DE3409566C2

DE3409566C2 -

Info

Publication number: DE3409566C2
Application number: DE3409566A
Authority: DE
Inventors: Heinrich Prof. Dr.-Ing. 2000 Hamburg De Nikolaus
Original assignee: Mannesmann Rexroth AG
Current assignee: Bosch Rexroth AG
Priority date: 1984-03-15
Filing date: 1984-03-15
Publication date: 1993-12-02
Anticipated expiration: 2004-03-16
Also published as: JPS612965A; DE3409566A1; DE3409566C3; US4813234A

Description

Die Erfindung betrifft eine Getriebeanordnung mit den im Ober begriff des Patentanspruchs 1 angeführten Merkmalen.

Bei wechselnden Antriebsmomenten und Drehzahlen eines Antriebes, insbesondere eines Antriebes für ein Fahrzeug, ist es wünschens wert, daß die antreibende Brennkraftmaschine unter nahezu kon stanten Bedingungen arbeitet, wobei vom Fahrzeug nicht abge nommene Leistungsanteile im stationären Fahrzustand zwischen gespeichert werden, der vom Fahrzeug geforderte Mehrbedarf bei Beschleunigungsvorgängen aus dem Speicher zur Verfügung gestellt wird und zusätzlich anfallende Bremsenergie zur Aufladung des Speichers verwendet wird.

Bei einer bekannten Anlage (Hydraulics and Pneumatics, Okt. 1974), von der die Erfindung ausgeht, fördern zwei von einer Kraft maschine angetriebene hydrostatische Pumpen in eine gemeinsame Leitung, an die ein hydraulischer Speicher und zwei hydro statische Maschinen angeschlossen sind. Damit kann beim Bremsen zurückgewonnene Energie gespeichert werden und steht zum Be schleunigen zur Verfügung. Schaltkupplungen sind hierbei nicht vorgesehen.

Bei einem Hybridantrieb für ein Fahrzeug ist ferner bekannt (DE-OS 27 35 423), zusätzlich zu einem mechanischen Getriebe zwischen dem Motor und der Antriebsachse ein aus zwei Motoren und einer Pumpe bestehendes hydrostatisches Getriebe vorzusehen, das durch mechanisch zu betätigende Schaltkupplungen zu- und abschaltbar ist.

Es ist auch bekannt, die Brennkraftmaschine mit einem Schwungrad zu kuppeln, das die von der im optimalen Betriebsbereich arbei tenden Brennkraftmaschine abgegebene Energie speichert und je nach Bedarf über ein hydrostatisches Getriebe an das Fahrzeug weitergibt. Auch die Bremsenergie anteile lassen sich im Schwungrad speichern. Ein solcher Antrieb hat auch Nachteile, da beispielsweise die Speicher verluste bei Höchstdrehzahl und stillstehendem Abtrieb am größten sind.

Es ist ferner bekannt ("Ölhydraulik und Pneumatik", 24, 1980, Nr. 7, Seite 525) eine Getriebeanordnung mit Leistungsver zweigung vorzusehen, wobei zur Optimierung der Beschleuni gung und Verzögerung des Fahrzeuges ein hydrostatischer Ge triebezweig und zur Optimierung des Übertragungswirkungs grades bei stationärer Fahrgeschwindigkeit ein paralleler mechanischer Getriebezweig vorgesehen ist. Dabei weist der hydrostatische Getriebezweig antriebs- und abtriebsseitig je eine Schaltkupplung und der mechanische Getriebezweig ebenfalls eine Schaltkupplung auf. Über die Betätigung der Kupplungen kann der jeweilige Getriebestrang ausgewählt wer den. Ferner sind die im hydrostatischen Getriebezweig vorge sehenen Maschinen verstellbar, so daß zusätzlich die Be schleunigung und Verzögerung beeinflußt werden kann.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Getriebean ordnung der eingangs geschilderten Art so auszubilden, daß der Gesamtwirkungsgrad erheblich gesteigert wird und die antreibende Kraftmaschine möglichst energiesparend arbeitet, wobei insbesondere eine Brennkraftmaschine in einem Arbeits bereich gehalten werden soll, in dem der Brennstoffverbrauch optimal ist, um Brennstoff einzusparen.

Diese Aufgabe ist erfindungsgemäß durch die im kennzeichnen den Teil des Patentanspruchs 1 angeführten Merkmale gelöst.

Erfindungsgemäß ist die Getriebeanordnung in mindestens zwei Getriebestränge aufgeteilt, die beide aus hydrostatischen Maschinen aufgebaut sind. Über automatisch schaltbare Kupp lungen werden die jeweils benötigten Maschinen mechanisch eingekuppelt, während die nicht benötigten Maschinen ausge kuppelt werden, um Leerlaufverluste und Planschverluste zu vermeiden. Die Betätigung der Kupplungen erfolgt automatisch durch den an der hydraulischen Maschine anliegenden bzw. von ihr erzeugten hydraulischen Druck und abhängig von einem willkürlich betätigbaren Signal, zum Beispiel dem durch ein Fahrpedal eingegebenen Signal oder abhängig von einer Über lagerung einer oder mehrerer Parameter.

Die erfindungsgemäße Getriebeanordnung zeichnet sich durch eine erhebliche Energieeinsparung des Antriebes aus. Bei dem Antrieb eines Fahrzeuges mit einer Brennkraftmaschine lassen sich alle abtriebsseitigen Leistungsanforderungen so erfüllen, daß die Drehzahl der Brennkraftmaschine stets auf einem konstanten verbrauchsgünstigen Wert gehalten wird. Die Belastung der Brennkraftmaschine bleibt eng im optimalen Verbrauchsbereich.

