DE3021483C2

DE3021483C2 -

Info

Publication number: DE3021483C2
Application number: DE3021483A
Authority: DE
Inventors: Stephen Fred Indianapolis Ind. Us Spurlin; Carl Albert Mooresville Us Lentz; Clement Patrick Indianapolis Ind. Us Miller
Original assignee: Motors Liquidation Co
Current assignee: Motors Liquidation Co
Priority date: 1979-06-21
Filing date: 1980-06-05
Publication date: 1993-07-15
Also published as: IT8049030A0; GB2052658B; DE3021483A1; FR2459409B1; NL8003532A; US4324320A; FR2459409A1; SE8004457L; GB2052658A; SE446391B; CA1167890A; JPS6142657B2; IT1143022B; JPS565252A; CH652360A5; BE883949A

Description

Die Erfindung betrifft eine Bremsanlage mit einem hydrodynamischen Retarder und einer Reibungsbremse.

In der älteren, nachveröffentlichten DE-OS 29 23 406 ist eine derartige Bremsanlage beschrieben. Bei dieser Bremsanlage bilden ein Bremsanforderungsdruck sowie ein mit der Drehzahl des Retarders ansteigender Druck die Eingangsgrößen. Aus diesen Eingangsgrößen erzeugt eine Steueranlage als Ausgangsgrößen einen die Reibungsbremse beaufschlagenden Einrückdruck sowie einen Wirkdruck im Retarder. Hierbei wird der Wirkdruck des Retarders einerseits proportional zu dem mit der Drehzahl des Retarders verlaufenden Druck geführt und andererseits auf einen zum Bremsanforderungsdruck proportionalen Druck begrenzt. Der Einrückdruck am Stellglied der Reibungsbremse wird als Differenz zwischen dem Bremsanforderungsdruck und dem Wirkdruck des Retarders erzeugt.

Bei dieser Bremsanlage wird der Wirkdruck im Retarder im oberen Drehzahlbereich zwar auf den zum Bremsforderungsdruck proportionalen Druck begrenzt, mit zunehmender Drehzahl ergibt sich jedoch weiterhin ein ansteigendes hydrodynamisches Bremsmoment, so daß einzelne Komponenten des hydrodynamischen Retarders, der Kühlanlage und des zu bremsenden Antriebs hoch belastet werden.

Der Erfindung liegt demnach die Aufgabe zugrunde, eine Bremsanlage mit einem hydrodynamischen Retarder und einer Reibungsbremse zu schaffen, bei der die Regelung derart weitergebildet ist, daß der hydrodynamische Retarder, die Kühlanlage und der zu bremsende Antrieb auch bei hohen Drehzahlen zuverlässig vor höheren Belastungen geschützt sind.

Zur Lösung dieser Aufgabe sind bei der einen hydrodynamischen Retarder sowie eine Reibungsbremse umfassenden erfindungsgemäßen Bremsanlage folgende Merkmale vorgesehen:

- Eingangsgrößen der Bremsanlage sind
- a) ein Bremsanforderungsdruck,
- b) ein mit der Drehzahl des Retarders ansteigender Druck,
- c) ein konstanter hoher Druck,
- aus diesen Eingangsgrößen erzeugt eine Steueranlage als Ausgangsgrößen
- d) einen die Reibungsbremse beaufschlagenden Einrückdruck,
- e) einen Wirkdruck im Retarder;
- die Steueranlage erzeugt weiter aus dem konstanten Druck in Verbindung mit dem mit der Retarderdrehzahl ansteigenden Druck einen mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck,
- die Steueranlage
- f) führt den Wirkdruck des Retarders proportional zum Bremsanforderungsdruck und gleichzeitig in einem oberen Drehzahlbereich begrenzt entsprechend dem mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck und in einem unteren Drehzahlbereich begrenzt entsprechend dem mit der Retarderdrehzahl ansteigenden Druck, und
- g) erzeugt den Einrückdruck am Stellglied der Reibungsbremse als Differenz zwischen einem vom Bremsanforderungsdruck abhängigen Druck und dem Wirkdruck des Retarders.

Aufgrund dieser Ausbildung wird der Wirkdruck des Retarders im oberen Drehzahlbereich zumindest bei voller Bremsanforderung stets entsprechend dem mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck, d. h. auf einen mit der Drehzahl zunehmend abfallenden Wert begrenzt. Eine Überlastung des hydrodynamischen Retarders, der Kühlanlage und des zu bremsenden Antriebs, welche u. U. zu einer vorzeitigen Zerstörung der Anlage führen könnte, ist demnach selbst bei voller Bremsanforderung zuverlässig ausgeschlossen. Liegt der Bremsanforderungsdruck bzw. der dazu proportionale Druck unterhalb dem mit der Drehzahl des Retarders ansteigenden Druck und dem mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck, so ist der Wirkdruck im Retarder durch diesen vom Bremsanforderungsdruck abhängigen Druck bestimmt.

Beispielsweise ergibt sich bei voller Bremsanforderung für den Wirkdruck im Retarder in einem unteren Drehzahlbereich ein Verlauf, wie er durch den mit der Drehzahl des Retarders ansteigenden Druck bestimmt ist. Dagegen ist bei voller Bremsanforderung der Wirkdruck im Retarder im oberen Drehzahlbereich durch den Verlauf des mit der Retarderdrehzahl abfallenden Drucks festgelegt. Die Übergangsdrehzahl zwischen dem oberen und dem unteren Drehzahlbereich ergibt sich dort, wo der Wert des mit der Drehzahl des Retarders ansteigenden Drucks gleich dem Wert des mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck ist.

Im Prinzip wird der Wirkdruck im Retarder demnach derart geführt, daß er stets gleich dem geringsten Wert der drei Drucksignale ist, welche durch einen zum Bremsanforderungsdruck proportionalen Druck, den mit der Retarderdrehzahl ansteigenden Druck sowie den mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck gegeben sind.

Die Steueranlage umfaßt vorzugsweise ein vom konstanten hohen Druck und vom mit der Retarderdrehzahl ansteigenden Druck beaufschlagtes erstes Regelventil, welches den mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck liefert, ein vom Bremsanforderungsdruck beaufschlagtes Bremsventil sowie ein vom mit der Retarderdrehzahl ansteigenden Druck beaufschlagtes und damit im oberen Drehzahlbereich offengehaltenes zweites Regelventil, wobei das erste Regelventil, das Bremsregelventil sowie das zweite Regelventil zur Führung des Ventildrucks im Retarder hintereinandergeschaltet sind.

In diesem Falle ist gemäß einer ersten Ausführungsvariante vorgesehen, daß das erste Regelventil den mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck an das Bremsregelventil liefert, das das Bremsregelventil einen geregelten Druck an das zweite Regelventil liefert, der gleich dem geringeren Wert der beiden durch einen zum Bremsanforderungsdruck proportionalen Druck sowie den mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck gebildeten Drucksignale ist, und daß das zweite Regelventil den Wirkdruck im Retarder derart führt, daß dieser gleich dem geringeren Wert der beiden durch einen zum mit der Retarderdrehzahl ansteigenden Druck proportionalen Druck sowie den vom Bremsregelventil gelieferten Druck gebildeten Drucksignale ist.

Hierbei ist demnach das zweite Regelventil im oberen Drehzahlbereich stets geöffnet, so daß dort das zweite Regelventil den Wirkdruck im Retarder in diesem Bereich entsprechend dem vom Bremsregelventil gelieferten Druck führt, welcher proportional zum Bremsanforderungsdruck und gleichzeitig durch den mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck begrenzt ist. Demgegenüber wird der Verlauf des Wirkdrucks im Retarder im unteren Drehzahlbereich durch den jeweiligen Öffnungsgrad des zweiten Regelventils bestimmt, der durch den mit der Retarderdrehzahl ansteigenden Druck festgelegt wird.

Gemäß einer anderen Ausführungsvariante ist vorgesehen, daß das erste Regelventil den mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck an das zweite Regelventil liefert, daß das zweite Regelventil einen geregelten Druck an das Bremsregelventil liefert, der gleich dem geringeren Wert der beiden durch einen zum mit der Retarderdrehzahl ansteigenden Druck proportionalen Druck sowie den mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck gebildeten Drucksignale ist, und daß das Bremsregelventil den Wirkdruck im Retarder derart führt, daß dieser gleich dem geringeren Wert der beiden durch einen zum Bremsanforderungsdruck proportionalen Druck sowie den vom zweiten Regelventil gelieferten Druck gebildeten Drucksignale ist.

In diesem Falle wird somit der Wirkdruck im Retarder durch das Bremsregelventil geführt und nimmt jeweils den geringeren Wert der durch das zum Bremsanforderungsdruck proportionalen Druck sowie den vom zweiten Regelventil gelieferten Druck gebildeten Drucksignale an. Auch hierbei ist das zweite Regelventil im oberen Drehzahlbereich wiederum geöffnet. Im geöffneten Zustand dieses zweiten Regelventils wird jedoch der mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck an das Bremsregelventil geliefert, so daß dieses den Wirkdruck im Retarder entsprechend diesem Druck bzw. einem zum Bremsanforderungssignal proportionalen Druck führt, sofern dieser unterhalb dem mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck liegt.

Weitere vorteilhafte Ausführungsvariante der Erfindung sind in den Unteransprüchen angegeben.

Die Erfindung wird im folgenden anhand von Ausführungsbeispielen unter Bezugnahme auf die Zeichnung näher erläutert; in dieser zeigt

Fig. 1 die Zuordnung der Fig. 2a und 2b,

Fig. 2a, 2b eine schematische Darstellung einer Bremsanlage mit einem hydrodynamischen Retarder und einer Reibungsbremse sowie mit einer zugehörigen Steueranlage, wobei das Bremsregelventil der Steueranlage in der Ein-Stellung für Bremsen gezeigt ist,

Fig. 3 eine schematische Darstellung einer abgewandelten Bauform der Bremsanlage,

Fig. 4 eine schematische Darstellung einer weiteren, bevorzugten abgewandelten Bauform des zweiten Regelventils der Steueranlage,

Fig. 5 ein Schaubild, in welchem der Wirkdruck im Retarder, das Bremsmoment sowie die Bremskraft über der Retarderdrehzahl für die erste Ausführungsform gemäß den Fig. 2a und 2b bei voller Bremsanforderung aufgetragen sind,

Fig. 6 ein Fig. 5 vergleichbares Schaubild bei teilweiser Bremsanforderung,

Fig. 7 ein Schaubild, in welchem der Wirkdruck im Retarder, das Bremsmoment sowie die Bremskraft über der Retarderdrehzahl für die erste abgewandelte Bauform gemäß Fig. 3 bei voller Bremsanforderung aufgetragen sind,

Fig. 8 ein mit Fig. 7 vergleichbares Schaubild bei teilweiser Bremsanforderung,

Fig. 9 ein mit Fig. 5 vergleichbares Schaubild für die Bauform gemäß Fig. 4 bei voller Bremsanforderung, und

Fig. 10 ein Fig. 9 vergleichbares Schaubild bei teilweiser Bremsanforderung.

In Fig. 2a ist schematisch eine Einheit 9 aus einem Antrieb und einer Bremsanlage dargestellt, wobei die Bremsanlage an der Rückseite des Antriebs 11 angeordnet ist und einen hydrodynamischen Retarder 72 sowie eine Reibungsbremse 110 aufweist (vgl. auch Fig. 2b). Eine Eingangswelle 12 treibt über einen hydrodynamischen Drehmomentwandler 13 ein mechanisches Wechselgetriebe 14 an, dessen Ausgangswelle 16 mit einer Bremswelle 17 verbunden ist, die die Ausgangswelle der Einheit 9 bildet. Das Wechselgetriebe ist zweckmäßig als automatisches Getriebe ausgebildet und umfaßt eine Quelle 18 für eine Flüssigkeit mit geregelten hohen Druck sowie einen von der Ausgangswelle 16 angetriebenen Regler 19, wie dies beispielsweise die US-PS 36 91 872 zeigt. Der Regler 19 kann aber auch von der Bremswelle 17 angetrieben und in die Bremsanlage eingegliedert sein. Ferner können auch andere Wechselgetriebe verwendet werden. Der Regler 19 ist zweckmäßig als Zweigewichtregler ausgebildet, der einen Reglerdruck in eine Reglerleitung 20 liefert, der abgestuft einer Geraden angenähert verläuft und der Ausgangsdrehzahl proportional ist. Dieser Reglerdruck wird einer Steueranlage 25 für das Getriebe und einer Steueranlage 130, 107, (vgl. auch Fig. 2b) für den hydrodynamischen Retarder 72 zugeleitet.

