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Verfahren zum Bremsen eines Xraft-
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fahrzeugs.
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Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Bremsen eines Kraftfahrzeugs
mit einer Antriebsmaschine und einem daran angekuppelten Verbundgetriebe, bestehend
aus einem hydrodynanischan Drehmomentwandler mit einen Pumpenglied, einem Laitschaufelglied
und einem Turbinenglied und einem an den wandler anschließenden mechanischen Vielgang-Wechselgetriebe.
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Die Verwendung hydromechanischer Verbundgetriebe zur Erzeugung eines
Breasmoments bei Kraftfahrzeugen ist seit langem bekannt (vgl. beispielsweise US-PS
3 261 232); dabei ist das Bremsen jedoch auf das Einrücken verschiedener mechanischer
Getriebegänge beschränkt. Um eine Regulierung des Brensmoments zu erhalten, verwenden
cemzufolge die herköninilichen hydron;echanischen Getriebe einen getrennten "Verzögerer"
(Retarder). Der Verzögerer besteht für gewöhnlich aus einer veränderlich mit lüssigkeit
gefüllten hydrodynamischen Kupplung, die einen beträchtlichen Widerstand gegen Drehung
hervorruft, wenn sie nicht gebraucht und nur mit Luft gefüllt ist. Obgleich es möglich
ist, den Widerstand eines mit Luft gefüllten Verzögerers zu vermindern, erfordern
derartige Anordnungen
dennoch viel Platz und sind schwer und teuer.
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Wie bereits angegeben, regelt das vorbekannte Bremssystem die bremsung
selbst nicht.Bestenfalls werden verschiedene gerade an Bremskapazität durch verschiedene
instellungen des Drehmcmentwandlers und Verwendung verschiedener mechanischer Gange
erhalten.
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DemgegenULer gestattet das erfindungsgemäße Verfahren eine Regelung
der Bremskraft in weiten Grenzen und mit geringerer Stofwirkung als bisher,wenn
zwischen den mechanischen Gängen umgeschaltet wird, und hängt nicht ab von zusätzlichen
mechanischen Konstruktionselementen mit Ausnahme der automatischen Steuerung zur
llerbeiführung einer vorbestimmten Bremseinstellung.
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Der Erfindung liegt demzufolge die Aufgabe zugrunde, die Bremskapazität
eines Kraftfahrzeugantriebs ohne zusätzliche Konstruktionselemente zur Herbeiführung
der Bremskraft zu erweitern. Gleichzeitig soll es die Erfindung ermöglichen, daß
Bremsmoment innerhalb weiter Grenzen zu verändern. Diese Grenzen sollen weiter sein
als diejenigen, die von den oben erwähnten getrennten hydraulischen Verzögerungseinheiten
gesetzt sind, und ctie Erfindung soll auch die mit einem solchen Verzögerer bei
dessen Ausschaltung verbundenen Verluste vermeiden. Zusätzlich soll die Erfindung
weichere Umschaltungen zwischen den verschiedenen Bremsbereichen gestatten, die
vom Untersetzungsverhältnis des jeweils eingeschalteten Ganges bestimmt sind. Eine
weitere Aufgabe der Erfindung besteht schließlich in der Schaffung einer automatischen
Steuerung des Bremsmoments auf solche Weise, daß der Fahrer von hand die gewünschte
bremskapazität ungeachtet der Fahrzeuggeschwindigkeit und demzufolge entsprechend
einer vorbestimmten Verhältnis zwischen Fahrzeuggeschwindigkeit und Bremskapazität
manuell einstellen kann,
Erfindungsgemäß wird die vorstehende Aufgabenstellung
dadurch gelöst, daß durch entsprechende Gangeinstellung des hechselgetriebes das
Turbinenglied mit höherer Drehzahl als das mit gleicher Drehzahl wie die Sstriebs-maschine
drehende Pumpenglied getrieben wird und daß die Bremskraft durch Steuern der Maschinendrehzahl
geregelt wird. Dies bedeutet, daß für den Fall, daß der Wandler eine Direktkupplung
zwischen Pum>englizd und Turbine aufweist, diese Direktkupplung für das "Uberdrehen"
des lurbinenglieds im Verhältnis zum Pumpenglied natürlich gelöst werden muß. Das
Steuern der Antriebsmaschine zur Regelung der Bremskraft erfordert entweder, daß
die Maschine als Kompressionsbremse gefahren wird oder aber eine von der Lingangsseite
des Drehmomentwandlers getriebene basondere Zahnradpumpe zur Modolierung der Drehmomentabsorption
verwendet wird.
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Lie Einstellung der verschiedenen Bremsen und Kupplungen und die Regelung
der Antriebsmaschine zur Schaffung der gewünschten tremskapazität wird vorzugsweise
durch ein automatisches Steuersystem geregelt, die es im einzelnen in der prioritätsgleichen
Anmeldung P tSRH 1154) beschrieben ist.
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hach einem ersten Merkmal zur vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung
wird das Leitschauflglied zur Erzielung eines höheren Bremsmoments gegen Drehung
festgehalten. Bedarf es hingegen nur eines niedrigeren Bremsmomentes, wird das Leitschaufelglied
zur freien Drehung in beliebiger Richtung gelöst.
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hach einem anderen Merkmal zur vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung
wird die Antriebsmaschine durch Dros-selung in der Abgasleitung derart gefahren,
daß sie das von dem Turbinenglied auf das Sumpenglied ausgeübte Drehmoment unter
Erzielung des gewünschten bbersetzungsverhältnisses zwischen Antriebsmaschine und
Turbinenglied absorbiert, um so die gewünschte Bremskraft von dem Turbinenglied
zu erhalten. Stattdessen kann die Antriebsmaschine aber auch mit höherer Drehzahl
gefahren werden,
als sie bei bloßem Antrieb durch das Pumpenglied
des Drehmomentwanülers einnehmen würde, so daß das Bremsmoment vermindert wird.
