DE19727360A1 - Stufenloses Getriebe, insbesondere mit Leistungsverzweigung - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich auf ein stufenloses Getriebe mit hydrostatischer Leistungsverzweigung wie in den Oberbegriffen der Ansprüche beschrieben. Aufgabe der Erfindung ist es, die Anzahl der Bauteile auf ein Mindestmaß zu senken, Bauraum und Kosten zu verringern, Geräuschverhalten, Wirkungsgrad und Komfort zu verbessern sowie eine Vereinfachung der Bauweise zu erzielen.

Die Aufgabe wird durch die in den Hauptansprüchen und weiteren Ansprüchen aufgeführten Merkmale gelöst. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen gehen aus den Unteransprüchen und der Beschreibung hervor.

Die Erfindung wird an Ausführungsbeispielen anhand von Zeichnungen erläutert. Es zeigen

Fig. 1 Getriebeschema;

Fig. 1a u. 1b Getriebeschema für 2-Bereichsgetriebe;

Fig. 1ba bis 1bc Teilschnitte des Getriebes;

Fig. 1c b. 1f Getriebeausführungen;

Fig. 2 eine weitere Ausgestaltung der Erfindung;

Fig. 2a Getriebeschema für 1-Bereichsgetriebe;

Fig. 2b Getriebeschema für 2-Bereichsgetriebe;

Fig. 2c u. d Getriebeschema für 1-Bereichsgetriebe als weitere Ausführungsform;

Fig. 2e u. f Drehzahlplan;

Fig. 3 das Getriebe-Schema mit Einrichtung für Allrad-Antrieb;

Fig. 4 bis 4e Getriebe-Schematas für Ausführung in Längsbauweise und Frontantrieb;

Fig. 5 u. 5a Schaltplan und Steuerschema;

Fig. 6 Schaltkorrektur-Diagramm.

Die Erfindung betrifft ein stufenloses Getriebe, insbesondere mit Leistungsverzweigung. Es besitzt bevorzugt zwei Fahrbereiche bzw. Schaltbereiche mit Leistungsverzweigung, wobei der Rückwärtsbereich im ersten Schaltbereich mitenthalten ist. Der stufenlose Wandler kann ein mechanischer oder bevorzugt ein hydrostatischer Wandler sein. Das Getriebe ist so aufgebaut, daß der Abtrieb zum Differential eingangsseitig angeordnet ist, wobei in nachfolgend aufgezählter Reihenfolge auf der Eingangswelle 16 das Abtriebsrad 10, Schaltkupplungen K1 und K2, das Summierungsplanetengetriebe 37; 37' und der stufenlose Wandler 36 angeordnet sind. Das Getriebe zeichnet sich besonders durch seine sehr kurze Bauweise aus, wozu erfindungsgemäß dazu beiträgt daß, wie in Fig. 1 und 1ba dargestellt, das eingangsseitige, als Getriebedeckel 46a ausgebildete Gehäuse-Element mehrfache Funktion beinhaltet. Dies besteht insbesondere darin, daß dieses Gehäuse-Element das Trägerelement für das Abtriebsrad 10, die vorzugsweise übereinander angeordneten Schaltkupplungen K1 und K2 bildet und die Speisepumpe 81 mit den dazugehörigen Saug- oder Zuflußleitungen 46c und Druckleitung 46d beinhaltet. Desweiteren sind mitenthalten in diesem Bauelement 46a die Druckleitungen 46b für die Steuerdrücke der beiden Kupplungen K1 und K2 sowie der Zufluß für den Steuerdruck zur Stabilisierung der beiden Hydrostateinheiten A und B, der über die Zentralbohrung 46f innerhalb der Antriebswelle 16 erfolgt. Auch der Zufluß für die Schmierölversorgung der verschiedenen Getriebe-Elemente erfolgt aus dem Steuerdruck in der Druckleitung 46f, der mittels eines Zwischenrohres 82'' in der Zentralwelle 16 erfolgt, wobei über eine Drosselbohrung 81' eine dosierte Schmierölmenge zu den Schmierbohrungen 82a abgeleitet wird. Das Trägerelement 46, auf dem über die Wälzlager 27 und 45 das Abtriebsrad 10 gelagert ist, ist mit dem Getriebedeckel 46a, bevorzugt durch eine Schraubverbindung und entsprechender Anzentrierung verbunden. Das Abtriebsrad 10 bildet eine gemeinsame Baueinheit mit den beiden Kupplungen K1 und K2. Die Kupplungsringe für die Kupplung K1 und K2 sind vorzugsweise als Blechprägeteile oder/und als Schmiedeteile mit spanlos hergestellten Kupplungsverzahnungen sehr kostengünstig und kurzbauend ausgebildet. Eine gemeinsame Baueinheit in montagefreundlicher Art bildet der eingangsseitige Getriebedeckel 46a mit den Bauelementen Speisepumpe 81, dem Abtriebsrad 10 sowie den Schaltkupplungen K1 und K2. Über ein Mitnahmeprofil 34a am Kupplungskörper für die Kupplung K1 wird auf einfache Art eine Drehverbindung mit dem, bevorzugt als Blechprägeteil ausgebildeten Planetenträger 32' hergestellt, der in eine eingestanzte Ausnehmung eines Trägerteiles eingreift.

Der stufenlose Wandler kann ein hydrostatischer Wandler mit einer ersten Hydrostateinheit A verstellbaren Volumens und einer zweiten Hydrostateinheit B verstellbaren oder konstanten Volumens oder ein mechanischer Wandler sein.

Zur Geräusch- und Schwingungsreduzierung sieht die Erfindung vor, den stufenlosen Wandler bzw. das Hydrostatgetriebe 36 gegenüber dem Gehäuse 1 durch elastische oder/und geräusch- und schwingungsmindernde Elemente abzuisolieren. Dies geschieht derart, daß zwischen Hydrostat-Gehäuse 36' und dem Getriebegehäuse 1 in entsprechende Ausnehmungen 9d elastische Elemente 9b; 9h bevorzugt lose gelagert sind. Diese elastischen Elemente können in Kegelform 9b oder als Kugel 9h bzw. kugelförmig ausgebildet sein. Je nach Anforderung können eine oder mehrere elastische Elemente 9h, 9g untergebracht sein. Die elastischen Elemente 9b; 9h und/oder die Ausnehmungen 9k im Hydrostatgetriebe 36' und Getriebegehäuse 1 sind so ausgebildet, daß bei Auftreten einer Verdrehkraft bzw. eines Reaktionsmomentes am Hydrostatgetriebe 36 neben der Umfangskraft auch eine Axialkraft erzeugt wird, wobei die Axialkraft über einen entsprechenden geräusch- und schwingungsmindernden Körper 8'' abgestützt wird, wobei die Verdrehbewegung des Hydrostatgetriebes bzw. Hydrostatgehäuses 36' eine Reibdämmung über das Dämmelement 8'' erzeugt. Ein zweiter Getriebedeckel 1', der den Getriebeabschluß bildet, ist bevorzugt als Blechprägeteil mit Sandwich-Blech ausgebildet. Ein weiteres Dämmelement 8''' zwischen dem zweiten Getriebedeck 1' und dem Hydrostatgehäuse 36'' bildet eine zusätzliche Reibdämmung. Die gehäuseseitigen Ausnehmungen 9d für die elastischen Dämmelemente 9h bzw. 9b können direkt in das Getriebegehäuse 1 eingearbeitet (siehe Fig. 1bc) oder durch ein separates Blechprägeteil 9e (s. Fig. 1bc) ausgeführt sein, wobei dieses Blechprägeteil im Gehäuse 1 anzentriert ist und über Mitnehmer 9f gegenüber dem Gehäuse drehgesichert ist. Die einzelnen Gummielemente bzw. elastische Elemente 9b, 9h können miteinander durch entsprechende Ausbildung verbunden sein, um eine sichere und schnelle Montage zu gewährleisten. Die elastischen Elemente 9h oder/und die Ausnehmungen 9d können so gestaltet werden, daß eine anfängliche weiche Elastizität mit progressivem Federkraftanstieg in Abhängigkeit zur Verdrehgröße des Hydrostatgetriebes wirksam wird, wie dies zweckmäßigerweise bei Anwendung kugelförmiger Elemente 9h der Fall ist.

Das Hydrostatgetriebe 36 besitzt eine formschlüssige Niederhalterung 36g für die mit den Kolben 36d verbundenen Gleitschuhen 36e. Erfindungsgemäß wird die zur Niederhalterung dienende Lochscheibe 36a und dessen Niederhaltering 36b über einen Sicherungsring 36c mit trapezförmigen Querschnitt axial fixiert. Durch die trapezförmige Querschnittsausbildung des Sicherungsringes 36c werden Fertigungstoleranzen, insbesondere der Sicherungsnut und der Niederhaltescheibe 36b auf sehr einfache, zeit- und kostensparende Weise ausgeglichen. Ein sonst überliches Ausmessen und Sortierverfahren für die Niederhaltescheibe 36b und den Sicherungsring 36c können entfallen.

Zur Lagerung der beiden Triebwellen 16A und 16B des Hydrostatgetriebes 36 sieht die Erfindung auf der Steuer-Spiegel-Seite ein Gleitlager 36a vor, das mit der Mitteldruckplatte 36m verbunden ist wie in Fig. 1bc dargestellt. Zur Schmierung dient ein über eine Hochdruck- oder Niederdruckleitung 35d führender Ölzufluß, der über eine Drossel 35e dosiert wird. Verbindungsleitungen bzw. Bohrungen 35d und eine umlaufende Nut 35c sorgen für eine gleichmäßige Verteilung des Schmieröls. Der Zufluß zur Druckleitung 35d kann über den Hydrostathochdruck oder den Niederdruck oder einem von der Motordrehzahl oder/und dem Hydrostatdruck abhängig modulierbaren Druck erfolgen. Das Gleitlager 35b ist aus entsprechend hochbelastbarem Material ausgeführt.

In einer weiteren Ausführungsform ist das Gleitlager 35a mit zwei Druckleitungen 35HD und 35ND mit jeweils dazugehöriger Drosselbohrung 35e verbunden, wobei ein der Drosselbohrung 35e nachgeordneter Kanal 35c beide Druckleitungen 35HD und 35ND verbindet. Auf diese Weise wird das Gleitlager immer mit dem jeweils anstehenden Hochdruck versorgt, wodurch eine automatische lastabhängige Druckmodulation gegeben ist. Ein weiterer Effekt dieser Ausführung ist erfindungsgemäß dadurch gegeben, daß eine ständige Verbindung zwischen Hoch- und Niederdruck über eine Drosselleitung 35e aufrechterhalten bleibt, was zur Senkung von Kavitationseffekten und somit zur Senkung des Geräuschverhaltens des Hydrostatgetriebes beiträgt.

Alternativ kann anstelle dieser Gleitlager auch ein Wälzlager 39'' dienen, wobei bevorzugt die Wälzkörper in vollrolliger Ausführung für hohe Belastung verwendet werden.

Mit dem stufenlosen Leistungsverzweigungsgetriebe gem. Fig. 1, 1ba, 1bb und 1bc wird der Vorteil einer kurzen Bauweise und weitere Vorteile hinsichtlich Kosten, Bauraum, Geräuschverhalten und Wirkungsgrad erzielt.

Die dargestellte Bauweise und Anordnung der einzelnen Getriebe-Komponenten erlaubt es, das Gehäuse einteilig auszubilden, so daß kostenintensive Trennfugen entfallen können. Die auf der Zentralachse bzw. Antriebswelle 16 angeordneten beschriebenen Getriebe-Komponenten sind von der frontseitigen Gehäuse-Öffnung 20 einmontierbar. Die Zwischenwelle 12 sowie die Lagerungen 24 und 25 mit dem dazugehörigen Zahnrad 11 können durch die Gehäuse-Öffnung 21 auf sehr einfache Weise einmontiert werden. Das Differential-Getriebe 15 ist durch eine dritte Gehäuse-Öffnung 22 montierbar, die durch einen entsprechenden, bevorzugt als Blechdeckel ausgebildeten Gehäuse-Deckel 23, verschließbar ist. Das Gehäuse selbst ist formtechnisch einfach und kostengünstig herstellbar.

