DE69922504T2

DE69922504T2 - Kraftfahrzeug-wechselgetriebe

Info

Publication number: DE69922504T2
Application number: DE69922504T
Authority: DE
Inventors: Geoffrey Allan Williames
Original assignee: Williames Geoffrey Allan Warragul
Current assignee: Williames Geoffrey Allan Warragul
Priority date: 1998-05-27
Filing date: 1999-05-27
Publication date: 2005-12-15
Anticipated expiration: 2019-05-28
Also published as: CA2333112A1; EP1082556A1; JP4833405B2; JP2002516966A; EP1082556A4; JP2010101497A; WO1999061820A1; ATE284499T1; DE69922504D1; US6773368B1; CA2333112C; AUPP373798A0; EP1082556B1

Description

GEBIET DER ERFINDUNG
Die Erfindung betrifft Kraftfahrzeugantriebsstränge.
STAND DER TECHNIK
Kraftfahrzeugantriebsstränge bestehen im allgemeinen aus einer Energiequelle, die über einen Kupplungsmechanismus mit einem Getriebe verbunden ist, das manuell oder mittels einer Reihe von Kupplungen und Bremsen gesteuert wird, wobei in beiden Fällen im allgemeinen drei oder mehr verschiedene Antriebsverhältnisse zur Verfügung stehen. Die meisten Kraftfahrzeuge verwenden noch immer einen Verbrennungsmotor als Energiequelle. Im allgemeinen haben Verbrennungsmotoren eine schmale Betriebsdrehzahlbandbreite (U/min), die auf das Drehmoment oder die Antriebskraft als bevorzugten Arbeitspunkt abgestimmt ist, bei dem sich maximale Kraftstoffeffizienz und minimale Verschmutzung ergibt.
Die Wirkung des Stufengetriebes besteht darin, daß jeder der Gänge oder Abstufungen des Motors zunächst einer hohen Drehmomentsanforderung bei geringen Drehzahlen ausgesetzt ist, wodurch ein Abwürgen verursacht wird, wenn der Kolben sich langsamer bewegt als die Flammenfront im Verbrennungshub. Wenn die Drehzahl des Motors zunimmt, passiert er den bevorzugten Arbeitspunkt des ausgeglichenen Betriebs von Drehzahl und Drehmoment, wobei der Kolben sich mit der Geschwindigkeit der Flammenfront und der sich ausdehnenden Luft bewegt. Dann überschreitet die Motordrehzahl die Balance zwischen Drehzahl und Drehmomentanforderung und gelangt in eine Überdrehzahlsituation, bis der nächste Gang eingelegt ist und das Obenstehende während der nächsten und der folgenden Gangschaltvorgänge wiederholt wird.
Auf offener Landstraße läßt sich eine größere Effizienz durch einen Overdrive-Gang erreichen, der die Drehzahl des Motors und die Drehmomentanforderung wieder besser aufeinander abstimmt. Üblicherweise handelt es sich dabei um ein festgelegtes Übersetzungsverhältnis und im allgemeinen nahezu die maximale Leistungsfähigkeit des Motors zum Betrieb auf ebenem oder mäßig unebenem Gelände. Bei einer Steigung muß der Fahrer bei den meisten Automatikgetrieben in einer relativ großen Abstufung mit den sich daraus ergebenden Unzulänglichkeiten einen Knopf manuell betätigen oder automatisch auf ein geringeres Übersetzungsverhältnis herunterschalten. Liegt die betreffende Last im mittleren Bereich des höchsten Gangs/Overdrives, schaltet das Getriebe in regelmäßigen, relativ schnellen Zyklen häufig mehrfach nach oben und unten, woraus sich eine sowohl für den Fahrer als auch für die Passagiere spürbare Beschleunigung und Verlangsamung ergibt.
Beim Versuch, den Motor konstant und gleichmäßig in dem bevorzugten Arbeitspunkt des Ausgleichszustands von Drehzahl des Motors und gefordertem Drehmoment und der mit der Verbrennungszyklusflammenfront und den sich ausdehnenden Gasen abgeglichenen Kolbengeschwindigkeit zu betreiben, zeigt der Stand der Technik Versuche der Kombination verschiedener Getriebesysteme, die einen Antrieb mit variabler Drehzahl erfordern. Im allgemeinen werden konische Reibantriebsstufenscheiben oder -rollen verwendet, bei denen die Drehzahlveränderung durch gleitendes Verschieben der sich verjüngenden Kegel relativ zueinander erreicht wird. Der auf diese Weise übertragbare Drehmomentsbetrag ist minimal und der daraus folgende Verschleiß macht diese Option unbrauchbar. Der Erfolg von Keilriemenscheiben und darauf abgestimmten verstellbaren Keilriemenscheiben, die einen breiten Keilriemen verwenden, war im Niedrig-PS-Bereich gering.
Hydraulikpumpen und -motoren verwendende Getriebe mit variabler Drehzahl im Stand der Technik sind so ausgelegt, daß bei zunehmender Drehzahl des Abtriebs auch die Menge des Ölflusses zunimmt, so daß aufgrund dessen ein weiterer Reibungsverlust verusacht wird. Beim Versuch der Minimierung dieses Verlusts wurden sowohl höhere Drücke als auch geringere Durchflußmengen eingesetzt. Dies hat sehr schlechte Drehmomenteigenschaften im niedertourigen Bereich zur Folge. Der sich ergebende Verlust an Effizienz und Leistung zusammen mit dem Energieverlust, der Wärmeerzeugung und der Notwendigkeit der Kühlung durch zusätzliche Kreisläufe und Kühler beweist, daß diese Getriebeform für die Verwendung bei hochtourigen Fahrzeugen nicht brauchbar ist und nur bei niedertourigen Traktoren und Mobilmaschinen angewandt wird.
Die Internationale Patentanmeldung WO 98/17972 dieser Anmelderin offenbart ein Fahrzeuglastschaltgetriebe und einen Antriebsstrang, die imstande sind, über einen vorbestimmten Wirksamkeitsbereich mittels eines äußeren Getriebes und einer inneren Differentialgetriebebaugruppe, die von zwei drehbaren Antrieben gesteuert wird, kontinuierlich gesteuert zu werden. Die Eingänge von einem Mikroprozessor überwachen kontinuierlich alle kritischen Eingänge und Ausgänge und nehmen kontinuierliche Echtzeitmikroeinstellungen vor, um dem Fahrer und den Passagieren ein angenehmes und ruhiges Fahrgefühl, Kraftstoffeffizienz und Verringerung der Verschmutzung zu garantieren. Zwar kann zum Antrieb der beiden Antriebe eine einzige Energiequelle, z.B. Hydraulikantriebssysteme, verwendet werden, aber die Internationale Anmeldung beschreibt hauptsächlich die Verwendung eines geteilten Motors oder zweier Energiequellen, wobei das eine Triebwerk für maximale Nutzeffekte hinsichtlich Kraftstoff und Verschmutzung kontinuierlich in dem bevorzugten Arbeitspunkt läuft, während die zweite Energiequelle zum Ausgleich der variablen Antriebskräfte verwendet wird. Die Offenbarung der Internationalen Anmeldung WO 98/17927 bildet hiermit durch Querverweis Teil dieser Anmeldung und wird im folgenden als "die frühere Anmeldung der Anmelderin" bezeichnet.
GB 1161508 beschreibt ein variables Getriebesystem nach dem Oberbegriff von Anspruch 1 mit einer einzelnen Antriebswelle, die mit einem Sonnenrad und einem Planetenrad 8 verbunden ist. Das Sonnenrad 8 treibt eine Welle 11 an, die mit einer Pumpe 3 verbunden ist. Die Pumpe 3 überträgt Energie an einen Motor 4, der die Abtriebswelle 37 antreibt. Das Planetenrad 10 überträgt über eine Kupplung 46 und Zahnräder 38, 39 Energie an eine Abnahmewelle 42. Dieses System erfordert jedoch ein Kupplungssystem, um ein variables mechanisches Getriebe bereitzustellen. Darüber hinaus läßt sich das System nicht an existierende Fahrzeuge anpassen.
US 3,698,189 beschreibt ein neutrales hydraulisches Kupplungsventil für ein hydromechanisches Getriebe. Das Ventil wird in einer hydromechanischen Einheit verwendet, die nur einen einzigen, mit einer Pumpeneinheit verbundenen Eingang und einen einzigen, mit einer Motoreinheit verbundenen Ausgang aufweist. Das Gehäuse der hydromechanischen Einheit ist einstückig mit dem Ausgang ausgebildet und zusammen mit der Pumpeneinheit drehbar. Die hydromechanische Einheit dieses Patents läßt keine Teilung des Leistungseintrags zu, um einen Abtrieb mit variabler Drehzahl zu liefern, und maximiert somit die Motoreffizienz nicht.
OFFENBARUNG DER ERFINDUNG
Für die Massenherstellung von Automobilen und zur Minimierung der Werkzeugausstattungsinvestitionskosten ist die Verwendung bestehender Massenherstellungsmaschinen von Vorteil. Es ist ferner wünschenswert, eine vollständige singuläre Energiequelle kontinuierlich mit maximaler ausgeglichener Drehzahl und ebensolchem Drehmoment zu betreiben, und zwar konstant in dem bevorzugten Arbeitspunkt für maximale Kraftstoffeffizienz und minimale Verschmutzung, und diese Funktionsweise in allen Spektren der Spannbreite des Führens eines Fahrzeugs beizubehalten.
Eine Aufgabe eines Aspekts dieser Erfindung besteht darin, eine Verteilergetriebevorrichtung vorzusehen, um zwei Rotationsabtriebe mit einer variablen relativen Drehzahl von einem einzigen Rotationsantrieb zu versorgen. Eine Aufgabe eines anderen Aspekts der vorliegenden Erfindung besteht darin, einen Fahrzeugantriebsstrang und ein Lastschaltgetriebe zu schaffen, die über einen vorbestimmten Betriebsbereich kontinuierlich geregelt werden können.
Unter einem ersten Aspekt sieht die vorliegende Erfindung eine Verteilergetriebevorrichtung zur Bereitstellung von zwei Rotationsabtrieben mit einer variablen relativen Drehzahl von einem einzelnen Rotationsantrieb vor, wobei die Vorrichtung folgendes umfasst: ein erstes Rotationselement, das in Drehung um eine Rotationsachse angetrieben wird und einen ersten Rotationsabtrieb aufweist; ein zweites Rotationselement, das um die Rotationsachse drehbar ist und einen zweiten Rotationsabtrieb aufweist; eine erste Fluidkammer, die zu dem ersten Rotationselement gehört; einen ersten Regler zum Variieren des Volumens der ersten Kammer als Reaktion auf die Drehung des ersten Rotationselements; eine zweite Fluidkammer, die zu dem zweiten Rotationselement gehört; einen zweiten Regler zum Variieren des Volumens der zweiten Kammer als Reaktion auf die Drehung des zweiten Rotationselements; dadurch gekennzeichnet, dass ein Kommutator als Reaktion auf die Drehung des ersten Rotationselement drehbar ist, um mindestens regelmäßig eine geschlossene Fluidstromkommunikation zwischen der ersten und der zweiten Kammer während der Drehung des ersten und zweiten Rotationselements herzustellen; wobei die Drehzahl des zweiten Rotationselements als Reaktion auf die Drehung des ersten Rotationselements durch entsprechende Veränderungen des Volumens der ersten und zweiten Kammer bestimmt wird.
Unter einem anderen Aspekt sieht diese Erfindung eine Lastschaltgetriebeeinheit vor, die folgendes umfasst: eine Verteilergetriebevorrichtung, ein äußeres Hauptgetriebe und eine innere Differentialgetriebebaugruppe;
wobei das Hauptgetriebe zwei Rotationsantriebsmittel aufweist, die beide jeweils von einem ersten Rotationsabtrieb und einem zweiten Rotationsabtrieb der Verteilergetriebevorrichtung angetrieben werden, wobei die beiden Antriebsmittel betriebsfähig mit dem drehbaren Abtriebsmittel verbunden sind, so dass die Drehzahl des Abtriebsmittels im Verhältnis zu dem algebraischen Mittel der Drehzahl der beiden Antriebsmittel variieren kann;
wobei die Differentialgetriebebaugruppe im Hauptgetriebe angeordnet ist und ein drehbares Antriebsmittel aufweist, das betriebsfähig mit zwei differenziell drehbaren Abtriebsmitteln verbunden ist, wobei das Abtriebsmittel des Hauptgetriebes und das Antriebsmittel der Differentialgetriebebaugruppe betriebsfähig verbunden sind; dadurch gekennzeichnet, dass die Verteilergetriebevorrichtung gemäß dem ersten Aspekt beschaffen ist.
Unter einem anderen Aspekt sieht die vorliegende Erfindung einen Kraftfahrzeugantriebsstrang vor, der in der Lage ist, fortwährend über einen vorherbestimmten Betriebsbereich gesteuert zu werden, und der folgendes umfasst:
ein einziges Triebwerk;
eine Lastschaltgetriebeeinheit, die eine Verteilergetriebevorrichtung, ein äußeres Hauptgetriebe und eine innere Differentialgetriebebaugruppe umfasst;
wobei das Hauptgetriebe zwei drehbare Antriebsmittel aufweist, die beide jeweils von einem ersten Rotationsabtrieb und einem zweiten Rotationsabtrieb der Verteilergetriebevorrichtung angetrieben werden, wobei die beiden Antriebsmittel betriebsfähig mit dem drehbaren Abtriebsmittel verbunden sind, so dass die Drehzahl des Abtriebsmittels im Verhältnis zu dem algebraischen Mittel der Drehzahl der beiden Antriebsmittel variieren kann;
wobei die Differentialgetriebebaugruppe im Hauptgetriebe angeordnet ist und ein drehbares Antriebsmittel aufweist, das betriebsfähig mit zwei differentiell drehbaren Abtriebsmitteln verbunden ist, wobei das Abtriebsmittel des Hauptgetriebes und das Antriebsmittel der Differentialgetriebebaugruppe betriebsfähig verbunden sind; dadurch gekennzeichnet, dass die Verteilergetriebevorrichtung gemäß dem ersten Aspekt beschaffen ist.
