Leistungen sowohl durch Wälz­ leistung als auch durch Kupplungsleistung, je nach dem vorliegenden Drehzahlverhältnis. Im Bild 3.28 sind die Begriffe näher erläutert. Die Kupplungsleistung ist das Produkt aus der Zahnkraft und der Steggeschwindigkeit. Die Wälzleistung ist das Produkt aus der Zahnkraft und der Wälzgeschwindigkeit vw. Die Wälzleistung ist verlustbehaf­ tet. Der Verlust kann nach den Regeln für Standgetriebe ermittelt werden. Die Wälzgeschwindigkeitsrichtung ist im Kutzbach-Plan durch die Weg der Stegdrehzahl zum Zahnein­ griff gegeben.
Bild 3.28: Wälzleistung im Planetensatz
Da bei umlaufendem Steg die Wälzgeschwindigkeit kleiner oder größer als die des Standgetriebes werden kann, können die Verzahnungsverluste des Umlaufgetriebes größer oder kleiner als die des Standgetriebes sein. Da bei Geared-Neutral-Anordnung die Geschwindigkeitsverhältnisse über den Drehzahlverhältnissen variabel sind, sind auch die Verluste entsprechend variabel.
Die Wälzleistung PWZ läßt sich aus der Differenz der Zen­ tralwellendrehzahlen und dem anstehenden Moment ableiten.
mit
wird
und mit Pa = Maωa wird
Mit
aus (3.17) und mit
aus (3.10) wird
Zusammenfassung
Mit den in Kapitel 3 gefundenen Beziehungen (vor allem: 3.19a, 3.21, 3.25. 3.30) läßt sich nun eine Getriebe­ struktur verlustfrei vorausberechnen. Im folgenden Kapitel wird nun die Berücksichtigung der Verluste erläutert.
4. Verluste 4.1 Wirkungsgrade
Ingenieure beschäftigen sich schon sehr lange mit dem Phänomen der Verluste. Obwohl die Leistungen der seit Beginn des Industriezeitalters erfundenen Dampfmaschinen und Verbrennungskraftmaschinen wesentlich größer waren als die der bisher eingesetzten Kraftquellen, waren sie doch absolut gesehen relativ niedrig. Man war also sehr darauf bedacht, wieviel von der eingesetzten Leistung man auch am Ausgang der "Maschine" nutzen konnte. Die Tatsache, daß jahrzehntelang die zur Verfügung stehende Leistung gerade ausreichend war, prägte vermutlich auch die Definition des Wirkungsgrades. Der Wirkungsgrad sagt nämlich aus, wieviel von einer eingesetzten Leistung genutzt werden kann:
Zumindest bei Kraftfahrzeugen hat sich in den letzten 10 Jahren das Leistungsangebot im Vergleich zur mittleren genutzten Leistung deutlich erhöht. War es vor noch nicht all zu langer Zeit möglich, mit einem durchschnittlichen Personenkraftwagen längere Zeit auf der Autobahn Vollgas zu fahren, so ist durch die Erhöhung der maximalen Lei­ stung von Pkw-Motoren im Verhältnis zur nutzbaren Leistung - beschränkt durch Verkehrsdichte oder Geschwindigkeitsbe­ grenzungen, aber auch reduziert durch Luft-, Rollwider­ stands- und Gewichtsoptimierung - dies heute kaum mehr möglich. Die theoretisch erreichbare Spitzengeschwindig­ keit liegt meist deutlich über 150 km/h, so daß zumindest bei Personenkraftwagen die meiste Zeit im Teillastbereich gefahren wird. Umfangreiche Meßfahrten bestätigen diesen Trend auch in Deutschland - dem letzten Land ohne Ge­ schwindigkeitsbegrenzung [4.1].
Bild 4.1: Leistungsbedarf eines Pkw in verschiedenen Fahrzyklen (aus [4.1])
In diesem Bild ist sehr deutlich ersichtlich, daß ca. 20% der Zeit Abtriebsleistungen von 0 kW oder < als 0 kW ver­ langt werden. Über 60% der Zeit sind die geforderten Leistungen < als 5 kW. Die Messungen wurden mit einem Fahrzeug der gehobenen Mittelklasse durchgeführt.
Auch bei Nutzfahrzeugen ist durch Leistungssteigerung und Fahrwiderstandsverringerung der Anteil der Vollastbe­ triebszeit deutlich gesunken.
Die Teillastwirkungsgrade werden daher immer wichtiger.
Obwohl diese Tatsache den meisten Getriebeentwicklern bekannt ist, werden doch oft Getriebestrukturen mit einem einheitlichen Wirkungsgradwert überprüft, was im immer wichtiger werdenden realen Fahrbetrieb mit hohen Still­ standszeiten, Schubphasen etc. zu gravierenden Fehlbeur­ teilungen führt. So gab es nicht selten Versuche, durch aufwendige Getriebestrukturen, sei es durch eine hohe Anzahl von Gängen oder Leistungsverzweigungen u. ä., den (Vollast-) Wirkungsgrad des gesamten Antriebsstranges (incl. Verbrennungskraftmaschine) zu erhöhen. Häufig wurde hierbei übersehen, daß mit zusätzlichem Aufwand auch die leistungsunabhängigen Verluste (Schlepp-, Plantsch- und ähnliche Verluste) stark steigen, so daß zumindest im wichtigen Teillastgebiet die Gesamtbilanz im Vergleich zu einem einfachen Getriebe kaum besser wird.
Da Getriebe oft für die hohen Antriebsleistungsreserven konstruiert werden (bei zu vorsichtiger Definition des Zeitanteils, bei dem Vollast gefahren werden kann), bewir­ ken die größer dimensionierten Elemente wie Zahnräder, Lager, Dichtungen etc. auch höhere Schleppverluste, die sich im Teillastgebiet besonders negativ bemerkbar machen.
4.2 Wirkungsgradkennfeld/Verlustmomente
Ein erster Ansatz, Verluste besser zu quantifizieren, ist in der Benutzung von Wirkungsgradkennfeldern zu sehen [4.2]. Im Bild 4.2 ist ein Getriebewirkungsgradkennfeld mit den Parametern Eingangsdrehzahl und Eingangsdrehmoment dargestellt. Man sieht, daß es vieler Stützstellen bedarf, um das Kennfeld zu definieren.
Bild 4.2: Wirkungsgradkennfeld (aus [4.2])
Im Bereich des Schleppmomentes ist der Wirkungsgrad kon­ stant 0, - ein Punkt, über den später noch diskutiert wird.
Da die Wirkungsgrade auch von anderen Parametern abhängen, wie Übersetzung, Temperatur und v. a. m., ist ein Kennfeld allein nicht ausreichend.
Bild 4.3: Schleppleistungen für die Vorwärtsgänge eines Schaltgetriebes (aus [4.3])
Wesentlich einfacher ist es, wenn statt eines Wirkungs­ gradkennfeldes Verlustleistungen in Abhängigkeit von verschiedenen Parametern aufgetragen werden. Dies ist z. B. in Literatur [4.3] für verschiedene Gänge und Getriebe­ varianten dargestellt. Auszugsweise zeigt das Bild 4.3, daß zumindest in einem großen Bereich die Verlustleistung proportional der Antriebsdrehzahl ist. Es ist also einfa­ cher, in dem Fall mit Verlustmomenten zu operieren, die vielfach in erster Näherung konstant sind. Da meßtechnisch im Regelfall ebenfalls Momente erfaßt werden, hat diese Vorgehensweise zwei Vorteile:
  • 1. muß nicht das Moment erst in Leistung umgerechnet werden und
  • 2. läßt sich bei annähernd konstanten Verlustmomenten ein (mittlerer) einzelner Wert besser einprägen bzw. weiter­ verarbeiten.
4.3 Verlustmomente
Die Benutzung von Wirkungsgraden an Stelle von Verlustmo­ menten hat einen weiteren Nachteil. Kehrt sich der Lei­ stungsfluß in einem Getriebe oder Getriebeteil um, so ändert sich die Zuordnung von Eingangs- und Ausgangslei­ stung, so daß der Wirkungsgrad η in Beziehungen reziprok angewandt werden muß. Oder, man kann - wie auch in der Literatur vorgeschlagen ([4.4] bzw. [4.5]) - den Wirkungs­ grad mit einer Hochzahl versehen, die je nachdem, ob treibend oder getrieben, +1 oder -1 beträgt. Damit kann man nun zwar gleichungsmäßig leichter operieren, jedoch gibt es ein Betriebsgebiet von Triebsträngen, in dem der Begriff und die Definition des Wirkungsgrades versagt, wenn er nicht auch als Negativwert bis in den Schubbereich verwendet wird.
Im Bild 4.4 sind vier Betriebsbereiche - vom Zugbetrieb zum Schubbetrieb - beispielhaft dargestellt. Die Verlust­ leistung ist zur Verdeutlichung der Problematik übertrie­ ben hoch. Im Zugbetrieb und im Grenzfall, wenn die Ein­ gangsleistung gleich der Verlustleistung ist, funktioniert noch problemlos die übliche Definition des Wirkungsgrades. Ist jedoch die Höhe der Antriebsleistung gleich groß wie die Höhe der benötigten Abtriebsleistung und gleich der halben Verlustleistung, ergibt sich rechnerisch ein Wir­ kungsgrad von -1.
Bild 4.4: Definition des Wirkungsgrades
Im Schubbetrieb funktioniert die Berechnung nur bei Be­ rücksichtigung der Leistungsflußrichtung und bekannten Wirkungsgradwerten kleiner 0!
Wesentlich eleganter ist es, überhaupt nicht mit Wirkungs­ graden zu rechnen, sondern die Verlustleistung, oder noch besser Verlustfehlmomente, verursachergerecht zuzuordnen.
Es empfiehlt sich daher ebenfalls, die Verlustmomente, soweit sie von der Abtriebsdrehzahl beeinflußt werden, auf Abtriebsdrehmomente und Abtriebsdrehzahlen zu beziehen und nur die der Motordrehzahl verbundenen Verluste - wie es z. B. die Ölpumpe von Automatgetrieben ist (die ja direkt von Motor angetrieben wird) - dem Motor zuzuordnen.
Bei Wandlern ist, um das gewünschte Abtriebsmoment zu erhalten, das Eingangsmoment um das Verlustmoment zu erhöhen.
Aus der Literatur [4.3] sind gemessene Verlustmomente entnommen und in der Tabelle 1 dem Abtriebsmoment zugeord­ net.
In der ersten Spalte ist das Abtriebsmoment aufgetragen, wobei der üblichen Darstellung entsprechend, eine positive Zahl Zugbetrieb, eine negative Zahl Schubbetrieb bedeutet. In der zweiten Spalte ist ein konstanter mittlerer Wir­ kungsgrad angenommen, wobei im Schubbereich der Wirkungs­ grad der Literatur entsprechend η-1 benutzt wird. Die sich dabei ergebenden Eingangsmomente sind in der dritten Spalte zu sehen. In der vierten Spalte sind die Verlustmo­ mente, die lt. der Literaturstelle gemessen und berechnet wurden, angeführt. Es ergeben sich zum Teil stark diffe­ rierende notwendige Eingangsmomente in der fünften Spalte im Vergleich zur dritten Spalte vorher. Berechnet man nun mit den tatsächlich notwendigen Eingangsmomenten den Wirkungsgrad mit Hochzahl, so erkennt man, daß er einer­ seits stark von einem mittleren Wirkungsgrad abweicht, wie zu erwarten war. Andererseits sieht man aber auch, daß im Übergangsbereich zwischen Zug und Schub ein richtiges Ergebnis nur mit negativen Wirkungsgraden erreicht werden kann.
Im Bild 4.2 war ersichtlich, daß eigentlich der Wirkungs­ grad für niedrige Eingangsmomente - < dem Schleppmoment - ins Negative verlängert werden müßte.
Tabelle 1
Wirkungsgrad/Verlustmomente [Nm] (unter Benutzung von [4.3])
Diese Problematik wird vermieden, wenn grundsätzlich mit Verlustmomenten oder Verlustleistungen gearbeitet wird.
Im folgenden Kapitel wird bei der Ermittlung der benötig­ ten Antriebsleistung genau nach diesem Verfahren vorgegan­ gen. Auch sind alle Verlustkennfelder, die aus der Litera­ tur entnommen wurden, auf die Abtriebswerte umgerechnet.
Der Autor meint, daß die Transparenz der Auswirkung von Verlusten durch diese Art der Darstellung wesentlich besser ist als bei der Verwendung von Wirkungsgraden und daß damit außerdem die Verarbeitung (und nicht nur in elektronischen Rechnern) erleichtert wird.
4.4 Vergleich Wirkungsgrad zu Verlustmoment
Im folgenden Bild 4.5 ist das Beispiel einer Geared-Neutral-Struktur, das auch im Bild 3.20 verwendet worden ist, benutzt, um zu zeigen, daß das Arbeiten mit Ver­ lustmomenten an Stelle von Wirkungsgraden auch in komple­ xen Strukturen möglich ist.
Bild 4.5: Leistungsflüsse verlustfrei; M in [Nm], (n in [rad/s])
Zuerst werden die Leistungsflüsse und Drehzahlverhältnisse verlustfrei betrachtet. Da die Kennziffer des Planetensum­ miergetriebes in diesem Beispiel N = -1,5 ist, ergibt sich eine Blindleistung von beträchtlicher Höhe im Variator. Es wird der Betriebspunkt bei einem Getriebedrehzahlver­ hältnis von 0,5 (Ausgangsdrehzahl zur Eingangsdrehzahl) betrachtet. Für dieses Getriebedrehzahlverhältnis ist ein Wandlerdrehzahlverhältnis von 0,8 erforderlich. Man sieht, daß das +Ausgangsmoment im Wandlerzweig das 2,5fache des Getriebeausgangsmoments beträgt. Es ergibt sich eine hohe Wandlerleistung, da auch die Drehzahl höher als die Ge­ triebeausgangsdrehzahl ist. Ein Teil dieser Wandlerlei­ stung fließt am Planetendifferential in den Abtrieb. Der Großteil fließt über den Pfad e′ zurück zum Knoten, wo er zusammen mit dem Getriebeeingangsmoment das Wandlerein­ gangsmoment bestimmt.
Bei den nachfolgenden Wirkungsgrad- und Verlustmomentbe­ trachtungen werden die Verluste im Planetendifferential der Einfachheit halber vernachlässigt. Sie können jedoch entweder nach Kapitel 3.10 oder nach der Literatur [4.10] berücksichtigt werden.
Bild 4.6: Leistungsflüsse mit η = const (< 1)
Mit einem angenommenen Wandlerwirkungsgrad von 0,95 ergibt sich ein Gesamtwirkungsgrad des Getriebes von 0,83. Dies ist leicht einsehbar, da die hohe Wandlerleistung (Blindleistung) mit dem entsprechenden Wirkungsgrad hohe Verluste ergibt, die bei einer Gesamtgetriebebilanz den Gesamtwirkungsgrad verschlechtern müssen. Nimmt man einen einheitlichen Wirkungsgrad für den Wandler (bzw. Variator) an, so sind auch die Teillastwirkungsgrade vom Betrag gleich.
Im Bild 4.7 wird mit Wandlerverlusten entsprechend der Literatur [4.6 und 4.7] gearbeitet. Im nachfolgenden Kapitel "Verlustquellen" sind der Literatur entnommene Variatorverluste auf das Variatorausgangsmoment umgerech­ net. Für 250 Nm Abtriebsmoment sind 10 Nm Verlustmoment anzunehmen (dies führte im Bild 4.6 zu einem Wirkungsgrad von 0,95). Aufgrund günstigerer Bedingungen für den Varia­ tor, auf die hier nicht näher eingegangen wird, die aber in der genannten Literatur erläutert sind, sind die Ver­ lustmomente bei Teillast deutlich niedriger. Das Ver­ lustmoment beträgt hier nur 3 Nm beim halben Wandleraus­ gangsmoment, was zu einem Gesamtwirkungsgrad von 0,89 in diesem Betriebspunkt führt. Man sieht hier den sonst seltenen Fall, daß im Teillastgebiet der Wirkungsgrad besser, bzw. die relativen Verluste geringer werden.
Bild 4.7: Leistungsflüsse mit Verlustmomenten Mv
Für Getriebevergleiche sind die Kenntnisse der auftreten­ den Verluste notwendig.
4.5 Verlustquellen
Im Regelfall kann man die Verluste in zwei Gruppen eintei­ len:
Die belastungsunabhängigen Verlustmomente sind meist nur drehzahlabhängig und für die Teillastverluste wichtig. Dazu zählen Dichtungsverluste, Plantschverluste, Ventila­ tionsverluste von Getriebeelementen gegen das Gehäuse, aber genauso Ventilationsverluste von geöffneten Schalte­ lementen. Je aufwendiger eine Getriebestruktur wird, desto höher sind diese Verluste. Da aufwendige Getriebe mit vielen Elementen trotzdem kompakt bauen müssen, steigen im Regelfall vor allem die Ventilationsverluste.
Diese Schleppverluste beeinflussen den Teillastwirkungs­ grad wesentlich. Er ist aber nur gut vorausrechenbar, wenn alle Verluste ausreichend genau abgeschätzt werden [4.3 und 4.4].
Zu den drehmomentabhängigen Verlusten gehören Verzahnungs­ verluste, die sich aus der Rollreibung ergebenden Lager­ verluste und Reibungsverluste von druckbelasteten Dichtun­ gen, die zur Zuführung von Öl in rotierende Getriebeteile benötigt werden.
4.5.1 Ölpumpen
Automatgetriebe - egal ob stufenbehaftet oder stufenlos - benötigen im Regelfall eine Ölpumpe. Damit der Öldruck schon im Anfahrbereich bereitsteht, muß die Ölpumpe vom Motor angetrieben werden. Diese Verluste sind also der Getriebeeingangsdrehzahl zuzuordnen. Der Leistungsbedarf von Ölpumpen verschiedener Bauart ist im Bild 4.8 ohne Gegendruck aber mit gleichem Fördervolumen angegeben [4.10].
Bild 4.8: Leistungsbedarf von Ölpumpen (aus [4.10])
Da die Pumpenverluste drehzahl- und -momentenabhängig entsprechend der Getriebebauart berücksichtigt werden müssen, ist es erforderlich, das Pumpenverlustmoment in Abhängigkeit der beiden Einflußgrößen zu kennen. Das Pumpenmoment ist abhängig vom Förderdruck und vom Förder­ volumen, die Pumpenschleppverluste sind abhängig von Pumpendrehzahl und Fördervolumen.
Bild 4.9: Ölpumpenleistung in Abhängigkeit vom Druck (aus [4.3])
Aus [4.3] ist das Bild 4.9 entnommen. Man sieht, daß die druckabhängigen Verluste bei einer gegebenen Pumpenan­ triebsdrehzahl proportional dem Druck steigen. Man muß jedoch auch das Schleppmoment entsprechend berücksichti­ gen. Dies führt zu folgender Gleichung:
MP = Mschlepp + p·V·K; wobei p der Förderdruck und V das Fördervolumen ist.
Die Konstante K beinhaltet einerseits - falls erforderlich - die Umrechnung von Dimensionen, aber ebenfalls die druck­ abhängigen Reibungsverluste der Pumpenräder.
4.5.2 Verzahnungsverluste
Wie in der Literatur üblich, sind in [4.3] die Verluste von Stirnradgetrieben auf die Eingangsdrehzahl und Ein­ gangsmomente bezogen. Wie schon vorher beschrieben, ist bei der Berechnung von erforderlichen Antriebsleistungen und Verbräuchen die Rechnung vom Abtrieb her sinnvoll.
Bild 4.10: Verlustmomente bezogen auf das Abtriebsmoment
Deshalb sind die entsprechenden Verluste auf die Abtriebs­ drehzahl und das Abtriebsmoment umgerechnet. Im Bild 4.10 sieht man, daß die Verluste MV im 1. Gang sehr stark an­ steigen. Die Erklärung ist bereits im Kapitel 4.2 erfolgt. Deutlich ist zu sehen, daß die Verlustmomente einer Ver­ zahnung sehr gut in erster Näherung proportional zum Abtriebsmoment sind, wobei jedoch ein "Grund"-Schleppmoment berücksichtigt werden muß.