Ausführungsbeispiele der Erfindung sind nachstehend anhand der Zeichnung näher erläutert. Es zeigt

Fig. 1 eine schematische Darstellung einer hydrosta tischen Getriebeanordnung in einer ersten Aus führungsform,

Fig. 2 einen Schnitt durch eine Axialkolbenmaschine der Schrägachsenbauart mit Schaltkupplung,

Fig. 3 eine schematische Darstellung einer primär seitigen Pumpe mit einem Ventil zur Betäti gung der Kupplung,

Fig. 4 eine schematische Darstellung einer sekundär seitigen Maschine mit Schaltventilen zur Betä tigung der Kupplung,

Fig. 5 eine schematische Darstellung einer sekundär seitigen Maschine mit Schaltventilen zur Betä tigung der Kupplung für den Vierquadrantenbe trieb der Maschine,

Fig. 6 eine schematische Darstellung einer hydrostati schen Getriebeanordnung in einer weiteren Aus führungsform,

Fig. 7 eine Darstellung der Schaltvorgänge an den primärseitigen Pumpen in Abhängigkeit vom Arbeitsdruck und der Gaspedalstellung in einem Kennfeld einer Brennkraftmaschine, und

Fig. 8 eine Darstellung des Abtriebsmomentes abhängig vom Arbeitsdruck und der Fahrpedalstellung.

In Fig. 1 werden zwei hydrostatische Pumpen 10 und 12 mit jeweils konstantem Verdrängungsvolumen, von denen die Pum pen 12 mit einer Schaltkupplung 13 versehen ist, von einer Brennkraftmaschine 14 angetrieben. Beide Pumpen 10 und 12 fördern Arbeitsmittel aus einem Tank in einen hydrauli schen Leitungsstrang 15, an dem ein hydraulischer Spei cher 16 sowie zwei hydrostatische Maschinen 20 und 22 mit konstantem Verdrängungsvolumen angeschlossen sind, die je weils über eine Schaltkupplung 21 und 23 auf eine Abtriebs welle 24 und 25 arbeiten, die beispielsweise die Achse eines nicht dargestellten Fahrzeuges über ein Ausgleichs getriebe antreiben. Der Speicher 16 und die Maschinen 20 und 22 sind jeweils über entsperrbare Schaltventile 17 so wie 27 und 28 an den Leitungsstrang 15 angeschlossen.

Grundsätzlich sind die sekundärseitigen Maschinen 20 und 22 für den Fahrantrieb der Baugröße nach so ausgelegt, daß die Maschine 20 im Motorbetrieb arbeitend das für einen stationären Fahrbetrieb nötige Abtriebsmoment liefert, während die Maschine 22 zur Deckung des Energiebedarfes bei Beschleunigen des Fahrzeuges ausgelegt ist. Beispiels weise kann angenommen werden, daß die Baugröße, also das Verdrängungsvolumen der Maschine 20 erheblich kleiner ist als das Schluckvolumen der das nötige Beschleunigungsmoment liefernden Maschine 22. Um Leerlauf- und Planschverluste der Maschinen 20 und 22 zu vermeiden, werden diese mittels Ausrücken der Kupplungen 21 und 23 abgeschaltet und still gesetzt, wenn ihre Leistung nicht benötigt wird.

Je nach Leistungsanforderung der Motoren 20 bzw. 22 kann primärseitig die Pumpe 12 über Einrücken der Schaltkupplung 13 zu- bzw. abgeschaltet werden. Auch hier sei beispiels weise angenommen, daß die Baugröße und damit das Verdrän gungsvolumen der Pumpen 10 und 12 unterschiedlich ist.

Der volle Leistungsbedarf beim Beschleunigen des Fahrzeuges, also beim Zuschalten des Motors 22 muß nicht allein von den Pumpen aufgebracht werden. Vielmehr stellt der Speicher 16 bei Beschleunigungsvorgängen zusätzlich Energie zur Verfügung. Ferner werden über den Speicher 16 Druckschwan kungen infolge des Betätigens der Schaltkupplungen abgefan gen. Schließlich dient der Speicher zur Aufnahme der Brems energie bei Verzögerungsvorgängen, wenn also die Maschinen 20 bzw. 22 vom Fahrzeug her angetrieben werden und dann im Pumpenbetrieb arbeitend Arbeitsmittel in den Speicher 16 fördern.

Die Betätigung der Schaltkupplungen zum Ein- und Ausschal ten der primär- und sekundärseitigen Einheiten soll in der Weise vorgenommen werden, daß die Brennkraftmaschine 14 im Bereich des optimalen Brennstoffverbrauchs arbeitet, d. h. daß die Drehzahl n ₁ sowie das Antriebsmoment M ₁ möglichst konstant gehalten wird. Es sei angenommen, daß die Pumpe 12 abgekuppelt ist, so daß die Pumpe 10 allein in den Lei tungsstrang 15 fördert. Erhöht sich der Verbrauch an Ar beitsmittel sekundärseitig, weil beispielsweise Drehmoment für einen Beschleunigungsvorgang benötigt wird, so sinkt demzufolge der Arbeitsdruck P im Leitungsstrang 15. Da die Pumpe 10 gegen einen niedrigen Druck P fördert, benötigt sie weniger Antriebsmoment, d. h. das Antriebsmoment M ₁ der Brennkraftmaschine fällt ab. Um dies zu vermeiden, wird die zweite Pumpe 12 über die automatische Schalt kupplung 13 zugeschaltet und erhöht damit das Antriebs moment M ₁ der Brennkraftmaschine. Infolgedessen steigt der Arbeitsdruck P im Leitungsstrang 15 und wird der Druckmittelbedarf des Motors für den Beschleunigungs vorgang gedeckt. Die Pumpe 12 wird wieder abgeschaltet, wenn der Arbeitsdruck P so weit ansteigt, daß das von der Brennkraftmaschine 14 gelieferte Antriebsmoment M ₁ zu groß wird.

Mit der Ausführungsform in Fig. 1 lassen sich sechs Schaltstufen realisieren, wenn wahlweise der Motor 20 oder der Motor 22 oder beide Motoren 20 und 22 zugeschaltet werden und das Arbeitsmittel entweder von der Pumpe 10 oder von beiden Pumpen 10 und 11 geliefert wird. Die Bau größe der Pumpen bzw. Motoren wird entsprechend den Be schleunigungs- und Verzögerungsvorgängen des Fahrzeuges sowie entsprechend dem stationären Fahrbetrieb bei unter schiedlichen Geschwindigkeiten bestimmt, so daß jede Ma schine bei Zuschalten in ihrem optimalen Wirkungsgrad bereich arbeitet. Vorzugsweise sind deshalb zumindest die Pumpen 10 und 12 mit konstantem Verdrängungsvolumen ausgeführt. Zur besseren Anpassung an die Fahrbedingungen können die Motoren 20 und 22 vorzugsweise mit einstellba rem Schluckvolumen ausgeführt sein. Über entsprechende Be messung der Maschinen, richtige Betätigung der Schaltkupp lungen und Abkuppeln der nicht benötigten Maschinen läßt sich der Gesamtwirkungsgrad des hydrostatischen Antriebes optimieren und die Brennkraftmaschine mit konstanter Dreh zahl und konstantem Drehmoment fahren, um den Brennstoff verbrauch zu senken.