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hach einen' besonderen Merkmal zur vorteilhaften Ausgestaltung der
Erfindung wird von der Eingangsseite des Drehmomentwandlers eine Pumpe zur Ausübrung
eines Brensmoments auf die Eingangsseite es Drehmomentwandlers angetrieben, und
dieses Bremsnlomant wird durch Drosselung dieser Pumpe geregelt. Die vorgenannte
Pumpe kann mit veranderlichar Kapazität versehen sein, und das bremsmonent lässt
sich dann durch Verstellung der Kapazität der gegen einen festen Auslaß arbeitenden
Pumpe regeln. Darüberhinaus kann das Bremsmoment aber auch durch sowohl Drosselung
als auch Kapazitätsveränderung der Pumpe geregelt werden.
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tioch ein weiteres Ausgestaltungsmerkmal der Erfindung sieht die Verwendung
der Arbeitsflüssigkeit des Drehmomentwandlers in der von dessen Lingangsseite getriebenen
Pumpe und die Leitung Cer die Pumpe durchströmenden Flüssigkeit durch einen härmetauscher
des Drehn,omentwandlers vor. Darüberhinaus kann ein eil der von der Pumpe geförderten
Druckflüssigkeit zun Antrieb eines ühlgebläses für die Antriebsmaschine mittels
eines hydrostatischen Motors verwendet werden.
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iloch ein weiteres Ausgestaltungsmerkmal der Erfindung sieht vor,
daß das Bremskapazitätsniveau im Verhältnis zur Fahrzeuggeschwindigkeit von der
mechanischen Einstellung und dem Betrieb eines elektronischen Steuersystems für
das Getriebe bestimmt wird.
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Dabei werden zweckmäßig zur Erzielung des gewünschten Bremsniveaus
bei verschiedenen Fahrzeuggeschwindigkeiten sowohl die Einschaltung des jeweiligen
Ganges im Wechselgetriebe als auch der Brems- bzw. Fahrbetrieb der Antriebsmaschine
gesteuert werden.
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Sofern das erfindungsgemäße Verfahren bei einem Drehmomentwandler
mit freilegbarem Pumpen- oder iurbinenglied durchgeführt wird, wird das Pumpen bzw.
Turbinenglied von der Antriebsmaschine bzw. vom Wechselgetriebe beim Umschalten
der Gänge gelöst, um eine hydraulische Synchronisierung der Antriebsmaschine auf
ihre neue Drehzahl zu erzielen.
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Be einer noch weiteren Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Verfahrens
wird die Antriebsmaschine auf den eingeschalteten Gang durch Steuerung der Erennstoffmenge
eingestellt. Auch kann nach der Abbremsung auf eine Restgeschwindigkeit Rückwärtsgang
eingeschaltet und dann die Drehzahl der Antriebsmaschine bis zum vollständigen Stillstand
herabgeregelt werden.
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Die erfindung wird nachstehend anhand eines in der Zeichnung dargestellten
Ausführungsbeispiels eines zur Durchführung des erfindungsgec,äßen Verfahrens geeigneten
Kraftfahrzeugantriebs näher erläutert. Es zeigen: Fig. 1 einen Längsschnitt durch
den Getriebeteil des Fahrzeugantriebs, Fig. 2 in schematischer Darstellung die wesentlichen
Komponenten des Getriebeteils nach Fig.1 zusammen mit den mechanischen und elektronischen
Steuerungen dafür, Fig. 3, 4 u. 5 Diagramme zur Veranschaulichung der verschiedenen
Betriebszustände des Fahrzeugs, wobei über der Fahrzeuggeschwindigkeit v in Fig.
3 die Zugkraft P bei maxlmalAr Leistung in den verschiedenen Gängen I bis VIII mit
tlydraulikantriet H und Direktantrieb D sowie die Motordrehzahl n1 und in den Fig.
4 und 5 entsprechend die Bremskraft P bei Verwendung des Getriebes zum Bremsen des
Fahrzeugs aufgetragen sind und Fig. 4 die Bremskraft zeigt die bei verschiedenen
Fahrzeuggeschwindigkeiten erzielbar ist, und Fig. 5 das Verhältnis zwischen der
Bremskraft
uno der Maschinendrehzahl und die erforderliche bremskraft der Maschine zur Schaffung
der erforderlichen Abbremsung des Fahrzeugs wieder-gibt.
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In Fig. 1 ist links ein hydrodynamischer Drehmomentwandler C mit einem
rotierenden Gehäuse 2 zum Antrieb von der Antriebsinaschine eines Kraftfahrzeugs
über Mitnehmer 2a gezeigt.
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Der Drehmomentwandler 1C hat ein Pumpenglied 3 mit einem Pumpenschaufelring
4, ein Turbinenglied 5 mit zwei i'urbinenschaufelringen 6 bis 6' und ein Leitschaufelglied
7 mit einem Leitschaufelring 8. Das Leitschaufelglied 7 lässt sich als zusätzliche
Turbine verwenden. Mit dem Turbinenglied 5 ist eine habe 14 verbunden, an deren
Außenumfang eine Reibscheibe 12 befestigt ist. Das rotierende Gehäuse 2 enthält
zwischen der Rpibscheibe 12 und dem Pumpenglied 3 einen-nach einwärts gerichteten
Ansatz 2b und an der Außenseite der Reibscheibe 12 einen Servokolben 1o. Der Drehmomentwandler
TC ist von der Art mit freilegbarem Pumpenglied, wie diese in der LL-PS 22 o8 856
beschrieben ist. Zur Herstellung von Hydraulikantrieb ist das Pumpenglied 3 nach
links zum Eingriff mit dem rotierenden Gehäuse 2 über eine Reibungskupplung 9 verschieblich.