Aus Bild 4.10 kann man jedoch auch noch etwas anderes sehen: Die von der durchgesetzten Leistung unabhängigen Verluste (Schleppverluste) sind in erster Näherung in allen Gängen, d. h. bei allen Übersetzungen bezogen auf die Eingangsdrehzahl etwa gleich hoch. Dies heißt, daß die Verluste vor allem von Getriebeteilen herrühren, die mit der Eingangsdrehzahl rotieren. Die auf dem Bild darge­ stellten Ergebnisse basieren auf einem Getriebe für Stan­ dardantrieb, bei dem über eine sogenannte Konstante eine Vorgelegewelle angetrieben wird, mit deren Verzahnungen wiederum mehrere Losräder kämmen.
Die Schleppverluste der Stirnradverzahnungen können nach [4.8] bestimmt werden. Für vergleichende Betrachtungen können als Näherungsansatz die Verluste eines Handschalt­ getriebes (Bild 4.11) berücksichtigt werden. Die Vernach­ lässigung wird als zulässig angenommen, da die Schleppver­ luste von Radsätzen und Lagern anteilig sehr klein sind.
Bild 4.11: Verlustaufteilung eines Handschaltgetriebes (aus [4.3]) 4.5.3 Hydraulischer Drehmomentwandler
Der hydraulische Drehmomentwandler ist ein hydrodynami­ sches stufenloses Getriebe. Seine Kennwerte sind dimensi­ onslos oder dimensionsbehaftet auf das Drehzahlverhältnis Wandlerausgangsdrehzahl zu Wandlereingangsdrehzahl bezo­ gen. Bild 4.12 zeigt den typischen Verlauf der charakteri­ stischen Werte. Die Drehmomentwandlung µ sagt aus, um wieviel das Abtriebsmoment höher als das Eingangsmoment ist. Die Leistungszahl λ sagt aus, wie hoch die Antriebs­ drehzahl sein muß, damit ein entsprechendes Antriebsmoment übertragen werden kann.
Bild 4.12: Kennlinien eines hydraulischen Drehmomentwand­ lers (270 mm Durchmesser), aus [4.3]
Ähnliche Kurven sind auch für den Schubbetrieb vorhanden. Da es vorteilhafter ist, den Drehmomentwandler wie auch die vorher besprochenen Getriebeelemente von der Ab­ triebsseite her zu betrachten, muß das Kennfeld auf die Abtriebskennzahl bezogen werden. Dies ist leicht möglich, wie in [4.11] beschrieben ist. Durch Multiplikation der Wandlung mit der Leistungszahl ergibt sich ein sogenannter Lastwert FW, mit dem direkt der Zusammenhang Abtriebsmo­ ment zu Eingangsdrehzahl erfaßt werden kann.
Bild 4.13: Wandlerkennfeld mit Erweiterung zu FW (aus [4.11]) 4.5.4 Mechanische Wandler
Für die Verluste von mechanischen Wandlern werden Veröf­ fentlichungen der Firma PIV benutzt [4.6,4.7] (siehe auch Kapitel 1.6). In den Bildern 4.14 und 4.15 sind die Ver­ lustleistungen wie üblich auf das Eingangsmoment bezogen.
Bild 4.14: Verluste eines Kettenvariators (aus [4.6]) Bild 4.15: Verluste eines Kettenvariators (aus [4.7])
Im Bild 4.16 sind die entsprechenden Werte auf das Ab­ triebsmoment bezogen. (Man sieht hier im übrigen die Weiterentwicklung der Kettenwandler daran, daß die Ver­ lustmomente der neueren Veröffentlichung deutlich niedri­ ger sind.)
Bild 4.16: Kettenvariatorverluste, bezogen auf das Ab­ triebsmoment 4.5.5 Sonstige Verluste (Dichtungen, Lager, Ventilations­ verluste)
Im Bild 4.11 waren die Verluste an Dichtungen, Plantschverluste und Lagerverluste eines 5-Gang-Schaltgetriebes gezeigt.
Für die Verluste von geöffneten Lamellenkupplungen bzw. Bremsen von Automatgetrieben werden Meßergebnisse eines ausgeführten Lamellenpaketes nach Bild 4.17 aus [4.9] genommen.
Bild 4.17: Verluste von nicht betätigten Schaltelementen (aus [4.9])
Hier wirkt sich offensichtlich die Striebeck-Kurve deut­ lich aus, da mit niedriger Relativdrehzahl die Verlustlei­ stung trotz einer Ölzufuhr von 0,5 l/min zur Kühlung des geöffneten Elements wieder ansteigt. Das gewählte Beispiel des Lamellenschaltelementes ist als Rückwärtsgangbremse eines Automatgetriebes benutzt, das somit nur Stützmomen­ te, aber im Regelfall keine Schaltarbeit zu ertragen hat. Dies sind ähnliche Bedingungen, wie sie für die nachfol­ genden Geared-Neutral-Strukturen mit Schaltelementen gegeben sind.
Bei günstig ausgebildetem Schaltelementaufbau können diese Verluste sehr klein werden. Sie werden daher in den fol­ genden Beispielen vernachlässigt.
4.6 Vergleiche von Verlusten verschiedener Getrie­ bestrukturen
Im folgenden werden die Verluste von verschiedenen Getrie­ bestrukturen unter besonders kritischen Bedingungen be­ trachtet.
Einen wesentlichen Einfluß auf den Verbrauch bei Automat­ getrieben haben die Stillstandsverluste, die bei Verwen­ dung eines hydraulischen Drehmomentwandlers als Anfahrele­ ment auftreten, wenn nicht der Kraftfluß im nachgeschalte­ ten mechanischen Getriebe unterbrochen wird.
Der zweite kritische Fall ist die langsame Fahrt mit zulässigem Gesamtgewicht in Steigungen. Beim Einsatz einer Trennkupplung als Anfahrelement fallen in dieser nur Verluste an, wenn die gewünschte Fahrgeschwindigkeit mit der am niedrigsten möglichen Motordrehzahl nicht erreicht werden kann und die Anfahrkupplung schlupfen muß. Hierbei treten je nach Differenzdrehzahl hohe Verluste auf, die höchsten naturgemäß im Stand.
Da die zu vergleichende Getriebestruktur eine Zweibe­ reichs-Geared-Neutral-Struktur ist, ist es sinnvoll, nur den ersten Bereich, der in Leistungsverzweigung betrieben wird, mit den konventionellen Anfahrelementen: Drehmoment­ wandler und Kupplung zu vergleichen.
Der Vergleich bezieht sich also gleichsam auf drei stufen­ lose Getriebe mit unterschiedlichen Anfahrkonzepten: Geared Neutral, hydraulische Drehmomentwandler und Trenn­ kupplung.
Selbstverständlich kann in den letzten zwei Fällen anstel­ le des stufenlosen Getriebes auch ein konventionelles Stufengetriebe gesetzt werden; die Verwendung des stufen­ losen Getriebes bei der Geared-Neutral-Struktur mit einer zusätzlichen zweiten Kupplung K2 ist jedoch naheliegend.
4.6.1 Verwendete Elemente
Die Geared-Neutral-Struktur entspricht derjenigen, die die Verläufe nach Bild 3.26 ergibt. Sie ist im Bild 4.18 5 nochmal beschrieben. Der Eingang e ist mit dem Motor verbunden. Am Knoten teilt sich die Struktur.
Bild 4.18: Geared-Neutral-Struktur (zwei Bereiche)
Der mechanische Drehmomentwandler im ersten Pfad ist entsprechend den Verlusten von Kapitel 4.5.4 angenommen.
Eine Kupplung K2 erlaubt die direkte Koppelung des Varia­ torausgangs mit dem Getriebeausgang.
Im zweiten Pfad sitzt eine Trennkupplung K1. Sie ist erforderlich, um im Bereich 1 im Schubbetrieb die Kraft­ schlußunterbrechung zwischen Getriebeausgang und Getriebe­ eingang zu ermöglichen und hat steuerungstechnische Vor­ teile. Sie ist ebenfalls notwendig, um bei geschalteter Kupplung K2 den Zweig mit der Übersetzungsstufe i₃ zu unterbrechen, da sonst die Struktur überbestimmt wäre. Ein Planetendifferential mit der Kenngröße N summiert beide Pfade zum Getriebeausgang a.
Entsprechend der Bedingung, daß bei einem bestimmten Drehzahlverhältnis im mechanischen Wandler von K1 auf K2 schlupfarm umgeschaltet werden soll, ergibt sich nach Kapitel 3.8 die Hilfsübersetzung mit 2,22. Daraus berech­ net sich die Kenngröße des Planetendifferentials N mit 1,46.
Der für den Vergleich verwendete Drehmomentwandler hat eine Kennlinie nach Bild 4.13. Er ist im Durchmesser so bemessen, daß sich eine Vollast-Festbremsdrehzahl von ω = 200 ergibt. Die maximale Drehmomentwandlung beträgt 1.85.
4.6.2 Stillstandsverluste (Kriechmoment)
Der gewählte Drehmomentwandler bremst den Motor bei Leer­ laufdrehzahl bei einem Motormoment, das dem Quadrat des Reziprokwertes von Leerlaufdrehzahl zur Vollast-Fest­ bremsdrehzahl entspricht. Bei der gleich hoch angenom­ menen Wandlung von 1.85 ist dann das Ausgangsmoment des Anfahrelementes (das Turbinenmoment) gleich 17% des Vollast-Festbremsmomentes des Motors. Die Verlustleistung ist Motormoment mal Motordrehzahl.
Setzt man eine Kupplung als Anfahrelement ein, dann ist es je nach Komfortansprüchen (s. Kapitel 1.3) und je nach Kupplung nötig, ein Kriechmoment von 0 oder < 0 einzustel­ len. Wenn das Kupplungsausgangsmoment gleich hoch gefor­ dert ist, wie es sich bei einem Drehmomentwandler einstel­ len würde, muß dann das Kupplungsmoment 17% des maximalen Motormomentes betragen.
Es ergibt sich dann bei dem Vergleich im Stillstand bei Leerlaufdrehzahl für die Kupplung die maximale Verlustlei­ stung. Die Leerlaufverluste können also je nach geforder­ tem Kriechmoment zwischen 0 und ca. dem Doppelten der Verluste des hydraulischen Drehmomentwandlers betragen.
Bei der Geared-Neutral-Struktur sind die Stillstandsverlu­ ste auch unter Kriechmoment theoretisch 0, so lange das Drehzahlverhältnis im Wandler exakt der Übersetzung in der Stufe i₃ und dem Planetendifferential entspricht (bei Vernachlässigung der Variatorverluste). Es errechnet sich nach der Gleichung (3.26) ein Stillstandsdrehzahlverhält­ nis νW0 = 1,43.
Nun ist von ausgeführten Geared-Neutral-Strukturen bekannt und auch leicht einzusehen, daß die exakte Regelung dieses Übersetzungsverhältnisses schwer möglich ist und damit eine Schwankung des Drehzahlverhältnisses als Schwingen des Fahrzeugs um den Stillstand spürbar ist. Wegen der unendlichen Drehmomentwandlung im Stillstand kann das Abtriebsmoment trotz der Triebstrangelastizität vom Betrag her stark schwanken!
Ein Lösungsansatz ist nun darin zu sehen, daß die Kupplung K1 nur ein definiertes Drehmoment übertragen kann. Weiters wird das Drehzahlverhältnis im Wandler so eingestellt, daß sich eine positive Drehzahl im Vorwärtsfahrbereich und eine negative Drehzahl im Rückwärtsfahrbereich einstellen würde, wenn aufgrund des eingeregelten Kupplungsmomentes das Fahrzeug zu rollen beginnen würde.
Somit erreicht man die positiven Effekte eines Kriechmo­ mentes und gleichzeitig eine Unempfindlichkeit gegenüber der Übersetzungsregelung im stufenlosen Getriebe, da das Abtriebsmoment nur von dem übertragbaren Moment der schlupfenden Kupplung abhängt. Weiterhin erlaubt diese Kupplung, wie später gezeigt wird, bei entsprechender Ansteuerung einen angenehmen Abtriebsmomentverlauf beim Ausrollen und Anhalten.
Da die Differenzdrehzahl in der Kupplung jedoch wesentlich geringer als bei einer Anfahrkupplung ist, sind die Verlu­ ste in der schlupfenden Kupplung K1 entsprechend geringer als bei einem Drehmomentwandler oder einer Anfahrkupplung bei gleichem Kriechmoment. Im gegebenen Beispiel wurde ein Übersetzungsregelungsfehler von -3,5% angenommen. Es ergibt sich damit eine Verlustleistung, die maximal 5% der entsprechenden Wandlerverlustleistung beträgt. Sie kann dabei je nach Güte der Drehzahlregelung und je nach gefor­ dertem Kriechmoment auch nahe Null liegen.
4.6.3 Konstantfahrt unter Last
Es wird eine Steigungsfahrt mit 12% Steigung und einem Gesamtgewicht von Personenwagen incl. Anhänger von etwas über 3000 kg angenommen.
Nach Kapitel 1 ergibt sich damit ein Eingangsmoment für das stufenlose Getriebe von 100 Nm, bei einer in dieser Fahrzeugklasse üblichen Gesamtübersetzung vom Underdrive des stufenlosen Getriebes bis zu den Rädern von 13,5.
Es sind nun die Verluste gefragt, die in Abhängigkeit von der Fahrgeschwindigkeit vom Stillstand bis zu einer Ge­ triebeeingangsdrehzahl von ω = 150 auftreten.
In Bild 4.19 sind die Getriebestrukturen dargestellt, die verglichen werden.
Bild 4.19: Strukturbilder der verglichenen Konzepte
Im Falle des hydraulischen Drehmomentwandlers (Bild 4.19 oben) und der Anfahrkupplung (Bild 4.19 Mitte) sind diese zwischen Motor und stufenlosem Getriebe angeordnet.
Im Falle der Geared-Neutral-Struktur ist, wie schon in Bild 4.18 beschrieben, der Ausgang des stufenlosen Getrie­ bes mit einem Planetendifferential verbunden, das mit einer Kupplung K2 überbrückt werden kann.
Im Anfahrbereich ist die Kupplung K2 offen und das Plane­ tendifferential stützt sich über eine Hilfsübersetzung i₃ und die geschlossene Kupplung K1 wiederum am Eingang des stufenlosen Getriebes ab.
Der hydraulische Drehmomentwandler hat eine Charakteristik nach Bild 4.12. Für ein maximales Motoreingangsmoment von 250 Nm ergibt sich bei einer Festbremsdrehzahl von ω = 200 ein notwendiges K = 1,95.
MP = ω²mot·λ·K
Bei der gegebenen Belastung ergeben sich aus der Wand­ lercharakteristik die notwendigen Motordrehzahlen, um die geforderte Zugkraft zu erreichen. Sie sind in Bild 4.20 links oben dargestellt.
Bild 4.20: Verluste [kW], Drehzahlen [rad/s] und Motormomen­ te [Nm]
Die dabei anfallenden Verluste im Wandler sind in Bild 4.20 unten dargestellt, sie sind jedoch wegen der Betrach­ tung der Gesamtgetriebestruktur um die Verluste des stu­ fenlosen Getriebes zu erhöhen. Nach Bild 4.16 ergibt sich für dieses ein Verlustmoment von 10 Nm, das am Eingang des stufenlosen Getriebes zuzuschlagen ist. Die Verlustlei­ stung ist gleich dem Produkt von Verlustmoment und Getrie­ beeingangsdrehzahl. Sie beträgt somit 1.5 kW bei der maximal betrachteten Getriebeeingangsdrehzahl von ω = 150 rad/s. Die Gesamtverluste ergeben sich durch Addition der Verluste im Wandler und der Verluste vom stufenlosen Getriebe mit PV = 2,8 kW.
Wird mit einer Kupplung angefahren, so läßt sich die Eingangsdrehzahl des Motors im Schlupfbereich so lange frei wählen, so lange der Motor das geforderte Kupplungs­ moment erbringen kann.
In Bild 4.20 sind für zwei Einkuppeldrehzahlen die Verlu­ ste in der Kupplung dargestellt. Die Gesamtverluste erge­ ben sich wiederum durch Addition von Kupplungsverlusten plus Verlusten des stufenlosen Getriebes. Sobald die Motordrehzahl der Getriebeeingangsdrehzahl entspricht, sind die Kupplungsverluste Null.
Das gleiche läßt sich natürlich auch bei einer Über­ brückung des Drehmomentwandlers erreichen. Man sieht jedoch, daß in Abhängigkeit der Anfahrcharakteristik (Drehzahlverlauf) die Verluste der Kupplung bei niedriger Drehzahl höher als die des Wandlers sind.
Im Bild 4.20 rechts sind die Anfahrbedingungen für die Geared-Neutral-Struktur dargestellt. Aus Vergleichbar­ keitsgründen werden wiederum die gleichen Startdrehzahlen wie bei der Kupplung genommen. Da nach Bild 4.16 die Verluste des Kettenwandlers in diesem Übersetzungsbereich bei gleichem Abtriebsmoment gleich hoch sind, ist es klar, daß bei konstanter Eingangsdrehzahl und konstantem Ver­ lustmoment auch die Verlustleistung konstant bleibt. Sobald dann die Motordrehzahl entsprechend der zunehmenden Fahrgeschwindigkeit erhöht wird, steigen auch die Verluste an.
Man sieht in Bild 4.20 rechts unten, daß die Anfahrverlu­ ste wesentlich geringer als bei den Alternativen: hydrau­ lischer Drehmomentwandler und Anfahrkupplung sind. Es ist jedoch zu beachten, daß die auftretenden Verluste an den Berührflächen des stufenlosen Getriebes entstehen und daß der Verlustwärmetransport über Wärmeleitung oder Konvekti­ on zum Schmieröl gewährleistet sein muß.
Selbstverständlich läßt sich sowohl mit einer Kupplung, aber noch viel freier mit einer Geared-Neutral-Struktur jede gewünschte Anfahrcharakteristik von Motordrehzahl zu gefordertem Moment einstellen. (Erfahrungsgemäß wird am ehesten ein Verlauf wie bei einem Drehmomentwandler ge­ wünscht.)
Eine niedrige Motordrehzahl bedeutet auch niedere Verluste im Anfahrelement!
5. Steuerstrategien für Bereichswechsel und zum Anhalten
Da bei Zwei-Bereich-Strukturen der Kupplungswechsel zwi­ schen beiden Bereichen theoretisch exakt im Synchronpunkt ohne Differenzdrehzahl stattfinden könnte, hat man oft versucht, mit einfach bauenden, formschlüssigen Klauen­ kupplungen auszukommen. Der Wechsel war jedoch im Komfort etc. nicht befriedigend und daher versuchte man, mit einseitigen Anschrägungen der Mitnahmeflächen die Übergän­ ge günstiger (freilauf-ähnlich) zu gestalten, was jedoch nur in einer Drehmomentabstützungsrichtung der Klauenkupp­ lung gelingen kann.
Es gab auch Versuche, mit reibschlüssigen Kupplungen und Freiläufen die Umschaltvorgänge befriedigen zu steuern. Heidemeyer weist aber in [5.1) darauf hin, daß die Steue­ rung der Kupplungen für Geared-Neutral-Strukturen komplex sei.
Dittrich berichtet in [5.2] über eine sehr gut funktionie­ rende Geared-Neutral-Struktur. In der Konstruktionszeich­ nung ist zu sehen, daß der Bereichswechsel mit Hilfe eines Freilaufs erfolgt. Dieser Freilauf braucht im Schubbetrieb eine zusätzliche Kupplung zum Überbrücken - der Aufwand und die Verluste steigen beträchtlich. Obwohl sich mit diesen zusätzlichen Elementen auch die Probleme beim Anhalten etc. größtenteils lösen lassen, ist der Ge­ samtaufwand mindestens so groß wie für ein stufenloses Getriebe mit konventionellem Anfahrelement, so daß nur wenig für eine Geared-Neutral-Struktur in dieser Ausfüh­ rungsform spricht.
Der Autor zeigt nun im folgenden Kapitel, wie sich ohne Zusatzaufwand nur durch intelligente Ansteuerung der Kupplungen gute Bereichswechsel erreichen lassen und auch ein sehr guter Komfort beim Anhalten möglich ist.
