DE2518186C2 - Hydrodynamisch-mechanischer fahrzeugantrieb - Google Patents
Hydrodynamisch-mechanischer fahrzeugantriebInfo
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Description
Die Erfindung betrifft einen hydrodynamisch-mechanischen Fahrzeugantrieb nach dem Oberbegriff des
Anspruchs 1. Bei einem bekannten Fahrzeugantrieb dieser Art (DT-AS 17 00 160, Fi g. 3) ist der hydrodynamische
Drehmomentwandler als sogenannter Trilokwandler ausgebildet, d. h. er besitzt neben dem
Pumpenrad ein im wesentlichen zentripetal durchströmtes Turbinenrad und einen im radial inneren Bereich des
Wandlerarbeitsraumes angeordneten und axial durchströmten Leitschaufelkranz. Da hier das Pumpen- und
das Turbinenrad beim Traktionsbetrieb im gleichen Drehsinn umlaufen, handelt es sich um einen Gleichlauf-Wandler.
Benutzt man einen derartigen Wandler durch Umschalten des Wendegetriebes (wodurch das Turbinenrad
entgegen seiner normalen Drehrichtung umläuft) und unter Einstellen eines bestimmten Schlupfes
der Eingangskupplung zum hydrodynamischen Bremsen, so ist hierbei die Eingangskupplung außerordentlich
hoch belastet. Bei einem solchen Gleichlauf-Wandler ist <s
nämlich in dem sogenannten Gegenbremsbereich das spezifische Pumpenmoment sehr hoch. Außerdem ist
auch das spezifische Turbinenmoment in weiten Teilen des Gegenbremsbereiches viel höher als es im
allgemeinen notwendig und erwünscht ist, so daß beim <>
<> hydrodynamischen Bremsen die betreffende Reibungskupplung des Wendegetriebes mit großem Schlupf
arbeiten und hierbei eine hohe Reibleistung in der Kupplung anfällt. Es sind daher im Wendegetriebe
Reibungskupplungen für sehr hohe Leistung und mit <-s
aufwendigen Kühleinrichtungen erforderüch. Erschwerend kommt noch hinzu, daß in einem Teilbereich des
r.eupnhremsbereiches (d. h. bei bestimmten Werten des
Drehzahlverhaltnisses /u/n,- zwischen Turbinen- und Pumpenrad) das spezifische Turbinenmoment starken
Schwankungen unterliegt oder gar unstetig verläuft.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, den im Oberbegriff des Anspruchs 1 beschriebenen Fahrzeugantrieb
derart weiterzubilden, daß beim hydrodynamischen Brenisbetrieb unter Einstellung eines Schlupfes in
der Eingangskupplung sowohl die Eingangskupplung selbst als auch die Reibungskupplungen des Wendegetriebes
möglichst gering belastet sind.
Diese Aufgabe wird gemäß dem kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1 durch die Verwendung eines
Gegenlaufwandlers gelöst, dessen Leitschaufelkranz in Strömungsrichtung zwischen dem Pumpen- und dem
Turbinenrad angeordnet und dessen im Bereich der Eintrittsseite des Pumpenrades angeordnetes Turbinenrad
im wesentlichen in axialer Richtung durchströmt ist. In einem solchen Wandler laufen das Pumpen- und das
Turbinenrad beim Traktionsbetrieb im entgegengesetzten Drehsinn um, im »Gegenbremsbereich« dagegen
gleichsinnig.
Aus der DTPS 20 21543 ist /war schon ein
Fahrzeugantrieb bekannt, bei dem ein solcher Ciegenlaufwandler
wahlweise fur die Traktion oder /um hydrodynamischen Bremsen benutzt wird. Ks im auch
schon bekannt (<\TZ 1973. S. 442 bis 447), einen solchen
Fahrzeugantrieb mit einer F.ingangskupplung /u versehen,
ledoch findet bei diesen bekannten Fahr/eugantriebcn
das hydrodynamische Bremsen stets nur dann statt, wenn das Wandler-Pumpenrad mittels einer
»Pumpenbremse« festgesetzt ist. Dadurch fällt das \om Turbinenrad aufgenommene hydrodynamische Bremsmoment
naturgemäß bei kleiner werdender Turbinen-Drehzahl Mark ab. Es ist daher, wie bei einer normalen
Strömungsbremse, nicht möglich, das Fahrzeug allein durch hydrodynamisches Bremsen wenigstens angenähert
/um Stillstand zu bringen. Im höheren Turbinendrehzahlbcreich
muß dort das Bremsmoment durch Verändern des Wandlerfüllungsgrades aul den jeweils
gewünschten Wert eingestellt werden.
Von diesem bekannten Fahrzeugantrieb unterscheidet sich der ertindungsgemäße zunächst vor allem
dadurch, daß das Pumpenrad des Gegenlaufwandlers während des hydrodynamischen Bremsens nicht stillsteht,
sondern mit einer einstellbaren Drehzahl umläuft. Es wurde nämlich als besonders vorteilhaft erkannt, daß
bei einem solchen Gegenlaufwandler das spezifische Pumpenmoment im hydrodynamischen Bremsbetrieb,
bei dem Pumpe und Turbine gleichsinnig umlaufen, in dem praktisch brauchbaren Bereich des Verhältnisses
O7V/7p bei sehr niedrigen Werten liegt. Versuche mit dem
genannten Wandler haben überraschend gezeigt, daß das spezifische Pumpenmoment beim hydrodynamischen
Bremsen, mit von Null aus ansteigendem Drehzahlverhältnis njinP zunächst abnimmt, in dem für
das Bremsen wichtigsten Bereich von mJnP nahezu
gleichbleibend in der Nähe des Wertes Null liegt und danach nur allmählich wieder ansteigt. Die Erfinder
haben erkannt, daß diese Wandlercharakteristik in besonders vorteilhafter Weise für das hydrodynamische
Bremsen mit umlaufendem Pumpenrad, wobei dessen Drehzahl vom Schlupf einer Eingangsreibungskupplung
abhängt, ausgenutzt werden kann. Durch diese Wandlercharakteristik ist nämlich die Eingangskupplung bei
der genannten Art des hydrodynamischen Bremsens nur sehr gering belastet; sie kann ohne weiteres über
längere Zeit mit beliebigem Schlupf betrieben werden. Dadurch kann sie durch eine Änderung des Schlupfes
zum Einstellen beliebiger Pumpendrehzahlen urjd somit
unterschiedlicher Turbinenmomente, d. h. unterschiedlicher hydrodynamischer Bremsmomente verwendet
werden.
Die Erfindung macht es sich ferner zunutze, daß in dem zum hydrodynamischen Bremsen praktisch brauchbaren
Bereich des Drehzahl-Verhältnisses n-rlnr das
spezifische Turbinenmoment keine allzu großen Veränderungen erfährt; dies erleichtert das Erreichen eines
stetigen Bremsbetriebes. Außerdem wurde festgestellt, ■■>
daß die Höhe des Turbinenmomentes beim Bremsbetrieb im Verhältnis zum Turbinenmoment beim
Traktionsbelrieb sehr günstige Werte annimmt. Aus all den genannten Umständen ergibt sich, daß einerseits
Einrichtungen zum Verändern des Wandlerfüllungsgrades nicht erforderlich sind und daß andererseits die
Reibungsvorrichtungen des Wendegetriebes beim hydrodynamischen Bremsbetrieb ohne Schlupf arbeiten
können, so wie dies beim Traktionsbetrieb von vornherein selbstverständlich der Fall ist.
Der erfindungsgemäße Fahrzeugantrieb unterscheidet sich auch wesentlich von den Gegenständen der
folgenden Druckschriften: DT-AS 22 22 351. US-PS 29 56 449 und DT-PS 6 89 768.
Aus der DT-AS 22 22 351 ist ein hydrodynamischer :_s
Drehmomentwandler bekannt, der auch zum Bremsen benutzbar ist. Dort muß aber zum Umschalten in den
Bremsbetrieb das Wandlerpumpenrad von der Eingangswclle abgekuppelt und am Gehäuse festgebremst
werden. jo
Bei dem ebenfalls zum Bremsen benutzbaren hydrodynamischen Drehmomentwandler gemäß US-PS
29 56 449 wird zum Umschalten in den Bremsbetrieb das Turbinenrad von der Ausgangswelle abgekuppelt
und am Gehäuse festgebremst, während das Pumpenrad als Bremsmotor an die Ausgangswelle angekuppelt
wird.