Das dargestellte System der hydrostatischen Leistungsverzweigung beruht darauf, daß, wie bereits beschrieben, zwei Schaltbereiche schaltbar sind über Kupplung 1 und Kupplung 2, wobei im ersten Schaltbereich auch der Rückwärtsbereich mitenthalten ist, wie aus Drehzahlplan Fig. 2f ersichtlich. Beide Schaltbereiche arbeiten mit Leistungsverzweigung. Die Antriebswelle 16 ist mit der ersten Hydrostateinheit A und einem Glied des Summierungsplanetengetriebes (dem Hohlrad 29) verbunden. Die zweite Hydrostateinheit B steht in Triebverbindung mit einem zweiten Hohlrad 30 des Summierungsplanetengetriebes. Auf dem Steg 32 des Summierungsplanetengetriebes sind erste Planetenräder 33 und zweite Planetenräder 34 gelagert, die gegenseitig in Zahneingriff stehen. Mit dem ersten Hohlrad 29 kämmen die ersten Planetenräder 33, mit dem zweiten Hohlrad 30 die zweiten Planetenräder 34. Ein Sonnenrad 31 steht in Zahneingriff mit den zweiten Planetenrädern 34. Im ersten Schaltbereich ist der Steg 32 über eine Kupplung K1 mit der Abtriebswelle bzw. dem Abtriebsrad 10 verbindbar. Das Sonnenrad 31 ist im zweiten Schaltbereich über die Kupplung K2 mit der Abtriebswelle bzw. dem Abtriebsrad 10 kuppelbar.

Der Funktionsablauf stellt sich, wie in Drehzahlplan gem. Fig. 2f bzw. 2e aufgezeigt, derart dar, daß im Anfahrzustand das Hydrostatgetriebe auf eine gewisse negative Drehzahl für die zweite Hydrostateinheit B eingestellt ist, was einer gewissen Verstellgröße VN - Anfahr- Stellgröße von z. B. 60% - entspricht. Beim Anfahren wird bei geschlossener Kupplung K1 die im Summierungs-Planetengetriebe 37; 37' aufsummierte Leistung über den Steg 32; 32' auf den Abtrieb übertragen, wobei durch Drehzahl-Rücknahme aus vorgenannter Hydrostat- Einstellung VN entsprechend der Anfahr-Stellgröße eine Abtriebsdrehzahl der Stegwelle 32; 32' aus Null erzeugt wird. Bei Durchregelung des Hydrostatgetriebes auf die Gegendrehrichtung, bevorzugt bis Einstellung VV einer bestimmten Maximal-Verstellung wird Synchronlauf bei den Kupplungsgliedern K2 bei gleichzeitigem Blockumlauf aller Glieder des Summierungs-Planetengetriebes erzielt. Nach Schalten der zweiten Bereichskupplung K2 und Öffnen der ersten Bereichskupplung K1 wird der Hydrostat in die Gegenrichtung verstellt, wobei am Ende der Hydrostat-Verstellung in die genannte Gegenrichtung der Übersetzungs- Endpunkt des Getriebes erreicht ist. Für den Rückwärtsbereich wird die Hydrostat-Verstellung aus der vorgenannten Fahrzeug-Stillstands-Stellung VN - Anfahr-Stellgröße - weiter in die negative Verstellrichtung ausgeregelt, wobei die maximale Rückfahr-Geschwindigkeit bzw. die Übersetzungs-Endstellung des Rückwärtsbereiches am Ende der negativen Hydrostatverstellung erreicht ist.

Bei dieser Getriebeausführung ist es möglich, insbesondere bei Anwendung von Klauenkupplungen, mit oder ohne Abweisverzahnung, wie z. B. aus EP 0 276 255, EP 0 343 197, DE 39 03 010, DE 41 04 167 u. a. bekannt, eine kurze Bauweise zu erzielen, wobei vorteilhaft die beiden Kupplungen K1 und K2 übereinander angeordnet sind.

Gemäß der Erfindung ist, wie in Fig. 1d, 1c und 1b dargestellt, das Summierungsplanetengetriebe 37' als vierwelliges Planetengetriebe mit zwei Sonnenrädern und einem Hohlrad gestaltet, wobei auf einer Stegwelle 32' ineinandergreifende Planetenräder 33', 34' und 34'' angeordnet sind. Die erste Welle des Summierungsplanetengetriebes 37' bildet ein Sonnenrad 29', welches mit der ersten Hydrostateinheit A verbunden ist und mit den ersten Planetenrädern 33' kämmt. Die zweite Welle des Summierungsplanetengetriebes bildet ein Hohlrad 30, welches ebenfalls in erste Planetenräder 33' eingreift. Die dritte Welle 32' stellt die Stegwelle dar, welche über eine Kupplung K1 mit der Abtriebswelle bzw. dem Abtrieb 10 des Getriebes verbindbar ist. Die vierte Welle, Sonnenrad 31, kämmt mit den zweiten Planetenrädern 34', welche über Zwischenplanetenräder 34'' mit den ersten Planetenrädern 33' in Eingriff stehen. Über eine weitere Kupplung K2 ist die Abtriebswelle 10 mit der vierten Welle, dem Sonnenrad 31, koppelbar. Dieses Summierungsplanetengetriebe 37' ist in der Funktion weitgehend mit dem Summierungsplanetengetriebe 37, gem. Fig. 1 und 1a, identisch, das heißt, daß die Drehzahlcharakteristik, wie in Fig. 2f dargestellt, realisierbar ist und außerdem die Forderungen nach anderen Bereichsaufteilungen ermöglicht. Zum Beispiel kann der Bereich 2 kleiner, der Rückwärtsbereich R größer und die Gesamt-Konstruktion im Einzelfall technisch und kostenmäßig günstiger ausgeführt werden. Je nach den Fahrzeugforderungen ist durch Auswahlmöglichkeit zwischen den beiden Planetengetriebe- Ausführungen 37 und 37' eine weitgehende Anpassungsfähigkeit an verschiedene spezifische Forderungen gegeben. Durch die Ausbildung der ersten Welle als Sonnenrad 29' ist ein Kostenvorteil bei kleinerem Bauraum gegeben.

In einer weiteren, nicht dargestellten Ausführungsform sind die Schaltkupplungen K1 und K2 dem Summierungs-Planetengetriebe vorgeschaltet, wobei das Abtriebsrad 10 direkt mit einem Glied des Summierungs-Planetengetriebes verbunden ist. Bei dieser Konfiguration wird bevorzugt die zweite Hydrostateinheit B wechselweise mit einer von zwei Eingangswellen des nicht dargestellten Summierungsplanetengetriebes verbunden.

In Fig. 2a ist ein hydrostatisch-mechanisches Leistungsverzweigungsgetriebe als Einbereichsgetriebe dargestellt. Gemäß der Erfindung besitzt dieses Getriebe ein Hydrostatgetriebe 36, das bevorzugt als Kompaktgetriebe ausgebildet ist und eine erste Hydrostateinheit A verstellbaren Volumens und eine zweite Hydrostateinheit B konstanten oder verstellbaren Volumens besitzt, dem ein dreiwelliges Summierungs-Planetengetriebe 37a zugeordnet ist, dessen erste Welle 61 mit der Antriebswelle 16 und der ersten Hydrostateinheit A und dessen zweite Welle 63 mit der zweiten Hydrostateinheit B verbunden ist und dessen dritte Welle 62 über einen Triebstrang 10, 11, 12, 13, 14 mit der Abtriebswelle 64, 65 bzw. dem Differential 15 in Triebverbindung steht, wobei das Summierungsplanetengetriebe 37a koaxial zum Hydrostatgetriebe 36 angeordnet ist. Auch das Summierungs-Planetengetriebe 37a ist bei dieser Getriebeausführung dem Hydrostatgetriebe 36 räumlich nachgeordnet und zwar in der Reihenfolge: Antriebsmotor, Hydrostatgetriebe 36, Summierungs-Planetengetriebe 37a. Das Differentialgetriebe 15 sowie eine zum Abtriebsstrang gehörende Zwischenwelle 12 sind parallel versetzt zur Eingangswelle 16 und dem Hydrostatgetriebe 36 angeordnet.

In einer weiteren Ausführungsform gemäß Fig. 2c und 2d sieht die Erfindung vor, das Summierungs-Planetengetriebe 37a; 37 zwischen Antriebsmotor und dem Hydrostatgetriebe 36 zu plazieren. Dies hat den Vorteil, daß die Zwischenwelle 12 entfallen kann und statt dessen ein kostengünstigeres Zwischenrad 13a verwendet wird, das die Triebverbindung zwischen der dritten Welle 62 des Summierungs-Planetengetriebes über weitere Zahnräder 10 und 14 mit dem Differential herstellt. Bei dieser Ausführungsform gemäß Fig. 2c; 2d wird die Antriebswelle 16 eingangsseitig durch das Abtriebsrad 10 bzw. das Abtriebsglied und die zweite Hydrostateinheit B hindurchgeführt und mit der ersten Welle 61; 29 des Summierungs- Planetengetriebes 37a; 37 und mit der der Hydrostateinheit B räumlich nachgeordneten Hydrostateinheit A verbunden.

Ähnlich der Bauweise gem. Fig. 2c, 2d ist auch das Zweibereichs-Getriebe-System, wie in Fig. 1a dargestellt, ausführbar. Hier wird die Antriebswelle 16 durch das Abtriebsglied bzw. durch die Abtriebswelle 10, die Kupplung K2 und durch das Sonnenrad 31 geführt und mit der ersten Welle 29 des Summierungs-Planetengetriebes 37 sowie der ersten Hydrostateinheit A, die bei dieser Bauweise der zweiten Hydrostateinheit B räumlich nachgeordnet ist, verbunden.

Das dreiwellige Summierungs-Planetengetriebe 37a besitzt vorzugsweise ein Sonnenrad 61, ein Hohlrad 63 und eine Stegwelle 62, wobei das Sonnenrad 61 als erste Welle mit der Antriebswelle 16 und der ersten Hydrostateinheit A, das Hohlrad 63 als zweite Welle mit der zweiten Hydrostateinheit B und der Steg 62 als dritte Welle mit dem Abtriebsglied 10 verbunden ist.

In einer weiteren, nicht dargestellten Ausführungsform kann das dreiwellige Summierungs-Planetengetriebe auch mit zwei Hohlrädern und einer Stegwelle, ähnlich dem Summierungs-Planetengetriebe 37 gem. Fig. 2b ausgebildet werden. Hierbei ist das erste Hohlrad 29 mit dem Antrieb 16 und der ersten Hydrostateinheit A, das zweite Hohlrad 30 mit der zweiten Hydrostateinheit B und die Stegwelle 32 mit dem Abtriebsglied 10 verbunden, wobei auf der Stegwelle 32 ineinandergreifende Planetenräder 33 und 34 angeordnet sind, die ihrerseits mit den Hohlrädern 29 und 30 kämmen. Welche Ausführungsform zu bevorzugen ist, entscheidet die jeweils erforderliche Standübersetzung des Planetengetriebes oder/und die räumlichen und baulichen Verhältnisse. Beide Planetengetriebe-Ausführungen sind funktionsgleich.

Der Funktionsablauf der Einbereichs-Getriebeausführung, gemäß Fig. 2a; 2c bzw. 2d, ist gleich dem ersten Schaltbereich des Zweibereichs-Getriebes gemäß Fig. 1; 1a bzw. 2b, wie an anderer Stelle und in den Patentansprüchen näher beschrieben und in den Drehzahlplänen Fig. 2e und 2f dargestellt. Bei dieser Ausführung ist die zweite Hydrostateinheit B vorteilhaft mit Sekundärregelung ausgestattet, bevorzugt für einen Overdrive-Bereich.