5.1 Theorie der Schaltung ohne Zugkraftunterbre­ chung
Zum Verständnis der Bereichswechselstrategien ist es notwendig, die wesentlichen Grundsätze der Schaltungen ohne Zugkraftunterbrechung zu verstehen. Am einfachsten läßt sich dies an einem Prinzipbild eines Vorgelegegetrie­ bes erklären, wie es im Bild 5.1 dargestellt ist.
Bild 5.1: Triebstrangschema
Sämtliche Regeln lassen sich aber auch für alle Arten von Getriebestrukturen anwenden, egal, ob dies ein Planetenge­ triebe, ein Vorgelegegetriebe oder eine Mehrbereichs-Geared-Neu­ tral-Struktur ist. Wesentlich ist, daß zwei parallele Leistungspfade in der Antriebsstruktur vorhanden sein müssen, die wechselweise jeweils durch eine Kupplung leistungsführend geschaltet werden können. Durch entspre­ chende Reduktion der Massen und der Momente lassen sich bei allen Strukturen die folgenden zwei Grundgleichungen ableiten.
Die Struktur wird an beiden Kupplungen geschnitten, so daß die Gleichung 5.1 die motorseitige Getriebestruktur be­ schreibt und die Gleichung 5.2 die fahrzeugseitige.
Mmot - Jmotdωm/dt + MK1 + MK2 = 0 (5.1)
Ma + MK2 + inMK1 = 0 (5.2)
Weiters gilt:
Solange eine Kupplung haftet, ist das anstehende Moment immer gleich oder kleiner als das übertragbare Moment.
Wenn eine Kupplung schlupft, wird das Moment von den Kupplungsübertragungsbedingungen vorgegeben.
Es wird angenommen, daß die Fahrzeugmasse im Vergleich zur Motormasse groß sei und damit in erster Näherung die Abtriebsdrehzahl während der Schaltung konstant bleibt. Die Kupplung K1 sitzt in einer Vorgelegewelle, die motor­ seitig mit einer Übersetzung von 1 angetrieben wird und abtriebsseitig eine Übersetzung < 1 hat. Die Kupplung K2 kann die Motorwelle mit der Abtriebswelle direkt verbin­ den.
Im Bild 5.2 ist nun der Schaltungsablauf eines Wechsels von der Kupplung K1 zur Kupplung K2 bei Zugbetrieb be­ schrieben. Vor dem Zeitpunkt 1 dreht der Motor mit der Drehzahl ωm. Die Kupplung K1 muß das Moment des Motors übertragen, die Kupplung K2 ist geöffnet, das Abtriebsmo­ ment ist Motormoment x Übersetzung in.
Bild 5.2: Schaltungsablauf
Zum Zeitpunkt 1 wird die Kupplung K2 zugeschaltet. Da die Zuschaltgeschwindigkeit endlich ist, erfolgt der Aufbau des Momentes an der Kupplung K2 in einer endlichen Zeit. Entsprechend Gleichung (5.1) führt eine Erhöhung des Momentes an der Kupplung K2 zu einer Abnahme des notwendi­ gen Momentes an der Kupplung K1. Wenn das übertragbare Moment der Kupplung K1 gleich groß oder größer als das erforderliche Moment ist, bleibt die Kupplung K1 haften, die Kupplung K2 schlupft mit der Drehzahldifferenz von Motordrehzahl zu Abtriebsdrehzahl.
Ist die Kupplung K1 ein Freilauf, so kann sie nur in einer Stützrichtung das gerade erforderliche Moment übertragen.
Sobald die Kupplung K2 ein Moment überträgt, das dem Motormoment entspricht, ist an der Kupplung K1 kein Moment mehr erforderlich. Würde nun das Kupplungsmoment an der K2 nicht mehr erhöht werden, so würde das Drehzahlverhältnis bestehen bleiben, jedoch in der Kupplung K2 Verlustlei­ stung entsprechend dem Kupplungsmoment und der Differenz­ drehzahl anfallen.
Um nun den Motor auf das niedrigere, neue Drehzahlniveau der Abtriebsdrehzahl zu bringen, muß das Moment an der Kupplung K2 weiter erhöht werden, um entsprechend der Gleichung (5.1) zu einer Verzögerung der Motormassen zu kommen. Dies ist vom Zeitpunkt 2 an gegeben. Der Motor wird nun entsprechend dem Überschußmoment an der Kupplung K2 verzögert, bis die Motordrehzahl gleich der Abtriebs­ drehzahl ist. Dann wird der Schlupf in der Kupplung K2 Null, der Motor nicht mehr weiter verzögert und das not­ wendige Moment an der Kupplung K2 reduziert sich auf das Motormoment.
Der Abtriebsmomentverlauf stellt sich entsprechend Glei­ chung (5.2) ein. Zwischen Zeitpunkt 1 und 2 führt die Erhöhung des Momentes der Kupplung K2 zu einer Reduktion des Abtriebsmomentes. Überträgt die Kupplung K2 exakt das Motormoment, so wird nach dem oben gesagten die Kupplung K1 kein Moment übertragen müssen. Das Abtriebsmoment entspricht exakt dem Moment der Kupplung K2.
Merke
Bei einer freilaufähnlichen Schaltung bricht das Abtriebs­ moment auf das Niveau des Momentes des Folgeganges ein.
Durch die weitere Steigerung des Momentes der Kupplung K2 zur Verzögerung des Motors erhöht sich das Abtriebsmoment bis zum Zeitpunkt 3. Es bleibt dann während der Verzöge­ rungsphase des Motors konstant und bricht im Zeitpunkt 5 beim Erreichen der Synchrondrehzahl auf die Höhe des Motormoments ein, da das auf Grund der Verzögerung der Motordrehmassen zusätzliche Moment entfällt.
Merke
Subjektiv wird die Güte eines Gangwechsels vorwiegend durch die Höhe der Änderung des Abtriebsmoments über der Zeit bzw. die Änderung der Beschleunigung über der Zeit empfunden. Vorzeichenwechsel der Änderung sind besonders ungünstig. Daher sind große Momentänderungen wie zum Zeitpunkt 5 zu vermeiden.
Durch eine Reduzierung des Momentes der Kupplung K2 ab dem Zeitpunkt 4 bis zum Zeitpunkt 6 läßt sich ein weiches, angenehmes Verhalten erzielen. Die dadurch entstehende zusätzliche Verlustenergie in der Kupplung K2 ist gering, da die Differenzdrehzahl gering ist.
Der Übergang des Abtriebsmoments vom Zeitpunkt 1 über den Zeitpunkt 2 zum Zeitpunkt 3 soll nach den gleichen Regeln erfolgen, jedoch ist hier aufgrund der großen Differenz­ drehzahl in der Kupplung die Verlustenergie hoch.
Eine Ausführung mit Freiläufen ist nach dem vorher gesag­ ten aufwendig. Verwendet man nun an der Kupplung K1 an Stelle eines Freilaufs eine normale Schaltkupplung, so ist der Verlauf des Abtriebsmoments vom Zeitpunkt 1 bis zum Zeitpunkt 3 durch die sogenannte Überschneidung der Momen­ te in der Kupplung K1 und der Kupplung K2 bestimmt.
5.2 Toleranzunempfindliche Steuerstrategie
Nach dem vorher Erklärten ist das erforderliche Moment in der Kupplung K1 bis zum Zeitpunkt 2 des Schaltungsablaufs auch durch die Höhe des Momentes in der Kupplung K2 be­ stimmt. Da die Kupplung jedoch nicht schlupft, spielt die vorhandene Momentenkapazität der Kupplung keine Rolle. Es ist nur erforderlich, zum Zeitpunkt 2 das Kupplungsmoment auf 0 zu reduzieren. Im Bild 5.3 links ist dies gegenüber dem Bild 5.2 zeitlich gedehnt mit Verlauf a) bezeichnet. Wird nun z. B. die Kupplung K1 exakt zum Zeitpunkt 2 durch die elektronische Steuerung abgeschaltet, so ist aufgrund des Totzeitverhaltens der Kupplung ein Verlauf nach a) nicht erreichbar.
Bild 5.3: Überschneidungsformen
Damit das Ist-Moment entsprechend dem Verlauf a) reagiert, wird etwa nach dem strichpunktierten Verlauf b) gesteuert. Die Kupplung wird also um Δt vorher bereits steuerungssei­ tig abgeschaltet. Da das Totzeitverhalten bzw. die Dynamik einer Kupplung aber von vielen Parametern abhängt, ist es fast nicht möglich, unter allen Betriebszuständen die richtige Vorhaltung zu erreichen.
Schaltet die Kupplung K1 zu früh ab, so ergibt sich ein Abtriebsdrehmomentverlauf wie unter b), schaltet die Kupplung zu spät ab, ergibt sich ein Abtriebsmomentverlauf nach c). Der Gradient des Abtriebsmomentverlaufs ist nach Gleichung (5.2) und dem Bild 5.3 leicht nachvollziehbar sowohl vom Gradient der Kupplung K1 als auch vom Gradient der Kupplung K2 beeinflußt.
Weiter muß nach Gleichung 5.1 das Moment der Kupplung K1 nicht nur in Abhängigkeit des Momentes in der Kupplung K2, sondern auch vom Motormoment gesteuert werden. In vielen ausgeführten Fällen ist dies nicht richtig berücksichtigt und führt je nach Toleranzlage zu schlechtem Schaltkom­ fort. Um diese Probleme zu umgehen, werden daher oft Freiläufe mit zusätzlich erforderlichen Kupplungen be­ nutzt. Die Konsequenzen für den konstruktiven Aufbau sind entsprechend aufwendig.
Im Bild 5.3 rechts ist nun gezeigt, wie sich die Probleme vermeiden lassen. Wenn das Moment der Kupplung K1 entspre­ chend dem Moment der Kupplung K2 und dem Motormoment gesteuert wird, so ist die Güte des Abtriebsmomentverlaufs nur von dem Sicherheitsmoment abhängig, das zusätzlich zur Abdeckung der unvermeidlichen Toleranzen im Reibwert der Kupplungen, Erfassung des Motormomentes etc. erforderlich ist [5.3]. Dies ist schon bei hydraulischen Steuerungen ausreichend gut machbar.
Mit den Mitteln der heutigen elektronischen Steuerungen läßt sich das Verhalten eines richtigen Freilaufs nahezu perfekt nachbilden. Vor allem durch einen sanften Übergang des Kupplungsmomentes K1 nach Null zum Zeitpunkt 2 lassen sich steile Gradienten des Abtriebsmomentes, wie im Bild 5.3 rechts unten gezeigt, nahezu vollkommen vermeiden.
Der Verlauf des Abtriebsmomentes im Bild 5.3 rechts unten läßt sich einfach erklären.
Die Umkehr des Abtriebsmomentverlaufs tritt dann ein, wenn das übertragbare Moment der Kupplung K1 dem erforderlichen entspricht.
Das Abtriebsmoment wird ab dem Zeitpunkt nur von der Kupplung K2 bestimmt, ab dem die Kupplung K1 kein Moment mehr überträgt.
Beim Bereichswechsel in einer Geared-Neutral-Struktur sind im Gegensatz zu Stufengetrieben nur minimale Drehzahldif­ ferenzen zu synchronisieren, gerade die, die sich aus Abweichungen bei der Drehzahlerfassung ergeben. Dies bedeutet, daß sowohl die Güte des Abtriebsdrehmomentver­ laufs hoch sein kann, als auch die Verlustleistung in den Schaltkupplungen niedrig ist. Selbst im ungünstigsten Fall wird sie weniger als 10% der entsprechenden Verlustlei­ stung von Schaltkupplungen in Automatgetrieben betragen [5.4], was eine kompakte, schleppverlustarme Bauweise ermöglicht.
5.3 Umschaltstrategien beim Bereichswechsel
Beim Bereichswechsel ist es wichtig, daß der Drehmoment­ verlauf abtriebsseitig homogen bleibt und die Verlustlei­ stung in der Kupplung nicht zu groß wird. Man wird also versuchen, den Bereichswechsel knapp vor oder nach dem Synchronpunkt durchzuführen. Bei richtiger Drehzahldiffe­ renz wird der Abtriebsmomentverlauf homogen bleiben, auch unter Berücksichtigung der vorhandenen Elastizitäten in der Getriebestruktur.
5.3.1 Bereichswechsel für zunehmendes νG
Im Bild 5.4 sind die Drehzahlverhältnisse der Zweibe­ reichsstruktur dargestellt. Steigendes νG ergibt sich bei Beschleunigung mit annähernd gleicher Motordrehzahl oder bei der Reduzierung der Motordrehzahl bei gleicher Fahrge­ schwindigkeit, da z. B. die gewünschte Fahrleistung ver­ brauchsgünstiger bei niedrigerer Motordrehzahl erreicht werden kann.
Beim Bereichswechsel der Kupplungen ist darauf zu achten, daß der Abtriebsmomentverlauf möglichst homogen bleibt.
Bild 5.4: Bereichswechsel bei zunehmenden νG
Dies bedeutet, daß im Zugbetrieb die Motordrehzahlände­ rung, die sich durch Abweichungen vom Synchronpunkt er­ gibt, nur negativ sein darf, da dann die Verzögerung der Motorträgheitsmassen ein zusätzliches Beschleunigungsmo­ ment ergibt. Umgekehrt darf im Schubbetrieb die Motordreh­ zahl nur zunehmen, da so das für die Motorbeschleunigung notwendige zusätzliche Drehmoment schubverstärkend wirkt.
Im Bild 5.4 ist dies dadurch erreicht, daß im Zugbetrieb der Bereichswechsel knapp vor dem Synchronpunkt und beim Schubbetrieb der Wechsel knapp hinter dem Synchronpunkt erfolgt. Dadurch ergeben sich, wie unten im Diagramm gezeigt, die für einen komfortablen Bereichswechsel erfor­ derlichen Richtungen der Differenz-drehzahlen in den Kupplungen.
Änderungen der Drehzahlverhältnisse des Gesamtgetriebes in Richtung Zunahme sind im allgemeinen unkritisch, da sie langsam verlaufen können. Die Anforderungen an die Dynamik der Kupplungs- und Übersetzungssteuerung sind daher ge­ ring. Wesentlich schwieriger ist die Übersetzungsänderung des Getriebes in der anderen Richtung.
5.3.2 Bereichswechsel für abnehmendes νG
Wird z. B. eine höhere Abtriebsleistung gefordert, als bei der gerade vorliegenden Motordrehzahl mit Vollast erreicht werden kann, so muß die Motordrehzahl erhöht werden, um höhere Leistungen zur Verfügung zu stellen. Dies erfolgt durch eine Reduzierung des Getriebedrehzahlverhältnisses.
Zum einfacheren Verständnis kann man annehmen, daß dabei die Abtriebsdrehzahl in erster Näherung konstant bleibt.
Bild 5.5: Bereichswechsel bei abnehmenden νG
Im Bild 5.5 ist rechts oben noch einmal die Getriebestruk­ tur dargestellt.
Das Getriebe befindet sich im Bereich 2, und damit ist die Kupplung K2 geschlossen und die Kupplung K1 offen. Da die geschlossene Kupplung K2 den Planetensatz überbrückt, dreht die rechte Seite der Kupplung K1 mit einer um die Übersetzung in gegenüber der Abtriebsdrehzahl erhöhten Drehzahl. Die linke Seite der Kupplung K1 dreht mit der Motordrehzahl, die sich aus dem Drehzahlverhältnis Ab­ triebsdrehzahl zur Eingangsdrehzahl des Variators ergibt. Wird nun der Variator im Drehzahlverhältnis reduziert, erhöht sich die Motordrehzahl.
Der Wechsel von der Kupplung K2 zur Kupplung K1 sollte im Zugbetrieb nur dann erfolgen, wenn die Motordrehzahl bereits höher als die Drehzahl der rechten Hälfte der Kupplung K1 ist, um so beim Zuschalten der Kupplung K1 ein zusätzliches Moment durch die Verzögerung der Drehmassen des Motors zu bekommen.
Genau umgekehrt sollte der Umschaltvorgang im Schub vor dem Erreichen des Synchronpunktes erfolgen.
5.4 Abtriebsmomentverlauf beim Anhalten
In den vorherigen Kapiteln wurde bereits erwähnt, daß der Abtriebsmomentverlauf beim Anhaltvorgang bei einer frei­ lauflosen Struktur sehr kritisch ist. Im Bild 5.6 ist dieser Anhaltvorgang dargestellt.
Im Bild rechts oben ist das Motorverhalten im die Leer­ laufbereich beschrieben. Oberhalb der Leerlaufdrehzahl wird der Motor im Schubbetrieb ein Schubmoment aufbringen, unterhalb der Leerlaufdrehzahl wird der Leerlaufregler (elektronisch oder konventionell) bei Drückung des Motors unter die Leerlaufdrehzahl ein zusätzliches Moment auf­ bringen. Der Verlauf des Motormomentes zur Motorleerlauf­ drehzahl wird je nach Reglerausführung unterschiedlich steil sein. Dieser Gradient hat jedoch einen Einfluß auf den Abtriebsdrehmomentverlauf beim Anhalten. Der Verlauf der Abtriebsdrehzahl zur Motordrehzahl ist im Bild 5.6 oben dargestellt.
Darunter sieht man den Abtriebsmomentverlauf bei Verwen­ dung eines hydraulischen Drehmomentwandlers. Ist die abtriebsseitige Drehzahl höher als die Motordrehzahl, wird entsprechend der Charakteristik des Drehmomentwandlers ein Schubmoment erzeugt, das zur Synchrondrehzahl zu Null wird. Sinkt nun die Abtriebsdrehzahl unter die Leerlauf­ drehzahl, dann baut sich entsprechend der Wandlercharakte­ ristik ein Moment auf, das im Stillstand am größten ist. Es wird dort als Kriechmoment bezeichnet.
Bild 5.6: Abtriebsmomentverläufe beim Anhalten
Im unteren Teil des Bildes ist der Abtriebsmomentverlauf einer Geared-Neutral-Struktur bei starrer Verbindung gezeigt. Ergibt die Übersetzungsregelung exakt die Motor­ leerlaufdrehzahl, wird auch das Abtriebsmoment exakt Null sein. (Bei diesem Ansatz werden die Wirkungen von Massen­ beschleunigungen und Massenverzögerungen in der Getriebe­ struktur vernachlässigt). Ist die von der Getriebeüberset­ zung bestimmte Motordrehzahl unter der Leerlaufdrehzahl, so wird sich ein Kriechmoment ergeben, das bei Vernachläs­ sigung von Verlusten im Stillstand wegen der Drehmo­ mentübersetzung unendlich Unendlich betragen muß. Analog ergibt sich bei einer zu hoch eingeregelten Motordrehzahl ein Schubmoment, das ebenfalls gegen unendlich gehen kann.
Da die Motorleerlauf-Solldrehzahl von vielen Parametern abhängt, und auch die gesamte Übersetzungsregelung tole­ ranzbehaftet ist, ist es leicht einzusehen, daß der An­ haltvorgang bei Geared-Neutral-Strukturen ohne Zusatzmaß­ nahmen problematisch ist - wie es auch aus der Literatur und Testfahrten bekannt ist. Diese Probleme kann man umgehen, wenn man, wie in [5.2] beschrieben, Freiläufe einsetzt. Ein Weg, einen guten Abtriebsmomentverlauf auch ohne Freiläufe zu bekommen, ist im Bild 5.7 gezeigt.
Bild 5.7: Steuerstrategie zum Anhalten
Nützt man die Tatsache, daß die Kupplung K1 im Bereich 1 der Geared-Neutral-Struktur proportional dem Abtriebsmo­ ment beansprucht ist, so kann man, wenn man sie schlupfen läßt, zusätzlich durch die Steuerung des Kupplungsmomentes K1 das Abtriebsmoment bestimmen. Ob das Abtriebsmoment dabei positiv oder negativ wird, hängt von der Richtung der Differenzdrehzahl in der Kupplung ab, die wiederum durch die Übersetzungsregelung im Variator beeinflußt werden kann.
Im Bild 5.7 sind für verschiedene Streuungen der Überset­ zungsregelung bei einem festen vorgegebenen Kupplungsmo­ ment K1 die Abtriebsmomentverläufe gezeigt. Man sieht, daß es auch in der Praxis möglich ist, den Abtriebsmomentver­ lauf frei zu gestalten. Es läßt sich mit entsprechenden Vorgaben der Übersetzungs- und Momentverläufe in der Kupplung K1 z. B. praktisch identisch dem Verlauf anpas­ sen, der sich bei einem hydraulischen Drehmomentwandler ergeben würde.