Eine Ausführungsform einer hydrostatischen Maschine mit integrierter Schaltkupplung ist in Fig. 2 dargestellt. In einem feststehenden Gehäuse 30 ist eine Triebwelle 32, eine Hubscheibe 33, eine Zylindertrommel 34 mit mehreren Kolben 35 und Kugelstangen 36 sowie eine Steuerplatte 37 untergebracht. Der Zylinder 34 mit den Kolben 35 ist in einem Winkel zur Wellenachse schräg angeordnet. Die Hub scheibe 33 steht über die Kolbenstangen 35 mit dem Zylin der 34 in gelenkiger Verbindung.

Der Zylinder 34 ist auf einem Mittelzapfen 38 gelagert, der eine Verlängerung 39 aufweist, die mit einem kugel förmigen Kopf 40 zentrisch angeordnet in der Hubscheibe 33 aufgenommen ist. Die Hubscheibe 33 bildet als Trieb flansch zusammen mit dem an der Triebwelle 32 angeformten Wellenflansch 42 eine Kegelreibkupplung. Hierzu ist der Triebflansch 33 mit einem Außenkonus 44 versehen, der in einem Innenkonus 45 des Wellenflansches 42 greift.

Im Pumpenbetrieb wird Arbeitsmittel aus einem Tank über einen Einlaßschlitz 46 in die Zylinderbohrungen 48 ge saugt, darin von den Kolben 35 verdichtet und über den Auslaß 47 in den in Fig. 1 dargestellten Leitungsstrang 15 gedrückt.

Der für die Kegelreibkupplung nötige Kraftschluß wird durch die auf die Kolben 35 wirkenden hydraulischen Kräfte erzeugt. Ist der Auslaß 47 drucklos, so fehlen die den Kraftschluß erzeugenden Reaktionskräfte und die Kupplung wird ausgerückt, so daß Triebflansch 33 und Welle 32 getrennt werden. Steht dagegen Druck an, der in den Zylinderbohrungen 48 wirkt, so rückt die Schalt kupplung ein und stellt den Kraftschluß her.

Zwischen dem Wellenflansch 42 und dem Triebflansch 33 weist die Kupplung einen Kupplungsraum 50 auf, der über eine Bohrung 51 entlüftet ist.

Der Kegelwinkel der Reibkupplung muß so bestimmt sein, daß der Konus nicht selbsthemmend ist und ein Schlupf der Kupplung vermieden wird. Ist der Winkel zu klein, so tritt Selbsthemmung auf. Ist der Winkel zu groß, so kann das An triebsmoment nicht auf die Zylinder übertragen werden und die Kupplung rutscht durch. Ferner kann eine nicht dar gestellte Feder vorgesehen sein, um eine bestimmte Aus rückkraft für die Kupplung zu erzeugen.

Das Ein- und Ausrücken der Schaltkupplung soll anhand der Fig. 3 im folgenden erläutert werden. Zur Betätigung der Schaltkupplung 13 ist ein Drei/Zwei-Wegeventil 55 mit Mag netantrieb vorgesehen. Die Pumpe 12 ist über jeweils einen in Strömungsrichtung sich öffnendes Rückschlagventil 56 und 57 mit dem Tank bzw. dem Leitungsstrang 15 verbunden. Solange die Pumpe 12 Druckmittel in den Leitungsstrang 15 fördert, ist durch die hydraulischen Kolbenkräfte die Schaltkupplung 13 eingerückt. Zum Ausrücken wird das Ven til 55 durch Erregen des Magnetantriebes in die darge stellte Schaltstellung gebracht, in der Auslaß und Einlaß der Pumpe 12 über die Leitung 58 kurzgeschlossen sind, d h. die Pumpe ist in Umlauf geschaltet. Dadurch sinkt die Druck differenz zwischen Auslaß und Einlaß und sinkt infolgedes sen die die Kupplung im eingerückten Zustand haltende Kraft, bis diese kleiner ist als das Antriebsmoment. Dies hat einen mechanischen Schlupf der Schaltkupplung zur Folge, so daß die Druckdifferenz am Einlaß und Auslaß der Pumpe weiter absinkt, bis die Schaltkupplung völlig ausrückt und damit die Pumpe momentenfrei zum Stillstand kommt.

Zum Einrücken der Kupplung wird der Magnetantrieb des Ven tils 55 abgeschaltet, das Ventil schaltet in die andere Schaltstellung um, in der der Auslaß der Pumpe 12 über das Ventil mit dem Leitungsstrang 15 verbunden wird. Da durch werden die Kolben der Pumpe über die Zweigleitung 59 mit Druck aus dem Leitungsstrang 15 beaufschlagt und die Schaltkupplung rastet ein. Sobald die Pumpe auf die Dreh zahl der Brennkraftmaschine beschleunigt ist, fördert sie Druckmittel über das sich öffnende Rückschlagventil 57 in den Leitungsstrang 15.

In Fig. 4 ist eine entsprechende Schaltung zur Betäti gung der Schaltkupplung 23 des sekundärseitigen Motors 22 dargestellt. Der Einlaß des Motors 22 ist über ein entsperrbares Schaltventil 60 mit dem Leitungsstrang 15 und der Auslaß über ein entsperrbares Schaltventil 61 mit dem Tank verbunden. Während des Motorbetriebes sind beide Schaltventile 60 und 61 geöffnet und die Schaltkupplung 23 ist durch die hydraulischen Druck kräfte automatisch eingerückt. Zum Ausrücken wird zu nächst das Schaltventil 60 gesperrt. Da der Motor 22 von der Last her weiterhin angetrieben wird, fördert er Arbeitsmittel über das Schaltventil 61 zum Tank. Dabei kann über das sich in Strömungsrichtung zum Einlaß des Motors 22 hin öffnende Rückschlagventil 62 Arbeitsmittel aus dem Tank nachgesaugt werden. Der Motor ist in Umlauf geschaltet, so daß sich in der bereits beschriebenen Weise die Arbeitsdruck differenz am Motor 22 verringert, bis die Schaltkupp lung 23 ausgerückt wird, worauf das Schaltventil ge schlossen wird, wenn die Drehzahl Null erreicht ist.