Erfindungsgemäß liefert ein einziges Triebwerk über einen Antriebsstrang einen Antriebszweig mit konstanter Drehzahl und über einen zweiten Antriebsstrang einen Antriebszweig von demselben Triebwerk, wodurch es mittels geschlossener Fluidvolumina oder -säulen, vorzugsweise Öl, möglich ist, daß die Reaktionskräfte des Getriebes direkt ohne Energieverlust beim Ausgleichen der Kräfte auf die Energiequelle reagieren.
Vorzugsweise variiert der zweite Antriebszweig mechanisch die Mengen des eingeschlossenen Öls, um die Veränderung der Drehzahl der beiden Antriebe für das Getriebe zu ermöglichen, wodurch die Drehzahl des Abtriebs entsprechend der Formel Vout = 2 × Vsecondary – Vprimaryvariieren kann, wobei Vout die Abtriebsdrehzahl, Vsecondary die Drehzahl des Sekundärantriebs ist, der von dem zweiten Rotationsabtrieb des Verteilergetriebes gestellt wird, und Vprimary die Drehzahl des Primärantriebs ist, der von dem ersten Rotationsabtrieb des Verteilergetriebes gestellt wird.
Erfindungsgemäß nutzt das Verteilergetriebe ein einzigartiges Verfahren der proportionalen Steuerung des eingeschlossenen Öls derart, daß der zweite Rotationsabtrieb sich vorzugsweise immer:
in derselben Richtung dreht wie der erste Rotationsabtrieb;
niemals weniger als mit einem Drittel der Drehzahl des ersten Rotationsabtriebs dreht, wenn der Getriebeabtrieb im Rückwartsgang ist, es sei denn, er wird bei Maschinen verwendet, die im Vorwärts- und Rückwärtsgang die gleiche Drehzahl erfordern, wobei in diesem Falle der Rotationsabtrieb auf Null U/min reduziert werden kann;
mit der Hälfte der Drehzahl des ersten Rotationsabtriebs dreht, wenn er in neutraler dynamischer Verriegelung ist;
mit derselben Drehzahl läuft wie der erste Rotationsabtrieb, wenn er sich in voller Vorwärtsbewegung befindet.
Die Differentialgetriebebaugruppe ist innen im Hauptgetriebe angeordnet und weist ein Rotationsantriebsmittel auf, das wirkungsmäßig mit zwei Differentialrotationsabtriebsmitteln verbunden ist,
wobei das Abtriebsmitel des Hauptgetriebes und das Antriebsmittel der Differentialgetriebebaugruppe wirkungsmäßig miteinander verbunden sind.
Es sind Steuereinrichtungen vorgesehen, die eine Einrichtung zum Empfang eines Befehlseingang und eine Einrichtung zum Bestimmen der mit dem Betrieb des Antriebsstrangs zusammenhängenden Leistungsparameter aufweisen. Die Leistungsparameter umfassen die Belastung des Triebwerks, wobei der Druck der verkapselten Ölsäulen in dem Sekundärantriebszweig die Kräfte des äußeren Getriebes beschränkt, die Drehzahlen des ersten Primärantriebszweigs und des Sekundärantriebszweiges des Hauptgetriebes, die jeweilige Belastung der beiden Abtriebsmittel der Differentialgetriebebaugruppe und die jeweiligen Drehzahlen der beiden Abtriebsmittel der Differentialgetriebebaugruppe.
Die Steuereinrichtung sorgt für eine Rückkopplungsschleifensteuerung für die kontinuierliche Überwachung, Analyse und Einstellung der Leistungsparameter in Reaktion auf den Befehlseingang.
Das Triebwerk kann aus einem beliebigen herkömmlichen Verbrennungsmotor bestehen – einschließlich des Ottomotors, des Dieselmotors, eines Drehkolbenmotors einschließlich eines echten ausgewuchteten Drehkolbenmotors mit Verdichtungs- und Expansionszyklus oder eines Gasturbinenmotors sowie herkömmlicher Elektromotortypen. Die Otto- und Dieselverbrennungsmotoren sind bevorzugt, weil sie etablierte Massenherstellungstechnologien mit relativ geringen Produktionskosten darstellen.
Vorzugsweise drehen sich die Rotationsleistungsabtriebsmittel der Primär- und Sekundärantriebszweige in bezug auf die Lastschaltgetriebeeinheit in derselben Richtung.
Vorzugsweise ist wenigstens eines der Rotationsleistungsabtriebsmittel der beiden Leistungsantriebszweige selektiv über eine Kupplungseinrichtung wirkungsmäßig mit dem Antriebsmittel des Hauptgetriebes der Lastschaltgetriebeeinheit verbunden. Alternativ gibt der Mikroprozessor, der im Ruhezustand Eingangssignale von Null feststellt, Befehle zur Positionierung des Steuerungsmechanismus für die eingekapselten Ölsäulen aus, um die Drehzahl des Sekundärantriebszweigs auf die Hälfte derjenigen des Primärantriebseingangs für das Getriebe festzulegen, so daß ein Antriebsverhältnis von 2 : 1 eine Nullabtriebsdrehung mit dynamischer Verriegelung in der Nullabtriebsposition erzeugt.
Die wirkungsmäßige Verbindung kann auch Zahnrad-, Ketten-, Riemen-, elektrische, hydraulische oder direkte Motorantriebswellenverbindungseinrichtungen umfassen.
Die Triebwerke, der Primär- und der Sekundärantrieb, das äußere Getriebe und das innere Differential können geeigneterweise von einem gemeinsamen Gehäuse umgeben sein oder zweckmäßigerweise als Baugruppe von dem Triebwerk lösbar sein.
Der Antriebsstrang dieser Erfindung ermöglicht die Optimierung der Triebwerksausgestaltung für verschiedene Anwendungen. Ein Elektromotor mit konstanter Drehzahl kann beispielsweise als Generator für regeneratives Bremsen und Verlangsamen verwendet werden. Ein Triebwerk von beliebigem Typ, das mit konstanter maximaler Effizienz läuf, und zwar entweder direkt oder über ein Hochgeschwindigkeitsschwungrad, das in einem Vakuum eingeschlossen ist und auf reibungsarmen Lagern oder Magnetlagern läuft, kann bei stark variablen Leistungsanforderungen und regenerativem Bremsen verwendet werden, beispielsweise bei Stadtfahrten, so daß sich ein Hybrid mit extrem geringer Umweltverschmutzung ergibt.
Das Hauptgetriebe der Lastschaltgetriebeeinheit weist vorteilhafterweise einen Getriebezug auf. Vorzugsweise weisen die beiden Antriebsmittel des Hauptgetriebes ein erstes Kegelrad und eine Umlaufgetriebeanordnung auf, die um eine erste Achse drehbar koaxial angeordnet sind. Vorteilhafterweise weist die Umlaufgetriebeanordnung einen ringförmigen Ritzelträger auf, der die innen angeordneten Umlaufkegelritzel, deren Achsen senkrecht zur ersten Achse sind, drehbar lagert. Zweckmäßigerweise sind das erste Kegelrad und der ringförmige Ritzelträger jeweils einzeln wirkungsmäßig mit sich drehenden Energiequellen, wie beispielsweise den Primär- und Sekundärantriebszweigen von einer singulären Energiequelle oder einer Kombination aus einer Hybridenergiequelle mit einer singulären Abtriebswelle, die der Getriebeeinheit sowohl über den Primär- als auch über den Sekundärantriebszweig Energie zuführt, wirkungsmäßig verbindbar. Vorzugsweise weist das Abtriebsmittel des Hauptgetriebes ein zweites Kegelrad auf, das koaxial sowohl mit dem ersten Kegelrad als auch mit der Umlaufgetriebeanordnung zur Drehung um die erste Achse angeordnet ist. Vorteilhafterweise ist die Umlaufgetriebeanordnung zwischen dem ersten und dem zweiten Kegelrad angeordnet, wobei die Umlaufkegelritzel sowohl mit dem ersten als auch mit dem zweiten Kegelrad kämmen. Wie beschrieben, weist das Hauptgetriebe ein kontinuierlich variables Getriebe auf, wobei die Drehzahl des Abtriebsmittels entsprechend den Drehzahlen der Antriebsmittel gemäß der folgenden Formel variiert: Vout = 2 × Vsecondary – Vprimary,wobei Vout die Abtriebsdrehzahl, Vsecondary die Drehzahl des Sekundärantriebs (der Umlaufgetriebeanordnung) und Vprimary die Drehzahl des Primärantriebs ist.
Vorzugsweise weist das Antriebsmittel der Differentialgetriebebaugruppe der Lastschaltgetriebeeinheit Differentialkegelritzel auf, die radial in dem Hauptgetriebe um sich senkrecht zur ersten Achse erstreckende Achsen drehbar angeordnet sind. Vorteilhafterweise weist das Abtriebsmittel der Differentialgetriebebaugruppe zwei Differentialkegelseitenräder auf, die koaxial mit den Differentialritzeln kämmend um die erste Achse drehbar angeordnet sind.
Vorzugsweise weisen das erste und zweite Kegelrad des Hauptgetriebes jeweils ein mittig ausgebildetes und axial verlaufendes Loch auf. Vorzugsweise sind die beiden Differentialseitenzahnräder der Differentialgetriebebaugruppe mittig auf entgegengesetzten Enden zweier koaxial ausgerichteter Leistungsabtriebsteile, wie beispielsweise Halbachsen, befestigt, die sich durch die Löcher in dem ersten und zweiten Kegelrad des Hauptgetriebes axial nach außen erstrecken und vorteilhafterweise wirkungsmäßig mit den Antriebsrädern verbindbar sind.
Vorteilhafterweise ist das Hauptgetriebe wirkungsmäßig mit der Differentialgetriebebaugruppe mittels eines Differentialrahmens verbunden, der mit dem zweiten Kegelrad des Hauptgetriebes verbunden ist und die Differentialritzel der Differentialgetriebebaugruppe trägt. Wie beschrieben, fungiert die Differentialgetriebebaugruppe als herkömmliches Kraftfahrzeugdifferentialgetriebe. Diese Ausgestaltung ist insbesondere für die Verwendung mit einem Primär- und Sekundärtriebwerk und/oder Antriebszweigen wie den echten Hohlwellendrehmotoren oder -turbinen in Flachbauweise oder Hohlwellenprimär- und -sekundärantriebszweigen vorteilhaft, die aus Zahnrädern, Kettenrädern oder axialen und radialen Kolben, Hydraulikrückhalte- und -energieversorgungseinrichtungen zur Steuerung der Reaktionsenergie zwischen dem gemeinsamen Triebwerk und dem Primär- und Sekundärantriebszweig von der singulären oder hybriden Energieversorgungsquelle bestehen.
Die Antriebszweige können zweckmäßigerweise zu jeder Seite des Getriebes angeordnet sein, wobei die Abtriebe durch die jeweiligen Primär- und Sekundärantriebszweige austreten, um einen extrem einfachen, kompakten und leichtgewichtigen Antriebsstrang zu schaffen.
Wenn das Triebwerk Otto- oder Dieselmotoren aufweist, befindet sich die Lastschaltgetriebeeinheit zweckmäßigerweise mittig in, unterhalb oder auf derselben Seite wie das Triebwerk und der Primär- und Sekundärantriebszweig, die über Hohlzahnräder, -kettenräder oder Radial- oder Axialhydraulik mit hohlen Mittelpunkten, wie beschrieben, antreiben.
Im Falle eines Frontantriebs befindet die Lastschaltgetriebeeinheit sich zweckmäßigerweise in bezug auf das Triebwerk und die Antriebszweige zwischen den Vorderradanordnungen, so daß es in bezug auf die Positions- und Raumerfordernisse mit den gegenwärtigen Fahrzeugen aus Massenproduktion im Einklang ist.
Bei einem Fahrzeug, einem Traktor oder einem Lastkraftwagen mit Vierradantrieb ist die Lastschaltgetriebeeinheit zweckmäßigerweise in bezug auf das Reihentriebwerk und die Antriebszweige so angeordnet, daß die Abtriebe des Lastschaltgetriebes sich durch die jeweiligen Primär- und Sekundärantriebszweige und durch das sich axial erstreckende Loch des ersten und zweiten Kegelrads des Hauptgetriebes erstrecken, so daß sich miteinander fluchtende Leistungsabtriebsteile wie Halbachsen vor und hinter der Differentialgetriebebaugruppe erstrecken, die wiederum mittels Universaleinrichtungen und Drehmomentsrohren nach vorne und hinten die vorderen und hinteren Differentiale und Achsen für alle vier Räder mit Rotationsenergie versorgt.
Bei einem Zweiradantriebstraktor oder einem Lastkraftwagen mit Hinterradantrieb kann das Triebwerk auf die normale herkömmliche Weise in Längsrichtung angeordnet bleiben, und die Primär- und Sekundärantriebszweige versorgen das sich in der Normalposition des Standarddifferentials befindende Lastschaltgetriebe direkt mit Energie. Somit kann bei Hochleistungshochmomentlastkraftwagen und -traktoren, die zur Optimierung der Drehzahl und des Drehmoments des Motors unter schweren Last- und Drehmomentsanforderungen über ein breites Spektrum an Betriebsbedingungen üblicherweise 10- und 12-Gangschaltgetriebe erfordern, das Schaltgetriebe weggelassen werden, indem dem Standardantriebskegelrad und -ritzel einfach ein zusätzliches Antriebskegelrad und -ritzel hinzugefügt wird, wobei die Ritzel sich innerhalb einer ringförmigen Auflage der äußeren Getriebeteile frei drehen können. Dies ermöglicht einen stufenlosen Drehzahlbereich von Rückwärtsgang bis Overdrive, indem einfach das Verhältnis zwischen dem Primär- und dem Sekundärantriebszweigs verändert wird.