Dabei bestimmt das Moment in der schlupfenden Kupplung K1 entsprechend der Motorkennlinie in Bild 5-6 (oben rechts) die sich einstellende Motordrehzahl. Die Differenzdrehzahl in der Kupplung kann über die Übersetzung im CVT frei gewählt werden und bestimmt die Verlustleistung in der Kupplung.
5.5 Sonstiges
Die Verwendung von Reibungskupplungen an Stelle von Klau­ enkupplungen in einer Geared-Neutral-Struktur hat einen weiteren Vorteil.
Die Verstellgeschwindigkeit in Variatoren ist im allgemei­ nen sehr stark von der zur Verfügung stehenden Leistungs­ fähigkeit der Ölversorgung abhängig. Da eine leistungsfä­ hige Ölversorgung aber auch hohe Verluste erzeugt, sind Wege gesucht, auch ohne leistungsstarke Ölpumpen befriedi­ gende Ergebnisse zu erreichen.
Reibungskupplungen in Geared-Neutral-Strukturen erlauben, den Kraftfluß zu reduzieren, so daß unabhängig von der eingestellten Übersetzung der Motor bei schlupfender Kupplung auftouren kann, um entweder im entsprechenden Bereich zum richtigen Zeitpunkt mit einer fassenden Kupp­ lung K1 oder K2 "gefangen" zu werden oder/und mit seiner höheren Drehzahl größere Ölmengen für eine schnellere Verstellung des Variator bereitzustellen.
6. Messungen 6.1 Prüfstandsaufbau
Der Prüfstandsan- und -abtrieb besteht aus zwei fremder­ regten Gleichstrommaschinen mit maximal 220 kW Leistung. Die Maschinen werden mit einer Leistungssteuerung betrie­ ben. Die Leistungssteuerung bekommt ihre Vorgaben über einen VME-Bus vom Prüfstandsrechner.
Dieser Prüfstandsrechner übernimmt die gesamte Prozeß­ steuerung und genauso die Meßdatenerfassung. Die Meßdaten werden über das System FAMOS am PC ausgewertet.
Die Eingangs- und Ausgangsdrehzahlen der Getriebestruktu­ ren werden von der Prüfstandssteuerung direkt erfaßt. Zur Bestimmung der Drehzahl am Variatorausgang wird aus der vorhandenen Stegdrehzahlerfassung des Planetengetriebes mit Hilfe der Abtriebsdrehzahl rückgerechnet.
Eingangs- bzw. Ausgangsmoment der Gleichstrommaschinen werden von HOTTINGER-Meßwellen erfaßt.
Die Drücke in den Kupplungen werden mittels Druckaufnehmer gemessen.
6.2 Prüfling
Die Getriebestruktur wurde im wesentlichen durch Verwen­ dung von nachgearbeiteten Bauelementen serienmäßiger Getriebe dargestellt. Sie ist im Bild 6.1 beschrieben.
Der Variator hat 250 Nm Eingangsmomentkapazität und 150 kW Leistungsvermögen und ist aus einem Prototypgetriebe entnommen.
Der Summierplanetensatz ist einem 5-Gang-Automatikgetriebe entnommen. Die Kenngröße N des Planetensatzes ist 1,34.
Die Zwischenübersetzung i₃ wird mittels zweier Radsätze aus Teilen eines Getriebes dargestellt und beträgt insgesamt 1,99. Damit ist zwar der Rückwärtsbetriebsbereich des Prüflings eingeschränkt, auf die Aussagegüte der Bereichs­ wechsel und des Anfahrverhaltens hat dies keinen Einfluß. Mit der maximalen Übersetzung des Variators von 2.4 können somit Bereichswechsel auch deutlich oberhalb des Gleich­ laufpunktes der Struktur dargestellt werden.
Bild 6.1: Prüfstandsstruktur
Die Kupplung K1 aus einem 4-Gang-Automatgetriebe verbindet das Antriebsritzel der Zwischenübersetzung mit der Ein­ gangswelle des Variators. Als Kupplung K2 wird eine Kupp­ lung benützt, sie verbindet den Planetenträger (Steg) mit der Sonne. Das Ausgangszahnrad der Übersetzungsstufe ist mit dem Planetenträger verbunden.
Als Hydrauliksteuerung dient die vom oben erwähnten Proto­ typgetriebe entnommene CVT-Steuerung. Mit ihr können das Drehzahlverhältnis des Variators geregelt und die Drücke der Kupplungen gesteuert werden.
6.3 Testzyklus
Ein vorgegebener Testzyklus wurde mehrmals durchfahren. Er beinhaltet die Bereichswechsel jeweils im Zug und Schub, wie im Kapitel 5 beschrieben. Ebenfalls wurde das Ausroll­ verhalten nach Kapitel 5 überprüft.
Die Bestimmung der erforderlichen Kupplungsmomente erfolgt nach Kapitel 3.8, S. 78 mit Bild 3.25 und mit Bild 4.18 auf S. 106.
Die Hilfsübersetzungen i₁ und i₂ werden nicht benötigt. Die Hilfsübersetzung i₃ beträgt, wie erwähnt, -1,99. (Das Minus ergibt sich aus der gleichen Drehrichtung der An- und Abtriebswelle).
Die erforderlichen Kupplungsmomente ergeben sich somit zu
Die Übersetzung iCVT des Variators wird von einem PI-Regler geregelt. Die Ermittlung der Ist-Übersetzung erfolgt aus Antriebs- und Abtriebsdrehzahl des Gesamtgetriebes sowie der Stegdrehzahl des Planetensatzes. Nach der Superpositi­ onsregel von Willis (S. 50) ergibt sich:
Die Übertragungsfähigkeit der jeweils geschalteten Kupp­ lung wird um einen Sicherheitszuschlag von 1,2 gegenüber dem erforderlichen Moment erhöht. Dieser Sicher­ heitszuschlag sorgt einerseits für die Motorverzögerung (nach Gleichung 5.1) andererseits wird dadurch garantiert, daß nach Beendigung eines Bereichswechsels Laststöße von der Abtriebsseite nur bis zum 1,2fachen des gemessenen Motormoments übertragen werden müssen.
M′K = 1.2 MKerf
Die Übertragungsfähigkeit gemessen am erforderlichen Kupplungsmoment wird bei der zuschaltenden Kupplung über den Faktor FK gesteuert.
MK = FK·M′K
Das übertragbare Kupplungsmoment wird durch den anstehen­ den Öldruck bestimmt.
MK = (p.A-F)·r·z·µ
mit
p Betätigungsdruck
A Kolbenfläche
F Lüftfederkraft
r Reibradius der Lamellen
z Zahl der Reibflächen
µ Reibwert
6.3.1 Sollverlauf
Das Moment der abzuschaltenden Kupplung wird nach Glei­ chung (5.1) gesteuert.
MKab = MKab erf (1-1.2 FKzu)
Wie in Kapitel 5 erklärt, ergibt sich mit dieser Steuerung der abschaltenden Kupplung ein Verhalten im Abtriebsmo­ mentverlauf, das dem Ablauf sehr nahe kommt, wenn ein Freilauf eingesetzt wird.
6.3.2 Überschneidungsfehler
Überschneidungsfehler beim Bereichswechsel werden haupt­ sächlich durch zwei Einflüsse verursacht:
1. Motormomenterfassungsfehler
Für die richtige Steuerung der abschaltenden Kupplung entsprechend dem zuschaltenden Kupplungsmoment muß auch das Motormoment bekannt sein. Da in Kraft­ fahrzeugtriebsträngen das Ist-Moment nicht erfaßt wird, sondern aus Motorbezugsgrößen errechnet werden, kann es zu Momenterfassungsfehlern kommen. Man kann diese Fehler zwar adaptiv verringern, mit einem Restfehler muß jedoch ge­ rechnet werden. Der Momemtenfehler wird dadurch simuliert, daß die Prüfstandssteuerung einen um einen konstanten Wert erhöhten Betrag an die Kupplungssteuerung weitergibt.
2. Kupplungsmomentfehler
Abweichungen im Kupplungsmoment können durch Abweichungen im Reibwert der Reibbeläge und durch Toleranzen und Hyste­ rese der Druckansteuerung für die Kupplung begründet sein. Sie können durch gezielt fehlerhafte Kennlinienvorgabe simuliert werden.
6.3.3 Umschaltpunktfehler
Für den homogenen Verlauf des Abtriebsmomentes ist, wie im Kapitel 5 erklärt, die Umschaltung jeweils vor bzw. nach dem Synchronpunkt durchzuführen. Es werden auch Umschalt­ vorgänge gezeigt, die nicht nach dem optimalen Verlauf angesteuert werden. Dadurch kommt es abtriebsseitig zu Drehmomentwechseln, die sich negativ auf den Fahrkomfort auswirken.
Zur Darstellung des Kriechverhaltens wird bei einem Ge­ triebeübersetzungsverhältnis, das deutlich von der Geared Neutral-Bedingung abweicht, die Kupplung K1 druckbeauf­ schlagt. Der Abtriebsmomentverlauf muß dem Kupplungsmoment entsprechen, wobei die Kupplung schlupft.
Bei einem geringen Kupplungsmoment wird in einer weiteren Messung der Wechsel von Vorwärts- nach Rückwärts- und umge­ kehrt durch Übersetzungsverstellung im Variator gezeigt.
Es folgen Auszüge von Messungen.
Messung 1 zeigt einen Bereichswechsel von 1 nach 2 im Schubbetrieb, siehe Bild 6.2.
Zum Zeitpunkt 4,9 sec. wird die Kupplung K2 zugeschaltet und die Kupplung K1 abgeschaltet. Die Motordrehzahl (MO) wird leicht von 1100 min-1 auf 1150 min-1 hochgezogen.
Durch die Prüfstandssteuerung bedingt ist leider über Abtriebs- und Antriebsmoment eine ungleichmäßige Schwin­ gung überlagert.
Man sieht jedoch, daß im Abtriebsmoment schaltungsbedingt keine Störung auftritt (vergleiche Zeitpunkt 4.30 und 5.20 sec.).
Die Kupplung K2 ist vor Beginn der Schaltung bereits mit einem Druck (p_K2) von 0,6 bar beaufschlagt. Dieser Druck ist zu klein, um den Kupplungskolben gegen die Lüftfedern zu bewegen und daher nicht in der Lage, die Kupplung drehomentübertragungsfähig zu machen. Er wird zur Füllung bzw. Vorspannung der Füllvolumina gewählt, um einen sanf­ ten Anstieg des Drehmoments bei der eigentlichen Zuschal­ tung zu erreichen.
Die Kupplung K1 wird mit einem Druck (p_K1) beaufschlagt, der gerade ausreicht, das anstehende Abtriebsmoment (Md_ab) von 18 Nm zu übertragen.
In der Messung 2 wird eine Bereichsumschaltung von 2 nach 1 bei Teillast gezeigt. Das Antriebsmoment beträgt im Mittel 50 Nm, siehe Bild 6.3.
Zum Zeitpunkt 5,2 sec. wird die Kupplung K2 abgeschaltet und die Kupplung K1 zugeschaltet. Der Abtriebsmoment­ verlauf sowie der Motordrehzahlverlauf sind hervorragend, im Fahrzeug wäre dieser Bereichswechsel nicht wahrnehmbar.
Die Kupplung K1 ist ausführungsbedingt (kleinerer Lüfthub als Kupplung K2 und kurze Füll-Leitungen) wesentlich besser ansteuerbar. Ein "Vorfülldruck" wie bei der Kupp­ lung K2 ist daher nicht notwendig.
Zu Beginn der Schaltung ist das Drehzahlverhältnis v im CVT 0,44. Da während der Schaltung die Übersetzung nicht verstellt wird, ergibt sich im Bereich 1 ein Drehzahlver­ hältnis des Gesamtgetriebes von 0,52. Die Motordrehzahl (MO) wird auf 635 min-1 reduziert.
Diese Schaltung wurde extrem weit vom optimalen Umschalt­ punkt bei ν = 0,5 gewählt, um zu zeigen, daß der Schal­ tungsablauf bei richtiger Ansteuerung der Kupplungen trotzdem exzellent ist.
Als Nachteil zeigt sich in diesem "rein akademisch" ge­ wählten Umschaltpunkt die Verringerung des Abtriebsmoments (Md_ab) nach dem Umschalten, obwohl eine Erhöhung ge­ wünscht ist. Dies läßt sich durch ein Umschalten näher am Synchronpunkt und/oder gleichzeitiger Verstellung der Übersetzung erreichen.
In Messung 3 wird ein Bereichswechsel von 2 nach 1 wie vorher jedoch mit zu negativer Überschneidung gezeigt, siehe Bild 6.4.
Zum Zeitpunkt 5,25 sec. wird die Kupplung K2 zu steil abgeschaltet (vergleiche mit Messung 2). Das bedeutet, daß der Kraftschluß im Getriebe unterbrochen ist. Der Motor kann auftouren bis er zum Zeitpunkt 5,75 sec. von der Kupplung K1 wieder "gefangen" wird. Durch das Verzögern des Motors mit dem Schaltmoment der Kupplung K1 ergibt sich abtriebsseitig ab 5,75 sec. eine Überhöhung des Motormomentes.
Am Ende des Synchronisiervorganges (ca. zum Zeitpunkt 6,8 sec.) bricht das Abtriebsmoment auf das stationäre Motor­ moment ein (s. Beschreibung der Gangwechsel in Kapitel 5).
Man sieht, daß negative Überschneidungen auf jeden Fall zu vermeiden sind.
In der Messung 4 wird bei einem höheren Antriebsmoment (60 Nm) ein Bereichswechsel von 1 nach 2 mit zu positiver Überschneidung gezeigt, siehe Bild 6.5.
Zum Zeitpunkt 51,20 sec. ist die Kupplung K2 bereits übertragungsfähig, obwohl die Kupplung K1 noch mit ca. 6,8 bar beaufschlagt ist.
Aufgrund der gleichzeitig geschalteten Kupplungen wird die Getriebestruktur in die Übersetzung gezwungen, bei der Kupplung K1 und K2 gleichzeitig geschaltet sein dürfen - dem Sychronpunkt mit einer Übersetzung von 1,99.
Diese gleichzeitige, gegenläufige Beaufschlagung der Kupplung K1 und K2 muß sich durch einen Abtriebsmomenten­ einbruch auszeichnen, der von 51 bis 51,5 sec. dauert. Das Drehmoment bricht auf -25 Nm ein.
Sobald die Übersetzung 1,99 im Getriebe erreicht wird, fällt die innere Verspannung weg, das Abtriebsmoment erreicht den der Getriebestruktur entsprechenden Wert, wobei die plötzliche Drehmomentänderung einen Ausschwing­ vorgang im Antriebs- und Abtriebsmoment verursacht.
Das Abschalten der Kupplung K1 zum Zeitpunkt 51,55 sec. hat auf den weiteren Verlauf keinen Einfluß.
Man sieht hier, daß eine zu positive Überschneidung eben­ falls zu vermeiden ist. Störend ist auch die zwangsweise Verstellung des stufenlosen Variators auf die Übersetzung 1,99, da der Übersetzungsregler versuchen muß, die ur­ sprüngliche Übersetzung zu halten. Dies bedeutet, daß nach Abschaltung der Kupplung K1 ein "stark ausgesteuerter" Übersetzungsregler mit hohen Überschußdrücken am Scheiben­ satz arbeitet, was ebenfalls große Schwingungen im An­ triebsstrang bewirken kann.
In Messung 5 ist eine 2→1-Bereichsrückschaltung mit kor­ rektem Verlauf gezeigt, siehe Bild 6.6.
Die Kupplung K1 und K2 verhalten sich spiegelbildlich, entsprechend den Gleichungen (5.1 und 5.2) des Kapitels 5.
Obwohl die Bereichsumschaltung bei einer zu hohen Überset­ zung ausgelöst wurde (dies entspricht einem zu niedrigen νG), ist der Abtriebsmomentverlauf homogen.
Die Motordrehzahl wird verzögert (vom Zeitpunkt 43,1 bis 43,6 sec.).
Das Ende der Synchronisierphase wird wieder durch einen Ausschwingvorgang des Abtriebsmomentes gekennzeichnet, der jedoch nach einer Periode bereits abgeklungen ist (Zeitpunkt 43,7 sec.).
Da die Übersetzung des CVT während der Schaltung nicht geändert wurde, ergibt sich nach der Bereichsumschaltung eine niedrigere Übersetzung in der Getriebestruktur als vorher, was zu einem niedrigeren Abtriebsmoment führt.
Richtigerweise müßte die Übersetzung im CVT erhöht werden, um diesen Effekt zu vermeiden (s. Bild 5.5).
In der Messung 6 erfolgt eine Bereichsumschaltung von der Kupplung K2 zu K1 bei 100 Nm Antriebsmoment, siehe Bild 6.7.
Der Überschneidungsvorgang ist gegenüber der Messung 5 betreffend der Kupplungsdruckverläufe gleichgelassen, so daß aufgrund des höheren Motormomentes die Kupplungsmo­ mentverläufe eher eine negative Überschneidung ergeben.
Dies äußert sich durch einen tieferen Abtriebs­ drehmomenteinbruch zu Beginn der Schaltung (Zeitpunkt 43 sec.), die vom Komfort her nicht mehr so gut verläuft.
Ab dem Zeitpunkt 43, 25 sec. ist die Synchronisierphase zu Ende, das Abtriebsmoment bricht wieder auf die quasista­ tionären Werte ein. Dies führt wiederum zu einem Aus­ schwingvorgang, wie vorher beschrieben.
In der Messung 7 sind die Kriechmomente in Abhängigkeit der Übersetzung des stufenlosen Getriebes gezeigt, siehe Bild 6.8.
Entsprechend dem Bild 5.7 ergibt sich je nach Drehrichtung ein positives oder negatives Abtriebsmoment, das in der Höhe von der Kupplung K1 bestimmt wird. Die Kupplung K1 ist in diesem Falle sehr niedrig erregt und trotzdem ist der deutliche Wechsel im Abtriebsmoment beim Nulldurchgang der Drehzahl zu sehen.
(In diesem und dem folgenden Bild ist physikalisch richtig im Gegensatz zu den vorhergehenden Messungen negatives Abtriebsmoment "Zug" und positives Abtriebsmoment "Schub" bzw. "Rückwärtszugmoment").
In der Messung 8 ist einen Art Startvorgang gezeigt, siehe Bild 6.9.
Die Motordrehzahl beginnt beim Zeitpunkt 7 zu steigen (der Offset der Motordrehzahl wurde leider nicht korrigiert), beim Zeitpunkt 12,5 sec. hat die Motordrehzahl in etwa Leerlaufniveau (600 min-1).
Ab dem Zeitpunkt 20 sec. wird die Kupplung K1 erregt. Es baut sich dementsprechend ein Abtriebsmoment auf.
Der steile Drehmomentanstieg zum Zeitpunkt 24 sec. ist durch einen nicht optimalen Füllvorgang der Kupplung bedingt.
Das sanfte Absinken des Kupplungsmomentes ab 26.5 sec folgt jedoch exakt dem Druck.
Zum Zeitpunkt 30 sec. ist abtriebs- und antriebsseitig die Momentenhöhe wieder von den internen Schleppmomenten im Getriebe bestimmt.
Zusammenfassung der Messungen
Es wurde gezeigt, daß die theoretischen Vorhersagen des Kapitels 5 auch am Prüfstand meßtechnisch nachgewiesen werden können.
Die Fehler, die einerseits prüfstandsbedingt und anderer­ seits durch Mängel in der hydraulischen Ansteuerung der Kupplungen verursacht werden, haben auf die Güte der grundsätzlichen Aussagen wenig Einfluß.
Literaturliste
Kapitel 1
[1.1] Förster, H.-J.:
Öleinsparung und Ölsubstitution beim Straßenver­ kehr - Möglichkeiten und Grenzen, Automobil-Industrie, 1982 Nr. 1, 2
[1.2] Höhn, B. R.:
Auslegungskriterien zukünftiger Kfz-Getriebe, VDI-Berichte 579
[1.31 Jürgens, G.:
Auswahl, Auslegung und Gestaltung von Pkw-Getrieben, VDI- Berichte 878
[1.4] Förster, H.-J.:
Automatische Fahrzeuggetriebe, Springerverlag 1991
[1.5] Kraft, K. F.:
Zugkraftschaltungen in automatischen Fahrzeugge­ trieben, Dissertation Karlsruhe 1972
[1.6] Automobil Revue Nr. 42/1990
[1.7] Heldt, P. M.:
Torque Converters or Transmissions, 1947
[1.8] Nakano u. a., Nissan:
Dual-Cavity Half Toroidal CVT for Passenger Cars, SAE 922105
[1.9] Greenwood und Soar:
A practial CVT for a mid-range high performance passenger car, VDI-Berichte 878
[1.10] Ernst:
