DE3409566C2 - - Google Patents
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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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 1 je
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 (28)
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.
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