Wenn das Triebwerk einen Drehmotor, einen echten Drehmotor, einen Gasturbinenmotor oder einen Elektromotor aufweist, kann die Lastschaltgetriebeeinheit zweckmäßigerweise mittig zwischen dem Triebwerk auf einer Seite als Primärantriebszweigsantrieb und des Sekundärantriebszweigs, wie beschrieben, auf der gegenüberliegenden Seite, angebracht sein, wobei die Leistungsabtriebsteile sich durch den Mittelpunkt der hohlen Rotor- oder Turbinenwellen und durch das hohle Sekundärantriebssystem auf der gegenüberliegenden Seite der Getriebeeinheit erstrecken. Ferner kann das Gehäuse der Lastschaltgetriebeeinheit einstückig mit dem gemeinsamen Gehäuse der Triebwerke und des Sekundärantriebszweigs ausgebildet sein.
Vorteilhafterweise kann ein Verbrennungsmotor einen direkten Primärantriebszweig und einen sekundären Antriebszweig mit variabler Drehzahl von einer gemeinsamen Welle aus liefern, die zwei Antriebszweige mit variabler Drehzahl bildet.
Der Vorteil dieser Anordnung besteht darin, daß ein hochvolumiger Standardmotor aus Massenproduktion als einzige Energiequelle oder in manchen Anwendungsfällen eine Schwungradanordnung als Einrichtung zur Speicherung kinetischer Energie verwendet werden kann. Das Schwungrad kann zum Triebwerk gehören oder nicht. Die Schwungradanordnung kann zu Zeiten maximaler Nachfrage zum Ergänzen des Leistungseintrags verwendet werden und/oder für regeneratives Bremsen sorgen. Das Schwungrad kann direkt von der einzigen Energiequelle angetrieben oder durch regeneratives Bremsen mittels eines feststehenden Zahnradantriebs und einer Freilaufkupplung zwischen dem Motor und dem Schwungrad verwendet werden, wobei das Schwungrad dann über eine gemeinsame Abtriebswelle dem Primär- und dem Sekundärantriebszweig Energie zuführt. Alternativ kann das Schwungrad in einer hochtourigen Position in dem Primär- oder Sekundärantriebszweig mit einer geeigneten Übersetzung ins Langsame zu dem Primär- oder Sekundärantriebseingang des Getriebes positioniert sein.
Die oben beschriebene Lastschaltgetriebeeinheit kombiniert zweckmäßigerweise die Funktionalität des Hauptgetriebes und der Differentialgetriebebaugruppe integriert derart, daß die Antriebsdrehenergie differentiell mit kontinuierlich variablen Abtriebsdrehzahlen an zwei Drehenergieabtriebe übertragen wird, während die einzelne Energiequelle mit einer Drehzahl und einem Drehmoment so betrieben wird, daß sich eine maximale Kraftstoffeffizienz, minimale Verschmutzung und eine gleichmäßige Leistung des Fahrzeugs ergibt.
Die Steuereinrichtung weist vorteilhafterweise eine Mikroprozessorsteuereinheit mit einer Eingabevorrichtung zum Empfangen von Eingangsbefehlen, z.B. von dem Fahrer des Fahrzeugs, und mehrere Eingangs/Ausgangs-Interface-Vorrichtungen für eine geschlossene Rückführungsregelung der Leistungsparameter des Fahrzeugsantriebsstrangs auf. Die mehreren Eingangs/Ausgangs-Interface-Vorrichtungen weisen vorteilhafterweise mehrere Hochleistungssensoren zum Überwachen, Analysieren und Senden von Daten bezüglich der Leistungsparameter des Antriebsstrangs auf. Vorzugsweise umfassen die von der Mikroprozessorsteuereinheit kontinuierlich gesteuerten Leistungsparameter ferner Leistungsparameter, die spezifisch für den Triebwerkstyp sind, einschließlich der Öldrücke des variablen sekundären Antriebszweigs und der interaktiven Kräfte und Steuerungen, die den Antriebsstrang umfassen. Besteht das Triebwerk beispielsweise aus einem Verbrennungskolbenmotor, können die kontinuierlich von der Mikroprozessorsteuereinheit gesteuerten Leistungsparameter ferner solche Leistungsparameterumfassen, die spezifisch für die effizienteste Kraftstoffverbrennung und die geringste Verschmutzung sind, wie beispielsweise den Druck im Ansaugstutzen und/oder den Ladedruck, das Motordrehmoment, die Drehzahl des Motors, das Kraftstoff-Luft-Gemisch, den Kraftstofffluß, die Kettenradzeitsteuerung, die Ventileinstellung, die variable Geometrie des Ansaugstutzens, die variable Verdichtung, die variable Vorverbrennungskammerverdichtung im Falle eines indirekt zündenden Dieselmotors, die Verbrennungskammerbedingungen, das Verdichtungsverhältnis und die Abgaschemie und -temperatur.
Im Gebrauch sorgt die Mikroprozessorsteuereinheit vorteilhafterweise für eine geschossene Eigendiagnosenrückkopplungsschleifensteuerung zur kontinuierlichen Überwachung, Analyse und synergistischen Einstellung der Leistungsparameter in Reaktion auf Eingangsbefehle des Fahrers. Insbesondere reagiert die Mikroprozessorsteuereinheit vorteilhafterweise anpassend auf Eingangsbefehle und/oder Analyse der Daten bezüglich der Leistungsparameter und steuert kontinuierlich die Drehzahl und das Drehmoment der Triebwerke und die anderen Triebwerksvariablen, um die Kraftstoffverbrennungseffizienz beizubehalten und die Verschmutzung auf einem Minimum zu halten, wobei die endgültige Abtriebsdrehzahl und die Leistung des Antriebsstrangs kontinuierlich gesteuert werden, um die Betriebsanforderungen durch synergistische Einstellung der Leistungsparameter einschließlich der relativen Drehzahlen der Leistungsantriebsmittel und des Primärantriebszweigs und der Hydraulikdrücke und Drehzahl des variablen sekundären Antriebszweiges und die Aufteilung der reaktiven Last zwischen dem Getriebe und den beiden Antriebszweigen und dem Triebwerk zu erfüllen.
Vorteilhafterweise ist die Mikroprozessorsteuereinheit mit einem Leistungsalgorithmus programmierbar, so daß sie die gesteuerten Leistungsparameter kontinuierlich gemäß dem Algorithmus zur Optimierung der Antriebsstrangleistung anpaßt. Die Mikroprozessorsteuereinheit kann beispielsweise so programmiert sein, daß die Antriebsstrangeffizienz optimiert wird, wobei die Mikroprozessorsteuereinheit in diesem Falle in Reaktion auf einen Befehlseingang des Fahrers des Fahrzeugs eine kontinuierliche Überwachung und Analyse sowie eine synergistische Einstellung der Leistungsparameter jeder der beiden Antriebszweige von einem einzigen Triebwerk durchführen würde, um die Effizienz des Triebwerks innerhalb von Spitzenbereichen beizubehalten, wobei gleichzeitig die Lastverteilung zwischen dem Triebwerk und dem primären Antriebszweig und dem Hydraulikdruck kontinuierlich überwacht und eingestellt wird und eine Verringerung der Antriebsdrehzahl des Sekundärantriebszweigs ermöglicht wird, um entsprechend der von dem Getriebe übertragenen reaktiven Last durch Veränderung der Länge der eingeschlossenen Ölsäulen eine Reduzierung durchzuführen, um die endgültige Abtriebsgeschwindigkeit und Leistung des Getriebes synergistisch so zu steuern, daß sie die betrieblichen Anforderungen erfüllen. An sich werden die Gesamtnutzeffekte des Triebwerks über eine breite Spanne unterschiedlicher Betriebsbedingungen erreicht.
Es sei darauf hingewiesen, daß bedeutende Verbesserungen bei der Kraftstoffökonomie und entsprechend bedeutende Verringerungen bei den Abgasemissionen erzielt werden, wenn das Triebwerk vom Verbrennungsmotortyp ist. Ferner sei darauf hingewiesen, daß das Triebwerk zur Optimierung der Gesamtnutzeffekte des Triebwerks einen Drehmotor, einen ausgewuchteten Drehkolbenmotor mit Verdichtungs- und Expansionszyklus, einen Gasturbinenmotor, einen Dieselmotor, einen Ottomotor, einen Elektromotor oder eine hybride Kombination aus Triebwerk und Energiespeicher- und regenerativem Bremssystem umfassen kann. Dies könnte beispielsweise in Form eines Verbrennungsmotors und elektrischen Generators mit einem leichten hochenergetischen effizienten Batteriespeicher und Elektromotortriebwerk oder einem Verbrennungsmotor mit kombinierter Bremsenergierückgewinnung durch ein Schwungrad mit einem Generator und einem kombinierten Elektromotor/Generatorschwungrad für die Energiespeicherung und das regenerative Bremsen als Triebwerk geschehen. Als weiteres Beispiel läßt sich die Erfindung mit einer Kombination hybrider Triebwerkstechnologien verwenden, wie beispielsweise bei einer Brennstoffzelle, die Methanol in Wasserstoff umwandelt, wobei der Wasserstoff durch eine Protonenaustauschmembranbrennstoffzelle gespeist werden kann, in der er mit Luftsauerstoff kombiniert werden kann, um Energie für einen Elektromotor zu liefern, der seinerseits ein Elektromotor/Generatorschwungrad zur Energiespeicherung und für regeneratives Bremsen antreibt. Dieses Triebwerk kann dem verbesserten Getriebe in der beschriebenen Form Energie zuführen, wobei die Mittel für eine interaktive präzise Echtzeitsteuerung des Energieverbrauchs und der Regeneration für einen optimalen Nutzeffekt bereitgestellt werden, wobei eine Verschmutzung entfiele und nur Wasserdampf ausgestoßen würde. Alternativ könnten eine Brennstoffzelle und regeneratives Bremsen effiziente Energiespeicherbatterien mit Energie versorgen, wobei einem Elektromotor elektrische Energie zugeführt würde, der entweder unmittelbar oder über ein Energiespeicherschwungrad mit dem verbesserten Getriebe in der beschriebenen Form verbunden ist. Die Getriebemikroprozessorsteuerung würde die äußeren, stark variierenden Lastanforderungen sofort an eine optimale Antriebsleistungsaufnahme passend zum Triebwerk anzupassen, um eine Überlastung des Systems zu verhindern, aber eine optimale Energieausgangsleistung zu abzugeben.
Bei einer weiteren vorteilhaften Verwendung des aufgrund der reaktiven Kraft des Getriebes in dem sekundären Antriebszweig druckbeaufschlagten eingeschlossenen Öls kann die Energiespeicherung erfolgen und die regenerative Bremsenergie gespeichert werden, indem das Öl Stickstoff in einem stickstoffbefüllten Akkumulator verdichtet, der in Fällen kurzfristigen Höchstbedarfs, wie bei Stop/Start-Situationen im Stadtverkehr, Energie liefert.
In einem Verbrennungsmotor brennt das entzündete Kraftstoff-Luft-Gemisch in einer Flammenfront, die sich bis zum Umfang der Grenzen des Zylinders ausdehnt. Die entstehenden expandierenden Gase drücken den Kolben vom Zylinderkopf weg, wodurch die Kurbelwelle gedreht und ein Arbeitshub erzeugt wird. Wenn der Kolben sich von den expandierenden Gasen wegbewegt, erhöht er das Zylindervolumen. Je höher das anfängliche Zylinderverdichtungsverhältnis ist, umso schneller ist die Verbrennungsrate und die entsprechende Expansionsrate und desto stärker ist die Notwendigkeit einer höheren Kolbengeschwindigkeit, die der höheren Drehzahl des Motors gleichkommt. Bei einem Motor mit fester Verdichtung ist es im Hinblick auf einen optimalen Zylinderdruck wünschenswert, daß die Kolbengeschwindigkeit auf die Rate, mit der die Gase expandieren, abgestimmt ist, so daß sich der beste Kraftstoffwirkungsgrad und die geringsten Verschmutzungslevel ergeben. Die Absicht der bevorzugten Ausführungsbeispiele dieser Erfindung besteht darin, die Steuerung der variablen Ölsäulen zu nutzen, um eine Veränderung des Verhältnisses der Getriebereaktionskräfte zu ermöglichen, um das Verhältnis zwischen dem Primärantriebszweig und dem sekundären Antriebszweig von einer gemeinsamen Energiequelle aus zu variieren. Dadurch werden die Reaktionskräfte durch den Anfangsantrieb, der von einer gemeinsamen Antriebswelle aus erfolgt, aufgehoben und die Primär- und Sekundärantriebszweigdrehzahlveränderung, die an das äußere Getriebe angelegt wird, kontinuierlich eingestellt, um es der Antriebsenergiequelle zu ermöglichen, für maximalen Nutzeffekt das optimale Gleichgewicht zwischen Drehzahl und Drehmoment zu halten, um den variablen Lastanforderungen zu entsprechen und mit den zur Beibehaltung der gewünschten Fahrzeuggeschwindigkeit erforderlichen Energiepegeln im Einklang zu sein. Dadurch, daß es, wie beschrieben, die Funktion eines stufenlosen Getriebes hat, wobei sich genau die erforderliche Fahrzeuggeschwindigkeit ergibt, während die optimale Kraftstoff-Luft-Verbrennungsrate beibehalten wird, daß die Motordrehzahl variiert wird und die Verdichtungsverhältnisse und Kraftstoff-Luft-Verhältnisse variiert werden, können über das gesamte Spektrum der Fahrzeuggeschwindigkeits- und Energieanforderungen optimale Betriebsbedingungen in Echtzeit beibehalten werden, woraus sich eine minimale Verschmutzung und ein maximaler Kraftstoffnutzeffekt ergibt. Eine weitere Steuerung der Geschwindigkeit der Flammenfront, insbesondere in bezug auf einen Dieselmotor, läßt sich durch eine verstellbare Vorverbrennungskammer und/oder die Hauptverbrennungskammer erreichen. Das Zusammenwirken der Eingänge und Ausgänge von der Mikroprozessoreinheit ermöglicht optimale Einstellungen der Motordrehzahl, des Verbrennungskammerverdichtungsverhältnisses und/oder des Vorverbrennungskammerhubraums, so daß sich eine ruhige gleichmäßige Kraftstoff-Luft-Verbrennungsgeschwindigkeit (Flammenfront) ergibt, die der mechanischen Bewegung und Geschwindigkeit der Rückhalteteile in einem Kolben- oder Umlaufmotor entspricht.