Zur Wirkungsgradverbesserung sieht die Erfindung eine für alle Getriebeausführungen bzw. bei allen Leistungs-Verzweigungsgetrieben anwendbare Einrichtung zur Überbrückung bzw. Lastlossetzung des Hydrostatgetriebes 36 an einem oder mehreren Übersetzungspunkten vor. Der jeweilige Übersetzungspunkt wird hier festgehalten so lange es die Betriebssituation zuläßt. Dieser Zustand wird als "Festpunkt-Schaltung" bezeichnet und wird in der EP 0 599 263, der DE 43 39 864 oder der DE 44 17 335 näher beschrieben. Bei Getriebeausführung nach dem Einbereichssystem gemäß Fig. 2a; 2c; 2d wird bei Endübersetzung ein rein-mechanischer Betrieb realisiert, dadurch, daß der Abtrieb 10 über eine Kupplung 67; 68 direkt mit dem Antrieb bzw. der Antriebswelle 16 verbunden wird. Bei Schließen der betreffenden Kupplung 67; 68 wird eine Blockschaltung des Summierungs-Planetengetriebes 37a bewirkt, so daß die Leistungsübertragung rein über die Antriebswelle 16 direkt oder indirekt auf den Abtrieb 10 bei Blockumlauf des Summierungs-Planetengetriebes erfolgen kann. Das Hydrostatgetriebe wird in diesem Schaltzustand drehmomentfrei bzw. differenzdruckfrei gesetzt, derart daß die Hydrostatverstellung automatisch entsprechend eingeregelt wird oder daß ein Bypaßventil (nicht dargestellt) zwischen den beiden Arbeitsdruckleitungen bzw. dem Hydrostatkreislauf geschaltet ist, das einen Kurzschluß zwischen den genannten Leitungen nach entsprechender Ansteuerung herstellt. Bei hydrostatisch leistungslosen Betriebszuständen, das heißt bei Verstellgröße "Null" bzw. Verdrängungsvolumen "Null" sieht die Erfindung desweiteren eine Kupplung bzw. Bremse 69 vor, die die zweite Hydrostateinheit B mit dem Gehäuse verbindet, so daß das Stützmoment am Gehäuse abgefangen und das Hydrostatgetriebe nicht mit unnötigem Leistungsverlust belastet wird.

Um stoßfreie Schaltungen bei Hydrostat-Überbrückung zu erzielen, sieht die Erfindung desweiteren vor, daß der Einschaltvorgang vorzugsweise immer im Synchronzustand der betreffenden Kupplungsglieder erfolgt, wobei der Synchronzustand bzw. das Synchron- oder/und Schaltsignal aus einem Drehzahlvergleich von wenigstens zwei Getriebegliedern auf bekannte Art, z. B. über Drehzahlsensoren, erfolgt. Auch der Ausschaltvorgang ist so gestaltet, daß die betreffende Kupplung 67; 68; 69 vor Einleitung des Öffnungssignals in drehmomentfreien Zustand gesetzt wird. Dies erfolgt auf die Weise, daß das Hydrostatgetriebe automatisch zunächst den lastlosen Zustand der Kupplung herstellt durch entsprechende lastabhängige Korrektur der Hydrostat-Verstelleinrichtung auf ein entsprechend angepaßtes neues Verdrängungsvolumen Vneu, das in Abhängigkeit zum Lastzustand eingeregelt wird. Die lastabhängige Verstellkorrektur erfolgt insbesondere aus lastabhängigen Betriebswerten von Motor oder/und Getriebe. Dazu können ein oder mehrere Betriebssignale bzw. Betriebsgrößen wie Drosselklappenstellung, Gaspedal-Fahrpedalstellung, Fahrpedalveränderungs­ geschwindigkeit, Motoransteuersignal in Verbindung mit der momentanen Motordrehzahl, Bremssignal, äußere Betriebseinflüsse, Temperatur, Luftdruck u. a. sein, die zur Ermittlung bzw. Berechnung des jeweiligen Lastzustandes oder Lastmomentes geeignet sind. Aus vorgenannten Betriebsgrößen bzw. Betriebssignalen kann in der Regeleinrichtung bzw. in der Elektronik das momentane Motordrehmoment bzw. der momentane Lastzustand ermittelt bzw. errechnet werden, woraus die jeweils erforderliche Verstellkorrektur bzw. das jeweils erforderliche neue Verdrängungsvolumen Vneu bestimmt wird, um automatisch das Öffnungssignal für die betreffende Kupplung bzw. das Verlassen des hydrostatüberbrückenden Schaltzustandes (Festpunkt-Schaltung) schaltstoßfrei zu aktivieren. Zur Ermittlung des Drehmomentes bzw. des momentanen Lastzustandes und des neuen Verstell- bzw. Verdrängungsvolumens Vneu sind in vielen Anwendungsfällen nur zwei Größen wie Gas- bzw. Fahrpedalstellung bzw. Drosselklappenstellung bzw. Motoransteuer-Signal und Motordrehzahl n mot ausreichend für akzeptable Schaltqualität.

Der aufgezeigte Schaltablauf kann auch für die übliche Bereichsschaltung von einem in den anderen Schaltbereich, z. B. von Bereich 1 in Bereich 2 oder umgekehrt mit gleicher Signal- Verarbeitung in der Steuerung/Regelung angewandt werden. Bei Schubbetrieb erkennt das System das Schubverhalten und das Schubmoment und -momentgröße aus der angehobenen Motordrehzahl und gegebenenfalls Gaspedalstellung bzw. Drosselklappen-Stellung bzw. Motoransteuergröße, wobei bei Schubbetrieb sinngemäß eine Umkehrung der Verstellkorrektur- Richtung berücksichtigt wird.

In Verbindung mit dem beschriebenen, nicht dargestellten Bypaßventil ist es gemäß der Erfindung möglich, eine ständige Hydrostat-Verstellkorrektur in Abhängigkeit zum genannten jeweiligen Betriebszustand innerhalb der geschalteten Hydrostat-Überbrückungsphase bei lastlosem Hydrostat zu realisieren, so daß bei Verlassen dieses Zustandes spontan die richtige Verstellgröße bzw. das richtige Verdrängungsvolumen Vneu bereitsteht, so daß ein spontaner schaltstoßfreier Schaltablauf in den neuen stufenlosen Bereich sichergestellt ist. Bei dieser Funktionsweise wird vor Verlassen dieser Schaltstellung zuerst das Bypaßventil geschlossen und in der Folge das Öffnungssignal für die alte Kupplung K1 bzw. K2 bzw. die Überbrückungskupplung 67; 68; 69 aktiviert.

Die Erfindung sieht eine Schaltautomatik für die Festpunktschaltung 67; 68; 69 vor, die wirkungsgrad-orientiert den nächstliegenden Übersetzungsfestpunkt ansteuert unter Abwägung der jeweils günstigsten Verbrauchsverhältnisse unter Einbeziehung des jeweiligen Motor- Wirkungsgrades und Getriebe-Wirkungsgrades. Zu diesem Zweck sind verbrauchs-orientierte Werte des Antriebsmotors und Wirkungsgradwerte bzw. wirkungsgrad-bestimmende Daten des Getriebes gespeichert, wobei in der Nähe eines Übersetzungs-Festpunktes unter Zuhilfenahme vorgenannter Motor- und Getriebedaten der jeweils verbrauchsgünstigste Betriebszustand ermittelt und gegebenenfalls automatisch durch entsprechende Anpassung der Motordrehzahl und der Getriebe-Übersetzung der betreffende Übersetzungsfestpunkt durch Schließen einer der Kupplungen 67; 68; 69; K1 und K2. Auch das Verlassen des Übersetzungsfestpunktes wird durch einen mehr oder weniger genauen Rechenprozeß nach gleichen Kriterien in der Regeleinrichtung ermittelt und aktiviert.

Der Drehzahlplan gem. Fig. 2e stellt den Drehzahlverlauf der zweiten Hydrostat-Einheit B und der zweiten Welle 63 des Summierungsplanetengetriebes 37a für das Einbereichs- Getriebe nach Fig. 2a, 2c und 2d dar. Ist die zweite Hydrostat-Einheit B als Verstelleinheit ausgebildet, ist es möglich, den Gesamt-Übersetzungsbereich sowohl für Vorwärts- als auch Rückwärtsbetrieb zu vergrößern durch Verringerung dessen Verstell-Volumens, wobei der Vorwärts-Fahrbereich die Größe BV' und der Rückwärtsbereich die Größe BR' erhält. Fig. 2f zeigt den Drehzahlverlauf der zweiten Hydrostateinheit B bzw. der zweiten Welle 30 des Summierungs-Planetengetriebes 37 des an früherer Stelle beschriebenen Zweibereichs-Getriebes gem. Fig. 1; 1a; 2b; 3.

Das Getriebe gem. Fig. 2a, 2b, 2c, 2d ist auch für Allradantrieb geeignet, wobei der Einbau in Längsbauweise erfolgt und die eine Abtriebswelle 64 z. B. für den Frontantrieb und die andere Abtriebswelle 65 beispielsweise für den Heckantrieb dient, wobei das Differential 15 als Längsdifferential, gegebenenfalls mit Differentialsperre 66 dienen kann.

Die gemäß der Erfindung aufgezeigten Getriebeausführungen zeichnen sich durch folgende Vorteile aus: kurze Bauweise, kleiner Bauraum, geringe Anzahl an Bauteilen, guter Getriebe-Wirkungsgrad, da überwiegender Betrieb - ca. 85% Betriebsanteil - mit Hydrostat- Überbrückung, geringer Kraftstoffverbrauch, insbesondere durch Ausnutzbarkeit eines großen Overdrive-Bereiches, Senkung der Geräuschemission durch spezielle Extra-Kapselung des im Hauptgehäuse 1 gelagerten Hydrostatgetriebes 36 und Anwendung spezieller, vorgenannter geräuschisolierender Zwischenelemente 50, 51, 41, 8 und 9.

Der gesamte Getriebe-Aufbau kann auch für ein Leistungsverzweigungsgetriebe mit mehr als zwei Schaltbereichen realisiert werden, wobei mehr als zwei Schaltkupplungen für mehr als zwei Schaltbereiche schaltbar sind. Die jeweilige Begrenzung liegt im Bauraumangebot bzw. ist abhängig von der zur Verfügung stehenden Einbaulänge für das Getriebe des jeweiligen Fahrzeugs.

Für Allradantrieb ist das Getriebe sehr vorteilhaft mit einer Abtriebswelle 55 auszubilden, die die Triebverbindung zur Hinterachse herstellt. Zu diesem Zweck dient ein Kegeltrieb 59, der in Triebverbindung mit einem Abtriebsglied 14 gebracht wird. Ein Kegelrad 53 ist vorteilhaft direkt mit dem Differential-Antriebsrad 14 verbunden, daß das abtreibende Kegelrad 54 und die entsprechende Abtriebswelle 55 antreibt. Der Kegeltrieb 59 kann hier sehr vorteilhaft in das Getriebegehäuse 1 eingesetzt werden.

Getriebe-Ausführung gemäß Fig. 4 sieht ein quer zur Antriebswelle liegendes Achs-Differential 58 vor, das für ein frontgetriebenes Fahrzeug mit längseingebautem Motor geeignet ist. Auch für diese Bauweise ist das Getriebe-Gehäuse 1 einteilig ausgebildet, wie bei vorbeschriebenen Getriebe-Ausführungen zutreffend.

Das Getriebe sieht zur Verbesserung des Getriebewirkungsgrades ein Druckventil 65' (Fig. 5) vor, das eine von verschiedenen Betriebsparametern abhängige Druckmodulation des Systemdruckes bzw. des Speisedruckes bewirkt. Das Druckventil 65' ist auf einen Mindestdruck eingestellt, der bei niedrigem Lastzustand oder/und bei niedriger Motordrehzahl ausreicht zur Versorgung des Hydrostatgetriebes oder/und der Kupplungsansteuerung K1 bzw. K2. Bei höherem Lastzustand wird durch ein lastabhängiges Signal, insbesondere Hydrostatdrucksignal e oder/und bei höherer Motordrehzahl über ein Drehzahldrucksignal b der Systemdruck entsprechend angehoben. Dies bedeutet, daß bei überwiegend Teillastbetrieb geringer Leistungsverlust durch die Speisepumpe 81 gegeben ist.