Aus der DT-PS 6 89 768 sind ebenfalls hydrodynamische,
zum Bremsen von Fahrzeugen verwendbare Drehmomentwandler bekannt, die dort jedoch aus- 4c
schließlich zum Bremsen und nicht auch zum Übertragen von Traktionsleistung vorgesehen sind. Eine dem
Wandlerpumpenrad vorgeschaltete Eingangsreibungskupplung, die — wie bei dem erfindungsgemäßen
Fahrzeugantrieb — während des hydrodynamischen Bremsbetriebes zum Einstellen verschiedener Pumpendrehzahlen
und somit unterschiedlicher Bremsmomente verwendet werden könnte, fehlt bei diesen
bekannten Wandlern. Vielmehr muß dort das Einstellen des Bremsmomentes durch Variieren des Wandler-Füllungsgrades
vorgenommen werden. Einer jener bekannten Wandler (Abb. 2) besitzt einen dem Pumpenrad
nachgeschalteten Leitschaufelkranz und ein diesem nachfolgendes Turbinenrad. Dieses ist dort aber nicht
im Eintrittsbereich des Pumpenrades, sondern auf der dem Pumpenrad gegenüberliegenden Seite des Arbeitsraumes angeordnet; es ist radial durchströmt und zwar
entweder zentrifugal oder zentripetal. Dies hat zur Folge, daß das erzeugte Bremsmoment mit zunehmender
Fahrgeschwindigkeit stark schwankt (Abb. 1). Deshalb sind in der DT-PS 6 89 768 andere Wandlerbauarten
für den Bremsbetrieb vorgeschlagen, um einen mit zunehmender Fahrgeschwindigkeit stetig ansteigenden
Bremsmoment-Verlauf zu erzielen (Abb. 3). Der
eine dieser Wandler weist ein dem Pumpenrad unmittelbar nachgeschaltetes und im wesentlichen
zentrifugal durchströmtes Turbinenrad auf, auf das der Leitschaufelkranz folgt (Abb. 4). Der andere Wandler
weist einen ersten, dem Pumpenrad unmittelbar folgenden Umkehr-Leitschaufelkranz, ein nachfolgendes
radial außenliegendes und axial durchströmtes Turbinenrad sowie einen nachfolgenden zweiten Leitschaufelkranz
auf (Abb. 5). Mit diesen Konstruktionen soll erreicht werden, daß beim hydrodynamischen
Bremsen die Pumpwirkung des Turbinenrades der normalen Strömungsrichtung gleichgerichtet ist, damit
nicht — wie bei dem Wandler gemäß Abb. 1 und 2— die umlaufende Strömung mit steigender negativer
Turbinendrehzahl verlangsamt und schließlich umgekehrt wird.
Im Gegensatz hierzu liegt der Erfindung die Erkenntnis zugrunde, daß bei dem in Anspruch 1
angegebenen Drehmomentwandler gerade durch die während des Bremsbetriebes der normalen Strömungsrichtung entgegengerichtete Pumpwirkung des Turbinenrades
ein besonders günstiger Effekt erzielt werden kann. Man erreicht nämlich hierdurch, daß — wie oben
schon erwähnt — das spezifische Pumpenmoment in einem weiten Bereich sehr niedrige Werte annimmt.
Dies wird erfindungsgemäß zum Einstellen des Bremsmomentes mittels Änderung des Schlupfes in der
Eingangs-Reibungskupplung benutzt.
Durch die in den Ansprüchen 2 und 3 angegebenen weiteren Gedanken der Erfindung kann ein rasches und
selbsttätiges Umschalten der Eingangskupplung auf Schlupfbetrieb beim Übergang auf hydrodynamisches
Bremsen bewirkt werden, so daß die Bedienung des Fahrzeuges erleichtert ist.
Bei gewissen Fahrzeugtypen, insbesondere bei Straßenfahrzeugen, kann es ausreichen, die Steuereinrichtung
des Fahrzeugantriebes derart auszubilden, daß der Fahrzeugführer durch Betätigen des Bremspedals
das Umschalten auf hydrodynamischen Bremsbetrieb auslösen und zugleich die Höhe des Schlupfes der
Eingangskupplung entsprechend dem jeweils gewünschten Bremsmoment einstellen kann. Es versteht
sich, daß die Motordrehzahl hierbei stets auf einen festen Wert, z. B. auf die Leerlaufdrehzahl, eingestellt
werden muß; denn die Drehzahl des Wandlerpumpenrades (und somit das hydrodynamische Bremsmoment)
hängt im allgemeinen bei rutschender Eingangskupplung auch von der Motordrehzahl ab, es sei denn man
verwendet zur Betätigung der Eingangskupplung einen sehr aufwendigen doppeltwirkenden Hydraulikzylinder
(Ziff. 353 der DT-AS 17 00 160, Fi g. 3), durch den der
Einfluß der Motordrehzahl ausgeschaltet werden kann.
Handelt es sich jedoch um ein Fahrzeug, dessen Fahrtrichtung häufig gewechselt werden muß, wie z. B.
bei Hubstaplern, Planierraupen, Radladern od. dgl., so wird es zumeist erwünscht sein, das Umschalten auf den
hydrodynamischen Bremsbetrieb durch Umlegen des Fahrtrichtungshebels auszulösen, damit beim Erreichen
der Fahrgeschwindigkeit Null unmittelbar in der anderen Fahrtrichtung weitergefahren werden kann.
Das Einstellen eines bestimmten Bremsmomentes, z. B. durch das Bremspedal, stößt hierbei auf Schwierigkeiten,
und zwar einerseits dadurch, daß der Fahrzeugführer sein Augenmerk nicht nur auf den Fahrantrieb,
sondern zusätzlich und überwiegend auf das Steuern des jeweiligen Arbeitsgerätes lenken muß und andererseits
dadurch, daß ein Bremsvorgang bis zum Erreichen des Stillstandes häufig nur wenige Sekunden dauert In
diesem kurzen Zeitraum ist es dem Fahrzeugführer nicht möglich, jedesmal das erforderliche Bremsmoment
durch mehr oder weniger weites Niederdrücken eines Pedals einzustellen, zumal bei einem solchen
Fahrzeug der Motor auch das Arbeitsgerät antreiben muß und somit dessen Drehzahl keinesfalls bei jedem
Bremsvorgang auf einen festen Wert eingestellt werden kann. Der Einfluß der Motordrehzahl auf das Bremsmoment
könnte zwar durch Verwendung des schon erwähnten doppeltwirkenden Hydraulikzylinders in der
Eingangskupplung beseitigt werden. Abgesehen von den hohen Anschaffungskosten und dem großen
Platzbedarf für einen solchen Doppelzylinder ist dieser jedoch nicht in der Lage, andere variable und das
Bremsmoment ebenfalls beeinflussende Größen auszuschalten, wie z. B. den Reibwert der Reibflächen der
Eingangskupplung oder die Viscosität der zur Schmierung und Kühlung der Reibflächen dienenden Flüssigkeit.
Nach einem weiteren wichtigen Gedanken der Erfindung wird daher, gemäß Anspruch 4, eine
Regeleinrichtung vorgesehen, die durch Verstellen des Schlupfes der Eingangskupplung das hydrodynamische
Bremsmoment auf einen wenigstens angenähert konstanten Wert regelt, wobei in der Regeleinrichtung als
Meßgröße (Regelgröße) die vom Wandlerpumpenrad in der Arbeitsflüssigkeit erzeugte Druckdifferenz oder
eine von dieser Druckdifferenz abhängige Größe verwendet und mit einer willkürlich einstellbaren
Führungsgröße (Sollwert) verglichen wird.