lienn demgegenüber das Pumpenglied 3 nach rechts bewegt wird, wird die kupplung
gelöst, und der Servokolben lo wird dergestalt betätigt, daß er die Reibscheibe
12 in Reibungseingriff mit dem Ansatz 2b zur herstellung von Direktantrieb zwischen
dem rotierenden Gehäuse 2 und dem Turbinenglied 5 bringt. Das Turbinenglied 5 und
die Nabe 14 sind mit der Turbinenwelle 16 antriebsmäßig verbunden. Das Leitschaufelglied
7 ist auf einer Leitradwelle 18 befestigt, die im Verhältnis zur Turbinenwelle 16
dreht und in einem Lager 20 gelagert ist. Die Leitradwelle 18 ist über eine Nabe
sowie Reibscheiben mit einer Bremse 26 gekuppelt, die von einem Servokolben 23 zum
Festhalten des Leitschaufelgliedes 7 für "Einfachrotation" betätigbar ist. Die Leitradwelle
18 ist ferner mit einem Planetengetriebe 22 gekuppelt, dessen Träger Reibscheiben
trägt, welch einen Teil einer Bremse 24 bilden
die von einem Servokolben
25 betätigbar ist und bewirkt, daß aas Leitglieå 7 entgegengesetzt zum Turbinenglied
für wDoppelrotaticn" dreht. Der wandler ist von der aus der DE-AS 22 63 835 bekannten
Art mit freilegbarer Turbine. Bei WEinfachrotation" wird mit festgebremstem Leitrad
an der Turbine eine Drehmomentvervielfachung erhalten. "Doppelrotation" wird mit
eingerückter Bremse 24 erzielt und gestattet eine viel größere V2rvielfachung des
Drehmoments, jedoch über einen geringeren Bereich von Drehzahlverhältnissen als
bei Ernfachrotatlontwle sie durch Einrücken der Bremse 23 erhalten wird), wobei
das Drehzahlverhältnis als das Verhältnis der Turbinendrehzahl zur Drehzahl des
rotierenden Gehäuses definiert ist. Die Drehmomentvervielfachung nimmt mit zunehmender
Drehzahl ab, bis es schließlich vorzuziehen ist, den hydraulischen Antrieb auszuschalten,
d.h. die Konuskupplung 9 zu lösen, und den Servokolben 10 zu betätigen, so daß die
Turbinenweile 16 unmittelbar vom rotierenden Gehäuse 2 über die Elemente 12 und
14 angetrieben wird.
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Der Drehmomentwandler enthält einen Wärmetauscher 68, durch welchen
die Wandlerflüssigkeit mittels einer in Fig. 1 nicht gezeigten Pumpe gepumpt wird,
die von einem Zahnkranz 70 über ein Zwischenzahnrad 72 angetrieben wird. Eine Anordnung
eines Drehmorentwandlers, eines Wärmetauschers dieser Art, einer Pumpe und der entsprechenden
Druckflüssigkeitsleitungen ist in der DE-OS 25 o5 582 sowie der DE-AS 25 o5 640
näher beschrieben.
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Um bberdrahzahl der Turbine zu erhalten, ist im Anschluß an den Drehmomentwandler
ein mechanisches Getriebe mit einem ersten Getriebeteil P mit vier Vorwärtsgängen
unc' einem Rückwärtsgang und einem zweiten, als Range-cear bekannten Getriebeteil
R mit entweder Übersetzungsverhältnis 1s1 oder einer großen Untersetzung zur Hinzufügung
von vier weiteren stark untersetzten Gängen vorgesehen, daß somit als Verdoppelungsgetriebe
hinsichtlich der Gangzahl wirkt. Derartige Anordnungen sind in den (nachveröffentlichten)
Patentanmeldungen (P 27 33 616.9-12 und P 27 33 556.6-12)beschrieben.
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Die 'lurbinenwelle 16 ist mit einem Ringrad 20 gekuppelt. Die Sekundär-
odr Ausgangswelle des ersten Getriebeteils P ist mit 32 bezeichnet. Das Ringrad
30 treibt eine Anzahl Planetenräder 34 mit mehreren Verzahnungen, und zwar je einer
Verzahnung 31 großen Durchmessers, die in einer Keilverzahnung auf einer Verzahnung
33 mittleren sitzt an welche sich nach rechts mit bezug auf die eichnung eine Verzahnung
35 kleineren burchmessers anschließt. Zwischen den Verzahnungen 33 und 35 befindet
sich ein Lager zur Lagerung des Planetenrads 34. Die Verzahnungen 31, 33 und 35
kämmen mit den Verzahnungen von Sonnenrädern 36 bzw. 38 bzw, 40, Die Verzahnung
35 steht ferner im Eingriff mit einem Ringrad 50 zur Herstellung von Rückwärtsgang.
Die Sonnenräder 36, 38 und 40 rotieren entweder frei oder werden einzeln an einem
feststehenden GChusdteil über Reibungsbremsen 46 bzw, 44 bzw. 42 festgelegt, welche
von Servokolben 47 bzw. 45 bzw. 43 betätigbar sind.
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Das 1<uckwärts-Ringrad 50 ist getrennt am feststehenden Gehäuse
oder eine Reibungsbremse 52 festlegbar, die von einem Servokolben 53 betätigt wird.