Anwendung mechanisch stufenloser Antriebe, VDI-Berichte 803
[1.11] Jarchow, F.:
Stufenlos wirkende hydrostatisch-mechanische Lastschaltgetriebe, VDI-Berichte 878
[1.12] Heidemeyer und Bernhardt:
Auswahl und Strukturen stufenloser Pkw-Getriebe, VDI-Berichte 803
[1.13] Van Doorne, Firmenschriften
Kapitel 2
[2.1] Willis, R. J.:
Principles of Mechanism, Longmans, Green & Co., 1841/1870
[2.2] Kutzbach, K.:
Mehrgliedrige Radgetriebe, Maschinenbau 1927
[2.3] von Thüngen, Freiherr:
VDI Nr. 24, 1939
[2.4] Looman, J.:
Zahnradgetriebe, Springer Verlag 1988
[2.5] Jarchow, F.:
Stufenlos wirkende hydrostatisch-mechanische Lastschaltgetriebe, VDI-Berichte 878
[2.6] Renius, K.; Th. u. G. Sauer:
Kettenwandler in Traktorgetrieben, VDI-Berichte 878
[2.7] Oetting, H.; Heidemeyer, P.:
Stufenlose Getriebe für Personenkraftwagen, VDI-Berichte 579
[2.8] Lechner, G. und Naunheimer, H.:
Fahrzeuggetriebe, Springer Verlag 1994
[2.9] Gott, Ph. G.:
Changing Gears, SAE 1991
[2.10] Greenwood:
Comparison of 34184 00070 552 001000280000000200012000285913407300040 0002019631216 00004 34065 CVT starting Device Effectiveness, Autotech 93, Birmingham, VK
[2.11] Mattson, P.:
An Infinitely Variable Split-Power Transmission with a Traction Ball Drive Variator, VDI-Berichte 1170
Kapitel 3
[3.1] Wolf, A.:
Die Grundlagen der Umlaufgetriebe, Antriebstech­ nik, Vieweg 1958
[3.2] Kutzbach, K.:
Mehrgliedrige Reibgetriebe, Maschinenbau 1927
[3.3] Förster, H. J.:
Automatische Fahrzeuggetriebe, Springer Verlag, 1991
Kapitel 4
[4.1] Jürgens,G.:
LuK-Kolloquium, 1994
[4.2] Lechner, G.; Nauheimer, H.:
Fahrzeuggetriebe, Springerverlag 1994
[4.3] Wagner, G.:
Berechnung der Verlustleistung von Kfz-Vorlegegetrieben, VDI-Berichte 977
[4.4] Birkle, H. G.:
Das Betriebsverhalten der stufenlos einstellba­ ren Koppelgetriebe, Dissertation TH Darmstadt, 1968
[4.5] Brandenburger, H.:
Wirkungsgrad und Aufbau einfacher und zusammen­ gesetzter Umlaufrädergetriebe, Maschinenbau, Band 8, Heft 8, 1929
[4.6] Dittrich, O.:
Das stufenlose Kettengetriebe als Hauptantrieb im Kfz, VDI-Berichte 803
[4.7] Rattunde, M.; Schönnenbeck, G. und Wagner, P.:
Bauelemente stufenlos er Kettenwandler und deren Einfluß auf den Wirkungsgrad, VDI-Berichte 878
[4.8] Mauz, W.:
Hydraulische Verluste von Stirnradgetrieben bei Umfangsgeschwindigkeiten bis 60 m/s, Dissertati­ on Uni Stuttgart, 1987
[4.9] Gaus, H.; Pickard, J.:
Leistungsverluste in automatischen Getrieben für Pkw, VDI-Berichte 579, 1986
[4.10] Förster, H.-J.:
Automatische Fahrzeuggetriebe, Springerverlag, 1991
[4.11] Fischer, R.:
Dynamische Simulation von Kraftfahrzeugen mit stufenlosen Getrieben, Dissertation TU Graz, 1988
Kapitel 5
[5.1] Oetting, H.; Heidemeyer, P.:
Stufenlose Getriebe für Personenkraftwagen, VDI-Berichte 579
[5.2] Vahabzadeh, H.; James, P.; Dittrich, O.:
Stufenloses 0-Regelgetriebe mit Leistungsver­ zweigung, 23.- FISITA, Turin, 1990
[5.3] Jürgens, G.:
Steuerungen von Pkw-Automatikgetrieben, VDI Be­ richte 579
[5.4] Förster, H.-J.:
Automatische Fahrzeuggetriebe, Springer-Verlag, 1991
[5.5] Küçükay, F.:
Intelligente Steuerung von Automatikgetrieben durch den Einsatz der Elektronik, ATZ, Jg. 96, Nr. 4
Formelzeichen
A Kolbenfläche
A, So Zentralwellen: Sonne,
B, Ho Hohlrad
c, St Steg
AB Abtriebsdrehzahl
D Durchmesser
F Radkraft, Faktor, Lüftfederkraft (Kupplung)
I Spreizung
J Trägheitsmoment
K Kupplung, Konstante
M, Md Moment
MO Antriebsdrehzahl
N Kenngröße des Differentials
P Leistung
Z Zahnrad
V Volumen
f Rollwiderstandsmoment
g Erdbeschleunigung
i, i1,2,3 i′ Übersetzung, Hilfsübersetzung, Ersatzübersetzung
n Drehzahl (Messungen)
m Masse
p Druck
r Radius
v Geschwindigkeit
x Steigungswinkel
z Zahl der Reibflächen
α Steigungswinkelη, Wirkungsgrad, mittlerer Wirkungsgrad
λ Leistungszahl
µ Reibwert, Wandlung
ν Drehzahlverhältnis
ϕ Kennziffer der Triebstrangauslegung
ρ Dichte
ω Drehzahl
Indices
A, B, C Zentralwellen (Sonne, Hohlrad, Steg)
T Triebstrang
a, ab, AB Ausgang (Struktur, Getriebe, Wandler)
an Antrieb
e, e′ Eingang (Getriebe, Wandler usw.)
m, mot, MOT Motor
P Pumpe
K Kupplung
k Hochzahl für ν (+1 oder -1)
r Rad
max, min maximal, minimal
v Verlust
wz, w Wälz-
ss2 Scheibensatz 2 (Variatorausgang)
st Stütze
schlepp Schlepp-
G Getriebe
Ge Getriebeeingang
Ga Getriebeausgang
W Wandler
We Wandler (Variator) eingang
Wa Wandler (Variator) ausgang
Wo, wo Drehzahlverhältnis Wandler für ωa Getriebe = 0
Vw vorwärts
Rw rückwärts
Moderne Triebwerkstechnik im Widerspruch zum Teillastwir­ kungsgrad? Modern Powertrain Technology in Contrast to Part Load Efficiency?
Waren es bisher vor allem nur die im Abgas enthaltenen Kohlenwasserstoffe, Stickoxyde und das Kohlenmonoxyd, so gibt in nächster Zeit zunehmend auch die CO₂-Emission und damit der Verbrauch Anlaß, über die Zukunft des Automobils und vor allem des individuell genutzten Pkws nachzudenken.
Auch wenn die Automobilhersteller verbrauchssenkende Lösungen wie Start/Stop-Einrichtungen, Schaltempfehlungen oder niedrig motorisierte Fahrzeuge mit verbrauchssparenden Overdrive-Übersetzungen anbieten, so sind doch diesen Konzepten bisher keine Markterfolge beschieden. Wie oft beim Umweltbewußtsein, ist nämlich das Verhalten der Käufer nicht deckungsgleich mit dem Ergebnis von Meinungs­ umfragen.
Daraus läßt sich schließen, daß auch in Zukunft - selbst bei vorgegebenen Verbrauchsvorschriften - doch die techni­ schen Lösungen bevorzugt werden, die die Ansprüche des Kunden am besten erfüllen. Z.B. müssen Pkws bei Überhol­ vorgängen eine hohe aktive Sicherheit durch ausreichende Beschleunigungsreserve ohne notwendige Rückschaltungen aufweisen und dürfen beim Besitzer nicht den Eindruck erwecken, ein Hindernis im Verkehrsfluß zu sein. Ebenso ist die Akzeptanz einer Gewichtsreduktion des Automobils nur denkbar ohne Beeinträchtigung von Crashverhalten, Vermeiden von Karosseriegeräuschen und bei Beibehaltung von Servoelementen aller Art.
Erfolgreiche cw-Wertoptimierungen und aufgrund hoher Verkehrsdichte bei stagnierendem Straßennetz sinkende Durchschnittsgeschwindigkeiten haben zu einer Abnahme der meist benötigten Antriebsleistung im Fahrzeug geführt. Da jedoch der Triebstrang - der Motor und das Getriebe - für die doch vom Kunden offensichtlich gewünschte, aber selten genutzte nicht zu kleine Maximalleistung dimensioniert sein müssen, bedeutet dies, daß die meiste Zeit im extre­ men Teillastgebiet gefahren wird (Bild 7.1).
Bild 7.1: Summenhäufigkeit der Fahrleistungen in Zyklen und Praxis Teillastverluste
Kann im Falle einer schwächeren Motorisierung mit den gleichen Wirkungsgraden im Triebstrang gerechnet werden?
Die meisten Verluste steigen höchstens im Quadrat des signifikanten Durchmessers der Antriebselemente, während die Übertragungsfähigkeit für das Drehmoment in der drit­ ten Potenz des Durchmessers zunimmt. Dies ist eine Ursa­ che, warum große Getriebe etc. bessere Wirkungsgrade aufweisen als kleine. Ein weiterer Grund liegt darin, daß sowohl beim Motor, als auch z. B. bei Automatgetrieben Hilfsaggregate notwendig sind, die oft nahezu unabhängig von der Antriebsleistung dimensioniert sein müssen.
Ein typisches Beispiel ist der Generator, der nur von der notwendigen elektrischen Komfortausstattung, nicht aber von der maximal installierten Motorleistung beeinflußt ist. Weitere Beispiele sind Servolenkungspumpe und Klima­ kompressor. Ähnlich verhält es sich mit der Ölpumpe von automatischen Getrieben, deren Leistungsbedarf nur wenig von der durchgesetzten Leistung des Getriebes abhängig ist. Das bedeutet also, daß bei schwächer motorisierten Fahrzeugen der Triebstrangwirkungsgrad schlechter sein wird.
Fast alle Verluste lassen sich in einen leistungsabhängi­ gen und einen, vor allem durch Drehzahlen beeinflußten Teil trennen. Es ist naheliegend, daß daher zur Verringe­ rung der Verluste vor allem eine Reduzierung der Drehzah­ len des Triebstrangs bei hoher Momentbeaufschlagung ziel­ führend ist.
Overdrive-Auslegung
Die Reduzierung der Motordrehzahl zur Verbesserung des Wirkungsgrades des Triebstrangs ist jedoch nicht beliebig fortführbar [1]. Zu lang ausgelegte Overdrive-Übersetzungen werden von der Masse der Automobilkunden und Fahrzeugte­ ster aus verschiedenen Gründen nicht akzeptiert, und führen sogar dazu, daß dann oft im nächst niedrigeren Gang - verbrauchserhöhend - gefahren wird.
Helfen 6-Gang-Getriebe bei der Auslegung des Overdrive?
Gesamtübersetzungen im 6. Gang sind heute fast ausnahmslos so ausgelegt, daß die Höchstgeschwindigkeit beim Lei­ stungsmaximum des Motors erreicht wird. Man kann in diesen Fällen wohl nicht von einer Overdrive-Auslegung sprechen. Die richtige Wahl des verbrauchsoptimalen Ganges ist weiter erschwert - wie Testberichte zeigen, werden oft Gänge ausgelassen, der Fahrer nutzt das Potential der größeren Gangzahl nicht. Der zusätzliche 6. Gang bringt sogar Nachteile beim Schaltkomfort, bei den Getriebeverlu­ sten und beim Gewicht mit sich.
Wie kann die Bereitschaft des Fahrers erhöht werden, verlustarm mit niedriger Drehzahl zu fahren?
Die Brummneigung des Triebstrangs beim niedertourigen Fahren unter hoher Last kann wirkungsvoll mit einem Zwei­ massenschwungrad bzw. DFC bekämpft werden (Bild 7.2) Untersuchungen des TÜV Rheinland haben gezeigt, daß mit dem Einsatz von Zweimassenschwungrädern sogar Ver­ brauchsreduktionen zu erwarten sind, da dann der Fahrer eher bereit ist, niedertourig mit hoher Last zu fahren.
Bild 7.2: Verringerung der Triebstranggeräusche durch ein DFC
Jedoch auch bei annehmbarem Triebstrangverhalten wird eine extreme Overdrive-Auslegung nur von wenigen Fahrern akzep­ tiert. Woran liegt dies? Man könnte doch jederzeit bei höherem Leistungsbedarf in einen niedrigeren Gang zurück­ schalten. Auch wenn es viele Fahrer nicht zugeben wollen, daß sie Rückschaltungen scheuen, so zeigen doch Messungen, die in unserem Haus und bei unseren Kunden durchgeführt wurden, daß eine höhere Schaltwilligkeit erst durch den Einsatz eines elektronischen Kupplungsmanagements erreicht werden kann.
Es ist ja auch für den Fahrer nicht einfach, das Wieder­ einkuppeln mit einer für den Komfort und die Reibbelagbe­ anspruchung möglichst günstigen Drehzahldifferenz in der Kupplung zu dosieren. Ein weiterer wichtiger Faktor ist der Verlauf des Einkuppelmomentes über der Zeit und die entsprechende Abstimmung zum Motordrehmoment, wozu man eigentlich die Kenntnis des Motorkennfeldes und der Kupp­ lungskennlinie benötigen würde. Was die meisten Fahrer mehr schlecht als recht versuchen, kann ein elektronische Kupplungsmanagement wegen der Kenntnis des Motorbetriebs­ zustandes und der Kupplungscharakteristik wesentlich besser (Bild 7.3)
Bild 7.3: Elektronisches Kupplungsmanagment
Die Verbesserung des Beschleunigungsverlaufs im rechten Teil des Bildes ist gegenüber dem linken Diagramm mit einer optimierten Einkuppelstrategie erreichbar. Ein weiterer Fortschritt ist durch einen, allerdings zusätzli­ che Kosten verursachenden, Motoreingriff möglich.
Die Wahrscheinlichkeit, einen komfortablen Rückschaltvor­ gang zu bekommen, ist somit deutlich erhöht, auch wenn der Rückschaltkomfort eines Vollautomatgetriebes nicht ganz erreicht werden kann.
Schaltempfehlungen würden den Fahrer bei der Wahl des richtigen Ganges zwar unterstützen, die Akzeptanz scheint jedoch nur dann gegeben zu sein, wenn die Empfehlung auch leicht nachvollziehbar ist.
Automatisierte Getriebe
Automatisierte Getriebe wählen selbst die günstigste Übersetzung, so daß für konsequente Verbrauchsreduzierung auf die freie Gangwahl verzichtet werden muß. Im ersten Moment scheint diese "Bevormundung" des Fahrers ein unpo­ pulärer Schritt zu sein, jedoch wurden in der Vergangen­ heit z. B. die Zündwinkelverstellung und die Kaltstartan­ reicherung - nicht zuletzt aus Emissionsgründen - eben­ falls automatisiert. Je besser eine Automatisierung gelöst wird, umso größer wird die Akzeptanz beim Fahrer sein.
Ein verlustarmer Ansatz liegt in der zusätzlichen Automa­ tisierung der Gangwahl und damit des Gangwechsels bei Handschaltgetrieben. Sicherlich lassen sich viele grund­ satzbedingte Schwächen dieser Lösung mit den Möglichkeiten der heutigen Elektronik mildern, ob jedoch der sich dabei ergebende Schaltkomfort im Vergleich zum modernen Vollau­ tomat und CVT im Pkw akzeptabel ist, wird der Markt ent­ scheiden.
Verbrauchssenkend wirken sich niedrige Motordrehzahlen aus, die vor allem mit einem entsprechenden Overdrive erzielt werden können. Falls aus dem Overdrive komforta­ bel, das bedeutet in der Praxis teil- oder vollautomatisch zurückgeschaltet werden kann, ist eventuell eine andere Auslegung möglich. Wie sind heute diese niedrigsten Trieb­ strang-Übersetzungen gewählt?
Im Bild 7.4 auf der Abszisse im Verhältnis (Automat/Schaltgetriebe) zueinander aufgetragen. Die Overdrive-Übersetzung eines Vollautomatgetriebes wird in den meisten Fällen deutlich "länger" als die des entspre­ chenden 5. Ganges des Handschaltgetriebes ausgelegt. So sind die Abszissenwerte daher meist < 1. (Zum Teil sind auch stufenlose Getriebe und 5-Gang-Stufenautomatgetriebe berücksichtigt. Fallweise ist der oberste Gang des Hand­ schaltgetriebes ein 6. Gang).
Bild 7.4: Einfluß der Overdrive-Übersetzung auf den Ver­ brauch bei 90 kmh
Die Auswirkung auf den Verbrauch (in diesem Beispiel bei 5 90 km/h Konstantfahrt und als Verhältnis auf der Ordinate aufgetragen) ist jedoch nicht so, wie erwartet. Nur in wenigen Fällen führt der ausgeprägtere Overdrive des Automatgetriebes zu einer Verringerung im Vergleich zum Schaltgetriebe.
Auch im ECE-Stadtzyklus (Bild 7.5) ist der Verbrauch mit Automat trotz in den meisten Fällen verbrauchsorientierter Gangwahl dem Verbrauch mit Schaltgetriebe unterlegen. Daran sind die höheren Verluste des Automatgetriebes schuld. Diese haben mehrere Ursachen.
Die bei Vollautomaten ständig mitlaufende Ölpumpe ist eine der größten Verlustquellen. Im Gegensatz dazu wird bei automatisierten Schaltgetrieben oft eine Lösung mit schaltbarer Pumpe und Speicher verwendet, was zwar bauauf­ wendiger, aber verlustseitig vorteilhaft ist.
Bild 7.5: Einfluß der Overdrive-Übersetzung auf den ECE-Verbrauch
Mit Ausnahme der CVTs benutzen die Automatgetriebe dieses Vergleichs Drehmomentwandler als Anfahrhilfe. Die Drehmo­ mentwandler belasten im Stillstand den Motor im Gegensatz zum Handschaltgetriebe, wo die Kupplung voll trennt.
Die Momentenübertragungsfähigkeit von Drehmomentwandlern ist in ersten Näherung von der Motordrehzahl im Quadrat abhängig, und da sie für das volle Motormoment aus Ver­ lustgründen schon bei relativ niedrigen Drehzahlen, z. B. 2000 U/min, gewünscht wird, ist selbst bei einer niedri­ gen Leerlaufdrehzahl von vielleicht 500 U/min die Momen­ tenaufnahme immerhin ein Sechzehntel des Vollastmomentes.
Optimierung des Drehmomentwandlers
Wird der Drehmomentwandler mit Ausnahme des Anfahrberei­ ches in allen Gängen überbrückt, so kann man seine Kennli­ nie so ändern, daß die Übertragung des Vollastmomentes z. B. erst bei 3500 U/min möglich wäre. Drehmomentwandler mit Überbrückungskupplungen nach dieser Konzeption wurden bei uns entwickelt und haben eine Verringerung des Ver­ brauchs bei 4-Gang- und 5-Gang-Automaten von bis zu 10% bewirkt (Bild 7.6).
Bild 7.6: Reduzierung der Verluste von Drehmomentwandlern im Stand
Eine zweite Verlustquelle im Getriebe sind die leistungs­ führenden, rotierenden Zahnräder, Wellen, Kupplungen, gedichteten Drehdurchführungen usw. Es ist plausibel, daß die Zufügung von solchen Teilen höhere Verluste bedeutet. Um von einem 4-Gang- zu einem 5- oder 6-Gang-Schalt­ getriebe zu kommen, oder einen 4-Gang-Automaten zu einem 5-Gang-Automaten zu erweitern, sind deutlich mehr Teile erforderlich.
Dies ist manchmal die Ursache, warum Getriebe mit höherer Gangzahl im Stadtverbrauch schlechter abschneiden. Auch kann bei niedrigen Fahrgeschwindigkeiten die Overdrive-Char­ akteristik des obersten Ganges noch nicht genutzt werden. Die erhöhten Verluste im Vergleich zum "Wenig- Gang-Getriebe" führen jedoch zu einem Mehrverbrauch.
Bei Automatgetrieben kann es vorteilhaft sein, sich mit einer niedrigen Anzahl von Gängen bei gleichzeitiger Erweiterung der Wandlungsfähigkeit des hydraulischen Drehmomentwandlers zur Überbrückung der größeren Gangs­ prünge zu begnügen. Getriebe dieser Art waren als erste Automatgetriebe üblich und zeichneten sich durch guten Komfort aus. Da Drehmomentwandler mit großem Wandlungsbe­ reich jedoch höhere hydraulische Verluste haben, war dieses Konzept (ohne Überbrückungskupplung) mit Ver­ brauchsnachteilen verbunden.
Bild 7.7: Weitgespreizte 4-Gang-Automaten mit TorCon-Drehmomentwandler