Bei Ausführung des stufenlosen Leistungsverzweigungsgetriebes mit sekundär geregeltem Hydrostatgetriebe 36 ist, wie in Fig. 5a dargestellt, die Verstellregelung erfindungsgemäß so ausgebildet, daß nur ein Verstellzylinder 79 bzw. gemeinsames Verstellorgang sowohl für die Primärregelung als auch für Sekundärregelung, d. h. für die Regelung der Hydrostateinheit A und B, wirksam ist. Dies ist in nicht dargestellter Weise auch bei Radialkolben-Hydrostaten anwendbar. Der Verstellzylinder 79 ist hierbei bevorzugt parallel versetzt zur Triebachse einer oder beider der Hydrostateinheiten A und B angeordnet. Ein Verstellkolben 80 steht in Wirkverbindung mit der Schwenkscheibe 75 der ersten Verstelleinheit A. Über einen Kolbenweg SV wird der gesamte positive und negative Verstellbereich der ersten Hydrostateinheit A durchfahren. Bei Schwenkscheiben-Stellung V0 ist das Fördervolumen der ersten Hydrostateinheit A auf Fördervolumen Null eingestellt, was bei einem Leistungsverzweigungsgetriebe einer gewissen Vorwärts-Fahrgeschwindigkeit bei hydraulischer Leistung Null entspricht wie in Fig. 2e und 2f dargestellt. Bei Schwenkscheiben- Stellung VV ist die Hydrostateinheit A auf maximales Fördervolumen eingestellt, was sowohl beim Zweibereichsgetriebe (gem. Fig. 1; 2b u. a.) als auch beim Einbereichsgetriebe (gem. Fig. 2c; 2d) Drehzahlgleichheit und Blockumlauf aller Glieder des Summierungsplanetengetriebes 37 und 37a entspricht. Beim Einbereichsgetriebe gem. Drehzahlplan Fig. 2e beginnt ab diesem Punkt VV die Sekundärregelung, wobei bei Weiterverstellung des Verstellkolbens 80 eine Rückstellung des Fördervolumens der Hydrostateinheit B folgt, indem die sekundäre Verstellscheibe 76 von maximalem Verstellwinkel auf entsprechend kleinen Verstellwinkel zurückgestellt wird über einen möglichen Sekundärverstellweg SS. Bei Stellung VS ist die Endübersetzung des Getriebes gem. Ausführung Fig. 2a; 2c erreicht. Die Sekundärregelung kann, wie in Fig. 5a dargestellt, über einen Verstellkolben 80, der bei Beginn der Sekundärregelung auf ein entsprechendes Druckstück 82 drückt, realisiert werden. In einer anderen nicht dargestellten Ausführung wird ein innenliegender getrennter Verstellkolben im selben Verstellzylinder 79 auf die Schwenkscheibe 76 der zweiten Hydrostateinheit B wirksam. In einer weiteren, nicht dargestellten Ausführungsform kann die Sekundärregelung bereits innerhalb des Primärregelbereiches erfolgen, wobei z. B. innerhalb des Verstellweges bzw. Verstellwinkel αV die Sekundärverstellung erfolgt, wobei das Druckstück 82 entsprechend länger ausgebildet werden muß. Hierbei könnte z. B. bei maximalem Verstellwinkel 20° beider Hydrostateinheiten A und B nach einem Verstellweg αV 10° die Sekundärregelung beginnen, wobei am Endpunkt der Übersetzung bei einem Verstellwinkel αV = 20° entsprechend der Endstellung VV der Winkel αS der sekundären Schwenkscheibe 76 ca. 10° entsprechen würde. Dies bedeutet, daß bei dieser Ausführung am Ende der Primärverstellung bei Stellung VV der Endpunkt VS bei einem sekundären Verstellwinkel αS von etwa 10° erreicht ist.

Der Verstellkolben 80 ist bei dieser zuletzt beschriebenen Ausführungsform auch über eine Gelenkstange formschlüssig mit der Schwenkscheibe 75 verbunden, wobei bevorzugt die Kolbenstange 80' als Hohlkörper ausgebildet ist und das Verbindungsstück zwischen Kolben 80 und Schwenkscheibe 75 eine innenliegende Zug- und Druckstange mit gelenkiger Verbindung darstellt. Die Feder 77 kann hierbei entfallen.

Eine Druckfeder 83 dient zur Lagefixierung des Verstellkolbens 80. Weitere, nicht dargestellte Federeinrichtungen, bevorzugt im Bereich des Verstellkolbens 79 mit doppelter Funktion, wie z. B. aus üblichen Verstelleinrichtungen hydrostatischer Getriebe bekannt, kann hier ebenfalls verwendet werden, z. B. zur Fixierung einer Neutrallage, die z. B. dem Anfahrpunkt, d. h. Fahrgeschwindigkeit Null des Fahrzeugs entspricht. Auch eine Feder- Arretierung bei V0 kann sinnvoll sein, insbesondere für widerstandsfreies Starten des Motors bei Kaltzustand oder Winterbetrieb.

Insbesondere beim Einbereichsgetriebe gem. Figur. 2a; 2c; 2d, das keine Bereichskupplungen enthält, besitzt das Getriebe ein Bypaßventil 84 gem. Fig. 5, das zwischen den beiden Arbeitsdruckleitungen der Hydrostateinheiten A; B geschaltet ist, welches insbesondere bei Motor starten, Abschleppbetrieb, Motorstarten durch Anschieben oder auch zur Optimierung einer beschriebenen Festpunktschaltung oder allgemein zur Herstellung eines lastlosen Zustandes sinnvoll anwendbar ist. Die Betätigung des Bypaßventils kann, je nach Art der gestellten Forderungen, automatisch oder manuell erfolgen. Z.B. zur Vorbereitung nach Wählhebel-Betätigung ist für den Anfahrvorgang bevorzugt eine automatische Betätigung des Bypaßventils vorteilhaft. Bei Fahrzeug-Stillstand, insbesondere bei Wählhebelstellung "Neutral" oder/und "Park" ist zweckmäßigerweise immer die Bypaßfunktion eingeschaltet. Bei Vorwahl der Fahrtrichtung "Rückwärts" oder "Vorwärts" wird das Bypaßventil 84 automatisch nach einer vorgegebenen Charakteristik geschlossen. Der Schließvorgang ist bevorzugt derart gestaltet, daß beim Einbereichsgetriebe, das keine Bereichskupplung bzw. keine abtriebsseitige Trennkupplung besitzt, nach gestartetem Motor die Verstelleinrichtung des Hydrostatgetriebes automatisch die Anfahrstellung einnimmt, was der Hydrostatstellgröße VN entspricht. Diese Stellgröße kann, je nach Getriebeauslegung, etwa 60% des maximal negativen Verstellwinkels entsprechen, wie z. B. in Drehzahlplan Fig. 2e dargestellt. Bevorzugt ist die Verstelleinrichtung durch eine mechanische Einrichtung, insbesondere Federeinrichtung, bei Fahrzeugstillstand immer an dieser Stelle arretiert, so daß keine oder nahezu keine Differenzölmengen zwischen den Arbeitsdruckleitungen der beiden Hydrostateinheiten A; B über das Bypaßventil 84 ausgeglichen werden müssen. In den meisten Anwendungsfällen kann daher das Bypaßventil 84 bei Neutralstellung immer geschlossen bleiben, so daß eine Betätigung nur zum Starten des Motors bei Winterbetrieb bzw. bei sehr kaltem Öl oder/und Starten des Motors durch Anschieben erforderlich ist. Die Betätigung kann hierbei bevorzugt durch eine manuelle Betätigung oder auch automatisch über die Steuer- und Regeleinrichtung bzw. Elektronik ausgelöst werden, wobei bei elektronischer Ansteuerung der Schließvorgang des Bypaßventils bevorzugt elektronisch aktiviert wird. Dabei ist sichergestellt, daß bei Motorstillstand das Bypaßventil 84 immer geöffnet ist. Das Bypaßventil 84 ist verschiedenartig ausführbar. Je nach Anwendungsfall und Forderungen ist ein spontaner oder allmählicher Druckaufbau bzw. Schließvorgang vorgesehen. Für das Motorstarten empfiehlt es sich, einen allmählichen kontinuierlichen Druckaufbau bzw. kontinuierlichen Schließvorgang zu realisieren, der bevorzugt druckabhängig funktioniert und vorteilhaft nach Vorwahl der Fahrtrichtung zur Schwenkscheiben-Einstellung auf Anfahrstellung VN dienen kann, indem z. B. druckabhängig der Verstellvorgang bis Erreichen des Einstellpunktes VN unterstützt werden kann.

Die Erfindung sieht desweiteren zur Verbesserung der Schaltqualität vor, daß insbesondere bei Anwendung von formschlüssigen Bereichskupplungen die Schaltung vom alten in den neuen Schaltbereich nicht bei absolutem Synchronzustand der zu schließenden neuen Kupplungsglieder stattfindet, sondern daß innerhalb eines zulässigen Synchronbereiches der Schaltvorgang bereits vor Erreichen des absoluten Synchronzustandes vollzogen wird. Diese Einrichtung ist insbesondere für formschlüssige Kupplungen mit einer Kupplungsverzahnung vorgesehen. Das Schalten bei absolutem Synchronzustand führt vereinzelt dazu, daß bei Aufeinandertreffen der Zahnköpfe beider Kupplungshälften ein schnelles und sicheres Ineinandergreifen erschwert wird. Um dies zu vermeiden, wird gemäß der Erfindung eine mehr oder weniger gezielte Relativ- Drehzahl der beiden Kupplungshälften zueinander vorgegeben bzw. vorprogrammiert, wodurch in jedem Schaltvorgang ein sicheres Ineinandergreifen der Kupplungsglieder gewährleistet ist. Die Größe der Relativ-Drehzahl kann eine konstante Größe oder eine von einem oder mehreren verschiedenen Betriebsparametern abhängige variable Größe sein. Die günstigste Relativ- Drehzahl zur Erzielung optimaler Schaltvorgänge wird vorzugsweise experimentell ermittelt. Einflußgrößen sind der leckölbedingte Drehzahlschlupf des Hydrostat-Getriebes, der seinerseits von Öltemperatur, Drehzahlen und anderen Betriebsgrößen abhängig sein kann. Besonders vorteilhaft ist diese Schalteinrichtung bei Anwendung formschlüssiger Schaltkupplungen mit oder ohne Abweisverzahnung, bei denen ein auf einen Kupplungsträger drehfest und axial verschiebbarer Kupplungsring und ein hydraulisch beaufschlagter Druckkolben angeordnet ist wie in der DE 37 00 813 und EP 0 343 197 näher beschrieben. Um eine nahtlose Bereichsschaltung zu erzielen, wird der Schaltvorgang entsprechend vor Erreichen des Synchronzustandes vollzogen, wodurch nicht der volle Verstellweg des Hydrostatgetriebes ausgenutzt werden muß. Dies hat den Vorteil, daß die beschriebene Hydrostat-Verstell- Korrekturgröße Z, die innerhalb beider geschlossener Kupplungen aktiviert wird, dementsprechend kleiner gehalten werden kann, wodurch zusätzliche Schaltzeit-Verkürzungen erzielt werden. Da es sich bei der genannten Relativ-Drehzahl um geringe Größen mit geringem Relativ-Drehmoment handelt, ist kein Schaltstoß spürbar und Verschleißerscheinungen vernachlässigbar gering.