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Alternativ zum Eindrücken der vorgenannten Bremsen kann das Ringrad
30 unmittelbar mit dem Planetenträger 34 und dadurch der Sekundärwelle 32 durch
Einrücken einer Reibungskupplung 48 verbunden werden, die von einem Servokolben
49 betätigbar ist, welcher seinerseits ein Druckglied 51a nach links verschiebt
und nebel 41d dergestalt verschwenkt, daß deren obere Enden sich nach rechts zur
Einrückung der Kupplung 48 bewegen.
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Die Welle 32 erstreckt sich nach rechts in Fig. 1, wo sie antriebsmäßig
in ein langgestrecktes keilverzahntes Glied 54 eingreift, das seinerseits antriebsmäßig
sowohl mit einer Nabe 56 als auch Planetenrädern 64 verbunden ist. Der Träger 60
der Planetenr.ider 64 ist antriebsmäßig mit einer Hülse 58 verbuncen, welche die
Ausgangswelle des gesamten mechanischen Getriebeteils bildet. Die Planetenräder
64 kämmen mit einem Ringrad
66 das an einem feststehenden Teil
des Gehäuses mit Hilfe einer Reibungsbremse 67 abgebremst werden kann, die von einem
rvokolbn 69 betätigt wird. Diese Anordnung ermöglicht eine Drehzahlverminderung
zwischen den Wellen 32 und 58. Alternativ hierzu können die Wellen 32 unmittelbar
über die Nabe 56 und eine Reibungskupplung 62 verbunden werden, welche die Nabe
56 mit dem Planatenträger 60 reibungsschlüssig kuppelt. Die Reibungskupplung 62
wird über einen Servokolben 63 betätigt, der über ein Hebelsystem 65 wirkt.
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In Fig. 2 ist in Verbindung mit einer schematischen Darstellung des
vorbeschriebenen Verbundgetriebes das elektrohydraulischelektronische Steuersystem
gezeigt, wie es in der prioritätsgleichen Anmeldung P (SRH 1154) im einzelnen beschrieben
und unter Schutz gestellt ist. In Fig. 2 sind die hydraulischen Verbindungen mit
ausgezogenen Linien und die elektrischen Verbindungen mit gestrichelten Linien eingezeichnet.
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Die in Fig. 2 gezeigte hydraulische Schaltung enthält ein Druckflüssigkeitsspeisesystem
300 mit einer Hochdruckpumpe GPH und zwei Niederdruckpumpen GPL, 1 und 2, deren
Druck von einem Magnetventil CBV gesteuert wird. Diese Pumpen setzen bruckflüssigkeit
wie insbasondere Ül unter Druck, daß die Aufgabe hat, die Ventile des Systems, die
verschiedenen Servokolben und die Arbeitskammer das hydrodynamischen Drehmomentwanclers
zu versorgen. Lin erstes Ventil 302 steuert den Druckflüssigkeitsstrom zum hydrodynamischen
Drehmomentwandler zur Linschaltung von entweder Hydraulikantrieb oder Direktantrieb,
ein zweites Ventil 304 steuert den Flüssigkeitsstrom zu den Servokolben 23 bzw.
25 für entweder nEinfachrotation* oder «Doppelrotation", ein drittes Ventil 306
steuert zusammen mit Sakundärventilen 306A und 306B den Flüssigkeitsstrom zu den
Servomotoren für die Bremsen des ersten mechanischen Getriebe teils P, und ein weiteres
Ventil 308 steuert den Flüssigkeitustrom zu den Servokolben 83 und 89 des zweiten
Getriebeteill oder Verdoppelungsgetriebes R.
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Die von Druckflüssigkeitsspeisesystem 300 gelieferte Druckflüssigkeit
wird dem Ventil 302 zur Versorgung des Drehmomentwandlers, einer großen Anzahl elektromagnetischer
Vorventile zur Steuerung der Xauptventile 302 bis 308, dem Ventil 304 zur Versorgung
der Servokolben 23 und 25 für HEinfach-" bzw.
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Doppelrotation, dem Ventil 306 und den zugehörigen Sekundär-Ventilen
306» una 3o6E zur Versorgung der Servokolben des ersten Getriabeteils P des mechanischen
Getriebes und dem Ventil 308 zur Versorgung der Servokolben 63 und 69 des zweiten
Getriebeteils oder Verdoppelungsgetriebes R zugeführt.
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Mit Bezug auf das Ventil 302 ist ersichtlich, daß, wenn die Druckflüssigkeit
in das Ventil über die Leitung 70' eintritt und sich die Ventilspindel 302 in ihrer
neutralen Mittelstellung befindet, der Drehmomentwandler ebenfalls seine neutrale
Stellung einnimmt, in welcher weder die Kupplung 9 noch die Bremsscheibe 12 mit
dem Ansatz 2b des rotierenden Gehäuses 2 in Eingriff ist. Eine Bewegung der Spindel
des Ventils 302 in die eine wichtung führt zur Durchschaltung der DruckflUssigkeit
von der Leitung 70' zur Leitung h für Hydraulikantrieb, und die Eewegung der Ventilspindel
in die andere Richtung wird die Druckflüssigkeit aus der Leitung 70 in die Leitung
D zur Betätigung des Servokolbens 10 und damit Einschaltung von Direktantrieb durchschaltet.
Auf diese Weise wird verhindert, daß die Leitungen H und D gleichzeitig unter Druck
gelangen.
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Bei Verstellung des Ventils 304 aus seiner Mittellage wird Druckflüssigkeit
aus der Leitung 71 entweder durch eine erste Leitung SR oder eine zweite Leitung
DR zur Bestätigung des Einfachrotationskolbens 23 bzw. des Doppelrotationskolbens
25 strömen.