Die Quelle 18 für Flüssigkeit hohen Drucks wird durch eine von der Eingangswelle 12 angetriebene Pumpe 21 gebildet, die aus einem Sumpf 22 ansaugt und in eine Hauptnetzleitung 23 mit einem Druck von beispielsweise 690 kPA fördert, der durch ein Druckregelventil 24 konstant gehalten wird. Auch der Hauptnetzdruck wird den Steueranlagen 25 und 130, 107 zugeführt. Eine erste vom Druckregelventil 24 abgeregelte Flüssigkeitsmenge wird über eine Speiseleitung 26 zur Versorgung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers 13 verwendet, während eine zweite abgeregelte Flüssigkeitsmenge über einen Auslaß 30 abströmt. Eine Auslaßleitung 27 des hydrodynamischen Drehmomentwandlers bildet eine Flüssigkeitsquelle für die Bremseinheit 10. Die Speiseleitung 26 und die Auslaßleitung 27 enthalten Sicherheitsregelventile 28 und 29, durch die der Speisedruck für den hydrodynamischen Drehmomentwandler auf 220 bis 358 kPa und der Auslaßdruck auf einen niedrigeren Wert von 138 bis 206 kPa gehalten wird. Schmiermittel, Lecköl und abgeregelte Flüssigkeit kehren zum Sumpf 22 zurück.

Die Bremseinheit 10 umfaßt eine Steueranlage 130, 107 die in den Fig. 2a und 2b näher dargestellt ist, und eine Baueinheit 15 mit dem hydrodynamischen Retarder 72 und einer Reibungsbremse 110 mit zugeordnetem Fluid- bzw. Flüssigkeitsspeicher 121, die in Fig. 2b dargestellt sind. Ein Bremsgehäuse 31 hat eine vordere Stirnwand 32 und einen hinteren Deckel 33, die mit dem Bremsgehäusemantel durch Schrauben 34 verbunden sind. Die vordere Stirnwand 32 hat eine Stirnfläche 35 und einen Führungsflansch 36, gegen die abgedichtet eine Stirnfläche 37 und ein Ansatz 38 des Getriebegehäuses 39 anliegen. Die Verbindung erfolgt durch Schrauben 40. Die vordere Stirnwand 32 bildet zugleich die Rückwand des Getriebegehäuses und stützt Teile der Bremseneinheit 10 und des Getriebes 11 ab. Der Deckel 33 hat einen zylindrischen Mantel 41 und eine hintere Stirnwand 42. Es werden durch diese Wände eine innere Bremskammer 68 und Bremskammern 88 und 89 des hydrodynamischen Retarders 72 begrenzt. Die Bremswelle 17 ist drehbar in einem Lager 43 in der vorderen Stirnwand 32 und in einem Lager 44 in der hinteren Stirnwand 42 abgestützt. Keile 46 stellen die Verbindung zwischen der Bremswelle 17 und dem als Hohlwelle ausgebildeten Ende der Ausgangswelle 16 des Getriebes her. Eine Dichtung 47 rückwärts des Lagers 44 dichtet die Bremswelle 17 gegen die hintere Stirnwand 42 ab. Die Bremswelle 17 ist mit Keilen 48 versehen, über die die Verbindung beispielsweise mit der Antriebswelle eines Kraftfahrzeugs hergestellt wird, wie dies durch ein Verbindungsstück 49 und eine Überwurfmutter 50 zeichnerisch angedeutet ist. In der Bremswelle 17 ist über ein Lager 51 a eine Zwischenwelle 51 des Getriebes drehbar abgestützt, die einen axialen Kanal 52 enthält, der von einer Schmierleitung 159 (vgl. Fig. 2a) versorgt wird, die zur Schmieranlage des Getriebes 11 gehört. Der axiale Kanal 52 mündet in einen axialen Kanal 53 in der Bremswelle 17, der Schmiermittel zum Lager 44 leitet. Die Schmierung des vorderen Lagers 43 erfolgt vom Kanal 52 aus. Eine innerhalb des Bremsgehäuses 31 liegende Nabe 54 besitzt eine Lagerbüchse 56, die über Keile 57 zwischen die Keile 48 der Bremswelle 17 greifen, wodurch eine Antriebsverbindung hergestellt ist. Die Nabe 54 hat eine mit Durchbrüchen 59 versehene Zwischenwand 58, die die Verbindung zu einer inneren Trommel 61 herstellt, die mit Außenkeilen 62 versehen ist. Dichtungen 63 und 64 an den Enden der Lagerbüchse 56 liegen gegen Stutzen 66 und 67 an der vorderen Stirnwand 32 bzw. der hinteren Stirnwand 42 an, um die Bremskammer 68 gegen Leckverluste zu den für die Schmierung sorgenden Kanälen 52, 53 und durch die Lager 43 und 44 abzudichten.

Ein Raum 60 zwischen dem Stutzen 67 und dem Lager 44 ist durch eine nicht dargestellte Entlüftung mit dem Getriebegehäuse oberhalb des in diesem herrschenden Flüssigkeitspegels, so daß in dem Raum Außenluftdruck herrscht und das Schmiermittel aus dem Kanal 53 zum Sumpf 22 abströmen kann. Ein Rückschlagventil 65 verhindert einen Abstrom aus der inneren Bremskammer 68 zum Raum 60, gestattet aber den Eintritt von Luft in die Bremskammer 68, um ein Entleeren zusammen mit den Bremskammern 88 und 89 zu beschleunigen, wenn der hydrodynamische Retarder 72 abgeschaltet wird.

Die innere Trommel 61 hat beiderseits der Zwischenwand 58 Durchbrüche 69 (Fig. 2b) und einen Bund 71 an jedem Ende, um Bremsflüssigkeit zu sammeln und durch Fliehkraft zu Reibscheiben 111 und 112 zu leiten, wo das Öl unter Schmieren und Kühlen durch Nuten 113 in den Reibscheiben zum hydrodynamischen Retarder 72 weitergeleitet wird. Die Durchbrüche 69 sind durch eine ringförmige Aussparung an der Innenseite der Trommel 61 gebildet, wobei die Spalte zwischen den Außenkeilen die Durchbrüche bilden. Das Schluckvermögen der Durchbrüche 69 und der Nuten 113 ist ausreichend, um eine einwandfreie Kühlung zu bewirken.

Der hydrodynamische Retarder 72 ist in einer äußeren Kammer 70 des Bremsgehäuses 31 untergebracht und besteht aus einem ersten beschaufelten Ständer 73, der ein Teil der hinteren Stirnwand 42 ist und an deren äußeren Rand gebildet ist. Gegenüberliegend befindet sich ein zweiter beschaufelter Ständer 74, der am Außenrand einen Flansch 75 zur Abdichtung und Lappen 76 zur Aufnahme von Schrauben 77 hat, die in den Mantel 41 des Bremsgehäuses eingeschraubt sind. Der Ständer 74 hat neben dem Flansch 75 eine abdichtende Schulter 78, die unter Zwischenlage einer Dichtung 81 gegen die vordere Stirnwand 32 anliegt. Ein Läufer 82 hat ein beschaufeltes Teil 83 am Außenrand, das aus zwei Schaufelkränzen 86 und 87 besteht, die je einer Beschaufelung der beiden Ständer zugewandt sind. Hierdurch werden die bereits erwähnten Bremskammern 88 und 89 des hydrodynamischen Retarders 72 gebildet. Im Bereich des ersten Ständers 73 ist ein zylindrischer Flansch 91 gebildet, der Keile 92 im Bereich der Bremskammer 88 trägt. Am zweiten Ständer 74 sind im Bereich der Bremskammer 89 ebenfalls Keile 93 gebildet. Der innere Bereich 97 des beschaufelten Teils 83 des Läufers 82 ist mit einem Verbindungsstück 94 durch Nieten oder Schrauben 96 verbunden, das über Innenkeile 98 zwischen die Außenkeile 62 der inneren Trommel 61 greift. Verbindungsstück 94 und Teil 97 passen in einer ebenen Fläche 101 zusammen. In der ersten Bremskammer 88 liegt konzentrisch ein erster Satz 102 von Reibplatten bzw. -scheiben zwischen dem Verbindungsstück 94 und einer Gegenplatte 103, die mit Außenkeilen 104 in die Innenkeile 92 des Flansches 91 an der hinteren Stirnwand 42 greifen. Ein zweiter Satz 106 von Reibscheiben liegt gegen das Teil 97 des Läufers 82 an. Auf seiner anderen Seite befindet sich ein Kolben 107, der axial in einem Zylinder 108 verschieblich ist, der in der vorderen Stirnwand 32 gebildet ist. Diese stellen einen Stellmotor 109 für die Reibungsbremse 110 dar. Diese bildet eine Trennung zwischen der inneren Bremskammer 68 und der äußeren Kammer 70, die zusammen vom Bremsgehäuse 31 umschlossen sind. Die Gruppen 102 und 106 bestehen je aus zwei Sätzen von Reibscheiben bzw. -platten 111 und 112. Die Reibscheiben 111 sind mit Innenkeilen in Eingriff mit den Außenkeilen 62 der inneren Trommel 61, während die Reibscheiben 112 mit Außenkeilen in die Innenkeile 92 und 93 der beiden Ständer 73 und 74 eingreifen. Die Reibscheiben 111 enthalten die bereits erwähnten Nuten 113, die spiralig ausgebildet sind und den Durchstrom von Öl aus der inneren Bremskammer 68 zu den Bremskammern 88 und 89 ermöglichen. Die Reibscheiben bilden bei Anlage gegeneinander mit ihren Nuten einen Strömungsweg im wesentlichen konstanter Drosselung.

Der geregelte Eintrittsdruck wird dem hydraulischen Retarder 72 über eine Eintrittsleitung 157 zur inneren Bremskammer 68 zugeleitet. Die Durchbrüche 59 in der Zwischenwand 58 ermöglichen das Füllen der Bremskammer 68 beiderseits der Trennwand 58 durch die Durchbrüche 59. Die Flüssigkeit gelangt durch die Nuten 113 durch die Gruppen von Reibscheiben 102 bzw. 106 zu Einlässen 114 und 115 der Bremskammern 88 bzw. 89. Dort radial außen vorgesehene radiale Auslässe 116 und 117 sind über einen zum Teil ringförmigen Auslaß 118 mit einer Austrittsleitung 166 verbunden.

Der Flüssigkeitsspeicher 121 weist ein zylindrisches Gehäuse 122 auf, das ein Teil des Mantels 41 ist, sowie eine Stirnplatte 123, die ein Teil der vorderen Stirnwand 32 ist, ferner einen getrennten Deckel 124. Die Verbindung dieser Teile erfolgt durch Schrauben 126. In der zylindrischen Bohrung 125 des Gehäuses 122 ist an seinem Mantel 128 s abgedichtet ein Kolben 128 verschieblich angeordnet. In dem napfartigen Kolben 128 sind zwei ineinander liegende Federn 127 a vorgesehen, die sich an dessen Stirnwand in einer Aussparung abstützen und mit ihren anderen Enden gegen einen Federteller 127 b anliegen, der sich an der Stirnplatte 123 abstützt. In Fig. 2b ist der Speicher im gefüllten Zustand gezeichnet, in dem seine Speicherkammer über eine Speiseleitung 151 und eine Öffnung 152 unter Zusammendrücken der Federn 127 a mit Flüssigkeit gefüllt ist. Die Federkammer ist hierbei über eine Entlüftung 119 entlastet, die in das Getriebegehäuse mündet. Es sind über den Umfang verteilt drei derartige Flüssigkeitsspeicher 121 vorgesehen, um ein großes Speichervolumen bei einem kleinen Durchmesser der Bremseinheit 10 zu erhalten.

Die Einrichtung zur Erzeugung eines Bremsanforderungsdrucks für die Bremseinheit 10 kann in beliebiger üblicher Weise ausgebildet sein. Im Ausführungsbeispiel ist eine typische Luftsteueranlage verwendet. Hierbei weist eine Druckluftquelle 131 einen geregelten konstanten Druck von beispielsweise 690 kPa auf und ist über eine Leitung 132 mit einem Luftspeicher 133 und einem üblichen Bremsluftregelventil 134 verbunden, das vom Fahrer des Fahrzeugs mittels eines Pedals 136 bedient werden kann. Es wird dann ein geregelter Bremsanforderungsdruck als Bremssignal einer Bremssignalleitung 137 zugeleitet. Bei einer Bewegung zwischen einer Aus-Stellung in eine Ein-Stellung des Bremsluftregelventils 134 erhöht sich das Bremsanforderungssignal proportional von Null auf 448 kPa. Die Bremssignalleitung 137 ist an eine Luftkammer 147 eines Bremsregelventils 142 für den hydrodynamischen Retarder 72 angeschlossen.