Zum Einrücken der Kupplung wird bei geschlossenem Schaltventil 61 das Schaltventil 60 geöffnet, so daß der Motor 22 mit Arbeitsmittel aus dem Leitungsstrang 15 beaufschlagt wird, so daß durch den sich im Motor aufbauenden hydraulischen Druck die Schaltkupplung 23 eingerückt wird. Anschließend wird das Schaltventil 61 geöffnet, und der Motor 22 nimmt die Arbeit auf. Würde beim Öffnen des Schaltventils 60 auch das Schalt ventil 61 bereits geöffnet sein, wo würde der Motor unzulässig hohe Drehzahlen annehmen, weil die Kupplung noch ausgerückt ist. Soll die Maschine 22 als Fahran trieb sowohl im Motorbetrieb als auch im Pumpenbetrieb zur Energierückgewinnung arbeiten, so muß eine Axial kolbenpumpe mit einer über die Nullage in beiden Rich tungen verschwenkbaren Schrägscheibe verwendet werden, deren Verdrängungs- bzw. Schluckvolumen abhängig vom Schwenkwinkel veränderlich ist.

Wird für die Beschleunigungs- und Verzögerungsphase des in Fig. 1 dargestellten Fahrzeugantriebes eine re versierbare Axialkolbenmaschine gemäß Fig. 4 mit großem Verdrängungsvolumen gewählt, die zum Beschleuni gen und Bremsen zugeschaltet wird, so kann mit Vorteil die für die Konstantfahrt erforderliche Abtriebsleistung von der wesentlich kleineren Axialkolbenmaschine 20 mit konstantem Verdrängungsvolumen und Schaltkupplung 21 übertragen werden. Die Größe des Beschleunigungs- bzw. Bremsmomentes der reversierbaren Maschine 22 wird durch Einstellung des Verdrängungsvolumens bestimmt.

Wird beispielsweise ein Fahrpedal vom Fahrzeugführer aus einer Grundstellung heraus betätigt, um das Fahr zeug zu beschleunigen, so wird zunächst die Schalt kupplung 23 eingerückt, wobei die Einstellung des Schluckvolumens der Maschine 22 noch Null beträgt. Mit weiterer Verstellung des Fahrpedals wird der Motor 22 bis zum maximalen Schluckvolumen kontinuierlich aus geschwenkt. Wird das Fahrpedal weiter betätigt, so erfolgt das Einrücken der Schaltkupplung 21, wobei gleichzeitig das Schluckvolumen des Motors 22 wieder auf Null eingestellt wird, worauf dann bei anschließen der Betätigung des Fahrpedals das Schluckvolumen der Maschine 22 von Null ausgehend wieder kontinuierlich erhöht wird, bis bei der maximal möglichen Stellung des Fahrpedals die Maschine 22 zusätzlich zur Maschine 20 mit maximalem Schluckvolumen arbeitet. Abhängig von der Stellung des Fahrpedals werden somit die Kupplungen 21 und 23 geschaltet und das Schluckvolumen des Motors 22 verändert. Ist das maximale Schluckvolumen des Motors 22 gleich dem konstanten Schluckvolumen des Motors 20, so ergibt sich kein Momentensprung beim Zuschalten des Motors 20. Das Fahrverhalten wird also von dem auf die sekundären Einheiten 20 und 22 wirkenden Fahr pedal beeinflußt. Das abgegebene Drehmoment M ₂ ist so mit abhängig von der Stellung des Fahrpedals und dem im Leitungsstrang 15 verfügbaren Systemdruck.

Entsprechend kann auch beim Verstellen des Bremspedals zunächst die Kupplung 23 eingerückt werden, worauf die Größe des von der jetzt als Pumpe arbeitenden Maschine 22 erzeugten Bremsmomentes abhängig von der weiteren Verstellung des Bremspedals erfolgt, wodurch das Ver drängungsvolumen der Pumpe vergrößert wird, bis der maximale Wert erreicht wird, bei dem die Kupplung 21 eingerückt wird, und die Maschine 20 ebenfalls als Pumpe arbeitet.

Anstelle einer reversierbaren Maschine kann eine erheb lich kleinere und leichtere Axialkolbenmaschine mit ein seitig veränderlichem Verdrängungsvolumen vorgesehen sein, wenn der Anschluß der Maschine 22′ mit der Schalt kupplung 23′ in der in Fig. 5 dargestellten Weise er folgt. Dabei sind zusätzlich zu den Schaltventilen 60 und 61, deren Funktion bereits anhand der Ausführung der Fig. 4 erläutert wurden, Schaltventile 63 und 64 vorgesehen, die in der dargestellten Weise an den Ein laß bzw. Auslaß der Maschine 22′ angeschlossen sind. Auch hier dient die Maschine 22′ zur Beschleunigung des Fahrzeuges für Vorwärts- und Rückwärtsfahrt sowie zur Aufnahme von Bremsenergie während der Vorwärts- oder Rückwärtsfahrt, arbeitet also im Vierquadranten betrieb. Werden beispielsweise die Schaltventile 60 und 61 angesteuert, so beschleunigt die Maschine 22′ im Motorbetrieb und bei Rechtslauf bzw. verzögert im Pumpenbetrieb und Linkslauf, während bei Ansteuerung der Schaltventile 63 und 64 die Maschine 22′ im Pumpen betrieb und Rechtslauf verzögert bzw. im Motorbetrieb und Linkslauf beschleunigt.