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Bei Vorstellung des Ventils 306 wird die der Leitung 74 anstehende
rucktlüssigkeit entweder über die Leitung R dem Servokolben 53 oder über die Leitung
F den beiden weiteren Ventilen 306», und 306B zugeleitet. Das Ventil 306A hat drei
Stellungen
mit einer neutralen Mittelstellung und zwei Endstellungen, in denen die eintretende
Druckflüssigkeit entweder den Servokolben 45 oder den Servokolben 43 zugeleitet
wird. In der Mittelstellung des Ventils 306A strömt die Druckflüssigkeit weiter
zum Ventil 306B. Dieses hat seinerseits zwei Endstellungen, in deren einer die Druckflüssigkeit
zum Servokolben 47 und in deren anderer die Druckflüssigkeit zum Servokolben 49
geleitet wird.
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Das Ventil 308 erhält schließlich die Druckflüssigkeit über eine Leitung
76. Wenn dieses Ventil in eine seiner beiden End-Stellungen bewegt wird,wird die
Druckflüssigkeit entweder dem Servokolban 63 zur Linschaltung der Direktkupplung
62 oder dem Cervokolben 69 zur Betätigung der Bremse 68 zugeleitet.
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Das hydraulische Steuersystem mit den Ventilen 302, 304, 306, 306A,
306b, 308 steuert somit den Druckflüssigkeitsstrom zu den einzelnen Servokolben,
welche unmittelbar die verschiedenen Bremsen und Kupplungen in dem zu Fig. 1 oben
beschriebenen Verbundgetriebe rnit Druckflüssigkeit aus dem DruckflUssigkeitsspeisesystem
300 betätigen, deren Pumpen von der Primärseite des Drehmomentwandlers angetrieben
werden. Die vorgenannten auptvntile werden ihrerseits von magnetischen Vorventilen
gesteuert, die waiter unten erläutert werden und über elektrische Signale dan i)ruckflüssigkeitsstrom
zur Betätigung der verschiedenen Servokolben in den Hauptventilen steuern.
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Das in Fig. 2 gezeigte Hydrauliksystem enthält ferner einen Maschinenbremszylinder
CEB, einen Bremsstoffeinspritzzylinder CFI und einen Brennstoffabschaltzylinder
CFC, die von elektromagnetischen Vorventilen EBV bzw. FIV bzw. FCV gesteuert werden.
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Diese Operatoren und ihre Funktionen sind herkömmlich.
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Wie oben erwähnt und in Fig. 2 dargestellt,wird die Einstellung des
Getriebes durch eine Vielzahl elektromagnetischer Vorventile DV, hV, SRV, DRV, FV,
RV, EHV1 bis EHV6 und CBV bestimmt. Diese
Ventile steuern über
das hydraulische Ventilsystem mit den Hauptventilen 302, 304, 306A, 306B und 308
den FlUssigkeitsstrom zur Einschaltung von Direktantrieb, Hydraulikantrieb, Einfachrotationsantrieb,
Doppelrotationsantrieb, Vorwärtsgänge I bis VIII, Rückwärtsgang sowie die Niederdruckpumpe
GPL 2. Im einzelnen steuern die Magnetventile DV und HV das hauptventil 302, die
fragnetventile SRV und DRV das Hauptventil 304, die Magnetventile FV und RV das
Hauptventil 306, die Magnetventile LHV1 bis EHV6 die Hauptventile 306A, 306B und
30& und das Plagnetventil CBV ein Bypassventil zur Niederdruckpumpe GPL2. Die
weiteren Magnetventile FIV, FCV und EBV steuern die die Antriebsmaschine beeinflussenden
Operatoren zur Brennstoffeinspritzung, Brennstoffunterbrechung und Maschinenbremsung,
wie dies oben erwähnt ist.
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Unter erneuter Fuwenaung zu Fig. 2 umfassen die elektrischen Eingangssignale
Wellendrehzahlsignale an den Leitungen 309, 310, 311, Drosselstellungssignale an
den Leitungen 312, 313 und 314, Dremspedal-unci Handbremsensignale an den Leitungen
315 bzw. 316, Ölniveau- und Temperatursicherheitssignale an den Leitungen 317 bzw.
318, Wählerhebelsignale an den Leitungen 319, 32o, 321, 322, 323 und 324 sowie Bremshebelstellungssignale
an den Leitungen 325, 326 und 327.
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Die Wellengeschwindigkeitssignale haben die Form von Rechteckwellenimpulsen
mit zwei Spannungsniveaus von null Volt und plus 5 Volt. Die Impulse werden von
Fühler/Verstärker-Einheiten G1, G2 Volt. G3 erzeugt, die an mit der Maschinenwelle
ES bzw.
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der handlerturbinenwell2 CTS bzw. der Getriebeausgangswelle TOS rotierenden
Verzahnungen angeordnet sind. Die Drosselstellungssignale in den Leitungen 312 312
bis 314 beziehen sich auf die Stellung des mit den bezeichneten Drossel- oder Gaspedalhebels.
Das Signal in mi der Leitung 312 ist eine veränderliche Spannung zwischen ° und
45 Volt proportional der Stellung des Drosselpedalhebels und wird von einem Potentiometer
erzeugt, dessen Abgriff sich am Drosselpedalhebel 330 befindet. Die beiden weiteren
signale in den Leitungen 313 und 314 zeigen die Endstellungen
"Drosselpedal
losgelassen" (N) und Kickdown" (XD) an, die von rastern 332 bzw, 334 erzeugt werden,
indem diese entweder offen sich oder eine Verbindung zur Masse herstellen.
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kann die Taster 332 und 334 geöffnet sind, hält ein Mikrocomputer
die Eingangsleitungen zu diesen Tastern auf +5 Volt.