Die Steueranlage 130, 107 der den hydrodynamischen Retarder 72 sowie die Reibungsbremse umfassenden Bremseinheit 10 weist außer dem Bremsregelventil 142 ein erstes Regelventil 200 und ein zweites Regelventil 143 auf. Das Bremsregelventil 142 entleert in einer Aus-Stellung den hydrodynamischen Retarder 72 und eine Speiseleitung 170 zum Stellmotor 109 der Reibungsbremse 110, verbindet die Auslaßleitung 27 des Drehmomentwandlers 13 über einen Kühler 164 mit der Speiseleitung 151 zum Aufladen des Flüssigkeitsspeichers 121. Bereits bei einem niedrigen Bremsanforderungsdruck, der der Kammer 147 zugeführt wird, erfolgt das Umschalten des Bremsregelventils 142 in die Ein-Stellung. In dieser tritt ein Füllen des hydrodynamischen Retarders 72 durch Einschließen seines Kreises über den Kühler 164 ein, und es wird ein Speisedruck in einer ersten Kammer 169 des Bremsregelventils 142 durch Verbinden mit der Speiseleitung 170 zum Kolben 107 des Stellmotors 109 der Reibungsbremse 110 wirksam.

Das erste Regelventil 200 wird von der Hauptnetzleitung 23 versorgt und regelt einen ersten Speisedruck gemäß Kurve 236 in Fig. 5, der über eine erste Speiseleitung 212 einer Öffnung 183 des Bremsregelventils 142 zugeführt wird. Dieser zuletzt genannte Speisedruck hat einen Maximalwert im Punkt 237 bei Nulldrehzahl und nimmt auf einen einem Höchstwert des Wirkdrucks des Retarders entsprechenden Wert bei einer Zwischendrehzahl T im Punkt 233 ab, um oberhalb dieser Drehzahl bei weiterer Drehzahlsteigerung auf einen mittleren Wert des Wirkdrucks im Retarder 72 im Punkt 238 weiter abzusinken. Da in diesem Fall volle Bremsanforderung vorliegt, ist der das Bremsanforderungssignal darstellende Druck auf 448 kPa eingeregelt. Das Bremsregelventil 142 erhält den vom ersten Regelventil 200 gelieferten ersten Speisedruck und regelt einen über die Speiseleitung 170 der Reibungsbremse 110 zugeführten zweiten Speisedruck in der Kammer 169 von Null zu einem mittleren Wert gemäß der Kurve 241 in Fig. 6 (teilweise Bremsanforderung) und zu einem Maximalwert entsprechend Kurve 240 in Fig. 5 (volle Bremsanforderung), der die gleiche Höhe wie der erste Speisedruck im Punkt 233 aufweist, wenn sich der Bremsanforderungsdruck von 103 kPa auf den Höchstwert von 448 kPa erhöht hat. Der zweite Speisedruck wird der Speiseleitung 170 zum den Kolben 107 aufweisenden Stellmotor 109 der Reibungsbremse 110 und über eine Leitung 195 dem zweiten Regelventil 143 zugeführt. Dieser zweite Speisedruck nimmt somit mit steigender Bremsanforderung bis zu einem durch den ersten Speisedruck bestimmten Grenzwert zu. Bei geringer Bremsanforderung ist bei einem Bremsanforderungsdruck von 206 kPa der zweite Speisedruck gemäß Kurve 241 in Fig. 6 konstant und niedriger als der erste Speisedruck. Mit größer werdender Bremsanforderung steigt der zweite Speisedruck bis zu dem niedrigeren Wert der beiden durch einen zum Bremsanforderungsdruck proportionalen Druck sowie den ersten Speisedruck gebildeten Drucksignale an.

Das den zweiten Speisedruck erhaltende zweite Regelventil 143 regelt einen dritten Speisedruck gemäß Kurve 231 in Fig. 5 ein, der über eine Leitung 189, 168 mit der Eintrittsleitung 157 des hydrodynamischen Retarders 72 verbunden ist. Der dritte Speisedruck steigt bei voller Bremsanforderung im unteren Drehzahlbereich in gleicher Weise wie der Eintrittsdruck des hydrodynamischen Retarders 72 (Kurve 234) an und bewirkt bei der Zwischendrehzahl im Punkt 233 ein maximales hydrodynamisches Bremsmoment.

Demnach liefert das erste Regelventil 200 als ersten Speisedruck einen mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck an das Bremsregelventil 142. Das Bremsregelventil 142 führt dem zweiten Regelventil 143 einen geregelten Druck zu, der gleich dem geringeren Wert der beiden durch einen zum Bremsanforderungsdruck proportionalen Druck sowie den mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck gebildeten Drucksignal ist. Schließlich führt dieses zweite Regelventil 143 den Wirkdruck im Retarder 72 derart, daß dieser Wirkdruck gleich dem geringeren Wert der beiden durch einen zum mit der Retarderdrehzahl ansteigenden Druck proportionalen Druck sowie den vom Bremsregelventil 142 gelieferten Druck gebildeten Drucksignale ist. Demgemäß wird der Wirkdruck im Retarder entsprechend dem geringsten Wert der Drucksignale geführt, welche durch einen zum Bremsanforderungsdruck proportionalen Druck, einen mit der Drehzahl des Retarders ansteigenden Druck sowie einen mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck gebildet sind.

Insbesondere bei voller Bremsanforderung sinkt demnach im oberen Drehzahlbereich der Wirkdruck im Retarder 72 gemäß der Kurve 236 in Fig. 5 ab, so daß in diesem Drehzahlbereich das hydrodynamische Bremsmoment verringert wird.

Das Bremsregelventil 142 des hydrodynamischen Retarders 72 weist in einer Bohrung 146 einen Ventilschieber 144 mit Steuerbunden 144 a, b, c, d und e auf, die gleiche Durchmesser besitzen. Die Bremssignalleitung 137 ist an eine Öffnung 145 der Luftkammer 147 im Bereich der Mündung der Bohrung 146 angeschlossen, die dort durch einen Deckel 148 verschlossen ist. Beim Zuleiten des Bremsanforderungssignals bzw. der Erzeugung des Bremsanforderungsdrucks wirkt diese auf die Fläche des Steuerbunds 144 a, so daß der Ventilschieber 144 nach unten in die Ein-Stellung bewegt wird. Der Steuerbund 144 a trägt in seiner Mantelfläche Ringdichtungen 150, die die Luftkammer 147 vom hydraulischen Teil des Bremsregelventils 142 trennen. In der Aus-Stellung des Bremsregelventils 142 und bei ausreichendem Hauptnetzdruck in der Hauptnetzleitung 23 zum Schalten des Getriebes und zum Aufladen des Flüssigkeitsspeichers 121 ist die Hauptnetzleitung 23 über ein Vorrangventil 154 und eine Leitung 149 zwischen den Steuerbunden 144 a und 144 b mit der Speiseleitung 151 zum Flüssigkeitsspeicher 121 verbunden. In der gezeichneten Ein-Stellung des Bremsregelventils 142 ist die zum Flüssigkeitsspeicher 121 führende Speiseleitung 151 bei durch den Steuerbund 144 a gesperrter Leitung 149 über eine Zweigleitung 156 mit der Eintrittsleitung 157 zum hydrodynamischen Retarder 72 verbunden, in die der Flüssigkeitsspeicher 121 in der Ein-Stellung des Bremsregelventils entleert wird. In der Aus-Stellung des Bremsregelventils 142 sind die Zweigleitung 156 und die Eintrittsleitung 157 zwischen den Steuerbunden 144 a und 144 b gesperrt. In der Ein-Stellung ist eine Auslaßleitung 158 des Kühlers 164 zwischen den Steuerbunden 144 b und 144 c mit der Eintrittsleitung 157 verbunden, während sie in der Aus-Stellung zwischen den Steuerbunden 144 c und 144 d mit der Schmierleitung 159 der Schmieranlage des Getriebes verbunden ist, mit der der Kanal 52 in Verbindung steht und die ein nicht dargestelltes, auf einen niedrigen Druck eingestelltes Sicherheitsventil enthalten kann. In der Aus-Stellung ist die Auslaßleitung 158 des Kühlers ferner über eine Drosselstelle 162 zwischen den Steuerbunden 144 b und 144 c mit der Eintrittsleitung 157 zum Retarder 72 verbunden, um der Reibungsbremse 110 einen geringen Strom zum Schmieren und Kühlen zuzuleiten. In der Ein-Stellung des Bremsregelventils 142 ist die Auslaßleitung 27 des Drehmomentwandlers 13 zwischen den Steuerbunden 144 c und 144 d mit der Schmierleitung 159 verbunden, während in der Aus-Stellung zwischen den Steuerbunden 144 d und 144 e die Verbindung zu einer Einlaßleitung 163 des Kühlers 164 besteht, der mit geringem Druckverlust zur Auslaßleitung 158 durchströmt wird. In der Ein-Stellung ist die Austrittsleitung 166 des hydrodynamischen Retarders 72 zwischen den Steuerbunden 144 d und 144 e mit der Einlaßleitung 163 zum Kühler 164 verbunden, während in der Aus-Stellung neben dem Steuerbund 144 e eine Verbindung zu einem Auslaß 167 besteht.

Die Eintrittsleitung 157 ist über die Zweigleitung 168 mit dem zweiten Regelventil 143 verbunden. Die Leitung 170 zum Stellmotor 109 der Reibungsbremse 110 ist mit der Kammer 169 am Ende der Ventilbohrung 146 verbunden, so daß der zweite Speisedruck, der zugleich der der einen Seite des Kolbens 107 der Reibungsbremse 110 zugeführte Druck ist, auf die freie Stirnfläche des Steuerbundes 144 e einwirkt, und auf den Ventilschieber 144 des Bremsregelventils 142 eine Vorspannung ausübt, die in druckminderndem Sinne einwirkt, wobei abgeregelte Flüssigkeit zum Auslaß 167 gelangt. Eine erste Feder 171 ist zwischen dem Steuerbund 144 a und der unteren Stirnwand 172 der Ventilbohrung 146 angeordnet und wirkt in der gleichen Richtung.

Das Bremsregelventil 142 umfaßt ferner einen Regelschieber 173, der mit einem Steuerbund 173 a kleineren Durchmessers als die Steuerbunde des Ventilschiebers 144 in einer zur Ventilbohrung 142 koaxialen Bohrung 174 kleineren Durchmessers geführt ist, die mit der Ventilbohrung 146 verbunden und am anderen Ende durch einen Deckel 176 verschlossen ist, sowie in dessen Bereich eine Druckkammer 177 aufweist. Ein ungedrosselter Kanal 178 verbindet die beiden Kammern 169 und 177. Das zweite Regelventil 143 arbeitet mit Überlappung, wobei zur Regelung des Wirkdrucks im Retarder 72 über die Eintrittsleitung 15, nur ein geringer Flüssigkeitsstrom notwendig ist. Der zweite Speisedruck aus der Speiseleitung 170 wirkt somit auf beide Stirnseiten des Regelschiebers 173 des Bremsregelventils 142, so daß dieser druckausgeglichen ist. Eine zweite Feder 179 stützt sich am Deckel 176 ab und drückt auf den Regelschieber 173, so daß ein Ansatz 181 des Regelschiebers 173 gegen einen Anschlag 182 am Ventilschieber 144 gehalten ist, und zwar insbesondere in dessen Ein-Stellung. Die zweite Feder 179 hat eine entspannte Höhe, die nur in der Ein-Stellung des Bremsregelventils 142 eine Anlage des Ansatzes 181 am Anschlag 182 ergibt. Sie kann aber auch eine größere Höhe haben, so daß dauernd eine leichte Anlage des Ansatzes 181 gegen das Bremsregelventil gegeben ist. Der Abstand zwischen den Steuerbunden 144 e und 173 a ist etwas kleiner als der Abstand zwischen dem Auslaß 167 und der Öffnung 183, wodurch die Überlappung entsteht. Zum Verringern des geregelten Drucks wird die Kammer 169 mehr oder weniger mit dem Auslaß 167 verbunden, während ein Erhöhen des geregelten Drucks durch eine entsprechende Verbindung der Öffnung 183 mit der Kammer 169 erfolgt. Die Kammer 169 ist unmittelbar mit der Speiseleitung 170 und über den Kanal 178 im Regelschieber 173, die Druckkammer 177 und die Leitung 195 mit dem zweiten Regelventil 143 verbunden, das den dritten Speisedruck über die Leitung 189, 168 zur Eintrittsleitung 157 des Retarders 72 liefert.