Die Erfindung beinhaltet desweiteren ein hydrostatisch-mechanisches Leistungsverzweigungs­ getriebe 70a gemäß Fig. 4a mit zwei Vorwärtsfahrbereichen, wobei der erste Vorwärts- Fahrbereich rein hydrostatisch und der zweite Vorwärts-Fahrbereich mit Leistungsverzweigung arbeitet. Der Rückwärtsbereich ist identisch mit dem ersten Vorwärts-Fahrbereich und arbeitet ebenfalls rein-hydrostatisch. Das Getriebe besteht aus einer ersten Hydrostateinheit A verstellbaren Volumens und einer zweiten Hydrostateinheit B bevorzugt konstanten Volumens, dem ein Summierungsplanetengetriebe 37b zum Aufsummieren der am Getriebe-Eingang aufgeteilten hydraulischen und mechanischen Leistung innerhalb des zweiten Fahrbereiches. Das Summierungsplanetengetriebe 37b; 37c ist dreiwellig, wobei die erste Welle Hohlrad 30' bzw. 30'' mit der zweiten Hydrostateinheit B in Triebverbindung steht. Die zweite Welle 32' bzw. 32'' des Summierungsplanetengetriebes ist über eine Kupplung K2' mit der Antriebswelle 16 und auch der ersten Hydrostateinheit A innerhalb des zweiten Schaltbereiches verbindbar. Die dritte Welle 31'; 31'' ist mit der Abtriebswelle 12'; 65', 64' verbunden. Über eine Kupplung K1' ist innerhalb des ersten Schaltbereiches die zweite Hydrostateinheit B mit der Abtriebswelle 12'; 64', 65' verbindbar. Das Summierungsplanetengetriebe 37b besitzt ein Hohlrad 30', welches die erste Welle, eine Stegwelle 32', welche die zweite Welle und ein Sonnenrad 31', welches die dritte Welle des Summierungsplanetengetriebes bildet. Das Getriebe 70a ist für die Anwendung, insbesondere für frontgetriebene Fahrzeuge ausgelegt, wonach das Hydrostatgetriebe 36 mit den beiden Hydrostateinheiten A und B koaxial zur Antriebswelle 16 und das Summierungsplanetengetriebe 37b achsversetzt zur Antriebswelle angeordnet ist. Die Kupplung K2' zum Schalten des zweiten Schaltbereiches ist achsgleich zum Hydrostatgetriebe und der Antriebswelle 16 plaziert. Die Kupplung K1' zum Schalten des ersten Fahrbereiches ist koaxial zum Summierungsplanetengetriebe angeordnet. Ein Achsdifferential-Getriebe 15 wird über eine Stirnradstufe 13, 14 mit der Abtriebswelle 12' verbunden. Die Stirnradstufe 10' und 11' stellt innerhalb des ersten Schaltbereiches bei geschlossener Kupplung K1' die Triebverbindung zur Abtriebswelle und im zweiten Schaltbereich die Triebverbindung zur ersten Welle - Hohlrad 30'; 30'' - zum Summierungsplanetengetriebe 37b; 37c her. Über die Stirnradstufe 10' und 11' wird bei geschlossener Kupplung K2' eine Triebverbindung zwischen Antriebswelle 16 und der zweiten Welle 32'; 32'' des Summierungsplanetengetriebes 37b; 37c hergestellt. Durch die Art der Anordnung der einzelnen Getriebekomponenten, wie in Fig. 4a dargestellt, - Hydrostatgetriebe 36 koaxial zur Antriebswelle 16, Summierungs­ planetengetriebe 37b; 37c achsversetzt und das Achsdifferential-Getriebes 15 auf einer weiteren Achse versetzt angeordnet - wird eine kompakte und kurze Bauweise des Getriebes erzielt.

Funktion des Getriebes 70a; 70b:
Im Anfahrzustand ist die erste Hydrostateinheit A auf Null-Förderung eingestellt. Nach Vorwahl der Fahrtrichtung "Vorwärts" wird die Kupplung K1' geschlossen, wodurch eine feste Triebverbindung der zweiten Hydrostateinheit B mit der Abtriebswelle 12' sowie den Ausgangswellen 64, 65 des Differential-Getriebes 15 hergestellt ist. Nun wird die erste Hydrostateinheit A verstellt bis zur Endstellung, wobei der erste Fahrbereich voll durchfahren wird. Die Glieder der Kupplung K2' haben in diesem Zustand Synchronlauf erreicht, wonach das Schaltsignal zum Schließen dieser Kupplung erteilt wird. Nach Schließen der Kupplung K2' wird die Kupplung K1' unter Berücksichtigung einer beschriebenen Schalt-Korrektur geöffnet. In diesem Zustand ist eine mechanische Triebverbindung zum Übertragen der mechanischen Leistung über die Kupplung K2' Stirnradstufe 10' und 11' sowie eine hydrostatische Triebverbindung über die Stirnradstufe 10'' und 11'' gegeben. Über das Summierungs­ planetengetriebe 37b; 37c werden nun die hydraulische und mechanische Leistung aufsummiert, die gemeinsam über eine dritte Welle 31'; 31'' zur Abtriebswelle 12' geleitet wird. Innerhalb des zweiten Schaltbereiches, der also mit Leistungsverzweigung arbeitet, wird die Hydrostateinheit A von der vorgenannten Endstellung zurückgeregelt auf "Null" und darüber hinaus bis zu seiner negativen Endstellung, bei der die Endübersetzung des Getriebe erreicht ist. Der Rückwärtsbereich ist identisch mit dem ersten Vorwärts-Fahrbereich, wobei nach Fahrtrichtungs-Vorwahl die erste Hydrostateinheit A in die Gegenrichtung bzw. negative Verstellrichtung ausgeschwenkt wird.

Das Getriebe ist verschiedenartig ausführbar wie aus Fig. 4b, 4c und 4d ersichtlich. Bei Ausführung gemäß Fig. 4b ist im Gegensatz zur Ausführung 70a der mechanische Getriebeteil Kupplung 2', Stirnräder 10' und 10'' zwischen Antriebsmotor und dem Hydrostatgetriebe 36 angeordnet. Bei Ausführungsform 70b kann ein Getriebe für verschiedene Anwendungen gebildet werden, wobei der Antrieb beliebig über Antriebswelle 16 oder 16' erfolgen kann und der Abtrieb 64' und 65' achsversetzt erfolgt. Das Summierungsplanetengetriebe ist ebenfalls verschiedenartig ausführbar. Das Summierungsplanetengetriebe 37c gemäß Fig. 4d ist derart aufgebaut, daß die erste Welle ein Hohlrad 30'', die zweite Welle die Stegwelle 32'' bildet, auf der ineinandergreifende Planetenräder 34' und 33' gelagert sind, wobei die ersten Planetenräder 34' mit einem Hohlrad 30'', das die erste Welle bildet und die zweiten Planetenräder 33' mit einem zweiten Hohlrad 31'', das die dritte Welle des Summierungsplanetengetriebes bildet, eingreifen. Je nach den Bauraumforderungen kann das Hydrostatgetriebe 36 als eine Baueinheit, wie in Fig. 4a in form pack-to-pack dargestellt oder auf zwei Achsen übereinander, wie in Fig. 4c dargestellt, ausgeführt werden.

Zur Verbesserung des Schwingungs- und Geräuschverhaltens besitzt das Getriebe eine Schwingungs-Dämmeinrichtung 42' gem. Fig. 2.1' die so ausgebildet ist, daß zwischen einem äußeren, insbesondere als Blechprägeteil ausgebildeten Trägerglied 101 und einem inneren, ebenfalls bevorzugt als Blechprägeteile ausgebildeten Trägerteil 104 ein elastisches, bevorzugt aus Elastomer 102 bestehendes Dämmelement vorgesehen ist. Diese Dämmeinrichtung 42' ist zwischen dem Getriebegehäuse 1 und dem Hydrostatgetriebe 36 gelagert. Es ist so ausgebildet, daß sowohl das Reaktions-Drehmoment am Hydrostatgetriebe 36 als auch axiale Kräfte, welche z. B. aus einer Schrägverzahnung des Getriebes resultieren, geräusch- und schwingungsisolierend abgefangen werden. Die Axialkräfte werden bei dieser Einrichtung durch eine entgegengerichtete Lagereinrichtung 51; 8 abgefangen. Diese entgegengerichtete Lagereinrichtung 51; 8 kann als Reibelement mit oder ohne elastischen Eigenschaften ausgebildet sein, wobei zusätzlich eine Reibdämmung bewirkt wird. Auf sehr kostengünstige Weise kann die Reib-Dämm-Einrichtung 51; 8 zwischen dem Hydrostatgetriebe 36 und einem, bevorzugt als Blechelement ausgebildeten Getriebeglied oder Gehäusedeckel 38; 19 angeordnet sein. Der als Blechprägeteil ausgebildete Gehäusedeckel 38; 19 kann zweckmäßigerweise aus einem geräuschisolierenden Sandwich-Blech bestehen. Zur Erzielung hoher Geräuschminderung bzw. der gewünschten Elastizität der Dämmeinrichtung 42' kann der ringförmige Dämmkörper 102 mit angepaßten Ausnehmungen 103 mit oder ohne Axialkraft erzeugender Wirkung versehen werden. Das äußere Trägerglied 101 ist mit Mitnehmern 107 ausgestattet, die in entsprechende Ausnehmungen 105 des Gehäuses 1 eingreifen, um eine drehfeste Verbindung zum Gehäuse herzustellen. Der am Hydrostatgehäuse 36 gelagerte Innenkörper 104 besitzt Mitnehmer 108, die in entsprechende Ausnehmungen 109 des Hydrostatgehäuses 36 eingreifen, um eine drehfeste Verbindung zum Hydrostatgetriebe 36 herzustellen. Die Mitnehmer 105 und 107 oder/und 108 und 109 sind mit geraden oder schrägen Mitnehmerflächen ausgebildet, wobei bei schrägen Mitnehmerflächen eine aus dem Reaktionsmoment des Hydrostatgetriebes 36 resultierende axiale Kraftkomponente entsteht. Hierzu besitzen die Mitnehmer 105, 107 oder/und 108, 109 entsprechende Schrägflächen 110, über welche die Umfangskraft übertragen wird, woraus die genannte Axialkraft erzeugt wird. Die vom Reaktionsmoment bzw. Drehmoment des Hydrostatgetriebes 36 und dem Schrägungswinkel der Schrägflächen 110 abhängige Axialkraft wird gegen die Reibelemente 51; 8 abgestützt, wobei ein entsprechendes Reibmoment erzeugt wird. Durch gezielte Abstimmung der Elastizität und Formgebung der Dämmeinrichtung 42' oder/und des Schrägungswinkels der Schrägflächen 110 und der Reib-Dämm-Einrichtung 51; 8 ist eine, insbesondere lastabhängige Optimierung der Geräusch- und Schwingungsreduzierung möglich. Der als Blechprägeteil ausgebildete Gehäusedeckel 38; 19 besitzt eine gewisse Elastizität in Axialrichtung, wodurch begrenzte Fertigungstoleranzen ausgeglichen werden können. Der bevorzugt aus Elastomer ausgebildete Dämmkörper 102 besitzt Ausnehmungen 103, die im Diagonal-Schnitt der Zeichnung gem. Fig. 2.2 entsprechen. Bei einer derartigen Ausführung wird in Abhängigkeit zum Reaktionsmoment des Hydrostatgetriebes 36 eine Axialkraft erzeugt, die zur genannten Reibdämpfung führt. Die Ausnehmungen 103 sind so gestaltet, daß z. B. zwischen schräggestellte Zwischenstege 103' entstehen. In Abhängigkeit zum genannten Reaktionsmoment des Hydrostatgetriebes wird auf der einen Seite dem inneren Trägerteil 104 eine Umfangskraft in Richtung U1 und auf der Gegenseite dem äußeren Trägerglied 101 eine Umfangskraft in Gegenrichtung U2 erzeugt, wobei durch die schräggestellten Zwischenstege 103' eine automatische Axialkraft A1 erzeugt wird, welche an der gegengerichteten Lagerstelle 51; 8 und deren gegengerichteten Reibflächen an dem Reibelement 8' abgestützt wird, woraus die genannte Reibdämmung wirksam wird. Je nach Richtung des genannten Reaktionsmomentes können die Zwischenstege 103' in die eine oder in die andere Schrägrichtung gestellt werden. Es ist auch möglich, Teilbereiche z. B. die eine Umfangshälfte mit rechtsgegerichteten und die andere Umfangshälfte mit linksgerichteten Zwischenstegen 103' auszubilden, so daß unabhängig von der Kraftrichtung bzw. Drehmomentrichtung eine Axialkraft wirksam wird. Die Hydrostatlagerung 42'; 42''; 7; 9 kann also verschiedenartig ausgeführt sein, z. B. ist es auch möglich, in nichtdargestellter Weise zwischen den beiden Trägergliedern 101 und 104 zwischengelagerte elastische oder nichtelastische Elemente lose so einzulagern, daß bei Verdrehung sowohl in die eine als auch in die andere Richtung Axialkraft ausgelöst wird. Hierzu können z. B. kegelförmige elastische oder nichtelastische Glieder Verwendung finden. Eine weitere Ausführungsform der Hydrostatlagerung gem. Ausführung Fig. 2.3 sieht vor, daß das Lagerelement 42'' als Blechprägeteil ausgeführt ist, wobei zwischen den beiden Trägergliedern 101' und 104' der übertragende Bereich 111 so ausgebildet ist, daß eine federnde Wirkung in Axial- oder/und in Umfangsrichtung wirksam ist. Der Federbereich 111 kann hierbei ebenfalls schräggestellte Zwischenstege 111 beinhalten, wobei Teilbereiche des bevorzugt als Blechprägeteil ausgebildeten Lagers 42' mit entsprechenden Ausnehmungen so versehen sind, daß die gewünschte Federkraft-Wirkung erzeugt wird. Um den gewünschten optimalen Effekt zu erzielen, wird die optimale Formgebung bevorzugt experimentell ermittelt. Die Trägerglieder 101' und 104' können einteilig oder mehrteilig ausgeführt sein. Bei zweiteiliger Ausführung ist es möglich, schräggestellte, bevorzugt federnde Zwischenstege, analog den Stegen 103', so gegeneinander zu richten, daß bei Verdrehung durch das Reaktionsmoment Axialkraftwirkung ausgelöst wird für die erwähnte Reibdämpfung. Das äußere Trägerglied 101' und das innere Trägerglied 104' ist jeweils verdrehgesichert durch entsprechende Mitnehmer 107' und 108', die in angepaßte Ausnehmungen 105 des Gehäuses und 109 des Hydrostatgetriebes 36 eingreifen.