Zwar ist eine ähnliche Regeleinrichtung schon aus der
DT-PS 21 32 144 bekannt. Dort wird jedoch das bei dem sogenannten lnchen (Traktionsbetrieb mit Schlupf in
der Eingangskupplung) vom Fahrzeugantrieb abgegebene Drehmoment geregelt, wobei also der hydrodynamische
Drehmomentwandler in seinem normalen Betriebsbereich arbeitet, und zwar vorzugsweise bei
sehr kleinen Turbinendrehzahlen. Es war nun keinesfalls ohne weiteres zu erwarten, daß im Gegenbremsbereich
die vom Pumpenrad erzeugte drehzahlabhängige Druckdifferenz ebenfalls ein für die Praxis hinreichend
genaues Maß für das Turbinenmoment sein würde, da doch hierbei das Turbinenrad umgekehrt umläuft, und
zwar mit einer Drehzahl, die im gesamten vorgesehenen Drehzahlenbereich liegt, also zumindest zeitweise auch
sehr hoch sein kann-, jedenfalls herrschen im Gegenbremsbereich im Wandler ganz andere Strömungsverhältnisse
als beim lnchen. Durch die Erfindung wird eine Regeleinrichtung für das hydrodynamische Bremsmoment
geschaffen, die sich durch besondere Einfachheit auszeichnet, weil für das Gewinnen der Regelgröße
nicht eine komplizierte Drehmoment-Meßeinrichtung erforderlich ist. sondern lediglich eine Druckdifferenz
abgegriffen zu werden braucht.
In den meisten Fällen reicht es sogar aus, als Regelgröße allein den Flüssigkeitsdruck auf der
Austrittsseite des Pumpenrades zu verwenden, weil man nämlich den Druck auf der Eintrittsseite des Pumpenrades
ohne Schwierigkeiten durch ein Druckbegrenzungsventil konstant halten kann. Dadurch erübrigt es sich,
die Differenz zwischen den Drücken zu beiden Seiten des Pumpenrades zu bilden. Das Verwenden der
genannten Druckdifferenz bzw. des Pumpenaustrittsdruckes als Regelgröße wird dadurch noch erleichtert,
daß der erfindungsgemäß verwendete Gegenlaufwandler stets eine feststehende Schale aufweist und somit
Druckmeßleitungen ohne Schwierigkeiten an die Wandlerschale angeschlossen werden können.
Die vorbeschriebene Regeleinrichtung ist zwar in 6S
besonders vorteilhafter Weise im Zusammenhang mit dem erfindungsgemäßen Fahrzeugantrieb mit Gegenlaufwandler
einsetzbar. Jedoch kann die Verwendung einer solchen Regeleinrichtung durchaus auch im
Zusammenhang mit einem Gleichlaufwandler in Betracht gezogen werden, und zwar wie zuvor erläutert,
insbesondere dann, wenn der Wandler eine feststehende Schale aufweist.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen 5 bis 13 beschrieben. Die
Erfindung ist an Hand der nachfolgenden Ausführungsbeispiele, die in der Zeichnung dargestellt sind, näher
erläutert. Es zeigen:
F i g. 1 das Schema eines Fahrzeugantriebs im Stillstand,
F i g. 2 das Schema nach F i g. 1, jedoch im Traktionsbetrieb,
Fig.3 das Schema nach Fig. 1, jedoch im Zustand
beim Umschalten vom Traktions- auf den hydrodynamischen Bremsbetrieb,
F i g. 4 das Schema nach F i g. !,jedoch im hydrodynamischen
Bremsbetrieb,
F i g. 5 das Schema eines gegenüber F i g. 1 abgewandelten Fahrzeugantriebs,
F i g. 6 einen Ausschnitt des Schemas nach F i g. 5 mit einer Zusatzeinrichtung für den Inch-Betrieb.
F i g. 7 und 8 Längsschnitte durch ein zur Steuereinrichtung des Fahrzeugantriebs gehörendes Druckventil
in verschiedenen Arbeitsstellungen.
Der in F i g. 1 dargestellte Fahrzeugantrieb umfaßt eine als Lamellenkupplung ausgebildete Eingangskupplung
20, einen gemäß der Erfindung als Gegenlaufwandler ausgebildeten hydrodynamischen Drehmomentwandler
30 und ein Wendegetriebe 40. Der Primärteil 21 der Eingangskupplung 20 umfaßt eine Antriebswelle 22.
an die eine nicht dargestellte Antriebsmaschine kuppelbar ist, und einen einfach wirkenden Hydraulikzylinder
23 mit einem Ringkolben 24, der bei Beaufschlagen mit Druckmittel die Eingangskupplung
20 schließt. Der Sekundärteil 25 der Eingangskupplung 20 ist drehfest mit dem Pumpenrad 31 des Wandlers 30
verbunden. Dessen torusförmiger Arbeitsraum 32 wird im wesentlichen von einem feststehenden Gehäuse 33
gebildet. Der Wandler 30 umfaßt ferner einen Leitschaufelkranz 34, in dem der vom Pumpenrad in der
Arbeitsflüssigkeit erzeugte Drall umgekehrt wird, einen Kernring 35 sowie ein beim Traktionsbetrieb relativ
zum Pumpenrad 31 gegenläufiges Turbinenrad 37, das mit einer Eingangswelle 39 des Wendegetriebes 40
drehfest verbunden ist. Der Leitschaufelkranz 34 ist zentripetal durchströmt. Zusätzlich kann im radial
äußeren Bereich des Arbeitsraumes 32 ein weiterer, axial durchströmter Leitschaufelkranz vorgesehen werden.
Wichtig ist. daß der Leitschaufelkranz bzw. die Leitschaufelkränze in Strömungsrichtung stets zwischen
dem Pumpenrad 31 und dem Turbinenrad 37 angeordnet sind. Das Turbinenrad 37 liegt stets in dei
Nähe der Eintrittsseite des Pumpenrades 31. Besonders günstig ist es, das Turbinenrad 37 derart im radia
inneren Bereich des Arbeitsraumes 32 anzuordnen, daf es axial durchströmt ist
Das Wendegetriebe 40 ist wie folgt ausgebildet: E: umfaßt einen Duoplanetensatz 41, dessen Planetenträ
ger 42 einerseits mit der EingangsweHe 39 uiw
andererseits mit dem Primärteil einer Lamellenkupp lung 43 drehfest verbunden ist Das Sonnenrad 44 ist mi
der Abtriebswelle 45 und zugleich mit dem Sekundärtei der Lamellenkupplung 43 drehfest verbunden. Da
Hohlrad 46 kann mittels einer Lamellenbremse 4 stillgesetzt werden.
Die Steuereinrichtung für den Fahrzeugantrieb ist al
709823/3!
eine rein hydraulische Steuerung ausgebildet; sie könnte jedoch ohne weiteres auch als eine elektrohydraulische
Steuerung ausgeführt sein. Die dargestellte rein hydraulische Steuerung umfaßt die folgenden Teile:
Eine Arbeitsmittelpumpe 50, angetrieben durch die Antriebswelle 22, eine Druckleitung 51, in welcher der
Druck durch ein Druckbegrenzungsventil 52 konstant gehalten wird; ausgehend von der Druckleitung 51 eine
Wandlerfülleitung 53 mit einer Drossel 54, Leitungen 55, 56 und 57 mit einem zum Umsteuern des Wendegetriebes
dienenden Steuerventil 58, das drei Stellungen Leerlauf 0, Vorwärts V und Rückwärts R einnehmen
kann. In der Leitung 55 ist eine Drossel 55a angeordnet. Ferner sind zur Steuerung der Eingangskupplung 20
Leitungen 60, 61 und 62 mit einem Vorsteuerventil 63 und mit einem Druckredu/ierventi! 64 vorgesehen. Das
letztere steuert seinen Ausgangsdruck in der Leitung 62 bei gleichem oder höherem Eingangsdruck in der
Leitung 61 in Abhängigkeit von den Federkräften der Federn 65 und 66. Die Kraft der Feder 65 ist durch ein
Kupplungspedal 67 verstellbar, und zwar in der Weise, daß ein Niederdrücken des Pedals 67 ein Ansteigen der
Federkraft bewirkt, wodurch ein Verschieben des Ventilkörpers 64 in der Zeichnung nach rechts,
demgemäß ein Absinken des Druckes in der Leitung 62 und somit ein öffnen der Eingangskupplung 20 bewirkt
wird. Die Kraft der Feder 66 kann durch den Kolben 68 eines Hilfszylinders β9 verstellt werden. In der Stellung
des Kolbens 68 gemäß Fig. 1 ist die Federkraft verhältnismäßig gering: das Druckventil 64 arbeitet im
sogenannten Bremsdruckbereich. Ein Verschieben des Kolbens 68 in der Zeichnung nach links bewirkt ein
Erhöhen der Federkraft und dadurch ein Verschieben des Ventilkörpers 64 in Richtung »öffnen« und somit
ein Erhöhen des Druckes in der Leitung 62; das Druckventil 64 arbeitet nunmehr im sogenannten
Traktionsdruckbereich. Die Lage des Hilfszylinders 69 und damit die in der Zeichnung rechte Endlage des
Kolbens 68 wird durch einen mittels einer Schraube 70 verstellbaren Anschlag 71 bestimmt. Das Verschieben
des Kolbens 68 erfolgt durch Druckmittel, das über eine Leitung 72,73 und ein Steuerventil 74 zugeführt wird.