Im folgenden werden nunmehr Ausführungsbeispiele der Erfindung, lediglich als Beispiel, unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen beschrieben.
KURZBESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN
1 ist eine graphische Darstellung der Effizienz eines Verbrennungsmotors relativ zu der Schwankung des Drehmoments und der Motorumdrehungen pro Minute.
2 ist ein Gangschaltungsplan, der das Leistungsmuster eines Automatikfahrzeuggetriebes zeigt, wobei Abstufungen beim Leistungseintrag und der Fahrzeuggeschwindigkeit gezeigt sind.
3 ist eine graphische Darstellung des Vergleichs zwischen einem mehrstufigen herkömmlichen mechanischen Zahnradgetriebe und dem Antriebsstranggetriebe dieser Erfindung, wobei die von dem eingeschlossenen Öl gesteuerte Reaktionskraft in Form eines Umkehrhydrogetriebes an dem sekundären Antriebszweig verwendet wird.
4, 5 und 6 sind Diagramme der mit den Primär- und Sekundärantriebsleistungszweigen und der Leistungsabgabe des äußeren Getriebes zusammenhängenden Verhältnisse und Reaktionskräfte.
7 ist ein Diagramm und eine teilweise geschnittene schematische Ansicht der dargestellten Verhältnisse und Reaktionskräfte in linearer Form, die in dem äußeren Getriebe in eine umlaufende Form umgewandelt sind.
8 ist eine teilweise geschnittene schematische Ansicht eines Ausführungsbeispiels einer Lastschaltgetriebeeinheit nach dem ersten Aspekt der Erfindung, die das äußere und innere Getriebe und das Verhältnis und die Wirkung der Primär- und Sekundärleistungsantriebszweige abdeckt.
9 ist eine Schnittansicht eines praktischen Ausführungsbeispiels der in 8 dargestellten Lastschaltgetriebeeinheit im Verhältnis zu dem Primärleistungsantriebszweig und dem variablen Sekundärleistungsantriebszweig von einem einzelnen Triebwerk.
10 ist eine teilweise geschnittene schematische Ansicht eines Ausführungsbeispiels des hydraulisch/mechanischen variablen sekundären Leistungsantriebszweigs mit differentieller Verdrängung, der reaktiv mit dem in einer Maximalverdrängungsposition gezeigten äußeren Leistungsgetriebe verbunden ist und dieses steuert.
11 ist eine teilweise geschnittene Ansicht des in 10 dargestellten sekundären Leistungsantriebszweigs in Nullverdrängungsposition.
12 ist eine teilweise geschnittene Ansicht des in den 10 und 11 dargestellten Sekundärleistungsantriebszweigs, bei der der volle Verdrängungsbereich und die sich ergebende Steuerung der Verhältnisse und Reaktionskräfte gezeigt ist, die unmittelbar mit den Primär- und Sekundärleistungsantriebszweige zu dem äußeren Lastschaltgetriebe verbunden sind, sowie die sich ergebenden Ausgänge.
13 ist eine Schnittansicht eines praktischen Ausführungsbeispiels der in 12 teilweise dargestellten Lastschaltgetriebeeinheit und der Wechselbeziehung eines in den 10, 11 und 12 gezeigten Ausführungsbeispiels des dynamischen hydraulisch/mechanischen variablen Sekundärleistungsantriebs zweigs mit differentieller Verdrängung und des Primärleistungsantriebszweigs, das für universelle Positionierung und Verwendung in Fahrzeugen, Traktoren und Lastkraftwagen mit Vorderradantrieb, Hinterradantrieb und Vierradantrieb einschließlich direkten Austausches von Differential und Gangschaltung geeignet ist, sofern es sich bei Autos, Lastkraftwagen und Traktoren mit Vorder- und Hinterachsantrieb in der herkömmlichen Position des Differentials befindet.
14 ist eine teilweise geschnittene schematische Ansicht der Otto- und Dieselmotorausführungsform des Antriebsstrangs gemäß dem zweiten Aspekt der Erfindung, wobei die Wechselbeziehung des Otto- oder Dieselmotors, des in 12 dargestellten Primär- und Sekundärleistungsantriebszweigs und des in 13 dargestellten Lastschaltgetriebes in einem bevorzugten Ausführungsbeispiel mit Leistungsabtrieben, die sich in bezug auf den Motor an einer Position befinden, die bei Fahrzeugen mit Vorderradantrieb und quer montiertem Motor am besten geeignet ist, dargestellt ist.
15 ist eine teilweise geschnittene schematische Ansicht eines vereinfachten Ausführungsbeispiels des in 14 dargestellten Antriebsstrangs, der für den hinteren Leistungsabtrieb für herkömmliche Reihenmotorpositionen in Fahrzeugen, Lastkraftwagen und Traktoren geeignet ist.
16 ist eine Schnittansicht eines praktischen Ausführungsbeispiels der in 13 dargestellten Lastschaltgetriebeeinheit, die eine Ausführungsform der differentiellen Verdrängung des dynamischen hydraulisch/mechanischen variablen Sekundärleistungsantriebszweigs und des Primärantriebszweigs einstückig mit dem äußeren Getriebe und dem inneren Differential kombiniert.
17 ist eine teilweise geschnittene schematische Ansicht eines Ausführungsbeispiels eines in 16 dargestellten Lastschaltgetriebes mit einem einstückig ausgebildeten Primär- und Sekundärantriebszweig.
18 ist eine graphische Darstellung des Vorwärtsgangs gegenüber einem gewählten Gang bei einem 24-Gang-Getriebe nach dem Stand der Technik.
19 ist ein Diagramm eines Antriebsstrangs nach dem Stand der Technik, der zum Erreichen der in 18 gezeigten 24 Untersetzungsverhältnisse erforderlich ist.
20 ist eine Schnittansicht eines 24-Gang-Getriebes der in 19 gezeigten Art.
21 ist eine Schnittansicht eines Drehmomentwandlers der in dem Getriebe von 20 verwendeten Art.
22 ist eine graphische Darstellung der Schwankung beim Kraftstoffverbrauch, beim Drehmoment und der Leistung in bezug auf die Motorumdrehungen bei einem typischen Dieselmotor.
23 zeigt ein Ausführungsbeispiel des Antriebsstrangs dieser Erfindung, der für hohe Drehmomentsbelastungen geeignet ist.
24 zeigt die Anwendung eines in 23 gezeigten Ausführungsbeispiels der Erfindung.
25 zeigt den Funktionsteil der in den 23 und 24 gezeigten Anordnung.
26 zeigt eine Schnittdarstellung eines Vierradantriebstraktors, der einen Antriebsstrang gemäß einem Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung aufweist.
27 zeigt eine Schnittdarstellung einer Tandemantriebsanordnung, die einen Antriebsstrang gemäß der vorliegenden Erfindung enthält.
28 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel des Antriebsstrangs gemäß dieser Erfindung.
BESTE ARTEN DER AUSFÜHRUNG DER ERFINDUNG
Zunächst wird das Funktionsprinzip des Teil der Erfindung bildenden Getriebes unter Bezugnahme auf die 4 bis 9 beschrieben.
DIFFERENTIALVERHÄLTNISSE UND REAKTIONSKRÄFTE
ANTRIEBSVERHÄLTNIS 3 : 1
Die Darstellung von 4 läßt erkennen, daß bei einer Vorwärtsbewegung der Zahnstange 1 in Richtung des Pfeils A um 30 Zähne und bei Vorwärtsbewegung der Spindel 4 des Zahnrads 2 in Richtung des Pfeils B um eine Strecke, die 10 Zähnen an der Zahnstange 1 gleichkommt, was gleich einem Leistungsantriebsverhältnis von 3 : 1 ist, sich das Zahnrad 2 dadurch um zwanzig Zähne im Uhrzeigersinn bewegt, wodurch eine Bewegung der Zahnstange 3 in Richtung des Pfeils C um 20 Zähne bewirkt wird. Hat sich jedoch das Zahnrad 2 um die Strecke von 10 Zähnen in Richtung des Pfeils B vorwärts bewegt, bewegt die Zahnstange 3 sich um die Strecke von 10 Zähnen in Richtung des Pfeils C. Die Nettowirkung besteht in einem Verhältnis von 3 : 1, wenn ein Primärantrieb die Zahnstange 1 vorwärts bewegt und ein Sekundärantrieb den Drehzapfen 4 des Zahnrads 2 mit einem Drittel der Drehzahl der Primärantriebszahnstange 1 vorwärts bewegt. Die Zahnstange 3 bewegt sich mit einem Drittel der Eingangsgeschwindigkeit der Primärantriebszahnstange 1 in Rückwärtsrichtung.
Die mit dem Verhältnis von 3 : 1 zusammenhängenden Reaktionskräfte bestehen darin, daß die Zahnstange 1 Kraft in Richtung des Pfeils A erfordert und die Spindel 4 des Zahnrads 2 mit einer Kraft in Rückwärtsrichtung des Pfeils B zurückgehalten werden muß, um zu bewirken, daß das Zahnrad 4 sich um die Achse 2 dreht und eine Kraft an die Zahnstange 3 angelegt wird, die dann für eine Kraft in Richtung des Pfeils C sorgt. Es läßt sich erkennen, daß bei einer Bewegung von Zahnstange 1 und Zahnradspindel 4 in derselben Richtung mit einem Verhältnis von 3 : 1 die Zahnstange 3 nutzbare Arbeit in Rückwärtsrichtung leistet, allerdings nur so lange, wie die Zahnradspindel 4 in Rückwärtsrichtung zu Pfeil B und in derselben Richtung wie die rückwärts in Richtung des Pfeils C durchgeführte Arbeit zurückgehalten wird.
ANTRIEBSVERHÄLTNIS 2 : 1
Falls die Zahnstange 1 in 5 um die Strecke von 30 Zähnen in der Richtung des Pfeils A vorwärts bewegt wird und falls die Zahnradspindel 4 um eine 15 Zähnen der Zahnstange 1 gleichkommende Strecke in Richtung des Pfeils B vorwärts bewegt wird, ergibt dies ein Verhältnis von 2 : 1 zwischen den Primär- und Sekundärleistungsantrieben. Falls die Zahnradspindel 4 nur die Hälfte der Strecke der Zahnstange 1 zurückgelegt hat, stellt man fest, daß das Zahnrad 2 sich im Uhrzeigersinn um 15 Zähne um die Spindel 4 gedreht hat, falls die Zahnradspindel 4 sich jedoch um eine 15 Zähnen gleichkommende Strecke vorwärts bewegt hat, bleibt die Zahnstange 3 stationär. Man sieht, daß bei sich in derselben Richtung mit einem Verhältnis von 2 : 1 bewegender Primärantriebszahnstange 1 und Sekundärantriebszweigzahnradspindel 4 die Zahnstange 3 stationär in einer dynamischen neutralen Sperrposition bleibt.
Die Reaktionskräfte mit einem Verhältnis von 2 : 1 zwischen der Primärleistungsantriebszweigzahnstange 1 und dem sekundären Leistungsantriebszweig zu der Zahnradspindel 4 bestehen darin, daß keine anderen Reaktionskräfte erforderlich sind als die, die zum Überwinden der Reibung erforderlich sind, vorausgesetzt, daß auf die Abtriebszahnstange 3, die bei C stationär ist, in keiner Richtung eine Last einwirkt.
Wenn in Richtung des Pfeils B eine Last auf die Zahnstange 3 aufgebracht wird, wird eine kräftemäßig gleiche Reaktionsbeanspruchung der Zahnradspindel B in der B entgegengesetzten Richtung erforderlich, um die auf C aufgebrachte Kraft auszugleichen, und die auf die Zahnstange 1 in Richtung des Pfeils A aufgebrachte Last muß gleich der auf das Zahnrad 2 um die Spindel 4 herum wirkende umgekehrte Drehkraft sein, die von der Zahnstange 3 übertragen wird und gleich der auf diese bei C einwirkende Kraft ist. Der Nettoeffekt besteht darin, daß die auf der Zahnstange 1 in Richtung des Pfeils A erforderliche Kraft gleich sein muß und über das sich um die Spindel 4 drehende Zahnrad 2 zu der Zahnstange 3 übertragen wird, so daß sie gleich der auf die Zahnstange 3 in Richtung des Pfeils B aufgebrachten Kraft ist, so daß die Spindel 4 der Summe der beiden auf die Zahnstange 1 und die Zahnstange 3 aufgebrachten Kräfte ausgesetzt ist und in der dem Pfeil B entgegengesetzten Richtung zurückgehalten werden muß. Das heißt, die Spindel B erfordert das Doppelte an Rückhaltekraft gegenüber der als Last bei C auf die Abtriebszahnstange 3 aufgebrachten Kraft.
Wenn bei C auf die Leistungsabtriebszahnstange 3 in der dem Pfeil B entgegengesetzten Richtung eine Gegenlast aufgebracht wird, benötigt die Spindel 4 die doppelte Kraft in der Richtung des Pfeils B und die Zahnstange 1 erfährt die Reaktionskraft in der dem Pfeil A entgegengesetzten Richtung.
Es ist ersichtlich, daß die Zahnstange 3 bei einem 2 : 1-Verhältnis der Primär- und Sekundärleistungsantriebszweige stationär bleibt, daß jedoch in Abhängigkeit von der Richtung der auf die Zahnstange 3 aufgebrachten Last selbst bei sich in derselben Richtung drehenden Primär- und Sekundärantriebszweigen die Reaktionsenergie der aufgebrachten Last auf die Abtriebszahnsstange 3 bei Umkehrung eine sofortige Reaktionslast auf die Primärantriebszweigzahnstange 1 und die Sekundärantriebszweigzahnradspindel 4 in der entgegengesetzten Richtung bewirkt, so daß das Vorwärtstreiben von Rückhaltelasten umgekehrt wird und bei jeder Richtungsänderung der Last auf die Leistungsabtriebszahnstange 3 bei C wechselt.