Um den Forderungen nach extrem kurzer Bauweise, insbesondere bei frontgetriebenen Fahrzeugen, gerecht zu werden, sieht die Erfindung vor, die Hydrostateinheiten A und B übereinander anzuordnen wie in Fig. 4f und 4g dargestellt. Die erste Hydrostateinheit A wird hierbei über einen Triebstrang - Stirnradstufe 16b oder auch Kettenantrieb - angetrieben. Beide Hydrostateinheiten A und B sind vorzugsweise auch als gemeinsame Baueinheit ausgebildet, die gegenüber dem Getriebegehäuse 1 geräusch- und schwingungsdämmend, vorallem elastisch, gelagert sind. Koaxial zur Antriebswelle 16 ist die zweite Hydrostateinheit B und das Summierungsplanetengetriebe 37; 37'; 37a; 37b; 37c angeordnet, wobei, wie in Fig. 4f dargestellt, die Hydrostateinheit B zwischen dem Triebstrang 16b und dem abtriebsseitigen Triebstrang 10 angeordnet ist. Gemäß Ausführung Fig. 4g ist das Summierungsplanetengetriebe 37; 37'; 37a; 37b; 37c zwischen dem Triebstrang 16b und der zweiten Hydrostateinheit B plaziert, wobei Summierungsplanetengetriebe und Hydrostat- Einheit B ebenfalls koaxial zueinander gelagert sind. Die Antriebswelle 16a kann hierbei auch alternativ koaxial zur ersten Hydrostateinheit A eintreiben. Das Differential-Getriebe 15 wird gemäß Ausführung Fig. 4f über einen Triebstrang 10, 11, 12, 13, 14 ähnlich Ausführung Fig. 1 angetrieben. Bei Ausführung Fig. 4g erfolgt der Abtrieb zum Differential 15 über einen Triebstrang 10, 13a, 14, der zwischen Summierungsplanetengetriebe und dem Triebstrang 16b liegt.

Die Erfindung sieht, wie im Schaltplan Fig. 5 dargestellt, zur Stabilisierung der Hydrostat-Aggregate A/B eine von einem oder mehreren Betriebsparametern abhängige modulierbare Anpressung der Hydrostat-Elemente bzw. des Zylinderblockes an die Steuerscheibe vor wie im Europäischen Patent 0 357 698 näher beschrieben. Hierbei wird ein von der Antriebsdrehzahl oder/und dem Hydrostatdruck abhängiger Druck erzeugt, der die betreffenden Hydrostat-Aggregate zur inneren Stabilisierung an ihre Steuerscheiben mit entsprechend unterschiedlicher bzw. angepaßter Kraft, insbesondere als Zusatzkraft zu einer Federkraft andrückt. Dieser genannte variable Druck e' entspricht somit dem jeweiligen Belastungszustand des Getriebes. -Gemäß der Erfindung wird an dieser Druckleitung e' die Schmierölleitung 81' angeschlossen, wobei der Schmierdruck oder die Schmierölmenge durch ein Mengen- oder Drosselventil 82' und den Druck e' bestimmt wird. Die Schmierölmenge wird hierdurch sinnvoll dem jeweiligen Belastungszustand angepaßt, wobei der Leistungsbedarf für die Versorgungs- bzw. Speisepumpe 81 sich dem jeweiligen Lastzustand anpaßt und somit bei überwiegendem Teillastbetrieb der Leistungsverlust aus der Speisepumpe minimiert wird. Auf diese Weise wird eine sehr wirtschaftliche, verlustarme und dennoch kostengünstige Druckölversorgung für das gesamte Getriebe erzielt, womit auch die Kupplungsdrücke für die Bereichskupplungen K1, K2 dem Leistungszustand automatisch angepaßt werden.

Zur Sicherstellung einer guten Schmierölversorgung, insbesondere der Planetenräder bei einem bevorzugt automatischen Kraftfahrzeuggetriebe sieht die Erfindung eine Ölführungseinrichtung 115; 130; 131 gem. Fig. 2.5, 2.6, 2.7 vor. Diese Einrichtung ist so gestaltet, daß in die zentrale Ölbohrung 126 des Lagerbolzens 126 für das Planetenrad 120 ein entsprechender Ölführungskörper 117; 133; 134 eingeführt wird, wobei die Halterung dieses Ölführungskörpers bevorzugt in der zentralen Ölbohrung 126 oder/und der querliegenden Ölbohrung 121 liegt. Der Ölführungskörper ist verschiedenartig ausführbar wie in Fig. 2.5, 2.6, 2.7 dargestellt. Der Ölführungskörper 117 gem. Fig. 2.5 bildet ein Bauteil, das für die Schmierung nur eines Planetenrades 120 bestimmt ist. Er besteht aus einem rohrförmigen Körperteil 127 mit anschließender Ölfanghaube 116, der vorzugsweise aus Blech oder aus Rohr geprägt wird. Für eine sicheren Sitz sorgt eine eingeprägte Arretierklaue 123, die in die Querbohrung 121 eingreift und den Ölführungskörper 117 gegen Verdrehung und Herauswandern sichert. Bei Herstellung als Blechprägeteil ist es zweckmäßig, die Trennfuge, die sich bei Bildung des rohrförmigen Körperteils 127 ergibt, in dem unteren Bereich, d. h. in dem Bereich der arretierten Klaue 123 zu legen. Um einen strammen festen Sitz zu gewährleisten, kann der rohrförmige Bereich 127 in nichtmontiertem Zustand auf einen größeren Durchmesser als die Schmierbohrung 126 ausgelegt sein, so daß im montierten Zustand eine ständige Spannung und sicherer Sitz gewährleistet ist. Die oben genannte Trennfuge kann relativ groß sein, da im Bereich 127 kein vollkommen geschlossenes Rohr erforderlich ist. Die Bohrung 126 kann aufgrund vorgenannter Ausbildungsform auf große Toleranz ausgelegt werden. Der Ölzufluß erfolgt sehr effektiv über den mit Pfeil dargelegten Weg 127', wobei zweckmäßigerweise in den Planetenträger 132 eine Ölrille 119 eingearbeitet ist, welche das zufließende Öl sammelt und über eine entsprechende Ausnehmung 118 in die Ölfanghaube 116 leitet. Der Ölführungskörper 117 ist einfach und kostengünstig als Blechprägeteil herstellbar und montierbar; er kann auch als Kunststoffteil oder aus Rohr gefertigt werden, wobei in zuletztgenanntem Fall die Ölfanghaube 116 aus einem aufgeschlitzten Rohrteil, das entsprechend geprägt wird, geformt ist. Der Planetenradbolzen 124 für den Planetenträger 132 ist nach bekannter Weise verstemmt, indem der Planetenbolzen-Durchmesser im Bereich der kegelförmigen Bohrungen 125 und 128 durch entsprechendes Werkzeug gegen die Planetenträgerbohrung aufgeweitet wird oder/und in Teilbereichen der genannten Kegelbohrung örtlich verformt wird.

Die Einrichtung 130 gem. Fig. 2.6 besitzt einen Ölführungskörper 133 mit umlaufendem Ölführungskanal 136, der mehrere Planetenrädern 120 mit Schmieröl versorgt und mehrere Ölfangtaschen 116' miteinander verbindet und diesen Schmieröl zuleitet. Der Ölführungskörper 133 wird ebenfalls über die zentralen Ölbohrungen 126 und der querliegenden Schmierbohrung 121 befestigt. Eine angeprägte Nase 135, welche in die Querbohrung 121 eingreift, dient zur Arretierung und Sicherung. Es handelt sich hierbei um eine sehr einfache und ebenfalls als Blechprägeteil kostengünstig herstellbare Ausführung, die einfach montierbar und auch demontierbar ist. Über den Ölführungskanal 136 wird das durch die Fliehkraft nach außen geschleuderte Öl gesammelt und im Bereich der Planetenräder in die Schmierbohrungen 126 und 121 geführt. Die Ölfangtasche 116' kann alternativ auch als einklippbares Element mit einer Innenhalterung 118' ausgeführt werden, wobei die Innenhalterung 118' in die Ringnut 119 eingreifen kann, wobei die Arretiernase 135 alternativ entfallen kann. Bei dieser Ausführung kann die Innenhalterung 118' gleichzeitig als Arretiereinrichtung dienen. Bei sehr kleinen Bohrungen 126 kann die rohrförmige Ausbildung 141 unter Umständen entfallen. Diese Ausführung mit dieser Innenhalterung 118' kann als Einzelfangtasche oder als Mehrfachfangtasche für mehrere Planetenräder als ein gemeinsames Bauteil ausgebildet sein.

Ausführung 131 gem. Fig. 2.7 besitzt ähnlich der Ausführung 130 einen gemeinsamen umlaufenden Ölkanal 137; 137', der mehrere Planetenräder 120 gleichzeitig mit Schmieröl versorgt. Der dem jeweiligen Planetenrad 120 zugeordnete Ölführungskörper 134 und der ringförmige Ölführungskanal 137 bzw. 137' bilden ein gemeinsames Bauteil, das bevorzugt ein Blechprägeteil darstellt. Eine stabile und sichere Haltung bildet bei dieser Ausführung 131 der rohrförmig gebildete Teil 141, welcher in die zentrale Schmierbohrung 126 des Lagerbolzens 124 eingepreßt wird. Wie bei Ausführung 115 beschrieben, ergibt sich auch hier eine mehr oder weniger große Trennfuge 135, die zweckmäßigerweise im unteren Bohrungsbereich liegt. Der zylindrische Teil 141 kann auch hier mit einem wesentlich größeren Durchmesser als die Bohrung 126 ausgebildet sein, um im montierten Zustand eine ausreichende Vorspannung und sicheren festen Sitz zu gewährleisten und Fertigungsungenauigkeiten der betreffenden Bauteile auszugleichen. Diese Ausführung 131 ist ebenfalls einfach als Blechprägeteil oder als Kunststoffteil ausführbar. Das Fangblech 138 kann beliebig ausgestellt werden und je nach den baulichen Gegebenheiten eine weite Aufnahmeöffnung für den Ölzufluß 139 darstellen. Dies kann auch bei Ausführung 130 in derselben Form ausgeführt werden, so daß eine eventuell erforderliche Ölrille 119 und Ausnehmung 118 eingespart werden kann. Der innere Durchgang 140, der bei einem Blech-Planetenträger 132 eine Schnittkante darstellt, kann hierbei kostensparend unbearbeitet bleiben. Der ringförmige Ölkanal 137 kann beliebig ausgeführt werden und je nach baulichen Verhältnissen und/oder unter Berücksichtigung notwendiger Stabilität auf einen kleineren oder größeren Durchmesser 137 oder 137' ausgeführt sein.