In Fig. 5 ist ferner dargestellt, wie die Zeitverzöge rung zwischen dem Schalten der Ventile 60 und 61 hydraulisch realisierbar ist. Die Verzögerungszeit ist die Aus- bzw. Einrückzeit der Kupplung 23. In der Steuerleitung für das Schaltventil 61 ist eine Drossel 65 und ein Speicher 66 vorgesehen. Zum Einrücken wird bei geschlossenen Ventilen 60 und 61 auf die Steuer leitung das Signal S ₂ gegeben, worauf das Schaltventil 60 öffnet und das Schaltventil 61 nach Einrücken der Kupplung zeitverzögert öffnet. Umgekehrt wird beim Aus rücken das Signal S ₂ abgeschaltet, wodurch das Schalt ventil 60 sofort geschlossen wird, während das Schließen des Schalters 61 erfolgt, wenn die Kupplung ausgerückt ist und die Drehzahl Null erreicht ist. Gegebenenfalls kann deshalb das Ventil 61 auch drehzahlabhängig ge schaltet werden. Die Zeitverzögerung läßt sich auch elektrisch durch ein RC-Glied realisieren, wenn die Schaltventile elektrisch angesteuert werden.

In Fig. 6 ist ein hydraulischer Schaltplan für eine hydrostatische Getriebeanordnung mit zwei Pumpen 110 und 112, von denen jede mit einer integrierten Schalt kupplung 111 und 113 versehen ist, sowie zwei hydro statischen Maschinen 120 und 122 dargestellt, von denen jede mit einer integrierten Schaltkupplung 121 und 123 versehen ist. An den Leitungsstrang 115 ist außerdem über ein Schaltventil 117 der hydraulische Speicher 116 angeschlossen. Die Pumpen 110 und 112 können von der Brennkraftmaschine 114 angetrieben werden. Die Be schaltung der Pumpen zur Betätigung der Schaltkupplung 111 und 113 erfolgt in der in Fig. 3 dargestellten Weise, wobei entsprechende Bezugszeichen verwendet sind. Die Beschaltung der Maschinen 120 und 122 erfolgt in der in Fig. 5 dargestellten Weise, wobei ebenfalls entsprechende Bezugszeichen für die Schaltventile verwendet sind. Sind die Maschinen 120 und 122 mit konstantem, aber unterschiedlichen Verdrängungsvolumina vorgesehen, so erfolgt der gemeinsame Getriebeausgang über eine Zahnradverbindung, die nicht dargestellt ist. Vorzugsweise können aber beide Maschinen mit veränder lichen Verdrängungsvolumina ausgeführt sein und gleiche Baugröße besitzen. In diesem Fall kann die Abtriebs welle 124 mit nur einem Rad oder Achse eines Fahrzeuges und die Abtriebswelle 125 mit dem gegenüberliegenden Rad oder einer zweiten Achse des Fahrzeuges verbunden sein. Sind die Abtriebswellen 124 und 125 jeweils mit einem einzelnen Rad des Fahrzeuges verbunden, so kann das zwischen den Rädern erforderliche Ausgleichs getriebe entfallen. Die Maschinen 120 und 122 können in der Radnabe angeordnet werden. In dieser Bauaus führung mit Einzelradantrieb müssen beide Maschinen 120 und 122 veränderliche Verdrängungsvolumen aufweisen.

In der Ausführung nach Fig. 6 sind die Verdrängungs volumina der Pumpen 110 und 112 im Verhältnis V ₁₁₂/V ₁₁₀ = 1,62 gewählt. Bei Betätigung der Schaltkupp lungen 111 und 113 ergeben sich drei Beschaltungsmöglich keiten, bei denen die Änderung des Drehmomentes beim Schalten und einem vorgegebenen Arbeitsdruck P im kon stanten Verhältnis 1 : 1,62 erfolgt. Beträgt beispiels weise der Druck im Leitungsstrang 115 über 300 bar, so wird über das Magnetventil 55 nur die Schaltkupplung 111 eingerückt und fördert die Pumpe 110. Sinkt durch erhöhten sekundärseitigen Verbrauch der Druck im Leitungs strang 115 unter 300 bar ab, so wird die Schaltkupplung 111 ausgerückt und die Schaltkupplung 113 eingerückt, so daß anstelle der Pumpe 110 die Pumpe 112 mit der größeren Verdrängung Arbeitsmittel in den Leitungsstrang 115 fördert. Sollte trotzdem der Druck weiter absinken und unter 200 bar fallen, so wird über Einrücken der Schaltkupplung 111 die Pumpe 110 zugeschaltet und beide Pumpen 110 und 112 fördern gemeinsam in den Leitungsstrang 115.

Die Betätigung der Kupplungen 111 und 113 zum Zu- und Ab schalten der Pumpen 110 und 112 erfolgt also druckabhängig. Beim Über- bzw. Unterschreiten des Schwellwertes von 300 bar spricht ein Druckschalter 70 an, während bei Über- oder Unterschreiten des Schwellwertes von 200 bar ein Druckschalter 71 anspricht. Die Druckschalter 70 und 71 sind mit einer nicht dargestellten Steuervorrichtung verbunden, die dafür sorgt, daß die Kupplungen 111 und 113 in der erläuterten Weise aus- bzw. eingerückt werden.

Wird vom Abtrieb mehr oder weniger als die verfügbare Antriebsleistung benötigt, dann übernimmt der Speicher 116 den Energieausgleich.

Wird am Abtrieb keine Leistung abgenommen, dann wird die von den Pumpen 110 und/oder 112 gelieferte hydraulische Leistung im Speicher 116 gespeichert und der Arbeits druck P nimmt stetig zu. Ist der maximal mögliche Ar beitsdruck beispielsweise bei 400 bar erreicht, dann gibt ein Druckschalter 72 ein Signal, von dem die beiden Pumpen ausgekuppelt und die Brennkraftmaschine auf Leerlauf geschaltet wird.

Aus Fig. 6 ist ferner erkennbar, daß die Getriebe anordnung insgesamt neun Schaltstufen aufweist, je nachdem, ob der Motor 120, der Motor 122 oder beide Motoren in Betrieb sind und jeweils von der Pumpe 110, der Pumpe 112 oder beiden Pumpen zusammen gespeist werden.

In Fig. 7 sind die Verbrauchskurven einer Brennkraft maschine abhängig von der Drehzahl n ₁ und dem mittleren Verbrennungsdruck dargestellt. In diesem Kennfeld ist ferner dargestellt, wie abhängig von der Stellung des Fahrpedals, mit dem der Fahrzeugführer die Drehzahl n ₂ des Abtriebes wählt, die Drehzahl n ₁ der Brennkraft maschine im Bereich des optimalen Brennstoffverbrauchs gehalten werden kann.