Von der Eingangswelle 39 des Wendegetriebes 40, die zugleich die Turbinenwelle des Wandlers 30 ist, wird
eine Meßpumpe 75 für zwei Förderrichtungen angetrieben. Die beiden Anschlüsse der Meßpumpe 75 sind über
ein Rückschlagventil 76 miteinander verbunden, so daß die Meßpumpe nur in der einen Antriebsdrehrichtung in
einer Steuerleitung 77 einen Druck erzeugt. Die Anordnung ist derart getroffen, daß Druck in der
Leitung 77 nur dann herrscht, wenn sich die Welle 39 rückwärts dreht; dies ist, wie später erläutert wird, nur
während des hydrodynamischen Bremsens der Fall.
Die beiden zur Betätigung des Wendegetriebes 40 dienenden Druckmittelleitungen 56 und 57 sind über ein
Doppelrückschlagventil 80 mit einer Leitung 81 verbunden, in der somit Druck vorhanden ist, wenn eine
der beiden Reibungsvorrichtungen (die Lamellenkupplung 43 oder die Lamellenbremse 47) mit Druckmittel
beaufschlagt ist Die Leitung 81 ist über eine Drossel 82 mit einer Leitung 83 verbunden. An diese ist ein
Speicher 84 angeschlossen, so daß ein Druckaufbau in der Leitung 81 einen zeitlich verzögerten Druckaufbau
in der Leitung 83 zur Folge hat Durch ein zur Drossel 82 parallelgeschaltetes Rückschlagventil 85 wird bei jedem
Umsteuern des Steuerventils 58 ein rasches Entleeren des Speichers 84 bewirkt und damit ein zumindest
vorübergehendes Absenken des Druckes in der Leitung
83. Wird das Steuerventil 58 auf Leerlauf 0 umgesteuert,
entleert sich der Speicher 84 in den Sumpf 49 und der bisher in der Leitung 83 vorhandene Druck verschwindet.
Wird dagegen das Steuerventil 58 unmittelbar von Vorwärts V auf Rückwärts R oder umgekehrt
umgesteuert, so entleert sich der Speicher 84 in den Hydraulikzylinder der neu zu beaufschlagenden Reibungsvorrichtung
43 oder 47, wobei der Druck in der Leitung 83 kurzzeitig absinkt; danach füllt sich der
Speicher 84 wieder und der Druck in der Leitung 83 steigt wieder an.
Beim Absinken des Druckes in der Leitung 83, z. B. während eines Umschaltvorganges, nimmt das Vorsteuerventil
63 die in Fig. 1 gezeigte Stellung ein.
Hierdurch ist die Leitung 61, 62 entlastet und somit die Eingangskupplung 20 gelöst; gleichzeitig wird Druckmittel
in eine Steuerleitung 86 zugeführt. Die Steuerleitungen 77 und 86 münden beide in ein Doppelrückschlagventil
87, dessen Ausgang 88 mit einer der Kolbenstirnflächen des Steuerventils 74 verbunden ist.
Durch diese Anordnung wird bewirkt, daß das Steuerventil 74 in seine in der Zeichnung linke Stellung
umgesteuert wird, wenn in der Steuerleitung 77 oder in der Steuerleitung 86 oder in beiden Steuerleitungen 77
und 86 Druck vorhanden ist.
Die Fig. 1 zeigt den Fahrzeugantrieb und alle Steuereinrichtungen im Ruhezustand; d. h. sämtliche
Leitungen sind drucklos und die Ventile 63,64,74 sowie
der Kolben 68 und der Kolben des Speichers 84 nehmen
die durch die Kraft der jeweils zugeordneten Feder erzwungene Stellung ein. In den Fig. 2 bis 4 sind die
jeweils unter vollem Druck stehenden Leitungen mit gegenüber F i g. 1 dickeren Linien dargestellt.
Die Fig.2 zeigt den Fahrzeugantrieb im Zustand
während des Traktionsbetriebes in Richtung vorwärts. Zunächst stehen unter Druck die Leitungen 51,53,55,60
und 72. Durch das Umsteuern des Wendeschiebers 58 in die Stellung V herrscht auch Druck in der Leitung 57
(die Kupplung 43 ist eingerückt) und in den Leitungen 81
und 83, so daß das Steuerventil 63 nunmehr die in F i g. 2 gezeigte Stellung einnimmt. Dadurch sind die Leitungen
60 und 61 miteinander verbunden und die Steuerleitung 86 ist entlastet. Da die Wandler-Turbinenwelle 39 in der
beim Traktionsbetrieb normalen Drehrichtung rotiert,
ist auch die Steuerleitung 77 drucklos, so daß das Steuerventil 74 die Leitung 73 mit der Leitung 72
verbindet und demzufolge der Kolben 68 die Feder 66 stärker als in F i g. 1 vorspannt. Dadurch arbeitet das
Druckventil 64, wie oben erläutert, im sogenannten
Traktionsdruckbereich, d. h. der Druck in der Leitung 62 ist, sofern das Kupplungspedal 67 seine obere Stellung
einnimmt, so hoch, daß die Eingangskupplung 20 mit Sicherheit ohne Schlupf arbeitet Durch Niederdrücken
des Kupplungspedals 67 kann jedoch die Eingangskupp-
lung auf Schlupfbetrieb umgestellt oder gelöst werden.
Die F i g. 3 zeigt den Zustand beim Umschalten vom Traktionsbetrieb in Richtung vorwärts auf den hydrodynamischen
Bremsbetrieb während der Vorwärtsfahrt Der Bremsbefehl ist dadurch erteilt worden, daß der
Wendeschieber 58 aus der Stellung V in die Stellung R
umgesteuert worden ist Hierdurch wird im Wendegetriebe 40 die Kupplung 43 gelöst und statt dessen die
Bremse 47 eingerückt Während sich der Hydraulikzylinder der Bremse 47 aus der Leitung 51,55,56 und über
"5 die Leitung 81 aus dem Speicher 84 mit Druckmittel
füllt sinkt der Druck in den Leitungen 81, 83 (übrigens auch in der Leitung 55) beträchtlich ab, so daß das
Steuerventil 63 durch die Kraft seiner Feder in die
12
Ruhelage umgesteuert wird. Dadurch wird die Ein- durch Festsetzen des Wandierpumpenrades 31 mittels
gangskupplung 20 gelöst und gleichzeitig die Leitung 86, der »Pumpenbremse« (Ringkolben 36 im Kernring 35)
88 unter Druck gesetzt, so daß das Steuerventil 74 die Kraftübertragung allein über den mechanischen
nunmehr in seine in der Zeichnung linke Stellung Zweig stattfindet. Das Einschalten der »Pumpenbremgelangt.