Das zweite Regelventil 143 hat in einer Ventilbohrung 187 einen Ventilschieber 186 mit drei Steuerbunden 186 a, 186 b und 186 c gleichen Durchmessers. Die Steuerbunde 186 b und 186 c bilden im Ausführungsbeispiel eine Einheit, sind jedoch im Hinblick auf die Arbeitsweise getrennt bezeichnet, Bei der Bauform nach Fig. 3 sind diese Steuerbunde getrennt voneinander ausgebildet, wobei der Steuerbund 186 c einen größeren Durchmesser besitzt. Der Regler 19, der von der Ausgangswelle 16 oder der Bremswelle 17 angetrieben ist, liefert einen zur Ausgangsdrehzahl proportionalen Reglerdruck in die Reglerleitung 20, die an die Steueranlage 25 des Getriebes und eine Kammer 190 am geschlossenen Ende eines erweiterten Teils 188 der Ventilbohrung 187 des zweiten Regelventils 143 angeschlossen ist, so daß der Reglerdruck auf den Steuerbund 186 c durch eine Feder 193 unterstützt einwirkt. Damit ist der Ventilschieber 186 im Sinne einer Drucksteigerung vorbelastet, um die Leitung 195 mit der Leitung 189 zu verbinden. Am anderen Ende der Ventilbohrung ist eine geschlossene Kammer 191 gebildet, die dauernd über einen axialen Kanal 192 im Ventilschieber 186 und die Ringnut zwischen den Steuerbunden 186 a und 186 b mit der den dritten Speisedruck führenden Leitung 189 verbunden ist. Die Belastung des Ventilschiebers 186 durch den dritten Speisedruck in der Kammer 191 ermöglicht dessen Absenken zum Regeln, indem die Leitung 189 mit einem Auslaß 194 Verbindung erhält.

Der für maximale Bremsmomentaufnahmefähigkeit erforderliche Wirkdruck des Retarders ist gemäß der Kurve 234 in Fig. 5 bis zum Punkt 233 mit der Drehzahl angestiegen. Das zweite Regelventil 143 regelt den dritten Speisedruck als Wirkdruck des Retarders 72 im unteren Drehzahlbereich gemäß der Kurve 231 in Fig. 5 von einem geringen Wert (Punkt 232) ansteigend zu einem maximalen Wert im Punkt 233, beispielsweise von 103 auf 345 kPa. Der untere Drehzahlbereich umfaßt die Drehzahlen Null bis 800 U/m entsprechend einer Fahrgeschwindigkeit eines Fahrzeugs zwischen Null und 29 km/h. Da im unteren Drehzahlbereich das erste Regelventil 200 einen höheren Speisedruck über die Leitung 212 zur Öffnung 183 liefert, regelt das Bremsregelventil 142 bei großer Bremsanforderung einen höheren zweiten Speisedruck entsprechend der Kurve 240 in Fig. 5 ein, der über den Kanal 178 und die Leitung 195 zum zweiten Regelventil 143 gelangt, das den dritten Speisedruck nach der Kurve 231 in Fig. 5 im gesamten unteren Drehzahlbereich regelt. Im oberen Drehzahlbereich oberhalb der Zwischendrehzahl T (vgl. Fig. 5) verbindet das zweite Regelventil 143 ohne Regelung den niedrigeren zweiten Speisedruck (Kurve 236) mit der zur Eintrittsleitung 157 des hydrodynamischen Retarders 72 führenden Leitung 189, 168. Bei voller Bremsanforderung haben der Wirkdruck des Retarders und damit das hydrodynamische Bremsmoment ihren Höchstwert bei der Zwischendrehzahl T.

Das erste Regelventil 200 besitzt einen Ventilschieber 201 mit Steuerbunden 201 a und 201 b in einer Bohrung 202 kleinen Durchmessers und einem Steuerbund 201 c in einer Bohrung 203 größeren Durchmessers. Der Raum zwischen den Steuerbunden 201 a und 201 b ist stets durch einen axialen Kanal 204 im Ventilschieber 201 mit einer geschlossenen Kammer 206 am Ende der Bohrung 202 verbunden, so daß der Ventilschieber 201 in Richtung auf eine Verringerung des geregelten Drucks vorbelastet ist. Eine Feder 207 stützt sich an einem Federteller 208 ab, der die Mündung der Bohrung 203 verschließt. Die in der Bohrung 203 geführte Feder 207 drückt auf den Steuerbund 201 c, so daß der Ventilschieber 201 in Sinne einer Erhöhung des geregelten Drucks belastet ist. Die Bohrung 203 ist in ihrem die Federkammer bildenden Teil durch einen Auslaß 209 entlastet. Die Reglerleitung 20 ist im Bereich einer Schulter 211 zwischen den beiden Bohrungen angeschlossen, so daß der Reglerdruck auf die unausgeglichenen Flächen der Steuerbunde 201 c und 201 b einwirkt, und somit in Richtung auf ein Absenken des geregelten Drucks den Ventilschieber 201 belastet. Die erste Speiseleitung 212 für den ersten Speisedruck mündet stets zwischen den Steuerbunden 201 a und 201 b und wird wahlweise mit der Hauptnetzleitung 23 verbunden, um den ersten Speisedruck zu erhöhen, oder mit einem Auslaß 213 verbunden, um diesen abzusenken. Das erste Regelventil 200 regelt den ersten Speisedruck entsprechend der Kurve 236 in Fig. 5, ausgehend von einem Punkt 237 bei Nulldrehzahl, in dem ein Höchstwert von 414 kPa besteht, mit zunehmender Drehzahl über den Punkt 233 bei der Zwischendrehzahl, wo er auf den Spitzendruck des Retarder-Wirkdrucks von 345 kPa abgenommen hat, wodurch der Einrückdruck der Reibungsbremse 110 verringert wird. Bei Drehzahlen oberhalb der Zwischendrehzahl T sinkt der erste Speisedruck weiter mit zunehmender Drehzahl und hat in einem mittleren Punkt 238 den Wert von 138 kPa, wodurch der Wirkdruck im hydrodynamischen Retarder 72 im oberen Drehzahlbereich mit zunehmender Drehzahl verringert wird.

Die Steueranlage 130, 107 der den hydrodynamischen Retarder 72 sowie die Reibungsbremse 110 umfassenden Bremsanlage regelt in der Ein-Stellung des Bremsregelventils 142 den Eintrittsdruck in der Leitung 169, 168 und damit den Wirkdruck in der Eintrittsleitung 157 zum Retarder 72 auf einen Wert, der dem niedrigsten Wert der Drucksignale entspricht, die durch einen zum Bremsanforderungsdruck proportionalen Druck, einen mit der Drehzahl des Retarders ansteigenden Druck sowie einen mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck gebildet sind. Zumindest bei voller Bremsanforderung wird demnach die obere Grenze des sich im Retarder einstellenden Wirkdrucks im unteren Drehzahlbereich durch den mit der Drehzahl des Retarders ansteigenden Druck und im oberen Drehzahlbereich durch den mit der Retarderdrehzahl abfallenden ersten Speisedruck bestimmt.

Gemäß Fig. 5 (Kurve 231) besitzt dieser sich im Retarder 72 einstellende Wirkdruck bei maximaler Bremsanforderung bei jeder Drehzahl eine obere Grenze, die an einem Punkt 232 bei einer Drehzahl Null 103 kPa beträgt und sich bis zum Punkt 233 bei der Zwischendrehzahl T von 800 U/min auf 345 kPa erhöht.

Oberhalb der Zwischendrehzahl tritt dann mit steigender Drehzahl ein Abfall des Wirkdrucks des Retarders ein, der im Punkt 238 beispielsweise einen Wert von 138 kPa annimmt. Diese Grenzwerte werden somit durch die geregelten ersten und zweiten Speisedrücke bestimmt. Steigt das Bremssignal vom Bremsbeginn an von 103 kPa auf den Höchstwert von 448 kPa bei voller Bremsanforderung an, so erhöht sich der Wirkdruck des hydrodynamischen Retarders 72 proportional zum Bremsanforderungsdruck bis zum jeweiligen Grenzwert und nimmt Werte zwischen Null und 345 kPa an. Mit sich ändernder Retarderdrehzahl ändern sich auch die Grenzwerte, so daß sich bei gegebener Bremsanforderung der Wirkdruck im Retarder entsprechend verändert.

Im folgenden wird die Arbeitsweise der ersten Bauform näher erläutert:

Um die Bremseinheit 10 zu betätigen, drückt der Fahrer das Bremspedal 136 nieder (Fig. 2a), wodurch das Bremsventil 134 einen zur Bremsanforderung proportionalen Bremsanforderungsdruck in die Bremssignalleitung 137 liefert.

Die Bremseinheit 10 wird in Verbindung mit einem Automatikgetriebe verwendet, so daß durch die von der Eingangswelle 12 angetriebene Pumpe 21 als Flüssigkeitsquelle 18 zur Verfügung steht, um die Hauptnetzleitung 23 zu versorgen. In dieser wird ein hoher Druck von beispielsweise 690 kPa durch das Druckregelventil 24 gehalten. Ferner steht durch den von Ausgangswelle 16 angetriebenen Regler 19 ein Reglerdruck in der Reglerleitung 20 zur Verfügung, der zur Ausgangsdrehzahl bzw. Retarderdrehzahl proportional ist. Der Hauptnetzdruck wird der Steueranlage 25 des Getriebes und der Steueranlage 130, 107 der Bremseinheit zugeführt und dient der Aufladung des Flüssigkeitsspeichers 121 und der Bildung eines Speisedrucks für den hydrodynamischen Retarder 72. Die erste abgeregelte Flüssigkeit des Druckregelventils 24 wird dem hydrodynamischen Drehmomentwandler 13 zugeführt, wobei der Druck durch das Sicherheitsregelventil 28 auf einen mittleren Wert zwischen 220 bis 358 kPa eingeregelt wird. Der Druck in der Auslaßleitung 27 des Drehmomentwandlers 13 wird durch das Sicherheitsregelventil 29 niedriger, und zwar auf einen Wert von 158 bis 260 kPa, eingeregelt. Dieser Druck wird über das Bremsregelventil 142 entweder unmittelbar oder über den Kühler 164 der Schmierleitung 159 zugeleitet.

Bei zurückgenommenem Bremspedal 136 ist die Bremssignalleitung 137 entlastet, also drucklos und die Luftkammer 147 des Bremsregelventils 142 ebenfalls drucklos. Damit bewegt die Feder 171 den Ventilschieber 144 in die Aus-Stellung des Bremsregelventils 142. In dieser ist die Hauptnetzleitung 23 über das Vorrangventil 154 und die Leitung 149 zwischen den Steuerbunden 144 a und 144 b mit der Speiseleitung 151 verbunden, die zur Öffnung 152 des Flüssigkeitsspeichers 121 führt, dessen Kammer aufgeladen wird. Hierdurch wird der Kolben 128 in Fig. 2B nach rechts bewegt. Ferner ist die Auslaßleitung 27 des Drehmomentwandlers 13 zwischen den Steuerbunden 144 d und 144 e mit der Einlaßleitung 163 zum Kühler 164 verbunden, dessen Auslaßleitung 158 zwischen den Steuerbunden 144 c und 144 d mit der Schmierleitung 159 des Getriebes 11 in Verbindung steht. In Verbindung mit dem zweiten Regelventil 143 sind die Eintrittsleitung 157 und die Austrittsleitung 166 des hydrodynamischen Retarders druckentlastet, so daß durch die Pumpwirkung die innere Bremskammer 68 und die Bremskammern 88 und 89 schnell entleert werden. Es entsteht somit kein Bremsmoment im hydrodynamischen Retarder 72. Der wesentliche Abstrom erfolgt über die Austrittsleitung 166 zum Auslaß 167 des Bremsregelventils 142. Die Eintrittsleitung 157 ist über die Zweigleitungen bildenden Leitungen 189, 168 mit dem zweiten Regelventil 143 verbunden und bei geringeren Drehzahlen über dessen Auslaß 194 entlastet, sowie bei höheren Drehzahlen über die Leitung 195 und den Kanal 178 mit der Kammer 169 verbunden und über den Auslaß 167 entlastet. Das Rückschlagventil 65 gestattet den Eintritt von Luft in die Bremseinheit 10, wodurch das Entleeren unterstützt wird.

Die Auslaßleitung 158 des Kühlers 164 ist über die Drosselstelle 162 zwischen den Steuerbunden 144 b und 144 c mit der Eintrittsleitung 157 und der inneren Bremskammer 68 verbunden, um die Reibungsbremse 110 zu schmieren und zu kühlen. Der Zustrom ist so bemessen, daß selbst ein teilweises Füllen der Bremskammern 88 und 89 vermieden ist, also keine Bremswirkung eintritt.

Beim Niederdrücken des Bremspedals 136 wird ein der Bremsanforderung proportionaler Bremsanforderungsdruck vom Bremsventil 134 geliefert, der einen Wert von Null bis 448 kPa hat, wobei dem Fahrer in bekannter Weise ein Bremsgefühl vermittelt wird, das durch die vorgesehene Rückstellkraft für das Bremspedal 136 bedingt ist. Bei Erreichen eines vorgegebenen Werts des Bremsanforderungsdrucks, beispielsweise 103 kPa, wird das Bremsregelventil 142 aus der Aus-Stellung in die in Fig. 1 dargestellte Ein- Stellung bewegt, in der der Flüssigkeitsspeicher 121 den Kreis der Bremseinheit 10 füllt.