Erlaubt die Ausführung der Wandlerüberbrückungskupplung in Hard- und Software, wie schon vorher beschrieben, eine Überbrückung in allen Gängen ohne Beinträchtigung des Fahrkomforts, so lassen sich bei solchen Konzepten mit 4-Gang-Automatgetrieben bessere Verbräuche als bei 5-Gang-Automatgetrieben erzielen [3], da die Getriebeverluste geringer sind (Bild 7.7).
Dies könnte vor allem bei kleinvolumigen Fahrzeugen hilf­ reich sein, wo auch aus Platzgründen 5-Gang-Automatgetriebe kaum einsetzbar sind.
Stufenlose Getriebe (CVTs)
Hohe Verbräuche trotz ausgeprägter Overdrivecharakteristik ergeben sich auch für CVTs, wenn sie - wie in den bisher dargestellten Beispielen - höhere innere Verluste als Stufenautomaten aufweisen.
Bild 7.8: Optimierungserfolge bei CVT-Verlusten
Daß dies nicht prinzipbedingt sein muß, zeigt das Bild 7.8, wo allein durch Optimierung der Kettengestaltung und der Anpreßkräfte für die Übertragung der Umfangskräfte durch Reibung wesentliche Verbesserungen erzielt wurden [4].
Besonders wichtig ist bei stufenlosen Getrieben die Dimen­ sionierung der Ölpumpe. Sie muß das für die Verstellung der Scheibensätze zur Übersetzungsregelung notwendige Ölvolumen liefern, und auch den Anpreßbedarf der Scheiben an das Umschlingungselement decken.
Stufenlose Getriebe haben aufgrund des einfacheren Aufbaus geringere Schlepp- und Pantschverluste. So ist es in der Summe möglich, durch eine auch mit Hilfe von Elektronik optimierte Anpreßstrategie, mit einer kompromißlos ausge­ legten Pumpe und verlustbewußten Konstruktion des Getrie­ bes Gesamtverluste zu erreichen, die unter denen von sehr guten 4-Gang-Automatgetrieben liegen. Im folgenden Bild 7.9 ist ein Vergleich der Wirkungsgrade ohne Drehmoment­ wandler und bei Teillast (Konstantfahrt in der Ebene) dargestellt [3].
Bild 7.9: Wirkungsvergleich CVT/4-Gang-Auto­ matikgetriebe
Auf jeden Fall sind die Verluste deutlich geringer als bei 5-Gang-Automatikgetrieben, so daß moderne CVTs niedrigere Verbräuche als Stufenautomatgetriebe liefern können, auch ohne daß sie ihre Möglichkeiten der weiteren Spreizung und des Betriebs im Bestverbrauchsbereich des Motors nutzen. Die bisher am Markt erhältlichen Fahrzeuge mit CVT zeigen, daß für den spontanen Beschleunigungseindruck eine ausge­ prägtere Overdrive-Gesamtübersetzung, als sie bei Stufen­ automaten üblich ist, kaum akzeptiert wird. Die Überset­ zungsänderung, die zur Erreichung höherer Motorleistungen notwendig ist, kann zwar sowohl vom zeitlichen Verlauf als auch vom Betrag her gesehen im Gegensatz zu Stufenautoma­ ten praktisch frei gewählt werden. Der Motor muß jedoch bei jeder Übersetzungserhöhung einen Teil des Drehmomentes für seine eigene Beschleunigung verwenden. Daher wird leider die Fahrleistungszunahme im ersten Moment gering ausfallen, was die Akzeptanz von notwendigen "Rückschaltungen" vermindert.
Aus heutiger Sicht muß man sagen, daß selbst bei Optimie­ rung des Fahrzeuggewichtes, der Motoreigenschaften und der Getriebe der Weg zum komfortablen 3,0 Liter-Auto mit konventionellen Ansätzen noch weit und schwierig ist.
Wie so oft in der Technik, könnte aber unter Berücksichti­ gung der inzwischen erreichten Fortschritte bei allen Komponenten incl. der Elektronik ein Gesamtsystem möglich sein, das durch einen anderen Einsatz von durchaus bekann­ ten Komponenten eine weitere Verbrauchsreduzierung ohne Einschränkung. von Komfort und Fahrleistung erlaubt.
Eine Vision
Wie sieht so eine Vision aus? Auf welchen Überlegungen beruht sie? Ist sie in naher Zukunft realisierbar? Es werden nun zwei unabhängige Problemumfänge beschrieben, die mit einem gemeinsamen Ansatz gelöst werden könnten.
Intermittierender Betrieb
Die im Bild 7.1 gezeigte Summenhäufigkeit der Leistungsan­ forderung gilt nicht nur für das gesamte Fahrzeug, sondern auch für die meisten seiner Komponenten. Diese Verteilung scheint fast ein Naturgesetz zu sein und kann durchaus für alle Hilfsaggregate wie Generator, Servolenkungspumpe, Klimaanlage, aber noch viel extremer für elektrische Hilfsantriebe wie Fensterheber- und Schiebedachbetätigung, Sitzverstellung und anderes mehr gelten (Bild 7.10). In den meisten Fällen sind diese Aggregate auf die maximalen Anforderungen ausgelegt, werden dort aber nur ganz selten betrieben.
Bild 7.10: Summenhäufigkeit des Leistungsbedarfs von Aggregaten
So ist z. B. die Servolenkungspumpe für das Drehen der Vorderräder bei ungünstigen Fahrbahnverhältnissen im Stillstand dimensioniert. Die Klimaanlage ist in ihrer Leistungsfähigkeit auf hohe Luftfeuchtigkeit und das in der Sonne geparkte Auto ausgerichtet. Der Generator soll schon bei niedrigen Drehzahlen eine ausgeglichene Lei­ stungsbilanz auch bei eingeschalteten Starkverbrauchern wie Heckscheibenheizung, Ventilator etc. liefern. All diese Aggregate werden die überwiegende Zeit ohne Lei­ stungsanforderung vom Motor mitbewegt, was die Reibmomente des Motors quasi hochsetzt. (Seit dem Frühjahr 1995 läuft an der TH Darmstadt zu diesem Thema ein FVV-Forschungsvorhaben).
Eine Möglichkeit wäre, diese Hilfsaggregate bei Nichtbe­ darf einfach still zulegen und kurzzeitige Bedarfsanforde­ rungen aus Speichern zu decken. Diesen Ansatz kann man auf den ganzen Motor übertragen und spart damit die aufwendige Ansteuerung der einzelnen Hilfsaggregate. Ist eine erhöhte Leistungsanforderung an eines der Hilfsaggregate gegeben, so werden der Einfachkeit halber alle zugeschaltet, im realen Kollektiv wird dies nur selten vorkommen.
Daß die Methode, mit der Senkung der Motordrehzahl bis zum Stillstand und dann bei hoher Last, aber niedriger Dreh­ zahl wieder zu beschleunigen, sehr niedrige Verbräuche ermöglicht, haben "Öko-Rallyes" mehrfach gezeigt. Der sich allerdings dabei ergebende unstete Geschwindigkeits- bzw. Beschleunigungsverlauf ist im normalen Straßenverkehr nicht vorstellbar. Das Fahrzeug selbst ist als einfachster Speicher der kinetischen Energie wenig geeignet.
Erhalt der kinetischen Energie
Wenn man den bisherigen Veröffentlichungen glauben darf, ist eine Batterie, die hohe Leistungen speichern und abgeben kann, mit hohem Gewicht behaftet. Auch ist der elektrische Wirkungsgrad nicht sonderlich gut, so daß ein Großteil der Einsparung oder sogar mehr als das wieder vernichtet wird. Selbst bei Nutzung der Bremsenergie scheint dieses Konzept nicht aufzugehen [5], [6]. Je nach Fahrzyklus wird ja ein beträchtlicher Teil der eingebrach­ ten Energie in der Betriebsbremse in Wärme umgesetzt (Bild 7.11). Eine Reduktion dieser Verluste durch Rückspeiche­ rung ist daher anzustreben.
Bild 7.11: Anteil der Brems- bzw. Beschleunigungsenergie in Zyklen und Praxis
Inzwischen sind in der Literatur wieder erste Versuche zu diesem Ansatz nachzulesen. Z.B. entwickelt die Technische Universität Eindhoven ein Fahrzeug in dieser Art [7].
Verwendet wird ein in einem evakuierten Raum hoch drehen­ des Schwungrad in Kompositbauweise. Die Drehmomentübertra­ gung erfolgt über ein sogenanntes i²-CVT. Das Getriebe hat seinen Namen daher, weil seine Übersetzung im Betriebsbe­ reich zweimal durchlaufen wird, indem An- und Abtrieb vertauscht werden und sich somit die Getriebespreizung quadriert (Bild 7.12).
Bild 7.12: Triebstrangstruktur für einen Hybridantrieb mit Schwungradspeicher
An der ETH Zürich wird ein Hybrid III-Fahrzeug auf Golf-Basis entwickelt, das ebenfalls ein i²-Getriebe benützt [6]. Hier ist die Umschaltung der Bereiche teilweise mit Klauenkupplungen gedacht, was bei genauer Betrachtung komfortmäßig Schwierigkeiten bereiten könnte. Es wird ein konventionelles, niedrig drehendes Schwungrad in Verbin­ dung mit einer Elektromaschine mit großem Rotor verwendet, die sowohl als Generator als auch Motor einsetzbar ist. Dieses Fahrzeug kann daher auch in Verbindung mit einer entsprechend ausgelegten Batterie rein elektrisch fahren.
Die TU München entwickelt ein ähnliches Fahrzeug, eben­ falls mit i²-CVT, allerdings ohne Schwungrad [8], [9].
Allen diesen Konzepten ist das relativ aufwendige i²-CVT gemein, das eine nicht unbeträchtliche Anzahl von Zahnrä­ dern und Umschaltkupplungen verwendet. Es wird eine Rück­ wärtsfahrtübersetzung und zusätzliche Anfahrkupplung benötigt. Teilweise ist zusätzlich ein Kriechgang vorgese­ hen. Die Verlustleistungen und Steuerungsaufwendungen sind vermutlich kaum auf niedriges Niveau zu bringen.
Bild 7.13: Antriebsstrang mit Geared-Neutral-Getriebe
CVT-Getriebe ermöglichen eine spezielle Anordnung in Leistungsverzweigung, die als "geared neutral" bezeichnet wird.
Diese Anordnung erlaubt es, von Rückwärtsfahrt über Still­ stand bis zu Vorwärtsfahrt ohne Anfahrkupplung oder Dreh­ richtungswendesatz auszukommen (Bild 7.13). In der Vergan­ genheit galten solche Getriebe als mit hohen inneren Verlusten behaftet. Ebenso wurde sowohl die Drehzahlrege­ lung im Geared-Neutral-Bereich bei laufendem Motor als auch der Wechsel der Betriebsbereiche als sehr schwierig eingeschätzt.
Neuere Untersuchungen zeigen jedoch, daß u. a. auch bei Einsatz von Elektronik, insbesondere für die Steuerung der Kupplungen, die zum Bereichswechsel aus dem Geared Neu­ tral-Betrieb in den normalen CVT-Betrieb notwendig sind, solche Getriebe hervorragend funktionieren. Man hat nun die Möglichkeit von unendlich im Stillstand sowohl vor­ wärts als auch rückwärts ohne Anfahrkupplung mit nur zwei Reibkupplungen eine ähnliche Leistungsfähigkeit wie mit einem i²-Getriebe zu erreichen [10], [11].
Eine entsprechende Antriebsstrangstruktur ist im Bild 14 dargestellt. Der Motor kann mit Freilauf oder Reibkupplung an das Schwungrad gekoppelt werden. Das Schwungrad kann konventionell oder als Rotor mit großem Durchmesser für eine Elektromaschine ausgeführt sein - es sind hier mehre­ re Konzepte denkbar.
Bild 7.14: Hybrid-Antrieb mit Geared-Neutral-Getriebe
Erste Überschlagsrechnungen für das Gesamtkonzept in Ergänzung zu Prinzipversuchen am Prüfstand zeigen, daß bei intermittierendem, konsequentem Betrieb des Motors im Bestverbrauchsbereich und durch Nutzung der Bremsenergie auch "normalgewichtige", komfortable Fahrzeuge ein exzel­ lentes Beschleunigungsverhalten mit niedrigem Verbrauch verbinden.
Als Vergleichsbasis wurde eine Veröffentlichung von VW aus dem Jahr 1991 [12] genommen und mit eigenen Messungen bzw. Rechnungen überarbeitet. Der Verbrennungsmotor muß wie sonst den Luft- und Rollwiderstand des Fahrzeugs abdecken. Die zusätzlichen Schwungradverluste, die Ölpumpenverluste und die Getriebeverluste liegen in der Größenordnung der Reibverluste eines ständig laufenden Motors. Dies alles liefert er nun aber - wie erwähnt - mit einem intermittie­ rendem Betrieb im Bestverbrauchsbereich.
Ein Teil des Vorteils des niedrigeren spezifischen Ver­ brauchs - von im Mittel ungefähr 700 g/kWh zu 250 g/kWh - geht bei so einem Konzept durch die zusätzlichen Verluste verloren, aber es ergibt sich je nach den gewählten Rah­ menbedingungen (Betriebsbereichsspanne des Schwungrades usw.) doch eine deutliche Verbrauchsreduktion.
Da in der Zwischenzeit Verbesserungen des cw-Werts, des Rollwiderstands und des spez. Motorverbrauchs bei ver­ schiedenen Herstellern erreicht wurden, ist der Betrieb eines Autos der Golf-Klasse mit vernünftiger Komfortaus­ stattung mit hervorragender Beschleunigung und einem Verbrauch um die 3 l durchaus denkbar.
Ein Schwungrad mit großem Speichervermögen, wie es z. B. in [7] vorgeschlagen ist, benötigt einen höheren technischen Aufwand, erlaubt aber die Einschalthäufigkeit des Verbren­ nungsmotors zu reduzieren und auch über breitere Geschwin­ digkeitsbereiche nur mit dem Schwungrad zu beschleunigen. Ein guter Kompromiß kann hier einmal mehr nur durch eine Analyse der Summenhäufigkeit der Fahrzustände gefunden werden und ist sicher deutlich von der "100%-Lösung" entfernt.
Wenn die Beschleunigung durch Entzug der kinetischen Energie des Schwungrades erzeugt wird, ist sie in ihrer Höhe nur von der Übertragungsleistungsfähigkeit des CVT-Getriebes und in ihrer Verfügbarkeit von der gespeicherten kinetischen Energie abhängig (Bild 7.15). Sie kann bei entsprechender Triebstrangkonzeption im Gegensatz zu den meisten anderen Lösungsansätzen (Overdrive, Ecomatic u.ä.) vor allem unmittelbar abgerufen werden. Dies macht dieses Konzept besonders reizvoll.
Bild 7.15: Beispiel einer Betriebsstrategie eines Antriebs mit Schwungradspeicher
Eine ausreichende Leistungsfähigkeit des Verbrennungsmo­ tors ist zur ersten Aufladung des Schwungrades, für länge­ re Steigungsfahrten und bei höherer Geschwindigkeit sinn­ voll. Sollte das Geräuschverhalten des intermittierend laufenden Motors zu ungewohnt sein, könnte durchaus mit aktiver Akustikbeeinflussung zur Simulation eines laufen­ den Motors durch Lautsprecher bzw. Auslöschung der Motor­ geräusche, die ja nur in einem schmalen Kennfeldbereich auftreten, mittels Interferenz geholfen werden.
Das Abgasverhalten beim Ottomotor setzt mindestens opti­ mierte Katalysatoren voraus. Vielleicht kann dazu der in diesem Kongreß folgende Beitrag der Fa. EMITEC klärend wirken. Mit dem Dieselmotor dürfte der intermittierende Betrieb sicher einfacher zu verwirklichen sein.
Auch wenn noch viele Probleme zu lösen sind und die Ent­ scheidung über die Ausführung des Schwungrades schwierig ist, scheint es doch ein recht vielversprechender Ansatz, eine Vision zu sein, mit dieser modernen Triebwerkstechnik zumindest motorseitig vom kritischen Teillastwirkungsgrad wegzukommen und trotzdem hervorragende Fahrleistungen auch bei "normalgewichtigen" Autos beizubehalten.
Literatur
[1] Jürgens: Auswahl, Auslegung und Gestaltung von Pkw-Getrieben, VDI-Berichte 878
[2] Katalog der Automobil Revue, 1995
[3] 5. LuK-Kolloquium, 1995
[4] Rattunde, Schönnenbeck und Wagner: Bauelemente stufen-
loser Kettenwandler und deren Einfluß auf den Wirkungs-
grad, VDI-Berichte 878
[5] Lechner, Schiberna u. Spörl: Triebstrangsimulation-FASIMA II, ein modulares Triebstrangsimulationsprogramm, VDI-Berichte 1175
[6] Internationale Konferenz über hybride Automobilantriebe 1993, ETH Zürich, Tagungsband
[7] van der Graaf: Ein Hybrid-Antrieb mit Schwungrad und stufenlosem Getriebe für Pkw, VDI-Berichte 1175
[8] Tagungsband zum Kolloquium des Sonderforschungsbereichs "Umweltfreundliche Antriebstechnik für Fahrzeuge", TU München, 1994
[9] Höhn u. a.: Fahrsimulation und Verbrauchsberechnung für den autarken Hybrid, VDI-Berichte 1175
[10] Jürgens: Potentiale und Risiken von Geared-Neutral-Struk­ turen stufenloser Getriebe, Diss. TU Graz
[11] Vahabzadeh, James, Dittrich: Stufenloses 0-Regelgetriebe mit Leistungsverzweigung, 23. FISITA, Turin 1990
[12] Barske: Rationale Verwendung von Kraftstoff: Autos mit 3 Liter Benzinverbrauch, eine Utopie? Basel, 1991
Die mit der Anmeldung eingereichten Patentansprüche sind Formulierungsvorschläge ohne Präjudiz für die Erzielung wei­ tergehenden Patentschutzes. Die Anmelderin behält sich vor, noch weitere, bisher nur in der Beschreibung und/oder Zeich­ nungen offenbarte Merkmale zu beanspruchen.
In Unteransprüchen verwendete Rückbeziehungen weisen auf die weitere Ausbildung des Gegenstandes des Hauptanspruches durch die Merkmale des jeweiligen Unteranspruches hin; sie sind nicht als ein Verzicht auf die Erzielung eines selb­ ständigen, gegenständlichen Schutzes für die Merkmale der rückbezogenen Unteransprüche zu verstehen.
Die Gegenstände dieser Unteransprüche bilden jedoch auch selbständige Erfindungen, die eine von den Gegenständen der vorhergehenden Unteransprüche unabhängige Gestaltung auf­ weisen.
Die Erfindung ist auch nicht auf das (die) Ausführungsbei­ spiel (e) der Beschreibung beschränkt. Vielmehr sind im Rahmen der Erfindung zahlreiche Abänderungen und Modifi­ kationen möglich, insbesondere solche Varianten, Elemente und Kombinationen und/oder Materialien, die zum Beispiel durch Kombination oder Abwandlung von einzelnen in Ver­ bindung mit den in der allgemeinen Beschreibung und Aus­ führungsformen sowie den Ansprüchen beschriebenen und in den Zeichnungen enthaltenen Merkmalen bzw. Elementen oder Ver­ fahrensschritten erfinderisch sind und durch kombinierbare Merkmale zu einem neuen Gegenstand oder zu neuen Verfahrens­ schritten bzw. Verfahrensschrittfolgen führen, auch soweit sie Herstell-, Prüf- und Arbeitsverfahren betreffen.
Die Erfindung bezieht sich weiterhin auf die Anmeldungen DE 19 53 0929, DE 19 53 0930, DE 19 53 0931, DE 19 53 0932, DE 19 53 0933, DE 19 53 0852, DE 19 536 747, DE 19 53 6863, DE 19 53 6864 und DE 19 53 6865, deren Inhalt ausdrücklich zum Offenbarungs­ inhalt der vorliegenden Anmeldung gehört.