Dies bewirkt eine Entlastung der Leitung 73 5 se« erfolgt über Leitungen 90, 91 und ein Steuerventil
und somit ein Einstellen des Druckventil 64 auf den 92, welches drehzahlabhängig durch einen Fliehkraftgegenüber
zuvor niedrigeren Bremsdruckbereich. schalter 93 umsteuerbar ist. Hierbei muß der Druck auf
Unmittelbar danach stellt sich der in Fig.4 dem Ringkolben 36 höher sein als im Wandlerarbeitsdargestellte
Zustand ein, bei dem hydrodynamisch raum 32; daher ist der Druck in der Wandlerfülleitung53
gebremst wird. Im Wendegetriebe ist inzwischen die io durch ein Druckbegrenzungsventil 48 auf einen
Bremse 47 wenigstens angenähert voll eingerückt; in bestimmten Wert begrenzt. Die hier beschriebene
den Leitungen 55, 56 und 81 hat sich wieder ein Druck Leistungsverzweigung kann selbstverständlich auch
aufgebaut. Ferner hat sich der Speicher 84 wieder schon bei dem Fahrzeugantrieb gemäß Fig. 1 bis 4
gefüllt; dies hat einen verzögerten Druckaufbau in der vorgesehen werden.
Leitung 83 verursacht, so daß das Steuerventil 63 wieder 15 Ein weiterer wesentlicher Unterschied gegenüber der
seine in der Zeichnung linke Stellung einnimmt. Somit Bauweise nach Fig. 1 bis 4 besteht darin, daß eine
kann die Eingangskupplung 20 wieder mit Druckmittel Regeleinrichtung zum wenigstens angenäherten Konbeaufschlagt
werden, während die Steuerleitung 86 stanthalten des hydrodynamischen Bremsmomentes
wieder entlastet ist. Inzwischen dreht sich jedoch die vorgesehen ist. Im wesentlichen wird diese Rcgelein-Wandlerturbinenwelle
39 in der gegenüber dem 20 richtung durch ein weiteres Druckventil 94 gebildet, das
Traktionsbetrieb umgekehrten Drehrichtung, so daß die nach dem Druckventil 64 in die zur Eingangskupplung
Meßpumpe 75 in den Leitungen 77, 88 Druck erzeugt 20 führende Druckmittelleitung eingebaut ist. Der
und die in der Zeichnung linke Stellung des Steuerven- Ausgang des Druckventils 64, zugleich Eingang des
tils 74 aufrechterhält. Somit bleiben die Steuerleitung 73 Druckventils 94, ist nunmehr mit 62.) bezeichnet. Über
entlastet und das Druckventil 64 in dem niedrigen 25 Steuerleitungen 95, % und über ein Steuerventil 98 wird
Bremsdruckbereich, so daß die Eingangskupplung 20 die eine Stirnfläche des Ventilkolbeiis 94 von dem im
mit Schlupf arbeitet. Die Höhe des Schlupfes kann man Wandlerarbeitsraum 32 auf der Austrittsseite des
durch Verstellen des Anschlages 71 (durch Verdrehen Pumpenrades 31 herrschenden Druck beaufschlagt,
der Schraube 70) auf beliebige Werte einstellen. Je Dieser Druck wird nachfolgend kurz »Wandlerdruck«
kleiner der Schlupf in der Eingangskupplung ist. um so 30 genannt. Da i.uf der Eintrittsseite des Wandlerpumpenhöher
ist (bei gleichbleibender Motordrehzahl) die tades 31 der im Wandlerarbeitsraum herrschende
Drehzahl des Wandierpumpenrades 31 und somit das Druck durch ein Druckbegrenzungsventil 48 konstant
vom Turbinenrad 37 aufgenommene hydrodynamische gehalten wird, bildet der Druck in der Leitung 95,96 ein
Bremsmoment. Durch ein Niederdrücken des Kupp- genaues Maß für die vom Wandlerpumpenrad 31 in der
lungspedals 67 kann der Schlupf der Eingangskupplung 35 Wandlerarbeitsflüssigkeit erzeugte Druckdifferenz und
20 erhöht und damit das erzeugte Bremsmoment mit hinreichender Genauigkeit auch ein Maß für das
verringert werden. Kurz vor Erreichen des Stillstandes vom Turbinenrad 37 aufgenommene hydrodynamische
verschwindet der Druck in der Leitung 77,88, so daß das Bremsmoment.
Steuerventil 74 wieder seine Ruhelage einnimmt und Die gegenüberliegende Stirnseite des Ventilkörpers
das Druckventil 64 wieder in den Traktionsdruckbereich 40 94 wird durch den Druck in der Leitung 62a
übergeht. Das vom Wandler erzeugte Moment bleibt beaufschlagt. Dieser bildet als Ausgangsdruck des
mit dem Erreichen des Stillstandes in voller Höhe Druckventils 64 ein Maß für das gewünschte Bremsmoerhalten,
so daß das Fahrzeug unverzüglich in ment; denn wie in Fig. 1 wird der Ausgangsdruck des
Fahrtrichtung »rückwärts« wieder anfahren kann. Druckventils 64 bestimmt durch die Kräfte der Federn
Die F i g. 5 zeigt ein anderes Ausführungsbeispiel der 45 65 und 66 und diese durch die Stellung des
Erfindung; darin sind die mit der Ausführung nach Kupplungspedals 67 bzw. durch die Stellung des
Fig. 1 übereinstimmenden Teile mit den gleichen Anschlages71.
Bezugszeichen versehen. Ein erster Unterschied gegen- Das Ersetzen des Hilfszylinders 69 mit dem Kolben 68
über der Fig. 1 besteht darin, daß zwischen der gemäß Fi g. 1 durch den Ventilkolben 98 gemäß Fi g. 5
Eingangskupplung 20 und dem Wandlerpumpenrad 31 50 bedeutet lediglich, daß der Kolben 98 zusätzlich noch
ein die Eingangsleistung auf zwei Zweige verteilendes die Funktion hat, die Verbindung zwischen den
Differentialgetriebe 26 vorgesehen ist. Dessen Hohlrad Leitungen 95 und 96 zu steuern. Somit ist der
ist mit dem Sekundärteil 25 der Eingangskupplung 20 Wandlerdruck in der Leitung 96 stets dann vorhanden,
verbunden und das Sonnenrad mit dem Wandlerpum- wenn in der Leitung 73, wie in den F i g. 3 und 4, also
penrad 31, während der Planetenträger mit einer durch 55 beim Umschalten auf den Bremsbetrieb und während
den Wandler hindurchgeführten Welle 27 verbunden ist des Bremsbetriebes, kein Druck vorhanden ist Sofern
die zugleich die Eingangswelle des Wendegetriebes 40 also der Wandlerdruck in der Leitung 96 vorhanden ist,
bildet Die hohle Turbinenradwelle 38 ist über ein wird er durch den Ventilkolben 94 als Meßgröße
Vorgelege 28 mit einem Freilauf 29 mit der Eingangs- (Regelgröße) laufend mit dem die Führungsgröße
welle 27 des Wendegetriebes 40 verbunden. Es ist somit 60 (Sollwert) darstellenden Druck in der Leitung 97
in Form des Wandlers 30 ein hydrodynamischer verglichen. Eine Feder 99 dient lediglich als Ausgleichs-Kraftübertragungszweig
und in Form der zentralen feder.
Welle 27 ein rein mechanischer Kraftübertragungs- Im Beharrungszustand sind die Federkraft 99 und die
zweig vorhanden; beide Zweige sind auf der Eingangs- durch die Drücke in den Leitungen 96 und 97 am
seite des Wendegetriebes 40 wieder zusammengeführt. 65 Ventilkolben 94 wirkenden Kräfte im Gleichgewicht.