Der Ölführungskörper 115 kann ebenfalls wie die Ausführungen 130 und 131 über einen gemeinsamen umlaufenden Ölkanal 136; 137; 137' verbunden sein und für mehrere Schmierstellen dienen. Ebenso kann Ausführung 131 als Einzelkörper für eine Schmierstelle, wie Ausführung 115, ausgeführt sein.

Die aufgezeigten Ölführungseinrichtungen sind für alle Getriebe mit Planetengetrieben vorteilhaft anwendbar, insbesondere bei Anwendung in Kraftfahrzeuggetrieben vorallem automatischen Getrieben. Die Bauteile sind einfach und kostengünstig, bevorzugt als Blechprägeteile oder Kunststoffteile ausführbar und erfordern keine zusätzlichen Befestigungselemente. Sie sind einfach durch Einpressen, Einklipsen oder Einschlagen montierbar.

Die Erfindung sieht desweiteren vor, die erste Hydrostateinheit A mit einem maximalen Verdrängungsvolumen auszubilden, das größer ist als das Verdrängungsvolumen der zweiten Hydrostateinheit B, um die lastabhängigen Leckölverluste, insbesondere in der Schaltphase, auszugleichen, so daß auch bei maximalem Lastzustand problemlos der Synchronpunkt zum Schalten der Bereichskupplungen erreicht werden kann.

Desweiteren sieht die Erfindung vor, innerhalb der Schaltphase eine gezielte Druckmodulation des Steuerdruckes vorzunehmen im Hinblick auf optimale Schaltqualität und Verhinderung unnötigen Kupplungsverschleißes. Bei Einleiten eines Schaltvorganges bzw. einer Bereichsschaltung wird automatisch durch eine entsprechende Einrichtung 65' und 65'' eine angepaßte Druckveränderung bewirkt. Über ein Druckmodulationsventil 65'', das bevorzugt als elektrisch ansteuerbares Druckventil oder Proportionalventil ausgebildet ist, wird der Grund- Systemdruck, der bevorzugt über eine Feder 65' aufrechterhalten wird, entsprechend verändert. Auch ein Stufen-Druckventil ohne Extraansteuerung, welches z. B. zeitabhängig nach Einleiten des Schaltvorganges eine vorgegebene Druckcharakteristik auslöst, ist dafür geeignet. Ist die Bereichskupplung z. B. als formschlüssige Kupplung ausgebildet, kann der Druckverlauf so sein, daß nach Einleiten des Schaltvorganges, z. B. durch ein Synchronsignal bei Synchronlauf der zu schaltenden neuen Kupplung, nach Befüllen der Kupplung und Berühren der Schaltverzahnung eine automatische Druckabsenkung erzielt wird, um im Einrastvorgang die spezifische Belastung der Schaltverzahnung auf ein Mindestmaß zu senken. Durch Einleiten eines Synchron-Störeffektes in diesem Zustand wird gemäß der Erfindung das Ineinandergleiten der Schaltverzahnung im Einrastvorgang erleichtert. Der Synchron-Störeffekt kann durch ein kurzzeitiges, einmaliges oder mehrmaliges Hydrostatverstellen in eine oder in beide Verstellrichtungen, z. B. über eine Zeitphase von 20 bis 30 ms ausgelöst werden.

Um teure Hydrostatdruckventile einzusparen, sieht die Erfindung desweiteren vor, bei Erreichen der maximalen Druckgrenze des Hydrostatgetriebes eine automatische Übersetzungsrückstellung einzuleiten. Zu diesem Zweck kann ein einfacher Druckschalter installiert werden, der nach Erreichen des Grenzdruckes ein elektrisches Signal für die Übersetzungsrückstellung auslöst.

Um die Forderungen nach kurzer, kompakter und fahrzeuggerechter Gesamtbauweise von Motor M und Getriebe 1A bei Fronteinbau, insbesondere bei höheren Leistungsklassen, zu erfüllen, ist das stufenlose Getriebe 1A, das verschiedenartig, z. B. als hydrostatisch­ mechanisches Leistungsverzweigungsgetriebe oder als mechanisches oder elektrisches Getriebe ausgebildet ist, gem. Fig. 4h, parallel versetzt zum Antriebsmotor M angeordnet. Die Triebverbindung zwischen Motor M und Getriebe 1A erfolgt über einen Triebstrang 16d, 16b, 16e, 16c, der als Zahnradstufe oder auch sehr vorteilhaft über einen Kettenantrieb dargestellt ist. Schwungrad und Schwingungsdämpfer 18 sind bevorzugt dem Motor direkt nachgeschaltet. Das Differential-Getriebe 15 ist dem Getriebe 1A nachgeordnet und wird über Stirnradstufen 10, 11 und einer weiteren, an einer Zwischenwelle 12 angeschlossenen Stufe 13, 14 mit dem Getriebe-Abtrieb bzw. dem Achsdifferential 15 verbunden. Die gesamte Triebeinheit Motor und Getriebe ist, wie in Fig. 4i dargestellt, sehr kompakt ausführbar. Durch die koaxiale Anordnung der Bauelemente 36, 37; 37', 43 des stufenlosen Getriebes bzw. des Hydrostatgetriebes A/B, des Summierungsplanetengetriebes 37; 37' und des Kupplungspaketes 43 in verschiedenen Ausführungsformen ist in Fahrzeuglängsrichtung der Bauraumbedarf für das stufenlose Getriebe gering. Die jeweiligen Achsen 16, 12' und 65 lassen sich dadurch eng aneinander anordnen, so daß auch in Längsrichtung des Fahrzeugs eine kurze Bauweise möglich ist, wobei das Achsdifferential 15 in Fahrzeugmitte bezogen auf die Fahrzeuglängsachse bei bevorzugt gleichlangen Abtriebswellen 65A rechts und links zu den Triebrädern 65R plaziert werden kann.

Die Erfindung sieht desweiteren im Hinblick auf die extremen Forderungen hinsichtlich der Getriebebaulänge vor, daß das Hydrostatgetriebe 36 parallel zur Antriebswelle 16, 16g angeordnet ist, wie in Fig. 1f dargestellt. Die erste Hydrostateinheit A ist hierbei über einen Triebstrang 16c, 16e mit der Antriebswelle 16 verbunden. Die Triebverbindung der zweiten Hydrostateinheit B erfolgt über einen weiteren Triebstrang 16d, 16f mit einem Glied 30 des Summierungsplanetengetriebes 37'. Das Summierungsplanetengetriebe 37' ist hierbei so dargestellt, daß das abtreibende Triebrad 10 zwischen den beiden Kupplungen K1 und K2 und dem Triebstrang 16c, 16e plaziert werden kann. Das Abtriebsrad 10 ist über ein Zwischenrad 13a oder ein Doppelzwischenrad 13a, 13b und einem weiteren Triebrad 14 mit dem Differential 15 verbunden. Mit Rücksicht darauf, daß das Differential 15 weitmöglichst in Fahrzeugmitte für möglichst gleichlange Antriebswellen der Räder verlagert werden kann, ist das Zahnrad 13b des Doppelrades 13b, 13a motorseitig verlagert. Die beiden Hydrostateinheiten A und B sind hierbei zweckmäßigerweise koaxial zueinander angeordnet und bilden eine gemeinsame Baueinheit, die hinsichtlich der Geräuschoptimierung geräuschisolierend zum Gehäuse 1 abgelagert ist (nicht dargestellt). Das Reaktionsmoment des Hydrostatgetriebes 36 wird zweckmäßigerweise über elastische Elemente gegenüber dem Gehäuse 1 abgestützt, ähnlich wie in Fig. 1 oder weiteren Zeichnungen bereits dargestellt und beschrieben. Die beiden Hydrostateinheiten A und B können aber auch parallel versetzt zueinander ausgeführt sein, um das notwendige Längenmaß bezogen auf kürzestmögliche Bauweise des Getriebes nicht zu überschreiten. Beide Hydrostateinheiten A und B können hierbei ebenfalls zu einer Baueinheit, bevorzugt mit dem beschriebenen Geräuschisolierungseinrichtungen ausgebildet sein. Die Speisepumpe zur Versorgung des Hydrostatgetriebes, der Steuerung/Regelung sowie des gesamten Getriebes kann im Bereich der Hydrostateinheit A oder koaxial bzw. konzentrisch zur Antriebswelle 16 bzw. der Zentralachse des Summierungsplanetengetriebes 37' zum Beispiel auf der Eingangsseite des Getriebes oder auf der gegenüberliegenden Seite am Wellenende 16g der Antriebswelle oder auch parallel versetzt zu einer der mit der Antriebswelle in Triebverbindung stehenden Wellen angeordnet werden, wobei die genaue Lagebestimmung von den jeweils gegebenen baulichen Verhältnissen unter jeweiliger Berücksichtigung der optimalen Baulänge abhängig ist (nicht dargestellt). Das Hydrostatgetriebe 36 kann in der parallel versetzten Anordnungsweise in beliebiger Winkelstellung zur Antriebswelle liegen. Der Triebstrang 16c, 16e bzw. 16d, 16f kann als Zahnrad- oder als Kettenradantrieb ausgeführt sein.

Claims (17)

1. Stufenloses Getriebe, insbesondere mit hydrostatischer Leistungsverzweigung, bestehend aus wenigstens zwei Schaltbereichen, bei dem auf einer Antriebswelle (16) ein stufenloser mechanischer oder hydrostatischer Wandler (36), ein Summierungsplanetengetriebe (37; 37'), Schaltkupplungen (K1 und K2), ein Abtriebsrad (10) und gegebenenfalls eine Speisepumpe (81) angeordnet sind, dadurch gekennzeichnet, daß auf der Antriebswelle (16) in aufgezählter Reihenfolge ggf. die Speisepumpe (81), das Abtriebsrad (10), bevorzugt übereinander liegende Schaltkupplungen (K1 und K2), das Summierungsplanetengetriebe (37; 37') sowie der stufenlose Wandler (36) angeordnet sind und daß ein antriebsseitiges Gehäuse-Element (Getriebegehäuse 46a), die Speisepumpe (81), das Antriebsrad (10) und die Schaltkupplungen (K1 und K2) eine gemeinsame Baueinheit bilden oder/und
daß das Getriebegehäuse (1) einteilig ausgebildet ist und das frontseitige Getriebe-Element (46a) als Getriebedeckel ausgeführt ist, der den Saug- oder Zuflußkanal (46c) sowie den Druckkanal (46d) und Steuerdruckleitungen (46b) für Kupplungen (K1 und K2) enthält und daß dieses Getriebe-Element 46a ein weiteres Trägerelement (46) besitzt, auf dem über Wälzlager (27 und 45) das Abtriebsrad (10) gelagert ist, wobei das Abtriebsrad (10) den Kupplungsträger für Schaltkupplungen (K1 und K2) bildet (Fig. 1ba).

2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Antriebswelle (16) einen Druckkanal (46f; e') besitzt, der zur Übertragung der Druckflüssigkeit für die Stabilisierung der beiden Hydrostateinheiten (A und B) dient und daß ein in den Druckkanal (46f) eingebrachtes Trennelement (Rohr 82'') mit einer Drosseleinrichtung (Drosselbohrung 82') versehen ist, welche die Ölmenge für die Schmierölversorgung einer oder mehrerer Getriebe-Elemente reguliert und
daß der Steuerdruck (e') in der Druckleitung (46f) vorzugsweise in Abhängigkeit zur Motordrehzahl und/oder dem Hydrostatdruck steht.