Wie bereits erläutert, sei angenommen, daß durch Be tätigen des Fahrpedals die Kupplung 123 eingerückt worden, ist, der Motor 122 also in Betrieb ist und der Motor 120 stillsteht. Beträgt anfänglich der Arbeitsdruck 400 bar und steigt das Abtriebsdrehmoment des Motors 122, so sinkt der Arbeitsdruck im Leitungs strang 115 auf den Wert von 300 bar ab, worauf der Druckschalter 70 anspricht und von der Pumpe 110 auf die Pumpe 112 umschaltet, die ein größeres Drehmoment M ₁ von der Brennkraftmaschine aufnimmt und einen er höhten Förderstrom in den Leitungsstrang 115 liefert. Sinkt der Druck weiter bis auf 200 bar, so spricht der Druckschalter 71 an und schaltet die Pumpe 110 zu, so daß beide Pumpen in den Leitungsstrang 115 liefern. Aus dem Kennfeld in Fig. 7 geht hervor, daß die vom Fahrer durch Betätigen des Fahrpedals gewünschten Leistungsanforderungen durch die Betäti gung der Kupplungen für die Pumpen 110 und 112 so erfüllt werden können, daß die Brennkraftmaschine bei konstanter Drehzahl n ₁ und im optimalen Bereich des Betriebsdrucks und damit im Bereich eines optimalen Brennstoffverbrauchs arbeitet. Dabei kann über eine drehzahlgeregelte Einspritzpumpe die Drehzahl n ₁je weils auf dem optimalen Wert gehalten werden, so daß auch die Leistung der Brennkraftmaschine unabhängig vom Arbeitsdruck im Leitungsstrang 115 nahezu konstant bleibt.

Wird jedoch vom Fahrer eine große Fahrgeschwindigkeit bzw. Fahrleistung verlangt, so sinkt der Arbeitsdruck weiter ab, auch wenn beide Pumpen 110 und 112 zugeschal tet sind. Wird beispielsweise ein Druck von 150 bar unterschritten, so ist in Fig. 6 ein Druckschalter 73 vorgesehen, der bei diesem Druck anspricht und der die Drehzahl n ₁ der Brennkraftmaschine erhöht. Dabei kann die Drehzahlerhöhung abhängig vom Druck und der Fahrpedalstellung erfolgen, so daß also mit sinkendem Arbeitsdruck und wachsender Auslenkung des Fahrpedals in Richtung der Maximalstellung die Drehzahl der Brenn kraftmaschine vergrößert wird. Auf diese Weise kann das Fahrzeug mit größtmöglicher Abtriebsdrehzahl n ₂ betrieben werden, wenn das Schluckvolumen beider Hydromotoren 120 und 122 maximal ist und damit der Druck im Leitungsstrang 115 verhältnismäßig niedrig ist, in dem die Drehzahl n ₁ der Brennkraftmaschine druckabhängig sowie abhängig von der Stellung des Fahrpedals vergrößert wird.

Andererseits erfordert der Momentenbedarf der Hydro motoren 120 und 122 bei großen Steigungsfahrten oder bei Überholvorgängen am Berg einen sehr hohen Arbeits druck. Diese Erhöhung des Arbeitsdruckes wird ebenfalls druckabhängig und abhängig von der Stellung des Fahr pedals erzwungen. Sinkt nämlich der Arbeitsdruck bei spielsweise unter 160 bar und wird das Fahrpedal in seine Maximalstellung verschoben, so wird die Drehzahl n ₁ der Brennkraftmaschine vergrößert, so daß der er forderliche Arbeitsdruck bis hin zum maximalen System druck im Leitungsstrang 115 durch die erhöhte Leistung der Brennkraftmaschine aufgebaut werden kann.

Das Zuschalten der Pumpen 110 bzw. 112 abhängig vom erreichbaren Druck nach Maßgabe der Fahrwünsche durch Einstellung des Fahrpedals erfolgt in der bereits er läuterten Weise und ist in Fig. 7 für eine erhöhte Drehzahl der Brennkraftmaschine von etwa 2000 Umdrehungen pro Minute dargestellt.

Dies gilt auch bei voller Beschleunigung des Fahrzeuges aus dem Stillstand heraus, wenn das Fahrpedal voll in die Maximalstellung verschoben wird. Dadurch wird die Brennkraftmaschine auf maximale Drehzahl einge stellt, je nach Betriebsdruck schalten eine oder beide Pumpen 112, 112 zu und beide Kupplungen 121 und 123 wer den eingerückt. Kann die von der Brennkraftmaschine erzeugte maximale Leistung nicht auf die Straße ge bracht werden, so wird der Speicher 116 geladen und der Arbeitsdruck steigt. Damit wächst wiederum das Beschleunigungsmoment und die Beschleunigungsleistung. Das dabei erzielbare maximale Abtriebsmoment M ₂ kann beispielsweise bis zu neunmal größer als das Nennmoment bei maximaler Fahrgeschwindigkeit und maximaler An triebsleistung sein. Ist die gewünschte Abtriebsdreh zahl und damit die gewünschte Fahrgeschwindigkeit er reicht, so wird das Fahrpedal zurückgestellt, da keine Beschleunigung mehr erwünscht ist. Dadurch wird die Drehzahl der Brennkraftmaschine auf die Drehzahl zurück genommen, bei der der optimale Verbrauchsbereich erreicht wird, eine der Kupplungen 121 oder 123 rückt aus und es gleichen sich Antriebs- und Abtriebsleistung auf einem niedrigeren Arbeitsdruck abhängig von der Fahrpedal stellung aneinander an, so daß ein optimaler Gesamt wirkungsgrad der Getriebeanordnung erzielt wird.

Außer den erwähnten Druckwerten des Druckwächters 73 von 160 und 150 bar zur Erhöhung der Drehzahl n ₁, kann noch ein Schaltvorgang erfolgen, wenn der Arbeitsdruck zu weit absinkt, beispielsweise unter 120 bar. Um dies zu vermeiden, wird in diesem Fall beispielsweise die Schaltkupplung 123 ausgerückt. Dadurch wird das Ab triebsmoment auf das vom Motor 120 gelieferte Moment verringert und damit auf die verfügbare Antriebs leistung angepaßt.