In einem unteren Abtriebsdrehzahlbereich werden Kommt es zu einer Abweichung des Bremsmomentes
beide Zweige zur Kraftübertragung herangezogen, von dem gewünschten Wert (verursacht z. B. durch eine
während in einem oberen Abtriebsdrehzahlbereich Änderung der Motordrehzahl), so verursacht die hieraus
resultierend* Änderung des Druckes in der Leitung w
eine Veränderung des Druckes in der Leitung 62 und
somit des Schlupfes in der Eingangskupplung 21), una zwar im Sinne einer Wiederangleichung des Bremsmomentes
an den gewünschten Wen (Sollwert), uieser
Sollwert kann durch Verstellen des Anschlages /i mittels der Schraube 70 ...Γ beliebige Werte eingestellt
und darüber hinaus während des Bremsbetnebes du.cn
das Kupplungspedal 67 verstellt werden. Fur den hall, daß beim Umschalten auf den hydrodynam.schen
Bremsbetrieb die »Pumpenbremse« 35, 36 angezogen ist, muß diese sofort gelöst werden. Zu diesem Zweck ist
die Leitung 90 mit der Leitung 73 verKnüpfu so daß beim
Umschalten auf den hydrodynamischen Bremsbetr.eb beide Leitungen 73 und 90 gleichzeitig entlastet werden.
Bei der Verwendung des beschriebenen Fahrzeugantriebes
in Hubstaplern, mit denen häufig bei sehr kleiner
Fahrgeschwindigkeit zentimetergenau an einen bestimmten Punkt herangefahren wer den 1muß ist es
erforderlich, daß die E.ngangskupplung 20 auch beim Traktionsbetrieb mit Schlupf betneben werden kann
Diese Fahrweise wird im allgemeinen mit »·™*«ι«
bezeichnet. Es ist bekannt (DT-PS 21 32 144 be,m
Inchen das vom Fahrzeugantrieb abgegebene Drehmoment durch eine Regeleinrichtung konstant zu halten.
F i g. 6 zeigt eine besonders einfache Anordnung, durch
die die zuvor beschriebene Regele.nnchtung 94 sowohl
zum Regeln des Bremsmomentes beim hydrodynam,-sehen
Bremsbetrieb als auch zum Regeln des abgegebenen
Drehmomentes be.m Inchen benut« werdenJ«na
Hierzu zweigt von der vom Wandler 30 kommenden
S.euerleitung 95,95,(die Funktion des h.er eingebauten
Ventils 105 wird wei'er unten erläutert) eine das VentJ
98 umgehende Zweigleitung 100, 101 ab. ,„ die ein
zusätzliches Steuervent.l 102: eingebaut ist. Die Leitung
101 und eine vom Vent.l 98 kommende Leitung*«
münden beide in ein .^'^^^ίΓ
dessen Ausgang sich die Steuerle.tung 96 anschlieUU
Das Steuerventil 102 ist durch das» Kupplu"gsped.I 67
umsteuerbar. 1st das Kupplungspedal 67 entlastet d.h
15
20 Leitung 95 um einen mittels der Feder 106 einstellbaren ■ ■β ^ Druck jn der Leitung 95a
β ^. verschiedene Möglichkeiten, mit Hilfe
v|nliis jo5 das Bremsmoment zu beeinflussen. Bei
^ Methode wird die Vorspannung der Feder 106 ^ Gaspedal verstellt, wobei eine Erhöhung der
FdDannung eine zunehmende Verminderung des
^ervorspann j^ ^ ^ % ^.^ ^ g^s
Erhöhung des Druckes in der Leitung 62. Dies hat
der Drehzahl des Wandlerpumpenrades |es erzeugten Bremsmomentes zur Folge.
^ anderen Methode wird die Vorspannung der ^ damk ^ Druckgefä|,e von Leitung 95
gg^ %a % ,edjglich von Hand auf einen
nacn^. * n ei ste,lL Hierbei kann man durch
™m verhältnismäßig hohen Druckgefälles
t ^ und Ieichzeilig durch Einste„en dner
haltnismäßig niedrigen Vorspannung der Feder 66
Druckventi!s 64 (durch Verstellen des Anschlages
daß dje beim Regelvorg am
TiJ ° £ inander das Gleichgewicht haltenden
Ve^koJ verhaltnisrnäßig niedrig sind und
DrU™ ang somit in einem Bereich hoher
der Rege vorg g M ^^
* W Voraussetzung kann erreicht werden, daß
,5 Umer *«er der Motordrehzahl unter einen
durch ein Ve g dje ^^ ^,
-^ den uj 95 sowje 95
und damu das Druckvemj| ^
96«. 96 se * ,tDurchgang); hierdurch £
„dien; denn das Druckven-Funktion.
Es ste||, ,ich nunmehr eine
%in< die zum einen abhängig ,st vom
in der Leitung 62^. 62. zum anderen
^dynamischen Druck infolge der
ge J ft die y jm Hydraulikzylinder 23 der
E^nXppUng 20 auf das Druckmittel wirkt.
ßSSKdtae Zentrifugalkraft abhängig von der
«-.ordreh/ahl Somit kann durch Herbeiführen des
vorDe^ Verändern der Motoren-
M:WM
Niederdrücken des Pedals 67 der gewünschte Sollwert für das abgegebene Drehmoment (durch Variieren des
Druckes in den Leitungen 62* und 97) eingestellt
WeEs wunTschon erwähnt daß durch ein Niederdrükken
de KuSn«ieda1s 67 das erzeugte Bremsmo-
Z ÄÄ kann. Statt din ist es bei
manchen Fahrzeugen (z. B. bei Hubstaplern) erwünscht, Tder häufig schon gewohnten Weise das Bremsmoment
durch Betätigen des Gaspedals zu beeinflussen, und zwar derart, daß ein Niederdrücken des Gaspedals
g auch das Bremsmoment wieder konstant
gehalten werden Arbeitsweise des
ist der Ventilkolben 64 durch die Feder 66 in seiner in
der Zeichnung linken Endlage gehalten. H.erbe. stehen
die Leitungen 61 und ^^^"'g'^J
Verbindung. Wird durch die Leitung 61 Druckm.tte
zugeführt so gelangt dies ~«f^ 3^J " d
Leitung 62a und ,η J« S
w.rd die in der Zeichnung
w.rd die in der Zeichnung
in die Steuerleitung 95, 95a das schon erwähnte Ventil Federkraft 66 und der durch den Flüssigkeitsdruck at
105 einzubauen. Dieses ist ein sogenanntes Druckgefäl- die linke Kolbenstirnfläche 64c ausgeübten Kral
Ie-Ventil, d. h. es vermindert den Wandlerdruck in Gleichgewicht herrscht. Das Druckventil 94 arbeitet i
:her Weise. Nur wird hier die von der Feder 99 schlagte Kolbenstirnfläche zusätzlich noch mit
Druck in der Steuerleitung % beaufschlagi und die Tdberliegende Kolbenstirnfläche nicht mit dem
angs-. sondern mit dem Eingangsdruck (Leitung s 17).
Hierzu 6 Blatt Zeichnungen
Claims (13)
1. Hydrodynamisch-mechanischer Fahrzeugantrieb mit einer wahlweise auch im Schlupfbetrieb
ersetzbaren Eingangs-Reibungskupplung (20), deren Primärteil (21) mit einer Antriebsmaschine und
deren Sekundärteil (25) mit dem Pumpenrad (31) eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers (30}
verbunden ist, dessen Turbinenrad (37) über ein ro
Wendegetriebe (40) an eine Abtriebswelle (45) kuppelbar ist, wobei im Wendegetriebe zum
Einrücken eines Vorwärts- oder eines Rückwärtsganges ein- und ausschaltbare Reibungsvorrichtungen
(Kupplung 43, Bremse 47) vorgesehen sind, s sowie mit einer Steuervorrichtung, die auf einen
Bremsbefehl das Umschalten des Wendegetriebe·; bewirkt (um den Wandler in den Gegenbremsbereich
zu überführen) und das Verstellen der Eingangs-Reibungskupplung in den Schlupfbetrieb
auslöst, dadurch gekennzeichnet, daß der hydrodynamische Drehmomentwandler (30) für den
Traktionsbetrieb als Gegenlaufwandler ausgebildet ist, bei dem ein Umkehr-Leitschaufelkranz (34) —
für den vom Pumpenrad (31) erzeugten Drall - in Strömungsrichtung zwischen dem Pumpenrad (31)
und dem (im Traktionsbetrieb) gegenläufigen Turbinenrad (37) angeordnet ist. und bei dem das
Turbinenrad (3) im Eintrittsbereich des Pumpenrades (31) angeordnet und im wesentlichen axial
durchströmt ist.