ANTRIEBSVERHÄLTNIS 1 : 1
Falls die Primärleistungszweigantriebszahnstange 1 in 6 um eine Strecke von 30 Zähnen in Richtung des Pfeils A vorwärts bewegt wird und falls der Sekundärleistungsantriebszweig die Spindel 4 in der Richtung des Pfeils B bewegt, wird deutlich, daß das Kettenrad 2 durch die von der Zahnstange 1, der Zahnradspindel 4 und dem Zahnrad 2 zurückgelegte gleiche Strecke und das ein Drehen verhindernde Eingreifen der Zähne des Zahnrads 2 in die Zähne der Zahnstange 1 vom Drehen zurückgehalten wird. Deswegen bewegen sich die Zahnstange 1 und das Kettenrad 2 beide als feste Masse mit gleicher Geschwindigkeit in Richtung der Pfeile A und B. Es wird deutlich, daß beim Eingreifen der Zähne des Zahnrads 2 in die Zahnstange 3 diese sich auch mit derselben Geschwindigkeit in Richtung des Pfeils C bewegen muß.
Bei den meisten Fahrzeugfunktionen mit einem Verhältnis 1 : 1 ist das Getriebe nur zeitweise einem Rückwärtsschub an der Zahnstange 3 in Richtung des Pfeils C ausgesetzt (6). Dann wird das Fahrzeug langsamer, indem die Verdichtung des Motors als Bremse genutzt wird, oder mittels Verwendung einer Auspuffbremse. Zu jedem anderen Zeitpunkt ist die Zahnstange 3 variierenden Graden von Kraft in der der Bewegung und dem Pfeil C entgegengesetzten Richtung ausgesetzt. Diese Kraft wird durch das Eingreifen der Zähne des Zahnrads 2 in die Zähne der Zahnstange 3 eingeschränkt. Die von der Zahnstange 3 auf das Zahnrad 2 in dem Pfeil C entgegengesetzter Richtung aufgebrachte Kraft versucht, das Zahnrad 2 im Uhrzeigersinn um die Spindel 4zu drehen, was bei einem Verhältnis von 1 : 1 von der Zahnstange 1 eingeschränkt wird, wobei eine Rückhaltekraft in der dem Pfeil A ent gegengesetzten Richtung erforderlich ist. Die an der Spindel 4 in Richtung des Pfeils B erforderliche Kraft ist die Summe der Fahrzeugantriebslast auf der Zahnstange 3 in der der Zahnstangenbewegung entgegengesetzten Richtung, die dem Pfeil C entgegengesetzt ist, und der Kraft, die erforderlich ist, um das Zahnrad 2 mittels einer auf die Zahnstange 1 in der der Richtung der Bewegung und der dem Pfeil A entgegengesetzten Richtung aufgebrachten Rückhaltekraft am Drehen um die Spindel 4 zu hindern.
Es wird deutlich, daß bei einem Verhältnis von 1 : 1 die an dem sekundären Antriebszweig an der Spindel 4 erforderliche Kraft in der Richtung des Pfeils B vorliegt und gleich dem Doppelten der Kraft der an der Leistungsabtriebszahnstange C in der dem Pfeil C entgegengesetzten Richtung verrichteten Arbeit ist und daß die Kraft an der Primärantriebszweigzahnstange 1 in derselben Richtung vorliegt und gleich der Kraft der beim Wirken gegen die die Leistungsabtriebszahnstange 3 in der den Pfeilen C und A entgegengesetzten Richtung verrichteten Arbeit ist.
VERHÄLTNIS 1 : 1,5
Als Overdrive kann jedes Verhältnis über 1 : 1 gewählt werden, zwecks Veranschaulichung wurde jedoch ein Verhältnis von 1 : 1,5 gewählt. Wenn die Primärantriebszweigzahnstange 1 um eine Strecke von 30 Zähnen in Richtung des Pfeils A vorwärts bewegt wird und die Spindel 4 um eine Strecke von 1,5 mal derjenigen der Zahnstange 1 vorwärts bewegt wird, was einer Gesamtmenge von 45 Zähnen entspricht, wird sich, wie in 6 gezeigt, das Zahnrad 2 bei Anwendung dieses Verhältnisses um 15 Zähne gegen den Uhrzeigersinn drehen, da die Spindel 4 in dem Zahnrad 2 sich um 15 Zähne weiter bewegt hat als die Zahnstange 1. Der Nettoeffekt besteht darin, daß die Leistungsabtriebszahnstange 3 dieselbe Strecke von 30 Zähnen zurücklegt wie die Primärantriebszahnstange 1 plus die zusätzliche Strecke von 30 Zähnen, die durch die Drehung des Kettenrads 2 gegen den Uhrzeigersinn verursacht wird, wobei die Zahnstange 3 um eine Gesamtstrecke von 60 Zähnen in Richtung des Pfeils C bewegt und somit ein Overdrive vom Doppelten der Drehzahl des Primärantriebszweigs bewirkt wird.
Für Veranschaulichungszwecke zeigt 7 den Primärleistungsantriebszweig als lineare Zahnstange 1, wobei der Primärantriebszweig mit A bezeichnet ist. Der Sekundärleistungsantriebszweig ist als Spindel 4 und Zahnrad 2 dargestellt, das sich frei um die Spindel 4 drehen kann und als sekundärer Antriebszweig B bezeichnet ist. Die Auswirkungen der Kombination aus Verhältnissen und Reaktionskräften ist mit Bezug auf die 4, 5 und 6 beschrieben worden, wobei der sich ergebende Leistungsabtrieb in 7 an der Zahnstange 3 mit C bezeichnet wird. Die ebene lineare Form der Zahnstangen und Zahnräder wurde zwecks Veranschaulichung verwendet, und es sei darauf hingewiesen, daß dieselben Verhältnisse und Reaktionskräfte auftreten, wenn die Zahnstangen 1 und 3 durch Antriebskegelräder 5 und 6 und das Zahnrad und die Spindel 4 durch ein Ritzel 7 und ein Lager 8 ersetzt sind.
Wenn die Zahnstange 1 in der Richtung des Pfeils A vorwärts bewegt wird und das Antriebskegelrad 5 von der Oberseite aus als sich in derselben Richtung wie die Zahnstange bewegend gesehen wird, dreht das Antriebskegelrad sich gegen den Uhrzeigersinn in Pfeilrichtung an dem Antriebskegelrad 5. Dadurch wird bewirkt, daß das Ritzel 7 sich von oben gesehen im Uhrzeigersinn dreht, wobei es dieselbe Wirkung zeigt wie das Zahnrad 2 mit flachem Profil; das Ritzel 7 dreht das Antriebskegelrad 6 in die Richtung des Pfeils an dem Leistungsabgabeantriebskegelrad bei C.
Wie in den 4, 5 und 6 erläutert, bewegt der Sekundärleistungsantriebszweig gemäß 7 die Spindel 4 und damit das Zahnrad 2 in Richtung des Pfeils bei B. Dieselbe Wirkung erfolgt durch Drehen des Ritzels 7 zusammen mit der Lageranordnung 8 um die Mittelachse der Antriebskegelräder 5 und 6, d.h. um die Achse A-C.
Es wird deutlich, daß die Verhältnisse und Reaktionskräfte zwar nur im Hinblick auf die Verhältnisse 3 : 1, 2 : 1, 1 : 1 und 1 : 1,5 erläutert worden sind, die Abtriebsdrehzahlveränderung und die Reaktionskräfte aber proportional zu dem Antriebsmittel sind, und zwar entsprechend der folgenden Formel: Vout = 2 × Vsecondary – Vprimary,wobei Vout die Abtriebsgeschwindigkeit, Vsecondary die Drehzahl des Sekundärantriebs (die Umlaufgetriebeanordnung) und Vprimary die Drehzahl des Primärantriebs ist, wobei die Abtriebskraft der Vektoranalyse der Reaktionskräfte der beiden Antriebsmittel entspricht.
Die Erfindung ermöglicht eine infinite stufenlose Drehzahlveränderung zwischen allen Verhältnissen vom Rückwärtsgang über stationäre dynamische Blockade über maximale Drehzahl und bis zum Overdrive. Es versteht sich, daß die erzeugten Reaktionskräfte zwischen dem mit A bezeichneten Primärleistungsantriebszweig und dem mit B bezeichneten Sekundärleistungsantriebszweig eingegrenzt werden müssen, so daß sie gegen eine gemeinsame Antriebswelle reagieren und damit einen Energieverlust vermeiden. Um dies zu erreichen, ermöglicht die Erfindung eine Drehzahlveränderung zwischen dem Leistungsantriebszweig A und dem Antriebszweig B, die mittels der differentiellen Veränderung der Verdrängung der Säulen eingeschlossenen Öls oder derartiger geeigneter Fluide in einer Rotationsanordnung zu steuern ist, so daß sich eine differentielle hydraulische Gegenwirkung ergibt, wodurch für variable Drehzahl gesorgt ist und die Reaktionskräfte gesteuert werden, die von dem Ritzel 7, das sich frei in dem Lager 8 dreht, und der Drehung der Ritzellageranordnung 8 um die Achse des Antriebskegelrads 5 und 6 um die Achse A-C gemäß 7 erzeugt werden.
Dies ist in 8 deutlicher zu sehen. Der Primärleistungsantriebszweig ist mit dem Kegelrad 5, mit Pfeil A gekennzeichnet, wirkungsmäßig verbunden. Der Sekundärleistungsantriebszweig wird durch den differentiellen variablen Drehzahlabtrieb und das variable Reaktionsdrehmoment mittels der dynamischen differentiellen hydraulischen Gegensteuerung des eingeschlossenen Öls oder eines geeigneten Fluids gesteuert und sorgt für Ermöglichung oder Verhinderung, und zwar in Abhängigkeit von den Reaktionskräften auf das Lager 8, in dem das Ritzel 7 sich frei drehen kann, und zwar als mit B bezeichnete Gegenreaktionsdrehkraft, die sich um die Achse A-A dreht. Ein weiterer Aspekt, der mit der Erfindung zusammenhängt und in den früheren Anmeldungen der Anmelderin offenbart ist, ist ein Differential 9, das in dem äußeren Getriebe 10 enthalten ist. Die Abtriebsdrehzahl und Kraft verhalten sich zu den Drehzahlen der Antriebsmittel gemäß folgender Formel: Vout = 2 × Vsecondary – Vprimary,wobei Vout die Abtriebsdrehzahl, Vsecondary die Drehzahl des Sekundärantriebs (die Umlaufgetriebeanordnung) und Vprimary die Drehzahl des Primärantriebs ist, wobei die Abtriebskraft der Vektoranalyse der Reaktionskräfte des Primärantriebszweigs A und des Sekundärantriebszweigs B entspricht, wobei der Abtrieb an das Kegelrad 6 übertragen und als Abtriebsleistung C bezeichnet wird. Über einen drehbaren Träger 20 teilt das Kegelrad 6 die Drehkraft dem mittigen Differential mit und ist mit D bezeichnet.
Die Erfindung hat den Vorteil, daß bewährte Antriebskegelräder, Ritzel und Differentialbauteile, die sich in vielen verschiedenen Fahrzeugen, Lastkraftwagen und Traktoren bewährt haben und verwendet werden, kombiniert werden, aber in einer einzig- und neuartigen Kombination mit Einrichtungen zur Steuerung von Drehzahlen und Reaktionskräften verwendet werden.
9 zeigt die Getriebeeinheit 10 gemäß den bevorzugten Ausführungsbeispielen des ersten Aspekts der Erfindung, die generell ein äußeres Hauptgetriebe 11 mit zwei Rotationsantriebsmitteln, welche wirkungsmäßig mit einem Rotationsabtriebsmittel verbunden sind, und eine innere Differentialgetriebebaugruppe 9 mit Rotationsantriebsmitteln aufweist, die wirkungsmäßig mit zwei differentiell drehbaren Abtriebsmitteln verbunden sind. Diese Bauteile werden nunmehr durch Erläuterung verschiedener bevorzugter Ausführungsbeispiele detaillierter beschrieben.
Das Hauptgetriebe 11 der Getriebeeinheit 10 weist vorteilhafterweise einen Getriebezug auf. Die beiden Antriebsmittel des Hauptgetriebes 11 weisen ein erstes Kegelrad 5 und eine Umlaufgetriebeanordnung 12 auf, die koaxial so angeordnet ist, daß sie sich um eine erste Achse A-A dreht. Die Umlaufgetriebeanordnung 12 weist einen ringförmigen Ritzelträger 13 auf, der innen angeordnete Umlaufkegelritzel 7 mit senkrecht zur ersten Achse A-A verlaufenden Achsen drehbar lagert. Wie durch die Buchstaben A und B in 9 angezeigt, sind das erste Kegelrad 5 und der ringförmige Ritzelträger 13 jeweils einzeln mittels herkömmlicher Einrichtungen wie einem Zahnrad, einem Riemen, einer Kette oder direkt wirkungsmäßig mit dem Leistungsantriebsprimär- und -sekundärzweig verbindbar. Das Abtriebsmitel des Hauptgetriebes 11 weist ein zweites Kegelrad 14 auf, das koaxial sowohl mit dem ersten Kegelrad 5 als auch mit der Umlaufgetriebeanordnung 12 zur Drehung um die erste Achse A-A angeordnet ist. Das erste und das zweite Kegelrad 5, 14 des Hauptgetriebes 11 weisen jeweils ein mittig ausgebildetes und axial verlaufendes Loch auf. Die Umlaufgetriebeanordnung 12 ist zwischen dem ersten und dem zweiten Kegelrad 5,14 angeordnet, wobei die Umlaufkegelritzel 7 sowohl mit dem ersten als auch mit dem zweiten Kegelrad 5,14 kämmen.