Das Umschalten des Bremsregelventils 142 erfolgt gegen die Kraft der Feder 171 durch Zuführen des Bremsanforderungsdrucks aus der Bremssignalleitung 137 zur Luftkammer 147. Zugleich wird der Regelschieber 173 des Bremsregelventils 142 gegen die Kraft der Feder 179 verstellt. In der Ein-Stellung bestehen dann folgende Verbindungen:

Die Auslaßleitung 27 des Drehmomentwandlers 13 ist zwischen den Steuerbunden 144 c und 144 d unmittelbar mit der Schmierleitung 159 verbunden, so daß der Kühler 164 umgangen ist und dieser voll zur Kühlung der Arbeitsflüssigkeit des hydrodynamischen Retarders 72 zur Verfügung steht. Die Leitung 149 ist vom Steuerbund 144 a abgesperrt, und die Speiseleitung 151 zum Speicher 121 ist zwischen den Steuerbunden 144 a und 144 b mit der Zweigleitung 156 zur Eintrittsleitung 157 verbunden, so daß der Kreis des hydrodynamischen Retarders 72 aufgefüllt wird, und damit auch die Bremskammern 68, 88 und 89. Dieser Kreis verläuft durch die Eintrittsleitung 157, die innere Bremskammer 68, die Nuten 113 in den Reibscheiben 111 der Reibungsbremse 110, die Bremskammern 88 und 89 zur Austrittsleitung 166, die zwischen den Steuerbunden 144 d und 144 e mit der Einlaßleitung 163 des Kühlers 164 verbunden ist, dessen Auslaßleitung 158 zwischen den Steuerbunden 144 b und 144 c mit der Eintrittsleitung 157 verbunden, den Kreis schließt. Die Leitung 170 zum Stellmotor 109 der Reibungsbremse 110 geht von der Kammer 169 ab, und der Einrückdruck wird durch die vereinte Wirkung des Ventilschiebers 144 und des Regelschiebers 173 geregelt. Das Bremssignal in der Luftkammer 147 belastet den Ventilschieber 144 und den Regelschieber 173 im Sinne einer Erhöhung des geregelten Drucks, indem die Öffnung 183 geöffnet wird und ein erster geregelter Speisedruck der Kammer 169 zugeleitet wird. Eine im entgegengesetzten Sinn wirkende Belastung übt ein zweiter geregelter Speisedruck aus, der gleich dem Einrückdruck in der zur Reibungsbremse 110 führenden Leitung 170 ist, welcher in der Kammer 169 auf die volle Fläche des Steuerbunds 144 e wirkt. Ferner unterstützen dies die Feder 171, die unmittelbar auf den Ventilschieber 144 drückt, und die Feder 179, die über den Regelschieber 173 auf ihn einwirkt. Diese Drücke arbeiten im Sinne eines Öffnens des Auslasses 167. Durch den axialen Kanal 178 ist der Regelschieber 173 hydraulisch ausgeglichen. Das erste Regelventil 200 wird von der Hauptnetzleitung 23 versorgt und durch den Reglerdruck aus der Reglerdruckleitung 20 gesteuert. Es regelt den ersten Speisedruck, der über die Leitung 212 zur Öffnung 183 des Bremsregelventils 142 geleitet wird. Dieser verläuft nach der Kurve 236 in Fig. 5 und nimmt vom Punkt 237 bei Nulldrehzahl mit zunehmender Drehzahl ab, um im Punkt 233 bei der Zwischendrehzahl T den Spitzenwert des Wirkdrucks im Retarder 72 zu erreichen, worauf bei weiterer Drehzahlsteigerung eine weitere Abnahme auf einen mittleren Wert entsprechend dem Punkt 238 erfolgt.

Dieser erste Speisedruck (Leitung 212) entspricht in etwa dem Druck eines Zweigewichtsreglers, jedoch umgekehrt proportional zur Retarderdrehzahl. Das Bremsregelventil 142 erhält den ersten Speisedruck und regelt den zweiten Speisedruck (Leitung 170) vom Kleinstwert bis zum Höchstwert, wenn sich der Bremsanforderungsdruck vom Umschaltdruck bis zum Höchstwert ändert. Im unteren Drehzahlbereich wird der zweite Speisedruck (Leitung 170) gegebenenfalls auf den ersten Speisedruck (Leitung 212) begrenzt. Bei einer mittleren Bremsanforderung entsprechend Kurve 241 in Fig. 6 hat der zweite Speisedruck einen konstanten mittleren Wert von beispielsweise 103 kPa.

Im unteren Drehzahlbereich wird der zweite Speisedruck (Kurve 240) der Leitung 170 der einen Seite des Kolbens 107 der Reibungsbremse 110 zugeleitet, während das zweite Regelventil 143 bei voller Bremsanforderung einen dritten Speisedruck (Leitung 189, 168) als Wirkdruck des Retarders 72 entsprechend Kurve 231 in Fig. 5 einregelt, der sich mit zunehmender Retarderdrehzahl von einem kleinen Wert von 103 kPa im Punkt 232 (Fig. 5) bei Nulldrehzahl auf den Spitzenwert von 345 kPa im Punkt 233 bei der Zwischendrehzahl T erhöht. Dieser Wirkdruck des Retarders übersteigt den zum Erreichen maximaler Bremsmomentaufnahmefähigkeit erforderlichen Druck gemäß der Kurve 234 im unteren Drehzahlbereich, so daß ein schnelles Füllen des hydrodynamischen Retarders 72, ein verstärkter Kühlstrom und eine verminderte Bremswirkung der Reibungsbremse 110 bei kleinen Drehzahlen des unteren Drehzahlbereichs gegeben ist. Bei höheren Drehzahlen des unteren Drehzahlbereichs nähern sich die Drücke nach den Kurven 231 und 234 und werden im Punkt 233 bei der Zwischendrehzahl T etwa gleich groß. Bei voller Bremsanforderung und Drehzahlen oberhalb der Zwischendrehzahl T ist das zweite Regelventil 143 offen und verbindet den zweiten Speisedruck (Leitung 170) mit der Eintrittsleitung 157, wobei dieser nach der Kurve 236 vom Punkt 233 an mit steigender Drehzahl absinkt. Damit nimmt das hydrodynamische Bremsmoment ab, und die Bremskraft steigt nur mäßig an. Im hohen Drehzahlbereich ist die Reibungsbremse 110 gelüftet, und die gesamte Bremskraft wird vom hydrodynamischen Retarder 72 aufgebracht.

Im unteren Drehzahlbereich ist der zweite Speisedruck (Kurve 240) der der einen Seite des Kolbens 107 der Reibungsbremse 110 zugeführte Druck und der dritte Speisedruck (Kurve 231) der Wirkdruck des hydrodynamischen Retarders 72 und zugleich ein im Sinne des Lüftens der Reibungsbremse wirkender Druck. Es ergibt sich somit ein effektiver Einrückdruck der Reibungsbremse 110, der durch den Wert der Differenz dieser beiden Drücke bestimmt ist. Beim Beginn des Bremsens verzögert der Drosselkanal 105 im Kolben 107 des Stellmotors 109 der Reibungsbremse 110 den Anstieg des Einrückdrucks im Zylinder 108, so daß das Anlegen erst erfolgt, wenn der Wirkdruck im Retarder über die innere Bremskammer 68 und durch die Reibungsbremse 110 aufgebaut ist, wobei die Reibscheiben 111, 112 gekühlt werden. Der effektive Einrückdruck der Reibungsbremse 110 nimmt gemäß Kurve 243 (Fig. 5) von einem Höchstwert im Punkt 244, der niedriger als der Druck im Punkt 233 ist, mit von Null zunehmender Drehzahl ab und erreicht bei der Zwischendrehzahl T den Wert Null. Da Reibungsbremsen größere Bremsmomente als hydrodynamische Bremsen bzw. Retarder bei entsprechenden Drücken aufweisen und das Reibungsbremsmoment mit steigender Drehzahl sinkt, stellt dieses bei der Drehzahl Null das gesamte Bremsmoment dar und ist bei der Zwischendrehzahl T Null geworden. Das Gesamtbremsmoment hat daher im Punkt 248 bei Nulldrehzahl einen Höchstwert, der allein von der Reibungsbremse 110 herrührt, der zunächst etwas kleiner wird und dann im unteren Drehzahlbereich auf den Wert des hydrodynamischen Bremsmoments bei der Zwischendrehzahl T ansteigt, da das Reibungsbremsmoment direkt proportional mit dem effektiven Einrückdruck absinkt, also etwa linear zur Drehzahl, während das hydrodynamische Bremsmoment mehr exponential zur Drehzahl ansteigt, um oberhalb der Zwischendrehzahl T wieder abzunehmen. Der Verlauf der Bremskraft gemäß Kurve 242 ist daher einer geraden Linie angenähert.

Bei nur teilweiser Bremsanforderung begrenzt das Bremsregelventil 142 proportional zum Bremsanforderungsdruck die Grenzen des zweiten Speisedrucks, so daß sowohl der der einen Seite des Kolbens 107 zugeführte Einrückdruck der Reibungsbremse 110 als auch der Wirkdruck des hydrodynamischen Retarders begrenzt werden. Bei stärkerer Bremsteilanforderung steigt der Wirkdruck nach der Kurve 231 bis zu dem gegebenen Grenzwert an und sinkt dann nach der Kurve 236 ab. Da im unteren Drehzahlbereich der der einen Seite des Kolbens 107 zugeführte Einrückdruck der Reibungsbremse 110 mit zunehmender Drehzahl verringert wird, der Wirkungsdruck des hydrodynamischen Retarders aber nicht, wird der effektive Einrückdruck der Reibungsbremse 110 in stärkerem Ausmaße verringert. Das Gesamtbremsmoment ist bei nur teilweiser Bremsanforderung im unteren Drehzahlbereich bei der Drehzahl Null niedrig und steigt in geringerem Ausmaße an (Fig. 6). Bei höherer Bremsanforderung nähert er sich mit steigender Drehzahl dem Bremsmoment des hydrodynamischen Retarders an, um nach Überschreiten der Zwischendrehzahl T wieder abzusinken (Fig. 5, Kurve 246). Bei geringer Bremsteilanforderung haben der zweite Speisedruck, der Wirkdruck des Retarders und der Einrückdruck (Leitung 17) niedrige konstante Werte (Kurve 241 in Fig. 6). Die effektive Einrückkraft ist Null, und es wirkt nur ein mäßiges hydrodynamisches Bremsmoment, welches gleich dem Gesamtbremsmoment ist. (Kurve 246), das ebenso wie die Bremskraft (Kurve 242) mäßig und einer Geraden angenähert, mit der Drehzahl ansteigt.

Im folgenden wird die erste abgewandelte Bauform gemäß Fig. 3 beschrieben.

Die in Fig. 3 dargestellte erste abgewandelte Bauform ist der ersten Bauform in vielen Punkten ähnlich, so daß gleiche Teile auch gleiche Bezugszeichen aufweisen, jedoch mit einem Beistrich versehen sind. Die Betriebsverhältnisse sind in den Fig. 7 und 8 dargestellt.

Die Bremseinheit 10′ ist in gleicher Weise mit einem Getriebe zu einer Einheit 9′ zusammengefaßt. Eine Druckflüssigkeitsquelle 18′ versorgt eine Hauptnetzleitung 23′, und ein Regler 19′ liefert in eine Reglerleitung 20′ einen Reglerdruck. Ferner ist in der Zeichnung eine Auslaßleitung 27′ eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers und eine Schmierleitung 159′ gezeigt. Die Bremseinheit 10′ umfaßt eine Baugruppe 15′ mit dem hydrodynamischen Retarder 72′, der Reibungsbremse 110′, deren Stellmotor 109′ und dem Flüssigkeitsspeicher 121′ besteht. Der Speicherkolben ist hier aber nicht federbelastet, sondern durch Luftdruck. Die Steueranlage 130′, 107 der Bremseinheit 10′ hat eine gleiche Druckluftquelle 131′ und ein Bremsluftregelventil 134′, das einen zur Bremsanforderung proportionalen Bremsanforderungsdruck zu einer Bremssignalleitung 137′ liefert, die an das Bremsregelventil 142′ des hydrodynamischen Retarders 72′ angeschlossen ist. Ferner ist an die Bremssignalleitung 137′ ein Umschaltventil 216 angeschlossen und ferner eine Verbindung zum Flüssigkeitsspeicher 121′ vorgesehen, um dessen Kolben zu belasten. Das Bremsregelventil 142′ ist im wesentlichen gleich aufgebaut wie das der ersten Bauform. Unterschiedlich ist zur Abdichtung der Luftkammer 147′ ein Rollbalg 150′ vorgesehen; ferner ist der axiale Kanal 178′ im Regelschieber 173′ geändert, indem er einen kleineren Durchmesser als in der ersten Bauform aufweist, da er zugleich auch den Strom zwischen den Kammern 169′ und 177′ dämpfen soll. Die Verbindungen des Bremsregelventils 142′ stimmen mit denen des Bremsregelventils 142 überein mit folgenden Ausnahmen:
Die Kammer 169′ ist anstatt mit der Leitung 170′ mit der Zweigleitung 168′ zur Eintrittsleitung 157′ verbunden. Ferner sind die Verbindungen des ersten Regelventils 200′ und des zweiten Regelventils 143′ zur Versorgung der Öffnung 183′ geändert, wie noch beschrieben wird.