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Die Signale für die Stellung des Bremspedals (Br) und der Handbremse
(HP) an dan Leitungen 315 bzw. 316 werden durch Taster 335 bzw. 338 erzeugt, die
entweder offen stehen oder zur Masse verbinden.
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Schaltsignale für den Ölpegel (OL) und die Temperatursicherheit (TS)
der Antriebsmaschine an den Leitungen 317 bzw. 318 werden von mit 340 bzw. 342 bezeichneten
Schaltern erzeugt, welche diese Leitungen im Normalbetrieb auf der Batteriespannung
von Elus 24 Volt halten. Ein außergewöhnlich niedriger blstand oder eine überrnäßige
oltemperatur bewirken, daß diese Schalter 340 LXzw. 342 zur Masse durchschalten
und dadurch eine Warnlampe WL für den Fahrer aufleuchten lassen, sowie gleichzeitig
einen Verzögerungskreis im Mikrocomputer aktivieren. Dieser Verzögerungskreis gibt
den Fahrer für eine ausreichende eitspanne Gelegenheit zur Abhilfe, bevor der Mikrocomputer
das Getriebe zur Verhinderung von Schäden löst.
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Ein Wählhebel 344 und ein Bremshebel 348 können vom Fahrer unmittelbar
betätigt werden und erzeugen bestimmte Kombinationen von Signalen mit Hilfe einer
Anzahl Schaltkontakte, welche in den daran angeschlossenen Leitungen Verbindungen
zu Masse herstellen. Im offenen Zustand hält der Mikrocomputer 200 diese Signalleitungen
auf +5 Volt. Der Wählhebel 344 trägt eine mit 346 bezeichnete Kontaktleiste, welche
die Masseverbindung zu 6 Signalleitungen 319 bis 324 herzustellen vermag, die den
folgenden Einstellungen zugeordnet sind: rückwärts1 (R), "rückwärts neutral" (RN),
"vorwärts neutral" (FN), wvortärts" (F),"langsam" (L) und "extra langsam" (EL).
Der Stellung wneutralW (N) ist keine Signalleitung zugeordnet, und in dieser
Stellung
sind sämtliche Kupplungen und Bremsen des Getriebes gelöst, und die Pumpe ist freigekuppelt.
In der Stellung "vorwärts neutral" (FN) ist die Doppelrotationsbrernse (oder die
Einfachrotationsbremse) eingerückt, daß Pumpenglied ist jedoch gleichzeitig noch
freigekuppelt, und das Fahrzeug kann zum Stillstand gebracht werden. In der Stellung
"vorwErtsw <F) ist das Pumpenglied eingerückt, und dies ist die normale Antriebsstellung.
Für die entsprechenden Rückwärts-Stellungen gilt das gleiche, und in den Stellungen
"langsam" (L) und extra langsam" (EL) wird in bekannter Weise das Umschalten in
die höheren Gänge verhindert. Es leuchtet also ein, daß je nach der Stellung des
Wählhebels 344 mehr oder weniger verschiedene Getriebeeinstellungen in gewünschter
Weise erhalten werden können.
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Der Bremshebel 348 wirkt mit Hilfe entsprechender Kontakte auf Signalleitungen
325 bis 327 entsprechend der bei 348a eingezeichneten ilontaktverteilung. Auch diese
Signalleitungen 325 bis 327 sind zu dem Mikrocomputer 200 geführt.
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Es leuchtet ein, daß die vorstehende Eeschreibung nicht erschöpfend
ist und das der Mikrocomputer 200 in der Lage ist, viel mehr Signale als vorstehend
erörtert zu verarbeiten.
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Das System wird von einer + 24 Volt-Fahrzeugbatterie B ges eist, und
das Lanze System ist mit einem Eol an Masse gelegt.
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D-r andere Pol der Batterie B ist wit einem Spannungsregler 352 verbunden,
der eine stabilisierte + 5 Volt-Versorgungsspannung liefert. Der Spannungsregler
352 befindet sich innerhalb des Wählhebelgehäuses mit einem Zündschalter 350 und
dient zur Versorgung des Mikrocomputers 200, der Wellendrehzahl-Signalverstärker
und des Gaspedalstlllungspotentiometers. Alle Nasseverbindungen sind durch eine
gemeinsame Masseleitung vorgenommen, die an den negativen Pol der Batterie B über
den Mikrocomputer 200 geschaltet ist.
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Vor einer Erörterung der Erfindung im Einzelnen solleAachstehend die
Betriebsbedingungen des gesamten Systems kurz erläutert werden. Die Betriebsbedingungen
des vorbeschriebenen Atriebsaggrgats in der Vollgasstellung ergeben sich aus dem
in Fig. 3 gezeigten Diagramm, in welchem auch die Charakteristika für zoppelrotationsantrieb,
Linzelrotationsantrieb und Direktantrieb bei den 8 Vorwärts-Gangstufen enthalten
sind. Aus Grünen der Einfachheit sind die Charakteristika für liydraulikantrieb
nur für die ersten vier mechanischen Gangstufen I-IV eingezeichnet; es sind jedoch
natürlich sämtliche Kombinationen mEglich, und die Steuerung dieser Kombinationen
(für alle Stellungen des Drosselpedals) verwendet ein elektronisches Stauersystem,
wie es in der oben erwähnten prioritätsgleichen Anmeldung beschrieben ist. Zusätzlich
verwendet dia Bestimmung und Steuerung der Getriebeeinstellungen (einschliaßlich
der Steuerung der Maschine) während des Bremsens durch Lberdrehen des Turbinengliedes
oder Variationen davon in bbereinstimmung mit der Erfindung generell ein solches
Steuersystem. Das bremsen mit Hilfe des tberdrehens des Turbinenglieds wird für
das Getriebe nach Fig. 1 durch Lösen der Reibscheibe 12 für die Direktkupplung und
Einkuppeln der freilegbaren Pumpe 3 ebenso wie der Einfachrotationsbremse 26 erhalten,
wenn das Drehzahlverhältnis, wie oben definiert, gröber als 1:1 ist.