Claims (18)

1. Getriebeeinheit insbesondere für Kraftfahrzeuge mit einem stufenlosen Getriebe und zumindest einer zu- und abschaltbaren Kupplung.
2. Getriebeeinheit mit Mehrbereichsstruktur, mit einem stufenlosen Getriebe, wie beispielsweise Kegelscheiben­ umschlingungsgetriebe oder Toroidgetriebe, dessen Übersetzungsbereich mehr als einmal durchfahrbar ist und mit weiteren Getrieben, die dem stufenlosen Getriebe über wenigstens zwei wechselweise schaltbare Kupplungen mit veränderbar einstellbarem übertragbarem Moment zuschaltbar sind, wobei der Schaltvorgang bei Diffe­ renzdrehzahl eingeleitet wird und schleifend erfolgt.
3. Getriebeeinheit mit Mehrbereichsstruktur, mit einem stufenlosen Getriebe, wie beispielsweise Kegelscheibe­ numschlingungsgetriebe oder Toroidgetriebe, dessen übersetzungsbereich mehr als einmal durchfahrbar ist, indem mindestens zwei Kupplungen bei Erreichen eines bestimmten Übersetzungsverhältnisses des stufenlosen Getriebes im Kraftfluß der Getriebeeinheit zu- und abschaltbar sind, bei dem auch eine Betätigungsrich­ tungsumkehr erfolgt und die nach erfolgter Betätigungs­ richtungsumkehr geschlossene Kupplung vor oder nach Erreichen des Umschaltpunktes zu schließen beginnt.
4. Getriebeeinheit nach einem der Ansprüche 1 bis 3, bei der dem stufenlosen Getriebe ein Überlagerungsgetriebe, wie Summiergetriebe, mit zwei Eingängen und einem Ausgang im Drehmomentfluß nachgeordnet zu- und abschalt­ bar ist, wobei wechselweise der eine Eingang mit nach­ geschalteter Getriebestufe zu- und abschaltbar ist und der andere Eingang mit dem Ausgangsteil des stufenlosen Getriebes verbunden ist und über eine weitere Kupplung das Ausgangsteil des Überlagerungsgetriebes, wie Sum­ miergetriebes, mit dem Ausgangsteils des stufenlosen Getriebes direkt oder indirekt über eine feste Überset­ zungsstufe verbindbar ist und zumindest eine Kupplung vor oder nach Erreichen des Umschaltpunktes zu schließen beginnt.
5. Getriebeeinheit mit Mehrbereichsstruktur insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 4, bei der ein stufenlo­ ses Getriebe mit einer ersten und einer zweiten Welle im Momentenfluß angeordnet ist, und die erste und zweite Welle als Antriebs- oder Abtriebswelle des stufenlosen Getriebes wechselseitig mittels zumindest zweier Kupp­ lungen, insbesondere mittels vier Kupplungen, schaltbar sind und die erste und die zweite Welle mittels Getrie­ bestufen mit einer Getriebeeingangs- oder Getriebeaus­ gangswelle verbindbar sind, dadurch gekennzeichnet, daß Abtriebswelle und der zweiten Welle als Antriebs- oder Abtriebswelle vor oder nach Erreichen eines Umschalt­ punktes bei Differenzdrehzahl beginnt und schleifend er­ folgt.
6. Verfahren zum Steuern oder Regeln einer Getriebeeinheit mit Mehrbereichsstruktur, min einem stufenlosen Getriebe und anderen Getrieben, wobei der Übersetzungsbereich des stufenlosen Getriebes mehr als einmal durchfahrbar ist und über mindestens zwei Kupplungen bei Erreichen eines bestimmten Übersetzungsverhältnisses des stufenlosen Getriebes andere Getriebeeinheiten im Kraftfluß zu- und abschaltbar sind, wobei die nach erfolgter Betätigungs­ richtungsumkehr des stufenlosen Getriebes geschlossene Kupplung vor oder nach Erreichen des Umschaltpunktes zu schließen beginnt.
7. Verfahren insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß ein Bereichs­ wechsel des stufenlosen Getriebes mittels zumindest einer schlupfend angesteuerten Kupplung bei Differenz­ drehzahl eingeleitet wird oder erfolgt.
8. Getriebeeinheit mit Mehrbereichsstruktur, insbesondere für Kraftfahrzeuge, mit einem stufenlosen Getriebe und weiteren Getrieben, die dem stufenlosen Getriebe über wenigstens zwei wechselweise schaltbare Kupplungen mit veränderbar einstellbarem übertragbarem Moment zuschalt­ bar sind, sowie mit einem Steuergerät, welches die Übersetzung des stufenlosen Getriebes steuert und die Ansteuerung des jeweiligen übertragbaren Drehmomentes der Kupplungen vornimmt, dadurch gekennzeichnet, daß durch eine Übersetzungsansteuerung und eine Ansteuerung eines gezielten übertragbaren Drehmomentes zumindest einer Kupplung ein Schleifen der Kupplung angesteuert wird, so daß ein Ankriechen des Fahrzeuges erfolgt.
9. Getriebeeinheit mit Mehrbereichsstruktur, mit einem stufenlosen Getriebe, wie beispielsweise Kegelscheiben­ umschlingungsgetriebe oder Toroid-Getriebe, dessen Übersetzungsbereich mehr als einmal durchfahrbar ist, und weitere Getriebe mittels mindestens zwei Kupplungen bei Erreichen eines bestimmten Übersetzungsverhältnisses des stufenlosen Getriebes im Kraftfluß der Getriebeein­ heit zu- und abschaltbar sind, wobei bei dem Umschalt­ punkt auch eine Betätigungsrichtungsumkehr des stufenlo­ sen Getriebes erfolgt, mit einem Steuergerät, welches die Übersetzung des stufenlosen Getriebes steuert und die Steuerung des übertragbaren Drehmomentes der einzel­ nen Kupplung ansteuert, dadurch gekennzeichnet, daß mittels einer Übersetzungssteuerung und einer Ansteue­ rung eines gezielten übertragbaren Drehmomentes von zu­ mindest einer Kupplung, ein gezieltes Schleifen oder Schlupfen der Kupplung, angesteuert wird, so daß ein An­ kriechen des Fahrzeuges erfolgt.
10. Getriebeeinheit insbesondere für Kraftfahrzeuge mit einer Hybridantriebsanordnung und im Kraftfluß zu- und abschaltbaren Getrieben.
11. Getriebeeinheit insbesondere nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Getriebe ein stufenlos einstell­ bares Getriebe sowie zumindest ein weiteres Getriebe umfassen.
12. Getriebeeinheit nach Anspruch 10 oder 11, dadurch ge­ kennzeichnet, daß die weiteren Getriebe dem stufenlos einstellbaren Getriebe in Serie oder parallel zu- und abschaltbar sind.
13. Getriebeeinheit nach Anspruch 1 bis 12, dadurch gekenn­ zeichnet, daß der Ausgang des stufenlos einstellbaren Getriebes auf einen Eingang eines Übertragungsgetriebes zu- und abschaltbar ist.
14. Getriebeeinheit nach Anspruch 1 bis 13, dadurch gekenn­ zeichnet, daß der Eingang eines Getriebes mit fester Übersetzung mit einem Eingang der Getriebeeinheit zu- und abschaltbar ist.
15. Getriebeeinheit nach Anspruch 1 bis 14, dadurch gekenn­ zeichnet, daß der Ausgang eines Getriebes mit fester Übersetzung einem Eingang des Übertragungsgetriebes zu- und abschaltbar ist.
16. Getriebeeinheit nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß die dem stufenlosen Getriebe zu- und abschaltbaren Getriebe mittels Kupplungen zu- und abschaltbar sind.
17. Getriebeeinheit mit einem stufenlos einstellbaren Getriebe und zumindest einem mittels Kupplungen zu- und abschaltbaren Getriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge mit Hybridantrieb, bei welchen die vorhandenen Antriebs­ quellen und/oder Energiespeicher als Funktion des Bedarfes und der Zeit zu-, ab- und/oder umgeschaltet werden, dadurch gekennzeichnet, daß eine Steuereinheit das übertragbare Drehmoment einer Kupplung ansteuert, wobei die zumindest zeitweise schlupfende Kupplung eine im wesentlichen gleichmäßige Drehmomentabgabe gewähr­ leistet.
18. Getriebeeinheit nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Hybridantriebsanordnung zumindest eine der Antriebseinheiten oder Energiespei­ cher aufweist, wie
  • - Verbrennungsmotor,
  • - Elektromotor,
  • - mechanischer Energiespeicher, wie Schwungrad,
  • - elektrischer Energiespeicher, wie Akkumulator oder
  • - chemische Energiespeicher.
DE19631216A 1995-08-23 1996-08-02 Getriebeeinheit Withdrawn DE19631216A1 (de)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE19631216A DE19631216A1 (de) 1995-08-23 1996-08-02 Getriebeeinheit