Die Differentialgetriebeanordnung 9 ist innen in dem Hauptgetriebe 11 angeordnet. Die Antriebsmittel der Differentialgetriebeanordnung 9 der Lastschaltgetriebeeinheit 10 weisen Differentialkegelritzel 15 auf, die radial innerhalb des Hauptgetriebes 11 so angeordnet sind, daß sie sich um senkrecht zur ersten Achse A-A verlaufende Achsen drehen. Die Abtriebsmittel der Differentialgetriebeanordnung 9 weisen zwei Differentialkegelseitenräder 16, 17 auf, die koaxial und mit den Differentialritzeln 15 kämmend angeordnet sind, so daß sie sich um die erste Achse A-A drehen. Die beiden Differentialseitenzahnräder 16, 17 sind mittig an entgegengesetzten Enden der beiden koaxial ausgerichteten Leistungsabtriebsteile 18, 19, wie beispielsweise Halbachsen, angebracht, die sich durch die Löcher in dem ersten und zweiten Kegelrad 5, 14 des Hauptgetriebes 11 axial nach außen erstrecken. Die Halbachsen 18, 19 sind mit (nicht gezeigten) Antriebsrädern wirkungsmäßig verbindbar oder, im Falle eines Vierradantriebs, kann die Lastschaltgetriebeeinheit mittig angebracht sein, wobei die Halbachsen 18,19 dann wirkungsmäßig mit dem vorderen und dem hinteren Differential verbunden sind. Das Hauptgetriebe 11 ist mit der Differentialgetriebeanordnung 9 mittels eines Differentialrahmens 20 wirkungsmäßig verbunden, welcher mit dem zweiten Kegelrad 14 des Hauptgetriebes 11 verbunden ist und die Differentialritzel 15 der Differentialgetriebeanordnung 9 trägt.
10 zeigt ein praktisches Ausführungsbeispiel einer Verteilergetriebevorrichtung gemäß dieser Erfindung, die zum Bereitstellen der Leistungsantriebsprimär- und -sekundärantriebszweige zu dem Getriebe von einer einzelnen Energiequelle verwendet wird. Diese Vorrichtung sorgt für eine differentielle Verdrängung und dynamische mechanisch/hydraulische Steuerung der variablen Umdrehungen pro Minute und eine Steuerung der Reaktionskräfte zwischen dem Leistungsantriebsprimär- und -sekundärzweig. Die Reaktion der Kräfte wird ohne Energieverlust durch Reaktion gegen ein gemeinsames Teil gesteuert, bei dem ein singulärer Leistungsantrieb entweder unmittelbar oder mittels herkömmlicher Einrichtungen wie einem Zahnrad, einem Keilriemen, einem Mehrfach-Keilriemen (mit einem gemeinsamen flachen äußeren Verbindungsriemen), einem Zahnriemen, einer Walze oder einer speziellen Hochgeschwindigkeits- oder geräuscharmen Kette oder mittels einer Hydraulikeinrichtung mit einer einzigen Energiequelle verbunden ist.
In 10 ist das Triebwerk, wie beispielsweise ein Verbrennungs-Otto- oder -Dieselmotor aus Veranschaulichungszwecken und in einem bevorzugten Ausführungsbeispiel wirkungsmäßig mittels eines Zahnrads 20 angeschlossen, das die ausgeglichene Anordnung 21 dreht, das Zahnrad 21 ist an dem Gehäuse 22 fixiert, welches den Primärantriebszweig über das drehbare Gehäuse an ein Zahnrad 23 überträgt, welches an dem Gehäuse fixiert ist. Das Gehäuse ist von Lagern 24 auf der feststehenden Welle 25 gehalten, die mittels einer Montagevorrichtung 26 am Drehen gehindert wird. Am gegenüberliegenden Ende ist das Gehäuse weiter mittels eines Lagers 27 abgestützt. Dadurch wird Energie direkt über den Primärantriebszweig von dem Triebwerk über das Zahnrad 20 durch das Gehäuse 22 zu dem Zahnrad 23 bei A übertragen. Die Abtriebdrehzahl wird durch das Räderwerk zwischen dem Motor oder dem Triebwerk und der Anordnung 22 und die direkte Veränderung der Umdrehungen des Antriebstriebwerks in bezug auf das Zahnrad 20 bei A bestimmt.
Eine zweite Welle 28, die separat drehbar und unabhängig von der Welle 25 ist, ist von Lagern 29 abgestützt und direkt mit dem Zahnrad 30 verbunden, das die hydraulisch/mechanische differentielle Energie durch das Zahnrad 30 liefert, wobei bei B der Leistungsantriebssekundärzweig bereitgestellt wird.
Die feststehende Welle 25 weist eine stationäre kreisförmige Kolbengruppe 31 auf, die durch die Keilwellennut an der feststehenden Welle 25 am Drehen gehindert wird. Die von Lagern 29 gestützte drehbare Welle 28 ist mittels einer Keilwellennut an der drehbaren Kolbengruppe 32 angebracht, so daß sie die Kolbengruppe 32 wirkungsmäßig mit der Welle 28 und dem Sekundärantriebszweigzahnrad oder -kettenrad 30 verbindet, um bei B für eine Reaktionskraft zu sorgen. An dem drehbaren Gehäuse 22 ist eine gemeinsame Schlitz- und Kommutatorplattenanordnung 33 zwischen der Kolbengruppe 31, 32 angebracht. Die gemeinsame Schlitz- und Kommutatorplattenanordnung 33 ist an dem Gehäuse 22 befestigt und mit diesem drehbar. Dies gewährleistet, daß die nierenförmige Hoch- und Niederdruckschlitzanordnung an jeder Seite des Umfangs der Anordnung 33 stets mit den festen Drehpunkten 34 sowohl der Reaktionsverdrängungsdrehgruppe 31, der Taumelscheibensteuerungstaumelscheibe 35 und der Festverdrängungstaumelscheibe 36 relativ zu dem Drehgehäuse 22 ausgerichtet bleibt.
Die Erfindung sieht eine differentielle hydraulisch/mechanische Drehzahlveränderung und Drehmomentskraftreaktionssteuerung zwischen dem feststehenden Primärleistungsantriebszweig A und dem variablen Sekundärleistungsantriebszweig B vor. Dies wird dadurch erreicht, daß das Primärzweigantriebszahnrad bzw. -kettenrad 20 an dem Antrieb A an dem Gehäuse 22 befestigt und drehbar und wirkungsmäßig zwecks Primärleistungsabgabe an A direkt mit Primärantriebszweigketten- oder -zahnrad 23 verbunden ist, wobei die Drehmomentkraft und die Drehzahl direkt durch die Drehzahl und das Drehmoment des Antriebstriebwerks in bezug auf das Zahnrad oder Kettenrad 20 bei A gesteuert und direkt an das Zahn- oder Kettenrad 23 bei A übertragen werden. Die von dem Sekundärleistungsantrieb B gemäß der Beschreibung in den 4, 5, 6, 7 und 8 übertragenen Reaktionskräfte reagieren direkt gegen das Ketten- oder Zahnrad 30 bei B, wie in 10 gezeigt. Das Zahnrad 30 wird von der Welle 28 und der Drehgruppe 32 am Drehen gehindert, welche ihrerseits durch die Steuerung des eingeschlossenen Öls im Zylinder 37 am Drehen gehindert wird, das von dem Kolben 38 verschoben wird, der mit der Festwinkeltaumelscheibe 36 in Kontakt ist, wenn die Reaktionskräfte die Kolbengruppe 32 relativ zu der Festwinkeltaumelscheibe 36 drehen, wird die eingeschlossene Ölsäule 37 von dem Kolben 38 verschoben, wenn dieser sich zu Zylinderposition 39 dreht. Der Betrag der ermöglichten Drehung hängt von dem variablen Winkel der Taumelscheibe 35 ab, wenn das verdrängte Öl frei über die nierenförmige Schlitzanordnung an jeder Seite des Umfangs der Kommutatoranordnung 33 übertragen werden kann, die in bezug auf die Drehpunkte 34 der Taumelscheibe fixiert bleibt und sich mit dem Gehäuse 22 dreht. Es wird deutlich, daß die eingeschlossenen Ölsäulen in dem Zylinder 37 frei durch die nierenförmige Öffnung übertragen werden können, die sich umfangsmäßig um nahezu 180° erstreckt und eine Übertragung des Öls über die Kommutatoranordnung 33 zu den Zylindern 40 und 41 ermöglicht, da die Drehkolbenanordnung 31 stationär ist und die Taumelscheibe 35 durch die Drehung des Gehäuses 22 angetrieben wird. Der Verdrängungsraum im Zylinder 40 nimmt zu, wenn die Taumelscheibe sich zu Zylinderposition 41 bewegt, so daß die Steuerung der Übertragung des eingeschlossenen Öls von den Zylindern 37 zu den expandierenden Zylindern zwischen 31, 41 ermöglicht wird. Es wird deutlich, daß, wenn das Primärantriebszahnrad 20 das Gehäuse 22 dreht und dann die Taumelscheibe 35 über den Festtaumelscheibendrehpunkt 34 relativ zu dem Gehäuse 22 antreibt und wenn der Taumelscheibensteuerwinkel auf Position 1 eingestellt ist, die gleich dem Festwinkel der Taumelscheibe 36 ist, die Verschiebung der eingeschlossenen Ölsäulen in der Drehkolbenanordnung 32 mit den expandierenden Verdrängungskammern in der fixierten Drehkolbenanordnung 31 identisch ist, so daß die Reaktionskräfte von dem äußeren Getriebe an B gegen das Zahnrad 30 reagieren können, indem die Welle 28 sich relativ zu dem Primärantriebskettenrad 20 und dem Gehäuse 22 rückwärts dreht. Das heißt, daß bei Vollast und Volleistungsantrieb in bezug auf das Zahnrad 20 an A die Abtriebsdrehzahl an dem Zahnrad 30 Null ist und die Reaktionskräfte ohne Energieverlust aufgrund der direkten hydraulisch/mechanischen variablen Steuerung, die mechanisch in dem sich drehenden mechanischen Gehäuse 22 eine Wechselwirkung ausübt, vollständig begrenzt sind.
11 zeigt im wesentlichen dieselbe Anordnung wie 10, aber mit um die Achse 34 mittels einer in Betriebsposition 4 befindlichen Stelleinrichtung gesteuerten Taumelscheibe 35. Da die Primärantriebszweigkraft bei A das Zahnrad 20 und das Gehäuse 22 dreht, betätigt sie auch die Taumelscheibe 35 mit demselben Verhältnis von 1 : 1 ungeachtet der Winkelposition der Taumelscheibe 35. Wenn der Winkel der Taumelscheibe 35 auf Position 4 eingestellt ist, die unter einem Winkel von 90° zu der Mittellinie der Welle 25 angeordnet ist, wird deutlich, daß keine Veränderung bei der Verdrängung zwischen den Kolbenkammern 40, 41 eintritt und jegliche Strömung von eingeschlossenem Öl aus den Zylindern 37, 39 gleich Null ist. Wenn der Leistungsantriebsprimärzweig über das Zahnrad 20 bei A über das Gehäuse 22 und das Zahnrad 23 in den Primärzweigantrieb 1 des äußeren mechanischen Getriebes gemäß den 7, 8, 9 übertragen wird, reagieren die in den 4, 5, 6, 7 und 9 abgehandelten Reaktionskräfte bei B gegen das Zahnrad 30, wie in 11 gezeigt. Das Zahnrad 30 ist durch die Welle 28 und die Drehkolbengruppe 32 eingegrenzt, wobei der Kolben 38 die eingeschlossene Ölsäule in dem Zylinder 37 aufgrund der Nullverdrängungsveränderung in der Festkolbenanordnung 31 nicht durch die Kommutatoranordnung 33 übertragen kann. Der Nettoeffekt besteht darin, daß die gesamte Anordnung 21 sich als Einheit mit dem Primärleistungsantriebs- und -abtriebskettenrädern 20, 23 und dem Sekundärreaktionsleistungssteuerungskettenrad 30 bei B dreht, wobei sich alle zusammen mit einem Verhältnis von 1 : 1 drehen. An diesem Punkt werden bei einer Ölströmung von Null 100% der Leistung mechanisch übertragen.
12 ist ebenfalls mit den 10 und 11 vergleichbar, zeigt jedoch zusätzlich zur Veranschaulichung fünf Betriebspositionen der Taumelscheibe 35. In Position 1 erfolgt die Leistungsabgabe des Abtriebszahn- oder -kettenrads 23 über den Primärantriebszweig zu dem Kettenrad 42 des äußeren Getriebes bei A in direkter Wechselbeziehung zu der von dem Triebwerk gemäß der Beschreibung in den 10 und 11 bereitgestellten Drehzahl und dem Drehmoment. Wenn der Steuerwinkel der Taumelscheibe 35 sich in Steuerposition 1 befindet, tritt die Funktion gemäß der Erläuterung von 10 auf, wobei die durch den ringförmigen Ritzelträger 13 bei B übertragenen und an das Ketten- oder Zahnrad 43 angelegten Reaktionskräfte die Reaktionskräfte steuern, die sich in direkter Wechselbeziehung zu der Veränderung der Eingangs- und Ausgangslasten und der Richtung der Kräfte gemäß der Beschreibung in den 4, 5, 6 und 7 ändern, wobei eine Nulldrehung weiterhin beibehalten wird.
Wenn der Steuerwinkel der Taumelscheibe 35 in Position 2 wechselt, ermöglicht die Verschiebung die Steuerung der Reaktionskräfte auf das Zahn- oder Kettenrad 30 mit dem Sekundärleistungsantriebszweig bei B, die ein Drittel derjenigen des Primärleistungsantriebszweigs bei A beträgt. Dies erzeugt eine Eingabe in das Hauptgetriebe mit einem Verhältnis von 3 : 1, wobei ein Drittel der Antriebsdrehzahl in einen Umkehrabtrieb eingegeben wird, und zwar über die Übertragung von Drehzahl und Energie, die über das Kegelritzel 7 zu dem Kegelrad 14 bei C übertragen wird.