2. Fahrzeugantrieb nach Anspruch 1, dessen Eingangskupplung (20) durch ein Druckmittel
betätigbar ist, dadurch gekennze;chnet, daß ein Druckventil (64) vorgesehen ist zum Einstellen
zweier unterschiedlicher Druckbereiche im Druckmittel zur Betätigung der Eingangskupplung (20),
nämlich eines »Traktionsdruckbereiches« und eines den Schlupfbetrieb der Eingangskupplung bewirkenden
»Bremsdruckbereiches«, und daß das Druckventil (64) in Leitungsverbindung steht mit einem
den Bremsbefehl meldenden Signalgeber (z. B. Wendeschieber 58), der auf einen Bremsbefehl
wenigstens mittelbar ein das Umschalten des Druckventils in den Bremsdruckbereich auslösendes
Signal abgibt.
3. Fahrzeugantrieb nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß als Signal, welches das Umschalten
des Druckventils (64) in den Bremsdruckbereich auslöst, ein Druckabfall benutzt wird, der sich
beim Umschalten des Wendegetriebes (40) in den zu den Reibungsvorrichtungen (43, 47) des Wendegetriebes
führenden Druckmittelleitungen (55-57, 81) ergibt, und daß ein das Rückwärtsdrehen des
Wandlerturbinenrades (37) erfassender Drehrichtungsgeber (z. B. Meßpumpe 75) vorgesehen ist, der
— solange ein Rückwärtsdrehen vorhanden ist — das Einstellen des Bremsdruckbereiches aufrechterhält.
4. Hydrodynamisch-mechanischer Fahrzeugen- ho
trieb mit einer wahlweise auch im Schlupfbetrieb einsetzbaren Eingangs-Reibungskupplung (20), deren
Primärteil (21) mit einer Antriebsmaschine und deren Sekundärteil (25) mit dem Pumpenrad (31)
eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers (30) 6s verbunden ist, dessen Turbinenrad (37) über ein
Wendegetriebe (40) an eine Abtriebswelle (45) kuDDelbar ist, wobei im Wendegetriebe zum
Einrücken eines Vorwärts- oder eines Rückwärtsganges ein- und ausschaltbare Reibungsvorrichtungen
(Kupplung 43, Bremse 47) vorgesehen sind, sowie mit einer Steuervorrichtung, die auf einen
Bremsbefehl das Umschalten des Wendegetriebes bewirkt (an den Wandler i.i das Gegenbremsbereich
zu überführen) und das Verstellen der Eingangs-Reibungskupplung in den Schlupfbetrieb auslöst, insbesondere
nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß eine Regeleinrichtung (94)
vorgesehen ist zum wenigstens angenäherten Konstanthalten des hydrodynamischen Bremsmomentes
durch Verstellen des Schlupfes der Eingangskupplung (20), wobei in der Regeleinrichtung als
Meßgröße (Regelgröße) die vom Wandlerpumpenrad (31) in der Arbeitsflüssigkeit des Wandlers (30)
erzeugte Druckdifferenz oder eine von dieser Druckdifferenz abhängige Größe verwendet und
mit einer willkürlich einsteilbaren Führungsgröße (Sollwert) verglichen wird.
5. Fahrzeugantrieb nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die genannte Regeleinrichtung
als ein Druckventil (94) ausgebildet ist mit zwei Kolbenstirnflächen, von denen jede durch eine Kraft
beaufschlagbar ist. wobei die eine Kraft mit der Regelgröße, nämlich mit der genannten Druckdifferenz
(Druck in Leitung 95,96) und die andere Kraft mit dem Sollwert, d. h. mit dem gewünschten
Breinsmoment zunimmt.
b. Fahrzeugantrieb nach den Ansprüchen 2 und 5 oder 3 und 5, dadurch gekennzeichnet, daß als
Sollwert der Ausgangsdruck des zum Einstellen zweier unterschiedlicher Druckbereiche dienenden
Druckventils (64) verwendet ist.
7. Fahrzeugantrieb narh Anspruch 4, gekennzeichnet
durch eine Schalteinrichtung (98), die — zwecks Unwirksammachens der Regeleinrichtung (94) während
des Traktionsbetriebes — geeignet ist zum Unterbrechen der die Regelgröße zur Regeleinrichtung
(94) führenden Leitung (95,96 bzw. 95,95a, 96a.
96).
8. Fahrzeugantrieb nach den Ansprüchen 2 und 7
oder 3 und 7, dadurch gekennzeichnet, daß das zum Einstellen zweier Druckbereiche dienende Druckventil
(64) und die Schalteinrichtung (98) derart miteinander gekoppelt sind, daß das Unterbrechen
der Leitung (95, % bzw. 95,95a, 96a, 96) gleichzeitig mit dem Umschalten des Druckventils (64) in den
Traktionsdruckbereich — und umgekehrt — erfolgt.
9. Fahrzeugantrieb nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die die Regelgröße zur
Regeleinrichtung (94) zuführende Leitung (95, % bzw. 95,95a, 96a. 96) eine die Schalteinrichtung (98)
umgehende Zweigleitung (100, 101) mil einer zweiten Schalteinrichtung (102) aufweist, die zwecks
Wirksammachens der Regeleinrichtung während des Traktionsbetriebes — geeignet ist, um
auf einen Befehl zum »Inchen« die Zweigleitung (100, 101) zu öffnen, und daß das zum Einstellen
zweier Druckbereiche dienende Druckventil (64) zusätzlich durch einen den »lnch«-Betrieb auslösenden
und steuernden Bedienungshebel (Kupplungspedal 67) verstellbar ist.
10. Fahrzeugantrieb nach einem der Ansprüche 4 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß in die die
Regelgröße in Form eines Hydraulik-Druckes der Regeleinrichtung (94) zuführende Leitung (95, 95a)
ein Druckgefälle-Ventil (105) eingebaut ist.
11. Fahrzeugantrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen der
Eingangskupplung (20) und dem Wandlerpumpenrad (31) ein die Eingangsleistung auf zwei Zweige
verteilendes Differentialgetriebe (26) vorgesehen ist, wobei der eine Zweig durch den Drehmomentwandler
(30) geführt und der andere als rein mechanische Kraftübertragung (Welle 27) ausgebildet ist, beide
Zweige hinter dem Drehmomentwandler (30) wieder zusammengeführt sind und das Wandlerpum- . ■
penrad (31) in einem oberen Fahrgesctiwindi^keitsbereich
mittels einer »Pumpenbremse« (35, 36) festsetzbar ist.
12. Fahrzeugantrieb nach Anspruch 11, gekennzeichnet durch eine derartige Ausbildung der ;
Steuereinrichtung (58, 80 bis 85). daß sie beim Umschalten auf hydrodynamischen Bremsbetrieb
ein das Ausrücken der Pumpenbremse (35, 36) auslösendes Steuersignal (z. B. Druckabfall in Leitung
83) abgibt und daß ein Drehrichtungsgeber -■ (z. B. Meßpumpe 75) vorgesehen ist. der — solange
das Wandleriurbinenrad (37) rückwärts rotiert —
den ausgerückten Zustand der Pumpenbremse aufrechterhält.
13. Fahrzeugantrieb nach den Ansprüchen 3 und 12. dadurch gekennzeichnet, daß zum Umschalten
des Druckventils (64) vom Traktionsdruekbereich in den Bremsdruckbereich und zurück und /um
Ausrücken der Pumpenbremse (35, 36) während des hydrodynamischen Bremsbetriebes derselbe Signal- ;·
gebor (58, 80 bis 85) und derselbe Drehrichlingsgeber(75)
verwendet sind.