Applications Claiming Priority (11)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE19530933 1995-08-23
DE19530930 1995-08-23
DE19530852 1995-08-23
DE19530932 1995-08-23
DE19530931 1995-08-23
DE19530929 1995-08-23
DE19536747 1995-10-02
DE19536865 1995-10-02
DE19536863 1995-10-02
DE19536864 1995-10-02
DE19631216A DE19631216A1 (de) 1995-08-23 1996-08-02 Getriebeeinheit

Publications (1)

Publication Number Publication Date
DE19631216A1 true DE19631216A1 (de) 1997-03-20

Family

ID=27579204

Family Applications (5)

Application Number Title Priority Date Filing Date
DE19631294A Expired - Fee Related DE19631294C2 (de) 1995-08-23 1996-08-02 Getriebeeinheit
DE19631281A Expired - Fee Related DE19631281C2 (de) 1995-08-23 1996-08-02 Verfahren zum Steuern des Anhaltvorgangs eines mit einem automatischen Getriebe mit stufenlos veränderbarer Übersetzung ausgerüsteten Kraftfahrzeugs
DE19631243A Expired - Fee Related DE19631243C2 (de) 1995-08-23 1996-08-02 Getriebeeinheit
DE19631236A Expired - Fee Related DE19631236C2 (de) 1995-08-23 1996-08-02 Getriebeeinheit und Verfahren zur Verwendung einer Getriebeeinheit
DE19631216A Withdrawn DE19631216A1 (de) 1995-08-23 1996-08-02 Getriebeeinheit

Family Applications Before (4)

Application Number Title Priority Date Filing Date
DE19631294A Expired - Fee Related DE19631294C2 (de) 1995-08-23 1996-08-02 Getriebeeinheit
DE19631281A Expired - Fee Related DE19631281C2 (de) 1995-08-23 1996-08-02 Verfahren zum Steuern des Anhaltvorgangs eines mit einem automatischen Getriebe mit stufenlos veränderbarer Übersetzung ausgerüsteten Kraftfahrzeugs
DE19631243A Expired - Fee Related DE19631243C2 (de) 1995-08-23 1996-08-02 Getriebeeinheit
DE19631236A Expired - Fee Related DE19631236C2 (de) 1995-08-23 1996-08-02 Getriebeeinheit und Verfahren zur Verwendung einer Getriebeeinheit

Country Status (1)

Country Link
DE (5) DE19631294C2 (de)

Cited By (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2003025431A1 (de) * 2001-09-14 2003-03-27 Zf Friedrichshafen Ag Automatisiertes mehrgang-fahrzeuggetriebe
NL1021578C2 (nl) 2002-10-03 2004-04-06 Doornes Transmissie Bv Regelmethode voor een oneindig variabele transmissie.
US6986725B2 (en) 2002-11-01 2006-01-17 Eaton Corporation Continuously variable stepped transmission
WO2006032312A1 (en) 2004-09-23 2006-03-30 Daimlerchrysler Ag Automated transmission for a motor vehicle and method for operating the same
DE102009001799A1 (de) * 2009-03-24 2010-09-30 Zf Friedrichshafen Ag Verfahren zum kontrollierten Langsamfahren im Zugbetrieb für ein Kraftfahrzeug mit einem Stufenautomatgetriebe
DE102012212936A1 (de) * 2012-07-24 2014-01-30 Zf Friedrichshafen Ag Steuergerät, Getriebe, Antriebsstrang, Verfahren zum Ansteuern eines Getriebes und Programm
DE102013112968A1 (de) * 2013-11-25 2015-05-28 Dr. Ing. H.C. F. Porsche Ag Verfahren zum Steuern eines Verbrennungsmotors
DE102014224543A1 (de) * 2014-12-01 2016-06-02 Zf Friedrichshafen Ag Stufenloses Windkraftgetriebe mit Direktgang
DE102018001933A1 (de) * 2018-03-05 2019-09-05 Günter Mehnert Stufenloses Umlaufrädergetriebe mit schwenkbarer Achse
CN113389869A (zh) * 2021-06-23 2021-09-14 江苏大学 一种集齿轮-液压-菱锥为一体的多模式复合传动装置

Families Citing this family (48)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6054844A (en) * 1998-04-21 2000-04-25 The Regents Of The University Of California Control method and apparatus for internal combustion engine electric hybrid vehicles
US6146308A (en) * 1996-10-03 2000-11-14 Aisin Aw Co., Ltd. Creep torque control of infinitely variable transmission
DE19728611A1 (de) 1997-07-04 1999-02-04 Zahnradfabrik Friedrichshafen Stufenloses Getriebe
JP3796916B2 (ja) * 1997-08-25 2006-07-12 マツダ株式会社 トロイダル式無段変速機の制御装置
KR100389599B1 (ko) * 1997-12-05 2003-06-27 도요다 지도샤 가부시끼가이샤 하이브리드 구동장치
DE19755612B4 (de) * 1997-12-15 2008-02-21 Volkswagen Ag Getriebeanordnung
JP3480316B2 (ja) * 1998-06-15 2003-12-15 日産自動車株式会社 ハイブリッド車両の制御装置
DE19934936B4 (de) * 1998-07-28 2011-06-22 Schaeffler Technologies GmbH & Co. KG, 91074 Antriebsstrang
EP1010920A3 (de) * 1998-12-15 2001-09-12 Nissan Motor Co., Ltd. Vorrichtung und Verfahren zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses eines stufenlosen Getriebes
JP3399441B2 (ja) * 1999-06-28 2003-04-21 日産自動車株式会社 変速比無限大無段変速機の変速制御装置
JP2001018669A (ja) 1999-07-06 2001-01-23 Suzuki Motor Corp ハイブリッド動力車
FR2796693B1 (fr) * 1999-07-21 2001-11-16 Renault Groupe motopropulseur transversal a variateur et train epicycloidal
DE19937381A1 (de) * 1999-08-07 2001-03-22 Daimler Chrysler Ag Kraftfahrzeug mit Hybridantrieb und Verfahren zum Betrieb eines Kraftfahrzeugs mit Hybridantrieb
DE19943623A1 (de) * 1999-09-11 2001-03-15 Zahnradfabrik Friedrichshafen Getriebeeinheit
DE19950047A1 (de) * 1999-10-16 2001-04-19 Zahnradfabrik Friedrichshafen Getriebeeinheit
FR2800826B1 (fr) * 1999-11-10 2001-12-21 Renault Groupe motopropulseur transversal de vehicule comportant un variateur et un train epicycliadal
DE10039942A1 (de) * 2000-08-16 2002-02-28 Zahnradfabrik Friedrichshafen Verfahren zur Steuerung und Regelung eines Automatgetriebes
JP3633484B2 (ja) 2001-01-22 2005-03-30 トヨタ自動車株式会社 内燃機関と無段変速機とを有する車両の制御装置
DE10124352A1 (de) * 2001-05-18 2002-11-21 Zahnradfabrik Friedrichshafen Mehrbereichsgetriebe für ein Kraftfahrzeug
JP3835202B2 (ja) * 2001-05-18 2006-10-18 トヨタ自動車株式会社 車両用駆動制御装置
DE10135899A1 (de) 2001-07-24 2003-02-06 Zahnradfabrik Friedrichshafen Steuerung eines automatisierten Anfahrelements
WO2003027538A1 (de) * 2001-09-26 2003-04-03 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Getriebe
WO2003067127A2 (de) * 2002-02-07 2003-08-14 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Verfahren zum regeln der übersetzung eines leistungsverzweigten automatischen getriebes sowie leistungsverzweigtes automatisches getriebe
DE10301736A1 (de) * 2003-01-18 2004-08-05 Audi Ag Verfahren zum Steuern von Übersetzungsänderungen
DE102004023673B4 (de) * 2004-05-13 2017-12-14 Volkswagen Ag Verfahren zur Steuerung des Antriebsstranges eines Hybridfahrzeugs
DE102004027114A1 (de) * 2004-06-03 2005-12-22 Zf Friedrichshafen Ag Verfahren zur Bereichswechselschaltung für leistungsverzweigte Mehrbereichsgetriebe mit kontinuierlicher Übersetzung
DE102006019904B4 (de) * 2006-04-28 2021-09-02 Zf Friedrichshafen Ag Verfahren zur Einstellung der Übersetzung eines einen Variator umfassenden Getriebes bei Rückwärtsfahrt
DE102007008086A1 (de) 2007-02-17 2008-09-04 Zf Friedrichshafen Ag Verfahren zum Betreiben eines Antriebsstranges eines Fahrzeuges während eines Schubbetriebes
WO2008104142A1 (de) * 2007-02-26 2008-09-04 GIF Gesellschaft für Industrieforschung mbH Antriebsanordnung mit einem stufenlos einstellbaren teilgetriebe
DE102007017175B4 (de) 2007-04-12 2020-04-23 Zf Friedrichshafen Ag Verfahren zum Steuern und/oder Regeln einer Kupplung eines hydrodynamischen Lastschaltgetriebes
JP5352867B2 (ja) 2007-06-21 2013-11-27 シェフラー テクノロジーズ アクチエンゲゼルシャフト ウント コンパニー コマンディートゲゼルシャフト 無段階に可変な変速比を備えた車両変速機
US7972240B2 (en) * 2007-12-19 2011-07-05 Deere & Company Work machine with power limit control using an infinitely variable transmission
DE112009000892A5 (de) 2008-05-09 2011-09-29 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Bauraumsparende Getriebeanordnung
CH700104A1 (de) * 2008-12-12 2010-06-15 Pitorqa Gmbh Stufenloses Fahr- und Anfahrgetriebe.
DE102010011823A1 (de) 2009-04-14 2010-10-21 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Getriebeeinheit mit einem stufenlos verstellbaren Getriebe
DE102010051124A1 (de) 2009-11-23 2011-05-26 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug
DE102009058695A1 (de) * 2009-12-17 2011-06-22 Schaeffler Technologies GmbH & Co. KG, 91074 Antriebsbaugruppe
DE102011016227A1 (de) * 2011-04-06 2012-10-11 Audi Ag Verfahren zur Steuerung der Verzögerungsleistung eines Fahrzeugs
FR2993951B1 (fr) * 2012-07-25 2015-05-15 Peugeot Citroen Automobiles Sa Dispositif de transmission de puissance reversible
CN103640464B (zh) * 2013-11-18 2017-07-11 宁波吉利汽车研究开发有限公司 混合动力汽车的动力驱动系统
EP2955074B1 (de) 2014-06-13 2020-11-04 Perkins Engines Company Limited Variatorunterstützte Übertragung und Start-Steuerverfahren für eine solche Übertragung
CN104595432A (zh) * 2014-11-21 2015-05-06 顺德职业技术学院 无级调速倒挡传动结构
DE102015005803A1 (de) * 2015-05-06 2016-11-10 Daimler Ag Verfahren zur Ansteuerung einer Formschlussschalteinheit
MY198651A (en) * 2015-08-03 2023-09-13 Daihatsu Motor Co Ltd Power-split-type continuously variable transmission
CN115419692A (zh) 2017-01-20 2022-12-02 北极星工业有限公司 车辆的车辆诊断方法
DE102018128520A1 (de) 2018-11-14 2020-05-14 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug, insbesondere für einen Kraftwagen, sowie Kraftfahrzeug, insbesondere Kraftwagen
DE102019102437A1 (de) 2019-01-31 2020-08-06 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug und Kraftfahrzeug mit einem solchen Antriebsstrang
JP7352320B2 (ja) * 2021-06-23 2023-09-28 江▲蘇▼大学 歯車－液圧－ピラミッドを統合したマルチモードの複合伝動装置

Family Cites Families (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2309680A1 (de) * 1973-02-27 1974-09-05 Elektr Strassenverkehr Ges Kraftfahrzeug mit verbrennungsmotor, elektromotor mit batterie und steuereinrichtung
GB2045368B (en) * 1978-12-09 1982-12-08 Gkn Transmissions Ltd Continuously variable ratio transmission
US4457411A (en) * 1980-06-02 1984-07-03 Mitsubishi Jidosha Kogyo Kabushiki Kaisha Torque transmission device
GB2108599A (en) * 1981-10-24 1983-05-18 Leyland Vehicles Vehicle transmission
US4665773A (en) * 1984-03-13 1987-05-19 Mitsubishi Jidosha Kogyo Kabushiki Kaisha Continuously variable transmission apparatus for automobile
AU6019686A (en) * 1985-07-22 1987-01-29 Borg-Warner Corporation Dual pass continuously variable transmission with asymmetric variator
JPS63110045A (ja) * 1986-10-24 1988-05-14 Daihatsu Motor Co Ltd 直結機構付無段変速機の切換制御方法
JPH0788148B2 (ja) * 1988-11-30 1995-09-27 スズキ株式会社 連続可変変速機のクラッチ圧制御装置
DE4011850B4 (de) * 1989-04-17 2006-04-27 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Verfahren zum Steuern einer zwischen einer Antriebsmaschine und einem Getriebe wirksamen automatisierten Reibungskupplung
US5064036A (en) * 1990-05-24 1991-11-12 Borg-Warner Automotive, Inc. Adaptive torsional damping device for a continuously variable transmission
US5006092A (en) * 1990-05-24 1991-04-09 Borg-Warner Automotive, Inc. Continuously variable transmission power train configuration
DE4113386C2 (de) * 1991-04-24 2000-12-07 Hoehn Bernd Robert Hybridantriebsanordnung für Kraftfahrzeuge
JP2576715B2 (ja) * 1991-04-30 1997-01-29 トヨタ自動車株式会社 車両用直結クラッチ付流体式伝動装置のスリップ制御装置
DE4342735A1 (de) * 1993-12-15 1995-06-22 Hoehn Bernd Robert Prof Dr Hybrid-Antriebsanordnung
DE4411114A1 (de) * 1994-03-30 1995-10-05 Zahnradfabrik Friedrichshafen Getriebe, insbesondere für ein Kraftfahrzeug

Cited By (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2003025431A1 (de) * 2001-09-14 2003-03-27 Zf Friedrichshafen Ag Automatisiertes mehrgang-fahrzeuggetriebe
NL1021578C2 (nl) 2002-10-03 2004-04-06 Doornes Transmissie Bv Regelmethode voor een oneindig variabele transmissie.
WO2004031621A1 (en) 2002-10-03 2004-04-15 Van Doorne's Transmissie B.V. Control method for an infinitely variable transmission
US6986725B2 (en) 2002-11-01 2006-01-17 Eaton Corporation Continuously variable stepped transmission
US7217214B2 (en) 2002-11-01 2007-05-15 Eaton Corporation Continuously variable stepped transmission
WO2006032312A1 (en) 2004-09-23 2006-03-30 Daimlerchrysler Ag Automated transmission for a motor vehicle and method for operating the same
DE102009001799A1 (de) * 2009-03-24 2010-09-30 Zf Friedrichshafen Ag Verfahren zum kontrollierten Langsamfahren im Zugbetrieb für ein Kraftfahrzeug mit einem Stufenautomatgetriebe
DE102012212936A1 (de) * 2012-07-24 2014-01-30 Zf Friedrichshafen Ag Steuergerät, Getriebe, Antriebsstrang, Verfahren zum Ansteuern eines Getriebes und Programm
DE102013112968A1 (de) * 2013-11-25 2015-05-28 Dr. Ing. H.C. F. Porsche Ag Verfahren zum Steuern eines Verbrennungsmotors
DE102014224543A1 (de) * 2014-12-01 2016-06-02 Zf Friedrichshafen Ag Stufenloses Windkraftgetriebe mit Direktgang
DE102018001933A1 (de) * 2018-03-05 2019-09-05 Günter Mehnert Stufenloses Umlaufrädergetriebe mit schwenkbarer Achse
CN113389869A (zh) * 2021-06-23 2021-09-14 江苏大学 一种集齿轮-液压-菱锥为一体的多模式复合传动装置
CN113389869B (zh) * 2021-06-23 2024-04-09 江苏大学 一种集齿轮-液压-菱锥为一体的多模式复合传动装置

Also Published As

Publication number Publication date
DE19631281C2 (de) 2003-01-02
DE19631243C2 (de) 2003-05-15
DE19631294A1 (de) 1997-02-27
DE19631281A1 (de) 1997-02-27
DE19631243A1 (de) 1997-02-27
DE19631294C2 (de) 2003-03-20
DE19631236C2 (de) 2003-03-20
DE19631236A1 (de) 1997-02-27

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE19631216A1 (de) Getriebeeinheit
DE10126348B4 (de) Verfahren zur Reduzierung des durch eine Drehmomentumkehr bewirkten dumpfen Geräusches im Antriebsstrang eines Hybridfahrzeugs
DE10310831A1 (de) Antriebsstrang und Verfahren zu dessen Betrieb
DE3889926T2 (de) Automatikgetriebe für baufahrzeuge mit kipper.
DE112006002819B4 (de) Steuersystem für eine Fahrzeugantriebseinheit
DE3878433T2 (de) Stufenloses getriebe mit wirkungsweise zur drehmomentenregenerierung.
EP1556631B1 (de) Leistungsverzweigtes getriebe mit stufenlos verstellbarer übersetzung
DE69833827T2 (de) Antriebsstrangsteuerungssystem für Motor und stufenloses Getriebe
CH700104A1 (de) Stufenloses Fahr- und Anfahrgetriebe.
DE3025349A1 (de) Wechselgetriebe, insbes. fuer kraftfahrzeuge mit einer verbrennungsgasturbine
DE102004028101A1 (de) Kraftübertragungsvorrichtung für ein Hybridfahrzeug
DE112004001277T5 (de) Steuerungsverfahren und Steuerungsgerät für einen Kraftfahrzeugantriebsstrang
DE102005019265A1 (de) Stufenloses Riemengetriebe
DE102013104331A1 (de) Fahrzeugsteuereinheit
DE3439882A1 (de) Steuerung fuer ein stufenlos veraenderliches fahrzeuggetriebe
DE102013214027A1 (de) Verfahren zum Beseitigen einer Drehmomentunterbrechung während eines Modusschaltvorgangs
DE69404470T2 (de) Verfahren zur steuerung einer antriebsanordnung für kraftfahrzeuge mit einem stufenlos regelbaren getriebe
WO2015086016A1 (de) Cvt-antriebsstrang
DE102018220492A1 (de) Geteiltes getrieberad für ein automatisches leistungsübertragungssystem
DE102014117689A1 (de) Kontinuierlich-variables Getriebe für ein Fahrzeug
EP0898670B1 (de) Regelung zum schliessen einer reibschlussverbindung
WO2001016506A1 (de) Verfahren zur steuerung der schaltungen eines kraftfahrzeugsgetriebes
DE3703759A1 (de) Antriebsanordnung
Amendola et al. Gear shift strategies analysis of the automatic transmission in comparison with the double clutch transmission
DE102018128520A1 (de) Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug, insbesondere für einen Kraftwagen, sowie Kraftfahrzeug, insbesondere Kraftwagen

Legal Events

Date Code Title Description
8110 Request for examination paragraph 44
8127 New person/name/address of the applicant

Owner name: LUK GS VERWALTUNGS KG, 77815 BUEHL, DE

8127 New person/name/address of the applicant

Owner name: SCHAEFFLER TECHNOLOGIES GMBH & CO. KG, 91074 H, DE

R120 Application withdrawn or ip right abandoned
R120 Application withdrawn or ip right abandoned

Effective date: 20111212