12 zeigt, daß bei einem auf Position 3 eingestellten Winkel der Taumelscheibe eine Verschiebung erfolgt, die dem Sekundärleistungsantriebszweig bei B eine Umdrehung mit halber Drehzahl des Primärleistungsantriebszweigs A ermöglicht. Dies hat ein Verhältnis von 2 : 1 für das Hauptgetriebe 11 zur Folge, wie in den 4, 5, 6 und 7 beschrieben, wobei eine dynamisch blockierte Neutralposition mit Nullabtrieb seitens des Hauptgetriebes 11 erzeugt wird. 12 zeigt, daß bei sich in Position 4 befindender Taumelscheibe 35, die sich unter einem Winkel von 90° zu der Welle 25 befindet, die Folge ein Antrieb mit einem Verhältnis von 1 : 1 zwischen dem Primärleistungsantriebszweig A und dem Sekundärreaktionsleistungssteuerungsantriebszweig B ist, wie dies in 11 beschrieben ist. Somit erzeugt das 1 : 1-Verhältnis der Antriebe, das die Wechselbeziehung der Drehzahlen und interaktiven Drehmomentkräfte in dem Hauptgetriebe steuert, einen 1 : 1-Vollvorwärtsantrieb seitens des Getriebes über das zweite Kegelrad 14 bei C, wobei der Nettoeffekt darin besteht, daß der Ölübertragungsfluß von der in 12 gezeigten Kolbendrehgruppe zu dem Zylinder 37 Null ist. Es erfolgt keine Bewegung der Kolbendrehgruppe 32 in bezug auf das Gehäuse und alle Bauteile in der hydraulisch/mechanischen Differentialverschiebungsreaktionsleistungssteuereinheit 21 drehen sich gemeinsam, mit Ausnahme der Festwelle 25 und der Festkolbengruppe 31, die immer stationär bleiben.
Das Vorsehen der gleichen Drehzahl im Verhältnis 1 : 1 an dem Primärantriebszweig A und B und die Steuerung der Reaktionsenergie mitels dem Leistungssteuerungsantriebszweig bei B hat eine Nullbewegung aller Bauteile in dem Hauptgetriebe 11 zur Folge. Somit läßt sich für Anwendungen in Fahrzeugen, Lastkraftwagen und Traktoren feststellen, daß bei Nulldrehzahl lediglich eine 2 : 1-Veränderung der Primär- und Sekundärleistungsantriebszweigdrehzahlen vorliegt, wobei der Sekundärantriebszweig B die Hälfte der Drehzahl des Primärleistungsantriebszweigs mit einem gleichmäßigen Übergang zu einem 1 : 1-Verhältnis leistet, so daß ein maximaler Wirkungsgrad zur Anpassung an variable Lasten sogleich und präzise erfolgen kann.
Wenn, wie in 12 gezeigt, die Steuerposition der Taumelscheibe 35 zu Position 5 vorgeschoben wird, läßt sich ein Verhältnis von 1 : 1,5 erzielen, das einen Overdriveabtrieb vom Hauptgetriebe bei C zur Folge hat, der gleich dem 1,5-fachen der Drehzahl des Primärleistungsantriebszweigs, wie zuvor in 6 beschrieben, ist.
Ein in 12 gezeigter weiterer Aspekt der Erfindung besteht darin, daß das Rotationsgehäuse 22 mit Hydraulikfluid bis zu einem Punkt gefüllt ist, bei dem die Fliehkraft beim Drehen verursacht, daß das Öl einen Druck in Richtung auf den Außenumfang des Rotationsgehäuses 22 und die eingeschlossene Ölmasse aufbaut. In einem Ausführungsbeispiel der Erfindung wirkt dieser Druck als Fülldruck zur Befüllung der radial angeordneten Zylinder 40,41, 37, 39 und der radial zwischen ihnen angeordneten Zylinder, die ebenfalls in dem Außenumfang der Kolbengruppe 31,32 und in dem Hochdruckhydraulikfluidbereich angeordnet sind. Es können die üblichen Hoch- und Niederdruck absperrventile verwendet werden und bei bestimmten Anwendungsfällen kann eine integrierte Füllpumpe verwendet werden.
Ein (nicht gezeigtes) weiteres Ausführungsbeispiel der Erfindung sieht abstehende Kühlrippen und/oder Drehdichtungen für das Gehäuse 22 vor, um den Transport von Hydrauliköl aus dem und in das Gehäuse 22 zwecks Filterung und Kühlung zu ermöglichen.
In einem anderen Ausführungsbeispiel bestehen die Drehkolbengruppe und/oder die Kommutatorplatten aus keramischem Material, um eine Hochgeschwindigkeits-, Hochdruck-, schmierungsarme und hocheffiziente Leistung zu erbringen.
Die Verstellwinkeltaumelscheibe 35 kann mittels eines geeigneten Arms und Axiallagern oder mittels entsprechend durchgeführter Drucksteuerung oder durch Fernfunkfrequenz- oder -infrarotsteuerung gesteuert werden, um eine Steuerung des Taumelscheibenwinkels innerhalb des Rotationsgehäuses 22 zu ermöglichen.
13 zeigt ein praktisches Ausführungsbeispiel der kombinierten Anordnung der 9 und 10 einschließlich der Lager, Dichtungen und Befestigungsanordnungen, die für eine funktionierende Anordnung erforderlich sind. Diese Bauteile können in der Praxis variiert werden, und obwohl der Fachmann auf dem Gebiet sich ihrer Funktion durchaus bewußt ist, ist eine Beschreibung für das Verständnis der Erfindung nicht erforderlich.
Im Gebrauch weist das oben beschriebene Hauptgetriebe 11 ein kontinuierlich variables Getriebe auf, bei dem die Abtriebsdrehzahl (die Drehzahl des zweiten Kegelrads 14) proportional zur Summe oder Differenz der beiden Antriebsdrehzahlen ist, die von der Integration der Anordnung 21 geliefert werden und für einen variablen Primär- und Sekundärdrehzahl- und -drehmomentantriebszweig sorgen, die als A und B bezeichnet sind (wobei sie die Drehzahlen des ersten Kegelrads 5 und der Umlaufgetriebeanordnung 12 steuern). Somit wird deutlich, daß, wenn die Drehzahlen des ersten Kegelrads 5 und der Umlaufgetriebeanordnung 12 gesteuert sind, die Drehzahl des zweiten Kegelrads 14 fortschreitend von einem Konstruktionsmaximum in einer ersten Drehrichtung über Null zu einem Konstruktionsmaximum in einer zweiten entgegengesetzten Drehrichtung variiert werden kann. Wie oben auch beschrieben, arbeitet die Differentialgetriebebaugruppe 9 in der Art eines herkömmlichen Fahrzeugdifferentialgetriebes. Somit kombiniert die oben beschriebene Lastschaltgetriebeeinheit 10 zweckmäßigerweise die Funktionalität des Hauptgetriebes 11 und der Differentialgetriebebaugruppe 9 einstckig derart, daß Antriebsdrehenergie mit kontinuierlich variablen Abtriebsdrehzahlen differentiell auf die beiden Halbachsen 18 und 19 übertragen werden kann.
Die Funktionsweise der oben beschriebenen Lastschaltgetriebeeinheit 10 wird weiter verdeutlicht mit Bezug auf die in 9 dargestellte beispielhafte Ausführungsform, bei der das erste Kegelrad 5 und das zweite Kegelrad 14 des Hauptgetriebes 11 jeweils dreißig Zähne und die Umlaufkegelritzel 7 des Hauptgetriebes jeweils zehn Zähne aufweisen.
Nachfolgend ist die Auswirkung der verschiedenen Antriebsverhältnisse in derselben Drehrichtung um die Achse A-A für die in 9 dargestellte beispielhafte Ausführungsform beschrieben.
1 : 1-ANTRIEBSVERHÄLTNIS VON ZUR BILDUNG EINER HYDRAULISCH/MECHANISCHEN REAKTIONSLEISTUNGSSTEUEREINHEIT 21 EINSTÜCKIG VERBUNDENEN PRIMÄR- UND SEKUNDÄRLEISTUNGSANTRIEBSZWEIGE A UND B
Wenn das erste Kegelrad 5 gemäß 9 um eine Umdrehung nach vorne gedreht wird, sind dreißig Zähne des Kegelrads 5 vorwärts gedreht worden. Wenn zur gleichen Zeit der ringförmige Ritzelträger 13 um eine Umdrehung in derselben Richtung um die Achse A-A gedreht worden ist, bleibt jedes Umlaufkegelritzel 7 stationär. Folglich bewirken die nicht drehenden Kegelritzel 7, deren Zähne in das zweite Kegelrad 14 eingreifen, daß dieses und der Differentialrahmen 20 sich um eine volle Umdrehung um die Achse A-A vorwärts drehen. Die von dem Differentialrahmen 20 getragenen Differentialritzel 15 werden lediglich von Differentialseitenzahnrädern 16 und 17 begrenzt, die wirkungsmäßig mit Halbachsen 18 bzw. 19 verbunden sind, um eine normale Fahrzeugdifferentialwirkung zwischen zwei (nicht gezeigten) Antriebsrädern zu ermöglichen.
Das in 13 gezeigte Ergebnis besteht darin, daß bei einem zwischen dem ersten Kegelrad 5 und dem ringförmigen Ritzelträger 13 durch die in 13 gezeigte differentielle hydraulisch/mechanische Reaktionsleistungssteuereinheit 21 vorgesehenen Antriebsverhältnis von 1 : 1 das Drehzahlverhältnis durch die Lastschaltgetriebeeinheit 10 und zu dem Differentialrahmen 20 1 : 1 ist.
ANTRIEBSVERHÄLTNIS VON 2 : 1 DURCH INTEGRATION MIT DIFFERENTIALLEISTUNGSSTEUEREINHEIT 21 UND LASTSCHALTGETRIEBEEINHEIT 10
Wenn das erste Kegelrad 5 in 9 um eine Umdrehung vorwärts gedreht wird, wobei es sich um dreißig Zähne nach vorne bewegt, und der ringförmige Ritzelträger 13 in derselben Richtung um eine halbe Umdrehung um die Achse A-A gedreht wird (2 : 1), hat sich jedes Umlaufkegelritzel 7 um fünfzehn Zähne um senkrecht zu der Achse A-A verlaufende Achsen rückwärts gedreht und bei der halben Umdrehung an dem Eingriffspunkt an dem zweiten Kegelrad 14 um fünfzehn Zähne bewegt. Da das zweite Kegelrad 14 dreißig Zähne aufweist und der ringförmige Ritzelträger 13 und die Kegelritzel 7 eine halbe Um drehung zurückgelegt haben, bleiben das dreißigzähnige zweite Kegelrad 14 und der Differentialrahmen 20 stationär.
Da das von der Leistungssteuereinheit 21 gemäß 13 zwischen dem ersten Kegelrad 5 und dem ringförmigen Ritzelträger 13 mit 2 : 1 vorgegebene Antriebsverhältnis vorliegt, bleiben infolgedessen das zweite Kegelrad 14 und die Differentialseitenzahnräder 16 und 17 in einer wirksam blockierten stationären Position mit Nullabtrieb seitens der Lastschaltgetriebeeinheit 10.
ANTRIEBSVERHÄLTNIS 3 : 1
Wenn das erste Kegelrad 5 um dreißig Zähne um eine Umdrehung vorwärts gedreht wird und der ringförmige Ritzelträger 13 um ein Drittel einer Umdrehung in derselben Richtung un die Achse A-A gedreht wird, dreht sich jedes Umlaufkegelritzel 7 in entgegengesetzter Richtung um zwanzig Zähne nach hinten, wobei sie eine gleichwertige Strecke von zehn Zähnen um das zweite Kegelrad 14 zurücklegen. Daher drehen sich das zweite Kegelrad 14 und der Differentialrahmen 20 um zehn Zähne bzw. ein Drittel in Rückwärtsrichtung. Wie oben beschrieben, ermöglicht die Differentialgetriebebaugruppe 9 eine normale Fahrzeugdifferentialwirkung zwischen zwei (nicht gezeigten) Antriebsrädern.
Bei einem Antriebsverhältnis von 3 : 1 zwischen dem ersten Kegelrad 5 und dem ringförmigen Ritzelträger 13 drehen sich infolgedessen das zweite Kegelrad 14 und der Differentialrahmen 20 um ein Drittel einer Umdrehung in Rückwärtsrichtung um die Achse A-A.
Es sei darauf hingewiesen, daß sich Overdrive durch ein Antriebsverhältnis von weniger als Eins erreichen läßt. Im Hinblick auf die obige Beschreibung sei darauf hingewiesen, daß die Ausführungsbeispiele der integrierten Lastschaltgetriebeeinheit der vorliegenden Erfindung eine kompakte, einstückige Kombination eines kontinuierlich variablen Getriebes mit einem herkömmlichen Fahrzeugdifferential vorsehen, die für die Verwendung in Fahrzeugantriebssträngen verwendbar ist, und zwar insbesondere, jedoch nicht ausschließlich, in Fahrzeugantriebssträngen, aber auch bei Fahrzeugen mit Vorderradantrieb, wobei sie bei Fahrzeugen mit Vierradantrieb, Lastkraftwagen und Traktoren zwischen den Achsen angebracht ist und wobei Schaltgetriebe entfallen und mit der Erfindung durch Hinterradantriebsdifferentialbaugruppen in Fahrzeugen, Lastkraftwagen und Traktoren ersetzt werden. Insbesondere machen die Ausführungsbeispiele des Getriebes der vorliegenden Erfindung es möglich, daß zwei Fahrzeugantriebsräder differentiell mit kontinuierlich variablen Drehzahlen oder Vorder- und Hinterachsen differentiell angetrieben werden.
Wie in den beigefügten 8, 9 und 13 gezeigt, umfaßt ein Fahrzeugantriebsstrang gemäß den bevorzugten Ausführungsbeispielen des zweiten Aspekts der Erfindung im allgemeinen eine einstückige Integration einer singulären Leistungsantriebseinheit, die mit einer differentiellen hydraulisch/mechanischen Reaktionsleistungssteuereinheit 21 und der Lastschaltgetriebeeinheit 10 verbunden ist, wobei ihre Integration und Kombination oben beschrieben ist.