Priority Applications (10)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE19752518186 DE2518186C2 (de) | 1975-04-24 | 1975-04-24 | Hydrodynamisch-mechanischer fahrzeugantrieb |
SE7603144A SE422555B (sv) | 1975-04-24 | 1976-03-10 | Hydrodynamisk-mekanisk drivanordning for fordon |
US05/678,906 US4077502A (en) | 1975-04-24 | 1976-04-21 | Hydrodynamic-mechanical drive and brake for vehicles |
ES447203A ES447203A1 (es) | 1975-04-24 | 1976-04-21 | Sistema de propulsion hidrodinamico-mecanico para vehiculos. |
FR7612358A FR2308841A1 (fr) | 1975-04-24 | 1976-04-22 | Dispositif d'entrainement hydrodynamique et mecanique pour vehicules |
GB16397/76A GB1501595A (en) | 1975-04-24 | 1976-04-22 | Hydrodynamic-mechanical vehicle transmission |
JP51047106A JPS5840058B2 (ja) | 1975-04-24 | 1976-04-23 | ハイドロダイナミック・メカニカル式車両駆動装置 |
IT22605/76A IT1060005B (it) | 1975-04-24 | 1976-04-23 | Meccanismo d azionamento idrodinamico meccanico per veicoli |
FI761121A FI59854C (fi) | 1975-04-24 | 1976-04-23 | Hydrodynamisk-mekanisk drivanordning foer fordon |
SE7907966A SE436727B (sv) | 1975-04-24 | 1979-09-26 | Hydrodynamisk-mekanisk drivanordning for fordon |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE19752518186 DE2518186C2 (de) | 1975-04-24 | 1975-04-24 | Hydrodynamisch-mechanischer fahrzeugantrieb |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
DE2518186B1 DE2518186B1 (de) | 1976-10-28 |
DE2518186C2 true DE2518186C2 (de) | 1977-06-08 |
Family
ID=5944877
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
DE19752518186 Expired DE2518186C2 (de) | 1975-04-24 | 1975-04-24 | Hydrodynamisch-mechanischer fahrzeugantrieb |
Country Status (9)
Country | Link |
---|---|
US (1) | US4077502A (de) |
JP (1) | JPS5840058B2 (de) |
DE (1) | DE2518186C2 (de) |
ES (1) | ES447203A1 (de) |
FI (1) | FI59854C (de) |
FR (1) | FR2308841A1 (de) |
GB (1) | GB1501595A (de) |
IT (1) | IT1060005B (de) |
SE (2) | SE422555B (de) |
Families Citing this family (23)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US4314487A (en) * | 1978-08-18 | 1982-02-09 | S.R.M. Hydromekanik Aktiebolag | Braking method for vehicle transmission |
CA1118235A (en) * | 1978-10-30 | 1982-02-16 | Albert A. Miller | Reatarding means for motor vehicles |
DE3000968A1 (de) * | 1980-01-12 | 1981-07-23 | Voith Getriebe Kg | Hydrodynamisches wendegetriebe |
DE3010661C2 (de) * | 1980-03-20 | 1984-02-02 | J.M. Voith Gmbh, 7920 Heidenheim | Hydrodynamischer, als Anfahrwandler ausgebildeter Drehmomentwandler |
DE3134259C2 (de) | 1981-08-29 | 1985-08-01 | J.M. Voith Gmbh, 7920 Heidenheim | Lastschaltgetriebe mit integriertem Retarder |
DE3144902A1 (de) * | 1981-11-12 | 1983-05-19 | Voith Gmbh J M | "antriebsaggregat mit einem schaltgetriebe" |
DE3421387A1 (de) * | 1984-06-08 | 1985-12-12 | Wabco Westinghouse Fahrzeugbremsen GmbH, 3000 Hannover | Kupplungssteuerung fuer kraftfahrzeug |
JPS6261675U (de) * | 1985-10-09 | 1987-04-16 | ||
DE3627370A1 (de) * | 1986-08-12 | 1988-02-25 | Voith Gmbh J M | Hydrodynamischer drehmomentwandler |
JPH01283464A (ja) * | 1989-03-24 | 1989-11-15 | Aisin Aw Co Ltd | 車両用ベルト式無段自動変速装置 |
SE467169B (sv) * | 1990-02-09 | 1992-06-01 | Saab Scania Ab | Transmission foer ett fordon samt foerfarande foer reglering av densamma |
JPH04131635U (ja) * | 1991-05-20 | 1992-12-03 | 良夫 河本 | 埃取りテープ |
JP3880681B2 (ja) * | 1997-03-14 | 2007-02-14 | 富士重工業株式会社 | 無段式自動変速装置 |
DE19823771A1 (de) * | 1997-06-05 | 1998-12-10 | Luk Getriebe Systeme Gmbh | Hydrodynamischer Drehmomentwandler |
DE10314327A1 (de) * | 2003-03-28 | 2004-10-07 | Zf Friedrichshafen Ag | Verfahren zur Steuerung eines Antriebsstrangs |
CN101535688B (zh) * | 2006-11-08 | 2013-08-14 | 舍弗勒技术股份两合公司 | 用于双离合器变速器的液压控制装置 |
DE102008014563A1 (de) * | 2008-03-15 | 2009-09-17 | Voith Patent Gmbh | Verfahren zum Bremsen bei hohen Drehzahlen mit einem Automatgetriebe mit hydrodynamischem Wandler |
JP4981149B2 (ja) | 2010-01-14 | 2012-07-18 | トヨタ自動車株式会社 | 動力伝達装置 |
CN101863270A (zh) * | 2010-03-18 | 2010-10-20 | 三一重机有限公司 | 一种矿用自卸车液压制动装置 |
US8813485B2 (en) | 2011-06-21 | 2014-08-26 | Ford Global Technologies, Llc | Automatic transmission hydraulic accumulator |
US8960395B2 (en) | 2011-09-30 | 2015-02-24 | Caterpillar Inc. | Torque converter assembly with fluid manifold |
JP5775113B2 (ja) * | 2013-06-11 | 2015-09-09 | 本田技研工業株式会社 | 自動変速機の制御装置 |
CN112709799A (zh) * | 2019-10-25 | 2021-04-27 | 法雷奥凯佩科液力变矩器(南京)有限公司 | 具有扭转减振器的液力变矩器和包括其的机动车辆 |
Family Cites Families (6)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US2787170A (en) * | 1952-03-19 | 1957-04-02 | Daimler Benz Ag | Speed change transmission providing for braking of driven shaft |
US3108493A (en) * | 1958-11-08 | 1963-10-29 | Gen Motors Corp | Transmission |
US3202018A (en) * | 1962-08-16 | 1965-08-24 | Twin Disc Clutch Co | Power transmission |
US3621955A (en) * | 1970-01-05 | 1971-11-23 | Twin Disc Inc | Torque limiting clutch for torque converter controlled by speed and transmission selector |
AT304982B (de) * | 1970-05-02 | 1973-02-12 | Voith Getriebe Kg | Hydrodynamisches Getriebe |
US3851739A (en) * | 1973-09-04 | 1974-12-03 | Twin Disc Inc | Hoist reversing transmission with centrifugal speed control |
-
1975
- 1975-04-24 DE DE19752518186 patent/DE2518186C2/de not_active Expired
-
1976
- 1976-03-10 SE SE7603144A patent/SE422555B/xx not_active IP Right Cessation
- 1976-04-21 ES ES447203A patent/ES447203A1/es not_active Expired
- 1976-04-21 US US05/678,906 patent/US4077502A/en not_active Expired - Lifetime
- 1976-04-22 FR FR7612358A patent/FR2308841A1/fr active Granted
- 1976-04-22 GB GB16397/76A patent/GB1501595A/en not_active Expired
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- 1976-04-23 FI FI761121A patent/FI59854C/fi not_active IP Right Cessation
- 1976-04-23 IT IT22605/76A patent/IT1060005B/it active
-
1979
- 1979-09-26 SE SE7907966A patent/SE436727B/sv not_active IP Right Cessation
Also Published As
Publication number | Publication date |
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FI59854B (fi) | 1981-06-30 |
FI761121A (de) | 1976-10-25 |
GB1501595A (en) | 1978-02-15 |
SE436727B (sv) | 1985-01-21 |
JPS5840058B2 (ja) | 1983-09-02 |
ES447203A1 (es) | 1977-10-16 |
US4077502A (en) | 1978-03-07 |
JPS52122768A (en) | 1977-10-15 |
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