3. Stufenloses Getriebe, vorzugsweise mit hydrostatischem Wandler (36), dadurch gekennzeichnet , daß zur Geräusch- und Schwingungsreduzierung des stufenlosen Wandlers (36) eine Einrichtung (9a, 8'', 8''') vorgesehen ist, die derart ausgebildet ist, daß ein oder mehrere elastische Elemente (9b; 9h) in Ausnehmungen (9d) auf seiten des Wandlers und des Gehäuses (1) eingelagert sind und so wirksam sind, daß in Abhängigkeit zum auftretenden Reaktionsmoment des Wandlers (36) eine federelastische Abstützung in Umfangsrichtung und Axialrichtung des Wandlers gegeben ist und wobei die auftretende Axialkraft über ein geräusch- und schwingungsdämmendes Element (8''), welches als Reibdämm-Element wirksam ist, abgestützt wird, wobei
das elastische Element (9b; 9h) vorzugsweise kegelförmig oder kugelförmig ausgebildet ist und daß die Ausnehmung (9d) hydrostatseitig oder/und gehäuseseitig bevorzugt kegelförmig ist,
daß die gehäuseseitige Ausnehmung (9d) in einem entsprechend geformten Blechprägeteil (9e) mit in Ausnehmungen (9f) greifende Mitnehmer ausgebildet ist oder daß die gehäuseseitigen Ausnehmungen (9d) im Gehäuse (1) eingearbeitet sind und die elastischen Elemente voneinander getrennt oder
daß zwei oder mehrere der elastischen Elemente (9b; 9h) miteinander verbunden sind und mehrere ein gemeinsames Bauteil bilden.

4. Getriebe nach einem der vorgenannten Ansprüche, dadurch gekenn­ zeichnet, daß ein, bevorzugt als Blechprägeteil ausgebildeter hydrostatseitig angeordneter Getriebeabschlußdeckel (1') vorgesehen ist, der bevorzugt aus geräuschminderndem Sandwichblech besteht und daß ein weiteres, vorzugsweise ringförmig ausgebildetes Dämmelement (8'''), z. B. in Form eines Elastomers oder Federelementes, z. B. in Form einer Tellerfeder (nicht dargestellt), zwischen Abschlußdeckel (1') und dem Hydrostatkörper (36'') zwischengelagert ist, so daß Schwingungen oder/und axial wirksame Geräusch- und Schwingungseffekte gemindert werden.

5. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche, dadurch gekenn­ zeichnet, daß eine oder beide der Axialkolben-Einheiten (A und B) des Hydrostatgetriebes (36) eine formschlüssige Niederhalterung der Kolbengleitschuhe (36e) mit einer Lochscheibe (36a), einer Niederhaltescheibe (36b) und einem Sicherungsring (36c) besitzen, die derart ausgebildet ist, daß die Lochscheibe (36a) und die Niederhaltescheibe (36b) durch einen Sicherungsring (36c) axial fixiert werden, wobei der Sicherungsring (36c) trapezförmigen Querschnitt besitzt, oder so ausgebildet ist, daß Fertigungstoleranzen durch federelastische radiale Ausdehnung des Sicherungselementes (36c) aufgehoben bzw. ausgeglichen werden.

6. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche, dadurch gekenn­ zeichnet, daß eine oder beide der Triebwellen (16A und 16B) der Hydrostateinheiten (A und B) auf der Steuer-Spiegelseite durch ein Gleitlager (35a) gelagert ist, wobei das Gleitlager so ausgebildet ist, daß über einen Druckkanal (35d; 35c) Drucköl auf die Gleitfläche geleitet wird, wobei das Drucköl über eine mit dem Hochdruck in Verbindung stehende Druckleitung (35HD) oder/und eine mit dem Niederdruck (35ND) in Wirkverbindung stehende Leitung geführt wird und wobei eine zwischenliegende Drosseleinrichtung (35e) die Schmierölmenge bestimmt.

7. Getriebe nach einem oder mehreren der Ansprüche, dadurchgekenn­ zeichnet, daß das Hydrostatgetriebe in Form einer Axialkolbenmaschine oder/und Radialkolbenmaschine (nicht dargestellt) ausgebildet ist, wobei beide Einheiten (A und B) parallel nebeneinander oder radial übereinander in konzentrischer oder koaxialer Anordnung realisierbar sind oder daß eine der beiden Einheiten (A, B) als Axialkolben- und die andere als Radialkolben-Maschine ausführbar ist.

8. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche, dadurch gekenn­ zeichnet, daß das Summierungsplanetengetriebe vierwellig ausgeführt ist und zwei Eingangswellen (29' und 30) und zwei Ausgangswellen (32' und 31) besitzt, wobei die erste Welle des Summierungsplanetengetriebes mit der ersten Hydrostateinheit (A) verbunden und als Sonnenrad (29') ausgebildet ist, die zweite mit der zweiten Hydrostateinheit (B) verbundene Welle als Hohlrad (30) dient, daß die dritte Welle einen Planetenträger bzw. eine Stegwelle (32') darstellt und über eine erste Kupplung (K1) mit der Abtriebswelle koppelbar ist und die vierte Welle ein Sonnenrad (31) bildet, das über eine Kupplung (K2) mit der Abtriebswelle verbindbar ist (Fig. 1ba).

9. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche, dadurch gekenn­ zeichnet, daß das Summierungsplanetengetriebe (37') vierwellig ausgeführt ist und zwei Eingangswellen (29' und 30) und zwei Ausgangswellen (32' und 31) besitzt, wobei die erste Welle des Summierungsplanetengetriebes mit der ersten Hydrostateinheit (A) verbunden und als Sonnenrad (29') ausgebildet ist, die zweite Welle mit der zweiten Hydrostateinheit (B) gekoppelt ist und als Hohlrad (30) dient, daß die dritte Welle eine Stegwelle (32') darstellt und über eine erste Kupplung (K1) mit der Abtriebswelle koppelbar ist und die vierte Welle ein Sonnenrad (31) darstellt, das über eine Kupplung (K2) mit der Abtriebswelle verbindbar ist und daß ineinandergreifende Planetenräder (33', 34', 34'') auf der genannten Stegwelle (32') angeordnet sind und die erste Welle (Sonnenrad 29') und die zweite Welle (Hohlrad 30) in erste Planetenräder (33') eingreifen und das Sonnenrad (31) der vierten Welle des Summierungsplanetengetriebes mit den zweiten Planetenrädern (34') des Summierungsplanetengetriebes kämmt, wobei zwischen erste Planetenräder (33') und zweite Planetenräder (34') Zwischenplanetenräder (34'') angeordnet sind, die in erste und zweite Planetenräder eingreifen.

10. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche, dadurch gekenn­ zeichnet, daß eine Geräusch- und Schwingungs-Dämmeinrichtung (42; 42', 42''; 51; 8) vorgesehen ist, welche eine vom Reaktions-Drehmoment des Hydrostatgetriebes (36) abhängige Reibdämmung erzeugt, derart daß durch Abstützung der aus dem Reaktionsmoment entstehenden Umfangskraft eine Axialkraft über ein elastisches Element (102; 111) auf ein Reibelement (51/8) über einen begrenzten Umfangsweg wirksam wird, wobei die Geräusch- und Schwingungsdämmeinrichtung (42; 42'; 42'') auch als Radiallager für den stufenlosen Wandler (36) dient, welche bevorzugt am Ausgang des Wandlers oder im Bereich der zweiten Hydrostateinheit (B) angeordnet ist.

11. Getriebe nach einem oder mehreren der vorgenannten Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Hydrostateinheiten (A und B) übereinander angeordnet sind und bevorzugt in einem gemeinsamen Gehäuse (36') untergebracht sind, wobei bevorzugt das Hydrostat-Gehäuse (36') gegenüber dem Getriebegehäuse (1) geräusch- und schwingungsmindernd, vorzugsweise elastisch, gelagert ist (Fig. 4f, 4g) und daß vorzugsweise die zweite Hydrostateinheit (B) und das Summierungsplanetengetriebe (37; 37'; 37a; 37b; 37c) koaxial zueinander angeordnet sind.

12. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche, dadurch gekenn­ zeichnet, daß eine hydraulische, vom jeweiligen Belastungszustand des Getriebes abhängige Stabilisierungs-Einrichtung (83') und variable Druckmodulation für die Versorgungsdrücke vorgesehen ist, wobei die Schmierölmenge (81') an der variablen Druckversorgung angeschlossen ist und die Schmierölmenge durch ein entsprechendes Mengen- Ventil oder Drossel-Ventil (82') vom variablen Versorgungsdruck bestimmt wird.

13. Getriebe mit einem Planetengetriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge mit einer Einrichtung zur Schmierung der Planetenräder (120), dadurch gekennzeichnet, daß eine Ölführungseinrichtung (115; 130; 131) für die Planetenradschmierung vorgesehen ist, die derart ausgebildet ist, daß ein Ölführungskörper (117; 133; 134) das unter Fliehkraft- Einwirkung nach außen geschleuderte Öl auffängt und über Bohrungen (126; 121) zur Lagerstelle (Wälzlager 122) leitet, wobei der Ölführungskörper (117; 133; 134) in die Zentralbohrung (126) des Planetenradbolzens (124) eingefügt wird, die vorzugsweise gleichzeitig als Halterung für den Ölführungskörper dient (Fig. 2.5; 2.6; 2.7), wobei der Ölführungskörper (117; 133; 134) vorzugsweise ein Blechprägeteil oder ein aus Kunststoff oder Gußmaterial hergestelltes Bauteil darstellt und als Halteeinrichtung ausschließlich für eine oder mehrere der Schmierbohrungen (126, 121) dient.

14. Getriebe nach einem der Oberbegriffe der Ansprüche, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Hydrostateinheit (A) ein größeres maximales Fördervolumen aufweist als die zweite Hydrostateinheit (B), wobei die Einheit (B) bevorzugt als Konstanteinheit ausgeführt ist.

15. Getriebe nach einem der vorgenannten Ansprüche, dadurch gekenn­ zeichnet, daß in der Steuer- und Regeleinrichtung ein Druckmodulationsventil (65'') vorgesehen ist, welches in Abhängigkeit zur Motordrehzahl und anderen Betriebsparametern den Speise- bzw. Steuerdruck moduliert und
daß vorzugsweise das Druckmodulationsventil (65') innerhalb der Schaltphase zum Schalten von einem in den anderen Schaltbereich eine Druckänderung bewirkt, derart daß nach eingeleitetem Schaltvorgang eine automatische Druckanpassung des Schaltdruckes für die entsprechende Kupplung (K1 bzw. K2) entsprechend den jeweiligen Schaltanforderungen automatisch ausgelöst wird und
daß je nach Art der Schaltkupplung (K1; K2), ob formschlüssig oder kraftschlüssig, unterschiedliche Druckmodulationswerte programmierbar sind.

16. Getriebe nach einem oder mehreren der vorgenannten Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß für die Druckmodulation des Speise- und Versorgungsdruckes ein Druckventil (65') eingesetzt ist, welches auf einen Grunddruck über eine Feder (65''') eingestellt ist und die Druckmodulation beeinflußt wird durch den Hydrostatdruck oder/und den Drehzahldruck, z. B. über ein Ventil (65'') oder/und anderen Einflußgrößen, die z. B. aus Schaltsignalen resultieren, wobei bevorzugt der Drehzahldruck und die vorgenannten Einflußgrößen zur Optimierung der Schaltqualität durch ein elektrisch ansteuerbares Ventil (65''), insbesondere Proportionalventil, realisiert wird.

17. Stufenloses Getriebe, insbesondere für frontgetriebene Fahrzeuge, dadurch gekennzeichnet, daß der stufenlose Getriebeteil (1A) parallel versetzt zum Antriebsmotor (M) angeordnet ist, wobei die Hauptkomponenten (36, 37 bzw. 37', 43) des stufenlosen Getriebes koaxial zueinander liegen und eine Triebverbindung zwischen Motor und Getriebe über eine Stirnradstufe (16d, 16c) oder einen Kettenantrieb (16e) erfolgt, wobei ein zum stufenlosen Getriebe (1A) versetzt angeordnetes Achsdifferential (15) dem stufenlosen Getriebe (1A) nachgeordnet ist und die Triebverbindung zwischen dem stufenlosen Getriebe und dem Achsdifferential über eine oder mehrere Stirnradstufen (10, 11, 13, 14) geschieht und Stirnräder (11 und 13) dieser Triebverbindung auf einer Zwischenwelle (12') gelagert sind und die genannten Stirnradstufen (10, 11 oder/und 13, 14) vorzugsweise auch zur fahrzeugbezogenen Übersetzungsanpassung dienen.