Die beiden Regelventile 200′ und 143′ sind bei sonst gleichem Aufbau bezüglich des letzteren insofern unterschiedlich, als die Feder 193′ in der Kammer 191′, in der der gleiche Druck, wie der vom zweiten Regelventil 143′ an das Bremsregelventil 142′ gelieferte Druck herrscht, in Richtung einer Verringerung dieses zuletzt genannten geregelten Drucks wirkt. Ferner ist der Steuerbund 186′ c mit einem größeren Durchmesser als der Steuerbund 186′ b versehen und in der einen größeren Durchmesser aufweisenden Bohrung 188′ geführt, wobei im Bereich der Schulter zwischen den Bohrungen 187′ und 188′ ein Auslaß 196′ vorgesehen ist. Das Durchmesserverhältnis zwischen den Steuerbunden 168′ c und 186′ a ist größer als das zwischen den Steuerbunden 186 c und 186 a der ersten Bauform. Das zweite Regelventil 143′ liefert daher bei sehr kleinen Drehzahlen keinen Speisedruck an das Bremsregelventil. Bei steigenden Drehzahlen steigt dieser Speisedruck jedoch steiler an, wie dies die Kurve 231′ in Fig. 7 veranschaulicht. Bei der Zwischendrehzahl T′ regelt das zweite Regelventil 143′ ebenfalls einen gleich hohen Spitzendruck im Punkt 233′ ein, um ein maximales hydrodynamisches Bremsmoment bei entsprechender Aufnahmefähigkeit der hydrodynamischen Bremse zu erhalten.

Das erste Regelventil 200′ ist entsprechend der ersten Bauform ausgebildet. Es liefert auf den Reglerdruck aus der Reglerleitung 20′ ansprechend, einen ersten Speisedruck zur Leitung 212′, der von einem Maximum von 345 kPa im Punkt 237′ der Kurve 236′ in Fig. 7 bis zum Spitzenwert des Wirkdruckes im Retarder 72′ von 276 kPa im Punkt 233′ bei der Zwischendrehzahl T′ abnimmt, um bei oberhalb dieser liegenden Drehzahlen bei steigender Drehzahl weiter abzusinken, um im Punkt 238′ einen Wert von 83 kPa anzunehmen. Die Leitung 212′ ist unmittelbar über die Leitung 195′ mit dem zweiten Regelventil 143′ verbunden, das abhängig vom Reglerdruck aus der Reglerleitung 20′ einen zweiten Speisedruck gemäß Kurve 231′ in Fig. 7 über die Leitung 189′ der Öffnung 183′ des Bremsregelventils 142′ zuführt. Die Bremssignalleitung 137′ ist über das Umschaltventil 216 mit der Einrückleitung 170′ der Reibungsbremse 110′ verbunden. Das Umschaltventil 216 spricht auf den Reglerdruck aus der Reglerleitung 20′ an und verringert im oberen Drehzahlbereich oberhalb der Zwischendrehzahl T′ den der einen Seite des Kolbens 107 zugeführte Einrückdruck der Reibungsbremse 110′, vorzugsweise bis auf Null, zum mindestens aber soweit, das er geringer als der Wirkdruck des hydrodynamischen Retarders 72′ ist, der im Sinne des Lüftens der Reibungsbremse 110′ wirkt. Das Umschaltventil 216 verbindet im dargestellten Zustand im unteren Drehzahlbereich die Bremssignalleitung 137′ mit der Einrückleitung 170′ der Reibungsbremse 110′ und unterbricht im oberen Drehzahlbereich oberhalb der Zwischendrehzahl T′ diese Verbindung und entlastet die Einrückleitung 170′ zu einem Auslaß 217 zum Lüften der Reibungsbremse 110′.

Im folgenden wird die Arbeitsweise der ersten abgewandelten Bauform beschrieben:

Bei fehlender Bremsanforderung ist die Bremssignalleitung 137′ drucklos, so daß die Reibungsbremse 110′ gelüftet ist und das Bremsregellventil 142′ durch die Feder 171′ die in Fig. 3 gezeigte Aus-Stellung einnimmt. In dieser ist die Auslaßleitung 27′ des Drehmomentwandlers mit der Einlaßleitung 163′ des Kühlers 164′ verbunden, dessen Auslaßleitung 158′ mit der Schmierleitung 159′ und über die Drosselstelle 162′ mit der Eintrittsleitung 157′ verbunden ist. Die Austrittsleitung 166′ des hydrodynamischen Retarders 72′ und die Zweigleitung 168′ der Eintrittsleitung 157′ des Retarders, sind über die Kammer 169′ mit dem Auslaß 167′ verbunden. Es erfolgt ein schnelles Entleeren des hydrodynamischen Retarders 72′. Bei ausreichendem Druck ist die Hauptnetzleitung 23′ über das Vorrangventil 154′ und die Leitung 149′ durch das Bremsregelventil 142′ mit der Speiseleitung 151′ verbunden, so daß der Flüssigkeitsspeicher 121′ ohne Gegenbelastung aufgeladen wird. Der Regelschieber 173′ des Bremsregelventils 142′ sperrt die Öffnung 183′.

Bei Beginn der Bremsanforderung überwindet ein niedriges Bremssignal, beispielsweise von 103 kPa, in der Luftkammer 147′ die Kraft der Federn 171′ und 179′, so daß der Ventilschieber 144′ in die Ein-Stellung bewegt wird. In dieser wird die Speiseleitung 151′ zum Flüssigkeitsspeicher 121′ mit der Zweigleitung 156′ der Eintrittsleitung 157′ verbunden, so daß der Flüssigkeitsspeicher 121′ durch das zugeleitete Bremssignal entladen wird und die Bremseinheit 10′ und die Steueranlage 130′, 107 auffüllt. Die Austrittsleitung 166′ ist über den Kühler 164′ mit der Eintrittsleitung 157′ verbunden. Die Leitung 149′ ist abgesperrt und die Auslaßleitung 27′ mit der Schmierleitung 159′ zum Schmieren des Getriebes verbunden.

Das Bremsregelventil 142′ regelt den Wirkdruck des hydrodynamischen Retarders 72′ von Null bis zum Wert des vom zweiten Regelventil 143′ über die Leitung 189′, 197′ an das Bremsregelventil 142′ gelieferten zweiten Speisedrucks ansteigend, der der Öffnung 183′ zugeleitet wird. Die Feder 179′ hält den Regelschieber 173′ in Anlage gegen den Ventilschieber 144′. Die Eintrittsleitung 157′ ist über ihre Zweigleitung 168′ mit der Kammer 169′ verbunden, so daß der Eintrittsdruck auf den Steuerbund 144′ e in gleicher Richtung wie die Federn 171′ und 179′ einwirkt, um die Öffnung 183′ zu schließen und den Auslaß 167′ zu öffnen, wodurch der Wirkdruck des Retarders abgesenkt wird. Der Bremsanforderungsdruck wirkt auf den Steuerbund 144′ a und belastet den Ventilschieber 144′ und den Regelschieber 173′ in entgegengesetzter Richtung, um den Auslaß 167′ zu schließen und die Öffnung 183′ zur Kammer 169′ zu öffnen, wodurch der Wirkdruck des hydrodynamischen Retarders proportional zum Bremsanforderungsdruck erhöht wird und bis zur Höhe des sich mit der Drehzahl ändernden zweiten Speisedrucks (Leitung 189′, 197) ansteigt. Das erste Regelventil 200′ und das zweite Regelventil 143′ sind in Reihe geschaltet, um die Öffnung 183′ des Bremsregelventils 142′ zu versorgen.

Wie die Kurven der Fig. 7 zeigen, regelt das erste Regelventil 200′ einen ersten Speisedruck (Leitung 212′) entsprechend der Kurve 236′, der von einem Maximalwert bei Nulldrehzahl (Punkt 237′) bis auf einen Spitzenwert des Retarder-Wirkdrucks im Punkt 233′ bei der Zwischendrehzahl T′ abnimmt und oberhalb dieser bei weiter steigenden Drehzahlen bis zu einem Punkt 238′ abnimmt. Das zweite Regelventil 143′ erhält den ersten Speisedruck und regelt im unteren Drehzahlbereich einen zweiten Speisedruck (Leitung 189′, 197′) entsprechend der Kurve 231′ ein, der bei Nulldrehzahl einen niedrigen Wert (Punkt 232′) hat und mit der Drehzahl auf den Spitzenwert bei Punkt 233′ bei der Zwischendrehzahl T′ ansteigt. Er hat dann den gleichen Wert wie der erforderliche Wirkdruck für maximale Bremsaufnahmefähigkeit des hydrodynamischen Retarders 72′ (Kurve 234′). Bei Drehzahlen oberhalb der Zwischendrehzahl T′ ist das zweite Regelventil 143′ offen, und der in diesem Falle durch das erste Regelventil 200′ bestimmte zweite Speisedruck (Leitung 189′, 197′) fällt vom Spitzenwert im Punkt 233′ mit steigender Drehzahl bis zum Punkt 238′ ab. Bei voller Bremsanforderung verbindet das Bremsregelventil 142′ den zweiten Speisedruck, der im unteren Drehzahlbereich ansteigt und im oberen Drehzahlbereich fällt, mit dem Eintritt des hydrodynamischen Retarders 72′, so daß sich dessen Bremsmoment in gleicher Weise ändert.

In einem zweiten und größeren Teil des unteren Drehzahlbereichs und bei voller Bremsanforderung verbindet das Umschaltventil 216 das Bremssignal mit höchstem Wert von 482 kPa (Kurve 239′), den es von der Drehzahl Null bis nahe zu einer höheren Zwischendrehzahl T′2 aufweist, mit der Einrückleitung 170′ der Reibungsbremse 110′. Der Wirkdruck aus der Eintrittsleitung 157′ wirkt auf den Kolben 1 des Stellmotors 109′ der Reibungsbremse 110′ im Sinne des Lüftens. Die Reibungsbremse 110′ wird also mit einem effektiven Einrückdruck entsprechend der Kurve 243′ (Fig. 7) angelegt. Bei voller Bremsanforderung nimmt der effektive Einrückdruck mit steigender Drehzahl umgekehrt proportional zum Wirkdruck im Retarder 72′ ab, da der Bremsanforderungsdruck konstant ist und der Wirkdruck des Retarders fortschreitend ansteigt. Der effektive Einrückdruck (Kurve 243′) für die Reibungsbremse 110′ hat von Null bis 200 U/min einen konstanten Maximalwert von 482 kPa und fällt dann auf einen mittleren Wert von 214 kPa, während sich der Wirkdruck im Retarder auf den Spitzenwert im Punkt 233′ erhöht, der bei der ersten Zwischendrehzahl T′ liegt. Danach fällt der effektive Einrückdruck für die Reibungsbremse 110′ langsamer ab, da der Wirkdruck des Retarders schwach fällt. Bei Erreichen der zweiten Zwischendrehzahl T′ 2 entlastet das Umschaltventil 216 die Einrückleitung 170′ so, daß die Reibungsbremse 110′ oberhalb der zweiten Zwischendrehzahl im oberen Drehzahlbereich einwandfrei gelüftet ist. Wie die Neigung der Kurve 239′ zeigt, ändert sich der Druck in der Einrückleitung 170′ innerhalb einer kurzen Zeit, in der auch Drehzahländerungen auftreten. Die an Hand steigender Drehzahlen gegebene Erklärung ist auch für den normalen Fall der sinkenden Drehzahlen während des Bremsvorgangs gültig. Das Reibungsbremsmoment ändert sich linear mit dem effektiven Einrückdruck für die Reibungsbremse. Im hohen Drehzahlbereich oberhalb der ersten Zwischendrehzahl nimmt das hydrodynamische Bremsmoment mit steigender Drehzahl ab. Das Gesamtbremsmoment (Kurve 246′) weist daher von Null bis 20 U/min Höchstwerte entsprechend dem Reibungsbremsmoment auf, da das hydrodynamische Bremsmoment in diesem Bereich im wesentlichen Null ist. Bis zur ersten Zwischendrehzahl T′ sinkt das Gesamtbremsmoment mit steigender Drehzahl, da das Reibungsbremsmoment stärker fällt als das hydrodynamische Bremsmoment steigt. Zwischen den Zwischendrehzahlen T′ und T′ 2 sinkt das Gesamtbremsmoment weiter, um nach Überschreiten der zweiten Zwischendrehzahl T′ 2 noch weiter abzusinken. Die Kurve 242′ für die Bremskraft ist einer Geraden weitgehend angenähert und steigt mit zunehmender Drehzahl an. Eine abnehmende Bremsanforderung bedingt eine Verlagerung des Spitzenwerts im Punkt 233′ auf einen kleineren Wert. Die beiden Regelventile 200′ und 143′ liefern stets einen im unteren Drehzahlbereich bis zum Spitzenwert des Wirkdrucks des Retarders (Punkt 233′) ansteigenden zweiten Speisedruck, der oberhalb der Zwischendrehzahl gemäß der Kurve 236′ absinkt. Der zweite Speisedruck bestimmt damit bei jeder Drehzahl die obere Grenze für den Wirkdruck des hydrodynamischen Retarders 72′. Mit steigender Bremsanforderung erhöht sich der Retarder-Wirkdruck bis zu den genannten oberen Grenzwerten. Bei Bremsteilanforderung, zum Beispiel bei einem Bremsanforderungsdruck von 276 kPa, wird der Wirkdruck im Retarder auf 172 kPa begrenzt (Kurve 241′ in Fig. 8). Ebenso begrenzt das zweite Regelventil 143′ bei Bremsteilanforderung die Werte der Kurve 231′. Damit ergeben sich entsprechend geringere hydrodynamische Bremsmomente. Es ergeben sich für das Gesamtbremsmoment die Kurve 246′ in Fig. 8, die im unteren Drehzahlbereich mit steigender Drehzahl fällt und im oberen Drehzahlbereich zunächst ansteigt, um dann wieder abzufallen. Die Kurve 242′ für die Bremskraft hat einen einer Geraden grob angenäherten Verlauf.