Andererseits ist ein drehzahlabhängiger Schalter 74 vor gesehen, der bei Leerlaufdrehzahl der Brennkraftmaschi ne 114 die von den Pumpen 110, 112 gelieferte Förder menge auf einem Minimalwert umschaltet. So bleibt beispielsweise nur die kleinere Pumpe eingeschaltet. Für diesen Fall kann auch eine Pumpe als Verstellpumpe ausgeführt sein, die vom Schalter 74 auf kleinstmögli che Fördermenge einstellbar ist. Führt ein zu hohes Abtriebsmoment zu einer zu großen Drehzahlabsenkung der Brennkraftmaschine, so kann ferner drehzahlab hängig eine Betätigung der primär- bzw. sekundärseiti gen Kupplungen derart erfolgen, daß eine zu starke Drückung der Brennkraftmaschine vermieden wird.

Der Verlauf des Abtriebsmoments M 2 ist abhängig von der Fahrpedalstellung f in Fig. 8 schematisch dargestellt. Das Abtriebsmoment M 2 steigt mit wachsendem Wert f in drei Stufen entsprechend der Zuschaltung des Motors 120 kleinerer Leistung oder des Motors 122 größerer Leistung oder beider Motoren 120 und 122. Ferner ist das Abtriebs moment M 2 zusätzlich abhängig vom Arbeitsdruck P, dessen zeitliche Änderung von der Fahrpedalstellung f und der Abtriebsdrehzahl n ₂ abhängig ist. In Fig. 8 sind die zu den Fahrpedalstellungen möglichen Grenzwerte für den Ar beitsdruck angegeben. Sind die sekundärseitigen Motoren als Verstellmotoren mit einstellbarem Verdrängungsvolumen ausgeführt, so kann bei jeder Fahrpedalstellung ein be stimmter Druck P eingestellt werden und ist die Getriebe anordnung noch feinfühliger auf den jeweiligen Bedarf an Abtriebsmoment M 2 einstellbar.

In Fig. 8 ist ferner der entsprechende Momentenverlauf dargestellt, wenn das Fahrzeug durch Betätigung eines Bremspedals b gebremst werden soll und die hydrostatischen Maschinen 120 bzw. 122 in den Pumpenbetrieb zur Energie rückgewinnung umgeschaltet werden. Wird durch das Brems pedal ein Bremsvorgang eingeleitet, so wird über einen die Lage des Bremspedals abtastenden Schalter die Brenn kraftmaschine 114 auf Leerlaufdrehzahl gesenkt, beide Pum pen 110 und 112 werden durch Ausrücken der Kupplungen 111 und 113 abgeschaltet und eine oder beide Maschinen 120, 122 arbeiten abhängig von der Stellung des Bremspedals b, wo bei durch die zurückgewonnene Energie der Speicher 116 auf geladen wird.

Wird das Fahrzeug im Freilauf bewegt, ohne daß das Fahr pedal oder das Bremspedal betätigt werden, so wird eben falls die Brennkraftmaschine 114 automatisch auf Leerlauf drehzahl geschaltet und alle Kupplungen werden ausgerückt, so daß Leerlaufverluste der Maschinen verhindert werden.

Gegebenenfalls bleibt nur die kleinere Pumpe 110 in Be trieb. Das Sperrventil 117 am Speicher 116 verhindert eine Energieentnahme aus dem Speicher.

Claims

1. Getriebeanordnung, insbesondere für einen Fahrzeugan trieb, bestehend aus hydrostatischen Maschinen mit einer Primäreinheit, die von einer Kraftmaschine an getrieben wird und Druckmittel in einen Leitungsstrang fördert, an dem ein hydraulischer Speicher und minde stens zwei als Motoren zum Antrieb einer Last bzw. als Pumpen zum Energierückgewinnen beim Antrieb durch die Last arbeitende hydrostatische Maschinen als Sekundär einheit angeschlossen sind, dadurch gekennzeichnet, daß die sekundärseitigen Maschinen (20, 22; 120, 122) mittels Schaltkupplungen (13, 21, 23; 111, 113, 121, 123) mit der Last verbindbar sind und daß die Betätigung der Schalt kupplungen zum Zu- und Abschalten der sekundärseitigen Maschinen mittels der in den Maschinen er zeugten bzw. an den Maschinen anstehenden hydraulischen Druckkräften abhängig von einem wählbaren Signal erfolgt.

2. Getriebeanordnung nach Anspruch 1, mit mindestens zwei hydrostatischen Maschinen als Primäreinheit, dadurch gekennzeichnet, daß die primärseitigen Maschinen (10, 12; 110, 112) mittels Schaltkupplungen (21, 23; 121, 123) mit der Kraftmaschine verbindbar sind und daß die Betätigung der Schaltkupplungen zum Zu- und Abschalten der primär seitigen Pumpen abhängig vom Betriebsverhalten der Kraftmaschine mittels der in den Maschinen erzeugten bzw. an den Maschinen anstehenden hydrauli schen Druckkräften erfolgt.

3. Getriebeanordnung nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß die primär- und sekundärseitigen Maschinen unterschiedliche, abhängig von stationären Betriebszuständen der Last und Beschleunigungsvorgängen der Last bestimmte, abgestufte Verdrängungsvolumina aufweisen.

4. Getriebeanordnung nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß die primär- und sekundärseitigen Maschinen unterschiedliche Baugrößen und veränderliche Verdrängungsvolumina aufweisen.

5. Getriebeanordnung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die primärseitigen Maschinen konstante Verdrängungs volumina aufweisen, deren Abstufung durch das Verhält nis 1 : 1,62 bestimmt ist.

6. Getriebeanordnung nach Anspruch 5, dadurch gekenn zeichnet, daß zwei primärseitige Pumpen (110, 112) vorgesehen sind, von denen jede eine Schaltkupplung (111, 113) aufweist, wobei wahlweise die Pumpe (110) mit dem kleineren Verdrängungsvolumen oder die Pumpe (112) mit dem größeren Verdrängungsvolumen oder beide Pumpen zusammen von der Kraftmaschine ange trieben sind (Fig. 6).

7. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß zwei sekundärseitige Maschinen (20, 22; 120, 122) mit unterschiedlichem Verdrängungsvolumen vorgesehen sind, von denen jede eine Schaltkupplung aufweist, wobei wahlweise die Maschine mit dem kleineren Verdrängungsvolumen oder die Maschine mit dem größeren Verdrängungsvo lumen oder beide Maschinen zusammen mit der Last gekuppelt sind.

8. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Schaltkupplungen (13; 111, 113) der primärseitigen Maschinen abhängig vom Arbeitsdruck P in dem Leitungsstrang (15, 115) betätigbar sind.

9. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 7 und 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Schaltkupplungen (21, 23; 121, 123) der sekundärseitigen Maschinen ab hängig von der Stellung eines Fahrpedals betätigbar sind, an dem die Abtriebsleistung einstellbar ist.

10. Getriebeanordnung nach Anspruch 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Schaltkupplungen der Maschi nen zusätzlich abhängig von der Drehzahl der Kraft maschine betätigbar sind.

11. Getriebeanordnung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeich net, daß die Schaltkupplungen der sekundärseitigen Ma schinen über das Fahrpedal der Brennkraftmaschine und das Bremspedal eines Fahrzeuges betätigbar sind.

12. Getriebeanordnung nach Anspruch 9 oder 11, dadurch ge kennzeichnet, daß die Schaltkupplungen (13, 121, 123) so betätigbar sind, daß das Abtriebsmoment M 2 mit wachsen der Fahrpedalstellung f zunimmt.

13. Getriebeanordnung nach Anspruch 12, dadurch gekenn zeichnet, daß bei Fahrpedalstellung f = 0 alle Sekundär maschinen ausgekuppelt sind und höchstens eine Pumpe (10, 110) an die Brennkraftmaschine angekuppelt ist, die im Teillastbetrieb mit verminderter Leistung ar beitet.

14. Getriebeanordnung nach Anspruch 12 und 13, dadurch ge kennzeichnet, daß unterhalb eines minimal zulässigen Arbeitsdruckes im Leitungsstrang (15, 115) unabhängig von der Fahrpedalstellung f nur die Sekundärmaschine mit dem kleinsten Verdrängungsvolumen bzw. nur ein Teil der Sekundärmaschinen zur Absicherung der Leistungsüber tragung der Brennkraftmaschine zuschaltbar ist.

15. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 12 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß bei Betätigung des Bremspe dals b alle Pumpen (110, 112) abgekuppelt sind und die Brennkraftmaschine (114) auf Leerlaufdrehzahl geschal tet wird.

16. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 11 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß bei Betätigung des Brems pedals b die Sekundärmaschinen (120, 122) über die Schalt kupplungen (121, 123) derart mit reversierter Momenten richtung zugeschaltet werden, daß das erzielbare Brems moment mit wachsendem Pedalweg b zunimmt.

17. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 12 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß bei Überschreiten eines ma ximal zulässigen Arbeitsdruckes im Leitungsstrang über einen Druckschalter (72) alle Schaltkupplungen (111, 113) der Pumpen (110, 112) ausgerückt werden und die Brennkraftmaschine auf Leerlauf geschaltet wird.

18. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 12 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß die Drehzahl der Brennkraft maschine vom Arbeitsdruck P beeinflußbar ist.

19. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 12 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß die Drehzahl der Brennkraft maschine vom Fahrpedal f und dem Arbeitsdruck P überla gert beeinflußbar ist.

20. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 12 bis 17 oder 19, dadurch gekennzeichnet, daß die Drehzahl der Brennkraftmaschine zusätzlich von der Abtriebsdrehzahl n ₂ beeinflußbar ist.

21. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 20, mit mindestens einer hydrostatischen Maschine, insbe sondere Axialkolbenmaschine in Schrägachsenbauart, bei der zwischen der Triebwelle und den Kolben die Schalt kupplung angeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, daß die Hubscheibe als Triebflansch (33) einer Kegelreib kupplung ausgebildet ist, die mit dem einen Gegenkonus (45) aufweisenden Wellenflansch (42) zusammenwirkt.

22. Getriebeanordnung nach Anspruch 21, dadurch gekenn zeichnet, daß zum Ausrücken der Schaltkupplung der Einlaß der Maschine mit dem Auslaß über ein Steuer ventil (55, 61) verbindbar ist.

23. Getriebeanordnung nach Anspruch 21 oder 22, dadurch gekennzeichnet, daß zum Einrücken der Schaltkupplung der Auslaß der Maschine mit einem Gegendruck beauf schlagbar ist.

24. Getriebeanordnung nach Anspruch 22 oder 23, dadurch gekennzeichnet, daß ein Zwei/Drei-Wegeventil (55) vorgesehen ist, in dessen erster Schaltstellung die Maschine in Umlauf geschaltet ist und in dessen zwei ter Schaltstellung der Auslaß der Maschine an den Lei tungsstrang (15, 115) der Getriebeanordnung angeschlos sen ist.

25. Getriebeanordnung nach Anspruch 22 oder 23, dadurch gekennzeichnet, daß der Einlaß der Maschine über ein Schaltventil (60) an den Leitungsstrang und der Aus laß über ein Schaltventil (61) an den Tank angeschlos sen ist und zwischen dem Einlaß und Auslaß ein Rück schlagventil (62) vorgesehen ist, das in Strömungs richtung der Maschine vom Einlaß zum Auslaß öffnet und in umgekehrter Strömungsrichtung sperrt.

26. Getriebeanordnung nach Anspruch 25, dadurch gekenn zeichnet, daß der Einlaß und der Auslaß der Maschine über je ein Schaltventil (60, 64; 61, 63) sowohl an den Leitungsstrang als auch an den Tank angeschlossen sind, wobei die Ventile paarweise der im Motor- oder Pumpen betrieb arbeitenden Maschine zugeordnet sind.

27. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 22 bis 26, dadurch gekennzeichnet, daß das jeweils auslaßseitige Schaltventil (61, 64) beim Einrücken der Schaltkupplung gegenüber dem einlaßseitigen Schaltventil (60, 63) zeit verzögert betätigt wird.

28. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 22 bis 27, dadurch gekennzeichnet, daß die Schaltventile entsperr bare Sperrventile sind.