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Dieser Betriebszustand wird durch ein bersetzungsverhältnis im mechanischen
Getriebe erhalten, welches. kleiner ist als das normalerweise eingeschaltete tibersetzungsverhältnis
. Mit dieser Maßnahme wird die Richtung des Energieverlaufs im Getriebe somit umgekehrt,
wodurch eine Brems- oder Verzögerungswirkung erhalten wird.
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Die Charakteristika der Verzögerungsfunktion sind in den Fig. 4 und
5 gezeigt, wo die Regelung oder Modulation der Bremsleistung teilweise durch Beeinflussung
oder Steuerung der Antriebsmaschine mit Hilfe von Drucklufteinrichtungen, Drosselung
der Abgasleitung der Brennkraftmaschine, Unterdruckeinrichtungen,
elektromagnetischen
Einrichtungen oder anderen elektrischen Einrichtungen erzielt wird, die mit Hilfe
elektrischer Signale aktiviert werden. Fig, 5 zeigt andere Variationen der hydraulischan
bremsung, wobei entweder das Pumpenglied 3 oder die Linfachrotationsbremsd 26 zur
freien Drehung gelöst wird.
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Diese Variationen rufen gleichfalls eine Bremswirkung hervor, die
durch Beeinflussung oder Steuerung der Maschine gemäß nachstehender Beschreibung
im Einzelnen moduliert wird.
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Es leuchtet ein, daß die mechanischen Getriebe P und R acht Vorwärtsgänge
liefern, wie in dem Diagramm der Fig. 3 schematisch und numerisch dargestellt ist.Die
ersten vier Getriebestufen I bis IV sind die vier Vorwärtsgänge des Planetengetriebes
P bei eingerückter Bremse 67 des Verdoppelungsgetriebes R, wodurch ein Herabsetzung
ssimtlicher Untersetzungen irl Gavorliegenden Planetengetrieba P erhalten wird.
Die nächsten vier Getriebestufen V bis VIII sind die gleichen vier Gänge des davor
liegenden Planetenwechselgetriebes P, jedoch mit dr Eingangswelle des Verdoppelungsgetriebes
R in unmittelbarer Verbindung zu dessen Ausgangswelle 58 über die eingerückte kupplung
62.
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hlnn das Drosselp--dal der Antriebsmaschine maximal niedergdrückt
wird, wird die in Fig. 3 mit der Kurve Ph1I eingezeichnet Zugkraft erhalten. liormalerweise
Leschleunigt jedoch das Fahrzeug schneller als die Antriebsmaschine in den niedrigen
Gängen, und deshalb wird diese Zugkraft in Wirklichkeit nicht erreicht, ausgenommen
bei Befahren extrem steiler Steigungen.
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Wenn jedoch das Fahrzeug auf einen bestimmten Punkt im Verhältnis
zur Isaschinendrehzahl beschleunigt ist, wird das Leitglied 7 von der Turbine abgekuppelt
und am stationären Gehäuse festgelegt, d.h. die Bremse 24 wird gelöst und die Lremse
26 wird eingerückt, wodurch normaler Einfachrotationsantrieb erhalten wird. Dieser
Antriebszustand dauert fort, bis ein Punkt erreicht ist, an welchem Direktantrieb
erforderlich ist. An diesem Punkt wird die }kupplung 9 gelöst, so daß das Pumpenglied
3 gegenüber dem rotierenden Gehäuse freigelegt wird, und
der kolben
1o wird dann betätigt, um die Reibscheibe 12 in Eingriff mit ctem Ansatz 2b des
rotierenden Gehäuses 2 zu bringen. Der Punkt, an welchem der Übergang von dem einen
Antriebszustand zum anderen auftritt, richtet sich nach der Stellung des DrossElpedals,
das bei den verschiedenen Drehzahlvrhü.ltnissen zwischen dem Pumpenglied und dem
Turbinenglied vorhanden ist, wonach das Fahrzeug ausreichend beschleunigt hat. Im
ersten Gang kann das Fahrzeug nun bis.zu etwa 12 kn/h beschleunigen, und die Zugkraft
wird durch dia kurve PdlI im Fall maximaler Drosselpedalstellung wiedergegeben,
Isonnalerwelse werden die ersten zwei oder drei Gänge des mechanischen Getriebes
nur zum Anfahren unter erschwerten Bedingungen oder zum Befahren sehr hoher Steigungen
mit voller Belastung verwandt. Die automatische Steuerung wird deshalb normalerweise
schon bis zum fünften Gang oder möglicherweise bis zum achten Gang geschaltet haben,
bevor irgendeine Art Bremsung oder Verzögerung notwendig wird.
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Beim herkömmlichen hydraulischen Bremsen mit dem Drehmomentwandler
ist Direktantrieb eingeschaltet, und das Leitglied 7 wird am stationären Gehäuse
festgehalten, oder bei geringeren Fahrgeschwindigkeiten kann das Leitglied 7 auch
mit der Turbine durch Einrücken der Bremse 24 (wiederum mit eingerückter Direktkupplung)
antriebsmäßig verbunden sein, was zur Folge hat, daß das Leitglied rückwärts dreht.
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W+nn auch dieses herkönmliche Bremsverfahren als solches zufriedenstellend
ist, gestattet es jedoch keine Regelung oder Modulation des Bremsens mit Ausnahme
der Einschaltung verschiedener Gänge. In Übereinstimmung mit der Erfindung ist es
demgegenüber möglich, hydraulische Bremsung durch Überdrehen dar Turbine mit ausgeschalteter
Direktkupplung zu erhalten.