Im folgenden wird die zweite abgewandelte Bauform gemäß Fig. 4 beschrieben:
Die zweite abgewandelte Bauform weist ein anderes zweites Regelventil 143″ auf, das in Fig. 4 dargestellt ist. Für gleiche Teile sind gleiche Bezugszeichen mit doppeltem Beistrich verwendet. Die Betriebskennlinien sind in den Fig. 9 und 10 gezeigt.

Das zweite Regelventil 143″ hat einen Ventilschieber 186″ in einer Ventilbohrung 187″, der drei gleichgroße Steuerbunde 186″ a, 186″b und 186″ c besitzt, von denen die beiden letzteren ineinander übergehen. Die gleichgroßen Steuerbunde 186″ c und 186″ b verringern das Ausmaß des Anstiegs des dritten Speisedrucks (Leitung 189′) in bezug zum ansteigenden Reglerdruck und der ansteigenden Drehzahl. Bezüglich der Verbindungen mit der Leitung 195″ und der Leitung 189″, sowie der Anordnung des Auslasses 194″ besteht kein Unterschied zum Regelventil 143 gemäß Fig. 2a.

Zusätzlich ist eine vom Reglerdruck gesteuerte Federvorbelastung 220 vorgesehen, die einen in einer zur Bohrung 187″ koaxialen Bohrung 222 verschieblichen Kolben 221 aufweist, dessen Durchmesser größer als der des Steuerbunds 186″ c ist. An der Stirnwand 224 der Bohrung 222 stützt sich eine Feder 223 ab, die den Kolben 221 in Richtung auf eine Kammer 190″ und den Steuerbund 186″ c belastet. Die Federkammer der Bohrung 220 ist durch einen Auslaß 226 belüftet.

Die Arbeitsweise der zweiten abgewandelten Bauform ist wie folgt:

Die Arbeitsweise entspricht im wesentlichen der der ersten Bauform. Unterschiedlich ist die Regelung durch das Bremsregelventil 142″ und das abgewandelte zweite Regelventil 143″. Das zweite Regelventil 143″ erhält den zweiten Speisedruck über die Leitung 195″ und liefert einen geregelten dritten Speisedruck in die Leitung 189″, um den Wirkdruck des hydrodynamischen Retarders 72′ zu regeln, wie dies bei der Bauform nach Fig. 2 geschieht, jedoch wird gegenüber dieser ein höherer Druck gemäß Kurve 231″ in Fig. 9 eingeregelt, um bei geringeren Retarderdrehzahlen des unteren Drehzahlbereichs einen im wesentlichen konstanten, aber kleinen effektiven Einrückdruck der Reibungsbremse zu erhalten, wie dies die Kurve 243″ andeutet. Im unteren Drehzahlbereich bei voller Bremsanforderung mit einem Bremsanforderungsdruck von 620 kPa und Nulldrehzahl sowie fehlendem Reglerdruck übt die Feder 223 über den Kolben 221 die größte Vorspannung auf den Ventilschieber 186″ aus, um im Punkt 232″ des dritten Speisedrucks bei Nulldrehzahl einen mittleren Wert der Kurve 231″ zu erhalten. Bei im unteren Bereich ansteigenden Drehzahlen steigt der Reglerdruck, und es verringert sich die Vorspannung der Feder 223 in stärkerem Ausmaße als der Ventilschieber 186″ belastet wird, so daß sowohl die Federvorspannung als auch der dritte Speisedruck (Leitung 189′) abnimmt und dieser Druck bei einer ersten Zwischendrehzahl I im Punkt 247″ einen Kleinstwert erreicht. Der effektive Einrückdruck für die Reibungsbremse nach Kurve 243″ ist daher zwischen den Punkten 251″ und 252″ im wesentlichen konstant. Bei der ersten Zwischendrehzahl I überwindet der Reglerdruck die Kraft der Feder 223, die nunmehr keine Vorspannung mehr ausübt, und der unmittelbar auf den Steuerbund 186″ c einwirkende Reglerdruck bedingt eine Vorspannung, bei der der dritte Speisedruck (Leitung 189′′) vom Punkt 247″ bei der ersten Zwischendrehzahl infolge der nunmehr überwundenen Federkraft schnell zum Punkt 249″ ansteigt, der bei dem durch den Reglerdruck des Reglers 19 bestimmten Punkt G liegt. Dann erfolgt ein sanfterer Anstieg bis zum Punkt 233″ bei einer dritten Zwischendrehzahl T′′, die die obere Grenze des unteren Drehzahlbereichs ist. Zwischen der zweiten und ersten Zwischendrehzahl (I-G) sinkt der effektive Einrückdruck der Reibungsbremse daher schnell, während im Bereich zwischen der zweiten und dritten Zwischendrehzahl (G-T″) langsamer abfällt, um bei der dritten Zwischendrehzahl den Wert Null zu erreichen.

Der dritte Speisedruck (Kurve 231″) ist größer als der kleinste für ein maximales Bremsmoment des hydrodynamischen Retarders geforderte Wirkdruck, der durch die Kurve 234″ gegeben ist und einen Spitzenwert im Punkt 233″ bei der dritten Zwischendrehzahl T″ erreicht, der höher als bei der ersten Bauform ist. Hieraus ergibt sich der erwähnte Verlauf des effektiven Einrückdrucks der Reibungsbremse 110″. Im oberen Drehzahlbereich besteht kein Einrückdruck für die Reibungsbremse, so daß diese wie bei den anderen Bauarten gelüftet ist. Das Reibungsbremsmoment ändert sich in gleicher Weise wie der effektive Einrückdruck für die Reibungsbremse.

Im unteren Drehzahlbereich bis zur zweiten Zwischendrehzahl T″ erhöht sich das hydrodynamische Bremsmoment stark, da der Wirkdruck des Retarders nach Kurve 231″ (Fig. 9) oberhalb der Kurve 234″ für den für maximale Bremsmomente geforderte Druck liegt. Der Anstieg des hydrodynamischen Bremsmoments von der zweiten Zwischendrehzahl G (Punkt 249″) zum Höchstwert im Punkt 233″ bei der dritten Zwischendrehzahl T′′ erfolgt langsamer, wie dies durch den langsamer steigenden Wirkdruck im Retarder gegeben ist. Bei weiterem Drehzahlanstieg oberhalb der dritten Zwischendrehzahl T″ im oberen Drehzahlbereich sinkt der Wirkdruck entsprechend der Kurve 326″ und damit auch das hydrodynamische Bremsmoment. Das gesamte Bremsmoment gemäß der Kurve 246″ hat bei Nulldrehzahl im Punkt 248″ einen mittleren Wert entsprechend dem Reibungsdrehmoment und steigt nach einem kurzen Absinken infolge der Änderung des Reibbeiwerts in der Reibungsbremse beim Übergang vom statischen in den dynamischen Zustand durch das ansteigende hydrodynamische Bremsmoment steil auf einen Höchstwert bei Erreichen der ersten Zwischendrehzahl I an. Durch die Änderung der einzelnen Bremsmomente zwischen der ersten und der zweiten Zwischendrehzahl (I bis G) tritt ein steiler Abfall ein, der sich oberhalb der zweiten Zwischendrehzahl G bis zur dritten Zwischendrehzahl T″ in einem Teil konstanten Werts fortsetzt, um oberhalb der dritten Zwischendrehzahl T″ im oberen Drehzahlbereich erneut schwach abzunehmen. Hieraus ergibt sich ein einer Geraden angenäherter Verlauf der Bremskraft gemäß der Kurve 242″ (Fig. 9), der mit steigender Drehzahl ansteigt.

Bei dieser bevorzugten Bauform bewirkt das Bremssignal in der Bremssignalleitung 137 ebenfalls bei einem niedrigen Wert von 103 kPa das Umschalten des Bremsregelventils 142″ in die Ein-Stellung. Bei Erreichen des Höchstwerts von 620 kPa bei voller Bremsanforderung ergibt sich aber bei Nulldrehzahl ein zweiter Speisedruck, der dem ersten Speisedruck im Punkt 237″ in Fig. 9 gleich ist und bei Ansteigen der Drehzahl durch diesen begrenzt ist, der nach der Kurve 236″ verläuft. Eine Steigung des Bremsanforderungsdrucks über diesen Wert erhöht somit nicht den Einrückdruck der Reibungsbremse und den Eintrittsdruck der hydrodynamischen Bremse, da deren obere Grenze durch den ersten Speisedruck bestimmt ist. Die maximalen Werte des Reibungsbremsmoments, des hydraulischen Bremsmoments und damit des Gesamtbremsmoments sind also bei voller Bremsanforderung oder höheren Bremsanforderungsdrücken drehzahlgesteuert. Im niedrigen Drehzahlbereich verringert ein abnehmender Bremsanforderungsdruck den zweiten Speisedruck, d. h. den der einen Seite des Kolbens 107 der Reibungsbremse zugeführten Einrückdruck zunächst bis zum dritten Speisedruck, d. h. dem Wirkdruck des Retarders, um zunächst den effektiven Einrückdruck der Reibungsbremse und das Reibungsbremsmoment auf Null zu verringern. Anschließend wird auch das hydrodynamische Bremsmoment verringert, indem mit dem der einen Seite des Kolbens 107 der Reibungsbremse zugeführten Einrückdruck auch der Wirkdruck im Retarder herabgesetzt wird. Im oberen Drehzahlbereich verringert ein absinkender Bremsanforderungsdruck den zweiten und den dritten Speisedruck, welche dort gleich sind, um den Wirkdruck des Retarders und das Bremsmoment des Retarders zu verringern. Bei zunehmenden Drehzahlen werden die oberen Grenzwerte des Wirkdrucks des Retarders und des Retarderbremsmoment bei niedrigeren Bremsanforderungsdrücken erreicht.

Bei kleineren Bremsanforderungsdrücken senkt das Bremsregelventil 142″ den zweiten Speisedruck ab, um den der einen Seite des Kolbens 107 der Reibungsbremse zugeführten Einrückdruck im unteren Drehzahlbereich auf einen konstanten niedrigen Druck entsprechend der Kurve 241″ in Fig. 10 herabzusetzen.

In diesem unteren Drehzahlbereich ist der erste Speisedruck noch höher als ein zum reduzierten Bremsanforderungsdruck portionaler Druck, so daß der zweite Speisedruck durch den zum Bremsanforderungsdruck proportionalen Druck begrenzt ist.

Dagegen wird der zweite Speisedruck bei höheren Drehzahlen gleich dem ersten Speisedruck (vgl. 05895 00070 552 001000280000000200012000285910578400040 0002003021483 00004 05776 Kurve 236″ in Fig. 10), da in diesem Bereich die obere Grenze nicht mehr durch den zum Bremsanforderungsdruck proportionalen Druck, sondern durch den niedrigeren ersten Speisedruck bestimmt ist.

Bei einer lediglich teilweisen Bremsanforderung gemäß Fig. 10 liefert das Bremsregelventil 142″ über die Leitung 195″einen zweiten Speisedruck an das zweite Regelventil 143″, welcher in einem unteren Drehzahlbereich bis zu hohen Drehzahlen durch einen zum Bremsanforderungsdruck proportionalen Druck begrenzt und in diesem Drehzahlbereich daher konstant ist, da der mit der Retarderdrehzahl abfallende erste Speisedruck in diesem Bereich höher als der zum Bremsanforderungsdruck proportionale Druck ist. Beim beschriebenen Fall gemäß Fig. 10 ist die Bremsanforderung auch soweit herabgesetzt, daß in dem genannten unteren Drehzahlbereich der dritte Speisedruck bzw. der Wirkdruck für den Retarder gleich dem zweiten Speisedruck ist und eine Begrenzung dieses Wirkdrucks durch das zweite Regelventil 143″ im genannten Bereich nicht erfolgt. Demzufolge gibt gem. Fig. 10 die Kurve 241″ den konstanten Druckverlauf sowohl des zweiten Speisedrucks als auch des Wirkdrucks für den Retarder an. Erst bei höheren Drehzahlen liegt der erste Speisedruck unterhalb dem zum Bremsanforderungsdruck proportionalen Druck, so daß im oberen Drehzahlbereich der zweite Speisedruck nunmehr durch den mit der Drehzahl abfallenden ersten Speisedruck begrenzt wird. Nachdem das zweite Regelventil 143″ in diesem oberen Drehzahlbereich in seiner Öffnungsstellung gehalten ist, entspricht der dritte Speisedruck, d. h. der Wirkdruck des Retarders dem entsprechend dem ersten Speisedruck verlaufenden zweiten Speisedruck, wie dies durch den Kurvenabschnitt 236″ in Fig. 10 dargestellt ist. Dementsprechend fallen sowohl der zweite als auch der dritte Speisedruck entsprechend dem ersten Speisedruck bei höheren Drehzahlen mit zunehmender Drehzahl langsam ab.

Da bei einer solchen teilweisen Bremsanforderung der zweite und der dritte Speisedruck bei allen Retarderdrehzahlen gleich ist, ist der effektive Einrückdruck der Reibungsbremse bei allen Drehzahlen gleich Null, so daß die Reibungsbremse gelüftet ist. Bei abnehmendem Bremsanforderungsdruck sinkt der effektive Einrückdruck der Reibungsbremse ab, so daß diese früher gelüftet wird.

Bei einer solchen Bremsteilanforderung ist das Gesamtbremsmoment gleich dem hydrodynamischen Bremsmoment und steigt bei zunehmender Drehzahl infolge des wachsenden hydrodynamischen Bremsmoments, zunächst schnell an. Der Anstieg wird anschließend flacher. Schließlich tritt ein Abfall des Gesamtbremsmoments ein, wie dies die Kurve 246″ in Fig. 10 zeigt. Bei einer geringen Bremsanforderung von beispielsweise 345 kPA Bremsanforderungsdruck liegt demnach kein Reibungsbremsmoment vor, so daß der Gesamtverlauf des Bremsmoments durch das hydrodynamische Bremsmoment vermehrt um Verluste gegeben ist. Es steigt mit zunehmender Drehzahl fortschreitend in geringerem Ausmaß auf einen hohen Wert bei sehr hohen Drehzahlen an, um dann bis zur Höchstdrehzahl abzufallen. Es ergibt sich dann ein Verlauf der Bremskraft nach der Kurve 242″ in Fig. 10, der einer Geraden angenähert ist und im unteren Drehzahlbereich eine etwas zunehmende Steigerung und im oberen Drehzahlbereich eine etwa abnehmende Steigerung mit der Drehzahl aufweist.

Bei den Bauformen nach Fig. 2 und 4 erhöht sich bei geringer Bremsanforderung das hydrodynamische Bremsmoment mit der Drehzahl und der Bremsanforderung. Bei einer mittleren Bremsanforderung ergibt sich ein maximales hydraulisches Bremsmoment bei hohen Drehzahlen (vgl. Kurven 246 u. 246″ in Fig. 6 bzw. 10). Bei hoher Bremsanforderung nimmt die Reibungsbremskraft im unteren Drehzahlbereich mit der Bremsanforderung zu, während sie mit steigender Drehzahl abfällt. Bei der Bauform nach Fig. 3 verhält sich die Reibungsbremse in gleicher Weise.

Bei Bremsen dieser Art steigt das hydrodynamische Bremsmoment stark exponentiell an, wenn auch der Wirkdruck in vergleichbare Weise steigt; bei konstantem Wirkdruck steigt das hydrodynamische Bremsmoment exponentiell an. Das Reibungsbremsmoment ändert sich linear mit dem effektiven Einrückdruck. Im unteren Drehzahlbereich ist der Wirkdruck des Retarders ausreichend und erhöht sich mit der Drehzahl, um einen für eine maximale Bremsmomentaufnahmefähigkeit des hydrodynamischen Retarders geforderten Druck zu entsprechen und den effektiven Einrückdruck der Reibungsbremse und das Reibungsbremsmoment zu verringern. Im oberen Drehzahlbereich verringert sich bei nach einer exponentiellen Reglerkurve abnehmendem Wirkdruck des Retarders entsprechend das hydrodynamische Bremsmoment und damit das Gesamtbremsmoment. Damit ist ein im wesentlichen linearer Verlauf der Gesamtbremskraft in Abhängigkeit von der Drehzahl erreichbar.

Die zur Erläuterung dienenden Vorgänge sind unter Bezugnahme auf zunehmende Drehzahlen gemacht worden, so daß der jeweilige Kurvenverlauf der Drücke von links nach rechts erfolgt ist. In der Praxis würde dies zutreffen, wenn der Fahrer die Bremse dazu verwendet würde, einen Anstieg der Drehzahl sanfter vorzunehmen. Der übliche Zweck der Bremse ist jedoch das Abbremsen eines Fahrzeugs, wobei in diesem Fall die Vorgänge in der umgekehrten Richtung mit zunehmend kleiner werdenden Drehzahlen ablaufen.

Claims

1. Bremsanlage mit einem hydrodynamischen Retarder (72; 72′) und einer Reibungsbremse (110; 110′) mit folgenden Merkmalen:

- Eingangsgrößen der Bremsanlage sind
- a) ein Bremsanforderungsdruck,
- b) ein mit der Drehzahl des Retarders ansteigender Druck,
- c) ein konstanter hoher Druck,
- aus diesen Eigangsgrößen erzeugt eine Steueranlage (130, 107; 130′, 107) als Ausgangsgrößen
- d) einen die Reibungsbremse (110; 110′) beaufschlagenden Einrückdruck,
- e) einen Wirkdruck im Retarder; (72; 72′)
- die Steueranlage (130, 107; 130′, 107) erzeugt weiter aus dem konstanten Druck in Verbindung mit dem mit der Retarderdrehzahl ansteigenden Druck einen mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck,
- die Steueranlage (130, 107; 130′, 107)
- f) führt den Wirkdruck des Retarders (72; 72″) proportional zum Bremsanforderungsdruck und gleichzeitig in einem oberen Drehzahlbereich begrenzt entsprechend dem mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck und in einem unteren Drehzahlbereich begrenzt entsprechend dem mit der Retarderdrehzahl ansteigenden Druck, und
- g) erzeugt den Einrückdruck am Stellglied (107) der Reibungsbremse (110; 110′) als Differenz zwischen einem vom Bremsanforderungsdruck abhängigen Druck und dem Wirkdruck des Retarders (72; 72′).

2. Bremsanlage nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Steueranlage (130, 107; 130′ 107) ein vom konstanten hohen Druck und vom mit der Retarderdrehzahl ansteigenden Druck beaufschlagtes erstes Regelventil (200; 200′), welches den mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck liefert, ein vom Bremsanforderungsdruck beaufschlagtes Bremsregelventil (142; 142′) sowie ein vom mit der Retarderdrehzahl ansteigenden Druck beaufschlagtes und damit im oberen Drehzahlbereich offengehaltenes zweites Regelventil (143; 143′) umfaßt, und daß das erste Regelventil (200; 200′) das Bremsregelventil (142; 142′) sowie das zweite Regelventil (143; 143′) zur Führung des Wirkdrucks im Retarder (72; 72′) hintereinandergeschaltet sind.

3. Bremsanlage nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Regelventil (200) den mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck an das Bremsregelventil (142) liefert, daß das Bremsregelventil (142) einen geregelten Druck an das zweite Regelventil (143) liefert, der gleich dem geringeren Wert der beiden durch einen zum Bremsanforderungsdruck proportionalen Druck sowie den mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck gebildeten Drucksignale ist, und daß das zweite Regelventil (143) den Wirkdruck im Retarder (72) derart führt, daß dieser gleich dem geringeren Wert der beiden durch einen zum mit der Retarderdrehzahl ansteigenden Druck proportionalen Druck sowie den vom Bremsregelventil (142) gelieferten Druck gebildeten Drucksignale ist (Fig. 2a, b).

4. Bremsanlage nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Bremsregelventil (142) den zusammen mit dem Wirkdruck im Retarder (72) den Einrückdruck am Stellglied (107) der Reibungsbremse (110) bestimmenden, vom Bremsanforderungsdruck abhängigen Druck derart führt, daß auch dieser Druck gleich dem geringeren Wert der beiden durch den zum Bremsanforderungsdruck proportionalen Druck sowie den mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck gebildeten Drucksignal ist.

5. Bremsanlage nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Regelventil (200′) den mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck an das zweite Regelventil (143′) liefert, daß das zweite Regelventil einen geregelten Druck an das Bremsregelventil (142′) liefert, der gleich dem geringeren Wert der beiden durch einen zum mit der Retarderdrehzahl ansteigenden Druck proportionalen Druck sowie den mit der Retarderdrehzahl abfallenden Druck gebildeten Drucksignale ist, und daß das Bremsregelventil (142′) den Wirkdruck im Retarder (72′) derart führt, daß dieser gleich dem geringeren Wert der beiden durch einen zum Bremsanforderungsdruck proportionalen Druck sowie den vom zweiten Regelventil (143′) gelieferten Druck gebildeten Drucksignale ist (Fig. 3).

6. Bremsanlage nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Steueranlage (130′, 107) ein vom Bremsanforderungsdruck sowie vom mit der Retarderdrehzahl ansteigenden Druck beaufschlagtes Ventil (216) umfaßt, welches den zusammen mit dem Wirkdruck im Retarder (72′) den Einrückdruck am Stellglied (107) der Reibungsbremse bestimmenden, vom Bremsanforderungsdruck abhängigen Druck derart führt, daß dieser im oberen Drehzahlbereich auf einen Wert herabgesetzt ist, der zumindest kleiner als der Wirkdruck im Retarder (72′) ist.

7. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Retarder (72; 72′) zur Erzeugung eines linear mit dem Wirkdruck im Retarder und exponentiell mit der Retarderdrehzahl ansteigenden Bremsmoments ausgelegt ist.

8. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Wirkdruck im Retarder (72; 72′) derart geführt ist, daß dieser zumindest bei voller Bremsanforderung im unteren Drehzahlbereich größer ist als der für ein jeweiliges hohes hydrodynamisches Bremsmoment geforderte hohe Druck.

9. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Wirkdruck im Retarder (72; 72′) derart geführt ist, daß dieser bei einer im Grenzbereich zwischen dem unteren und dem oberen Drehzahlbereich liegenden Retarderdrehzahl gleich dem bei dieser Drehzahl für ein hohes hydrodynamisches Bremsmoment geforderten hohen Druck ist.

10. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der zusammen mit dem Wirkdruck im Retarder (72; 72′) den Einrückdruck am Stellglied (107) der Reibungsbremse (110; 110′) bestimmende, vom Bremsanforderungsdruck abhängige Druck derart geführt ist, daß dieser bei einer jeweiligen Verringerung des Bremsanforderungsdrucks in stärkerem Maße abnimmt als der Wirkdruck im Retarder, so daß bei geringen Bremsanforderungsdrücken der Einrückdruck am Stellglied (107) auf den Wert Null verringert ist.

11. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Reibungsbremse (110) über eine den Wirkdruck im Retarder (72) führende Eintrittsleitung (157) des Retarders Kühlmittel zuführbar ist, und daß das Stellglied (107) der Reibungsbremse ein in einem Zylinder (108) verschiebbarer Kolben ist, in welchem ein Drosselkanal (105) ausgebildet ist, um das Einrücken der Reibungsbremse zu verzögern, bis ein zur Kühlung der Reibungsbremse erforderlicher Wirkdruck im Retarder aufgebaut ist.

12. Bremsanlage nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Wirkdruck im Retarder (72′) bei geringeren Drehzahlen im unteren Drehzahlbereich derart geführt ist, daß dieser wesentlich höhere, die Kühlmittelversorgung der Reibungsbremse (110′) bewirkende Zwischenwerte als die für ein hohes hydrodynamisches Bremsmoment geforderten hohen Druckwerte und einen solchen Verlauf aufweist, welcher einen im wesentlichen konstanten Einrückdruck am Stellglied (107′) der Reibungsbremse (110′) ergibt, während dieser Wirkdruck bei höheren Drehzahlen im unteren Drehzahlbereich so geführt ist, daß er sich den für ein hohes hydrodynamisches Bremsmoment geforderten hohen Drücken annähert.