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In diesem Zustand schaltet die automatische Steuerung jeweils einen
Gang für ein bestimmtes Überdrehen der Turbine gemäß der Darstellung in dem Diagramm
nach Fig. 4 ein. In Fig. 4 bezeichnen die mit n2 und den Indices 1-VIll bezeichneten
Linien
die lurbinandrehzahlen, und die mit P bezeichneten Flächen
mit den Indices I-VII geben die erzielbare Verzögerungs- oder BrenAskraft wieder,
wobei die unteren Bramswerte der erhaltenen Verzögerungskraft bei freigelegtem Leitglied
und Lauf der Antriebsmaschine entsprechend dem von dem Turbinenglied auf das Pumpenglied
übertragenem Drehmoment auftreten. Diese unteren Grenzwerte in Fig. 4 sind in Fig.
5 durch die Kurven 15o (PhIc, IIc und IIIc) für die drei Gangstufen I, II und III
wiedergegen, und die oberen Grenzen in Fig. 4 sind in Fig. 5 durch die Kurven 158
(PhIa, IIa und IIIa) wiedergegeben. In kig. 5 besteht jedoch insofern ein Unterschied,
als sich die Kurven auf ein konstantes Bremsmoment an der Antriebsmaschine durch
Kompressionsbremsung od.dgl. beziehen und die Drehzahlen der Antriebsmaschine in
Fig. 5 entsprechend den strichpunktierten Linien 152, 156 und 160 (n1Ia-IIIa, Ib-IIIb
bzw.
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Ic-IIIc) verlaufen. Fig. 5 ist ein theoretisches Diagramm, während
Fig. 4 die Grenzen der Verzögerungskraft wiedergeben, die durch Steuerung der Einschaltung
der Untersetzungsverhältnisse im Verhältnis zur Maschinendrehzahl unter gleichzeitigen
Linbeziehung der Temperatur des Getriebes und dergleichen erzielbar sind.
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hir aus Fig. 4 ersichtlich, sind mit dem gezeigten achtstufigen Getriebe
sieben Bremsfelder PI bis PVII erhältlich,und für ein vierstufiges Getriebe lassen
sich drei Eremsfelder erzielen, da im Direktantrieb kein Überdrehen des Turbinangliedes
möglich ist. Fig. 5 veranschaulicht die mit einem vierstufigen Wechselgetriebe in
drei Bremsbereichen erzielbare Brenskapazität. In Fig. 5 zeigen die Kurven 150 di
bremskapazität bei gelöstem Leitschaufelglied und eingerücktem Turbinenglied, wobei
im dritten Gang eine Maximalgeschwindigkeit von 66,5 km/h erzielt wird. Dieses Bremsen
entspricht der Maschinendrehzahl in Übereinstimmung mit den kurven 152, welche den
Drehzahlverlauf wiedergeben, den die Antriebsmaschine bei Übertragung des Drehmoments
durch den
Drehmomentwandler einnimmt. Um ein Bremsen gemäß den
Kurven 1r4 zu erhalten, ist es notwendig, die Drehzahl der Antriebsmaschine herabzusetzen.
Die Kurven 154 geben die Bremsung wieder, wie sie bei stillgesetztem Leitschaufelglied
erhalten wird, und die vom übertragenen Drehmoment bestimmte Drehzahl der Antriebsmaschine
ist durch die Kurven 156 veranschaulicht. Die Kurven 158 schließlich zeigen die
Bremskapazität, wenn die Antriebsmaschine auf die durch die Kurven 160 wiedergegebenen
Drehzahlen vermindert wird. Eine Fahrzeuggeschwinciigkeit von 66, Skm/h im dritten
Gang entspricht einer Drehzahl des Turbinengliedes von 3500 Upm. Bei Geschwindigkeiten
zwischen 48 und 52 km/h ist es erwünscht, das mechanische Getriebe in den zweiten
Gang zu schalten, und es treten dann die gleichen Verhältnisse wie vorstehend in
Verbindung mit dem dritten Gang auf. Wenn der erste Gang zwischen 34 und 38 km/h
eingerückt wird, wird das mit PIII in Fig. 4 bezeichnete Bremsfeld erhalten.
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Wir in Verbindung mit Fig. 5 erläutert, wird die hydraulische kremskapazitsit
durch Ver';ndern der Maschinendrehzahl moduliert.
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Ferner wird das bremsen unter bestiimten Bedingungen durch Antreiben
der {Maschine unter Verwendung dar Brennstoffsteuerungseinheit vrmindert, die von
dem Brennstoffeinspritzzylinder CFI und d -m dem Erennstoffabschaltzylinder CFC
hach Fig. 2 gebildet ist. Zusätzlich zu der vergrößerten Eremswirkung muß unter
bestimmten Umständen eine gewisse Verminderung der Maschinendrehzahl bewirkt werden,
wobei die Maschinendrehzahl unabhängig von dem von dem rotierenden Turbinenglied
auf das Pumpenglied des Drehmomentwandlers übertragenen Drehmoment ist. Eine Anordnung
zur Verminderung der Maschinendrehzahl ist in Fig. 2 in Gestalt des Maschinenbremszylinders
CEB gezeigt, der die Abgasleitung der Maschine drosselt.
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Die Bremswirkung der Maschine ist gering im Verhältnis zur Bremswirkung
des Turbinengliedes. Beim Uberdrehen arbeitet das
Turbinenglied
5 als Pumpe, welche Energie zum Pumpenglied 3 liefert, das dann seinerseits als
Turbine arbeitet.
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Patentansprüche
L e e r s e i t e