In 14 sind eine Getriebeeinheit 10 mit einer auf das Drehmoment reagierenden hydraulisch/mechanischen Sekundärleistungsantriebszweigeinheit 21 mit differentieller Verdrängung und variabler Drehzahl sowie eine Mikroprozessorsteuereinheit 45 gezeigt. Im folgenden werden diese Bauteile detaillierter beschrieben, wobei verschiedene bevorzugte Ausführungsbeispiele erläutert werden.
In der folgenden Beschreibung wird auf die vorstehende detaillierte Beschreibung der Konstruktion, Anordnung und Funktionsweise der verschiedenen Bauteile der Lastschaltgetriebeeinheit 10 Bezug genommen.
In den in 14 dargestellten Ausführungsbeispielen besteht das Triebwerk 44 aus einem Verbrennungsmotor, wobei alternativ jede ähnliche oder unähnliche Kombination beliebiger Motortypen aus dem herkömmlichen Verbrennungsmotorenbereich – einschließlich des Ottomotors, des Dieselmotors, des Turbomotors, des ausgewuchteten Drehkolbenmotors, des Gasturbinenmotors oder herkömmlicher Elektromotortypen, Elektromotoren mit einer Versorgung durch Brennstoffzellen, elektrischer und/oder mechanischer Schwungräder – verwendet werden kann. Otto- und Dieselverbrennungsmotoren sind bevorzugt, da sie bestehende Technologien bei relativ niedrigen Herstellungskosten repräsentieren. Bei dem in 14 dargestellten Ausführungsbeispiel weist das Triebwerk 44 ein Otto- oder Dieselmotortriebwerk auf.
Zweckmäßigerweise ist die differentielle hydraulisch/mechanische Leistungssteuereinheit 21 so angeordnet, daß sie den Antrieb über ein passendes Zahnrad, Kette oder Riemen von der Kurbelwelle im hinteren Bereich des Motors zu einem Zahn- oder Kettenrad 20 überträgt und den Primär- und Sekundärleistungsantriebszweig zum Mittelpunkt des Motors/Triebwerks 44 und über Zahnräder oder Ketten oder Riemen von dem Primär- und Sekundärantrieb der Leistungssteuereinheit 21 an A und B an die Antriebszahn- oder -kettenräder 42 und 43 der Lastschaltgetriebeeinheit 10 überträgt, welche in bezug auf den quer angeordneten Motor 44 zentral an einer Position angeordnet ist, die für Vorderradantriebsanwendungen am besten geeignet ist, wobei die Halbachsen 18 und 19 sich in der geeigneten Position zum Verbinden von Standardvorderradantriebswellen mit den Vorderrädern befinden.
Das Gehäuse der Leistungssteuereinheit 21 und das Lastschaltgetriebe 10 sind ebenfalls zweckmäßig so angeordnet, daß sie leicht an dem Motor 44 angebracht oder von diesem entfernt werden können.
15 stellt ein vereinfachtes Ausführungsbeispiel des in den 9 und 10 dargestellten Fahrzeugantriebsstrangs 46 dar, bei dem das zweite Kegelrad 14 der Lastschaltgetriebeeinheit 10 nicht wirkungsmäßig mit einer inneren Differentialgetriebebaugruppe verbunden ist, das heißt, die Lastschaltgetriebeeinheit 10 weist nur das Hauptgetriebe 11 auf, ist statt dessen jedoch mit einer Antriebswelle 47 wirkungsmäßig verbunden. Das vereinfachte Ausführungsbeispiel des in 15 dargestellten Fahrzeugantriebsstrangs 46 verwendet vorteilhafterweise Ottomotoren, Dieselmotoren, Turbomotoren, ausgewuchtete Drehkolbenmotoren oder Gasturbinenmotoren und ist derart ausgebildet, daß es bei Fahrzeugen mit Vorderrad- und/oder Hinterradantrieb verwendet werden kann, wobei die Antriebswelle 47 mit einer einzigen herkömmlichen Fahrzeugdifferentialgetriebebaugruppe wirkungsmäßig verbunden ist. Alternativ kann der in 15 dargestellte Fahrzeugantriebsstrang 47 in Fahrzeugen mit Vierradantrieb zwischen den Achsen montiert sein, wobei die Antriebswelle 47 mit vorderen und hinteren herkömmlichen Vierradantriebsdifferentialschaltgetriebebaugruppen wirkungsmäßig verbunden ist.
Die in 14 gezeigte Mikroprozessorsteuereinheit 45 weist eine Eingabevorrichtung zum Empfang eines Befehlseingangs von dem Fahrzeugführer und mehrere (nicht gezeigte) Eingangs/Ausgangs-Interface-Vorrichtungen auf, die für eine Rückkopplungsschleifensteuerung der Leistungsparameter des Fahrzeugantriebsstrangs sorgen. Vorzugsweise weisen die mehreren (nicht gezeigten) Eingangs/Ausgangs-Interface-Vorrichtungen eine Vielzahl von Hochleistungssensoren zum Überwachen, Analysieren und Senden von Daten bezüglich der Leistungsparameter des Antriebsstrangs auf. Vorteilhafterweise umfassen die Leistungsparameter die Last auf den Motor 44, die jeweiligen Drehzahlen der beiden Primär- und Sekundärleistungsabtriebszahnräder oder -kettenräder 42, 43, die Last auf der Leistungssteuereinheit einschließlich des Hydraulikdrucks und der Drehzahl, die jeweilige Last auf den beiden Halbachsen 18 und 19 und die jeweiligen Drehzahlen der beiden Halbachsen 18 und 19. Vorzugsweise umfassen die kontinuierlich von der Mikroprozessorsteuereinheit 45 gesteuerten Leistungsparameter ferner Leistungsparameter, die spezifisch für die den Fahrzeugantriebsstrang aufweisende(n) Leistungseinheit(en) sind.
Im Gebrauch sieht die Mikroprozessorsteuereinheit 45 vorteilhafterweise eine Rückkopplungsschleifensteuerung zum kontinuierlichen Überwachen, Analysieren und synergistischen Einstellen der Leistungsparameter in Reaktion auf den Befehlseingang seitens des Fahrers vor. Während des Starts des Motors 44 steuert die Mikroprozessorsteuereinheit 45 zweckmäßigerweise die auskuppelnde Rutschkupplung und/oder die winklige Ausrichtung der in 12 gezeigten Taumelscheibe, so daß der Sekundärleistungsantriebszweig sich in einem Verhältnis von 2 : 1 in bezug auf den Primärantriebszweig befindet, wobei gewährleistet ist, daß das Abtriebskegelrad 14 des Hauptgetriebes 11 beim Start oder einer geparkten Sicherheitsposition in einer stationären dynamisch blockierten Position bleibt.
Das heißt, daß die Mikroprozessorsteuereinheit 45 beim Starten nur die jeweilige Leistungsabtriebswelle des Motors 44 mit dem ersten Zahnrad 20 der Steuereinheit 21 verbindet, wenn das Verhältnis der Drehzahlen zwischen dem Leistungsabtriebszahnrad 42 und 43 2 : 1 ist.
Aus der vorstehenden Beschreibung der Funktionsweise der Lastschaltgetriebeeinheiten 21 und 10 geht hervor, daß jedes der Differentialseitenzahnräder 16 und 17 der Lastschaltgetriebeeinheit 10 auf diese Weise in einer sicheren stationären Position bei einer Drehzahl von Null formschlüssig blockiert ist. Es sei darauf hingewiesen, daß in den meisten Anwendungsfällen zur Erhöhung des Sicherheitsniveaus eine manuell betätigte Freilaufkupplung vorgesehen ist. Aus der vorstehenden Beschreibung der Funktionsweise der Lastschaltgetriebeeinheiten 21 und 10 geht ebenfalls hervor, daß die Mikroprozessorsteuereinheit 45 in Reaktion auf einen anschließenden Befehlseingang, z.B. vom Fahrzeugführer, den Betrieb des Motors 44 und der Leistungssteuereinheit 21 zweckmäßig steuert, um die relativen Drehzahlen der Leistungsabtriebszahnräder 23 und 30 so einzustellen, daß die Differentialseitenzahnräder 5 und 14 der Lastschaltgetriebeeinheit 10 und damit die beiden Halbachsen 18 und 19 und die beiden (nicht gezeigten) Antriebsräder sich in einer gewünschten Richtung mit einer gewünschten Drehzahl drehen. Während des Betriebs des Fahrzeugantriebsstrangs 21 und 10 reagiert die Mikroprozessorsteuereinheit 45 adaptiv auf einen Befehlseingang und/oder Analysen der Daten bezüglich der Leistungsparameter und steuert die endgültige Abtriebsdrehzahl und Leistung des Fahrzeugantriebsstrangs 48 kontinuierlich, um betriebliche Anforderungen zu erfüllen, indem die Leistungsparameter, einschließlich der relativen Drehzahlen der beiden Primär- und Sekundärleistungsantriebszweige bei A und B und der Steuerung der reaktiven Last zwischen den beiden Antriebszweigen 23 und 30 bei A und B, synergistisch eingestellt werden.
Vorteilhafterweise ist die Mikroprozessorsteuereinheit 45 mit einem Leistungsalgorithmus programmierbar, so daß sie die gesteuerten Leistungsparameter kontinuierlich synergistisch entsprechend dem Algorithmus einstellt, um die Leistung des Fahrzeugantriebsstrangs 48 zu optimieren. Die Mikroprozessorsteuereinheit 45 kann beispielsweise auf die Optimierung der Effizienz des Fahrzeugantriebsstrangs 48 programmiert sein, wobei die Mikroprozessorsteuereinheit 45 in diesem Falle in Reaktion auf den Befehlseingang die jeweiligen Leistungsparameter der Primär- und der Sekundärleistungsantriebszweige kontinuierlich überwachen, analysieren und synergistisch einstellen würde, um die Effizienz des Motors 44 innerhalb von Spitzenbereichen beizubehalten, während sie gleichzeitig die Lastverteilung zwischen dem Primär- und Sekundärantriebszweig der Leistungssteuereinheit 21 kontinuierlich überwachte und einstellte, um die endgültige Abtriebsdrehzahl und Leistung der Lastschaltgetriebeeinheit 10 zur Erfüllung betrieblicher Anforderungen synergistisch zu steuern. An sich können Gesamtmotornutzeffekte über eine breite Spanne unterschiedlicher Betriebsbedingungen erreicht werden. Somit sei darauf hingewiesen, daß bei Verbrennungsmotoren verwendenden Ausführungsformen bedeutende Verbesserungen hinsichtlich der Kraftstoffersparnis und entsprechend bedeutende Verringerungen bei der Emission von Abgasen erzielt werden können.
Wenn das Triebwerk beispielsweise ein Verbrennungskolbenmotor (wie in dem in 14 dargestellten Ausführungsbeispiel) ist, umfassen die kontinuierlich von der Mikroprozessorsteuereinheit gesteuerten Leistungsparameter ferner vorteilhafterweise Parameter, die spezifisch für den Verbrennungskolbenmotor sind, wie beispielsweise Ladedruck, Motordrehmoment, Motordrehzahl, Kraftstoffgemisch, Zündungseinstellung, Ventileinstellung, variable Ansaugstutzengeometrie, Verbrennungskammerbedingungen, Verdichtungsverhältnis und Abgaschemie.
Über das gesamte Spektrum von Drehzahl- und Energieanforderungen für Fahrzeuge, Lastkraftwagen und Traktoren können optimale Betriebsbedingungen in Echtzeit aufrechterhalten werden, wobei die Verschmutzung minimal und die Kraftstoffeffizienz maximal ist, indem die Funktion eines stufenlosen Getriebes mit variabler Drehzahl gegeben ist, das die genaue erforderliche Fahrzeuggeschwindigkeit liefert, während die optimale Kraftstoff-Luft-Verbrennungsrate beibehalten wird, indem die Motordrehzahl und die Primär- und Sekundärleistungsabtriebsdrehzahlen der Leistungssteuereinheit 21 in bezug zueinander variiert und indem die Kraftstoff-Luft-Verhältnisse variiert werden.
In Anbetracht der obigen Beschreibung sei darauf hingewiesen, daß Ausführungsbeispiele des Fahrzeugantriebsstrangs der vorliegenden Erfindung einen kompakten, adaptiv gesteuerten Fahrzeugantriebsstrang vorsehen, der insbesondere für Anwendungsfälle geeignet ist, bei denen Gewicht und Größe kritisch sind, wie beispielsweise bei kleinen und mittelgroßen Fahrzeugen mit Vorderradantrieb.
Im Hinblick auf die beiden Antriebsmittel des Hauptgetriebes 11 und die Differentialschaltgetriebebaugruppe 9, die zur Bildung der Lastschaltgetriebeeinheit 10 kombiniert sind, verkörpert 16 dieselben Prinzipien, wie sie in 9 beschrieben sind. Die zwischen dem Kegelrad 5, das direkt von dem Primärleistungsantriebszweig getrieben wird, und dem ringförmigen Ritzelträger 13 erforderliche Drehzahlveränderung entwickelt sich genauso und steuert dieselben Reaktionskräfte wie in den 4, 5, 6 und 7 beschrieben.
16 zeigt eine kompakte vereinheitlichte Kombination aus der Leistungssteuereinheit 21 der Erfindung und der Lastschaltgetriebeeinheit 10, die durch differentielle Verschiebung sowohl die Drehzahlveränderung als auch die oben erläuterten Reaktionskräfte steuert. An dem Primärleistungsantriebskettenrad oder -riemenscheibe 42 ist eine Kurvenbahn 49(a) befestigt, und die ringförmige Kurvenbahn ist an einer Kommutatorplatte 50 befestigt, die zwei nierenförmige Kommutatorschlitze 51 und 52 aufweist, die sich nahezu um 180° radial zu beiden Seiten der kreisförmigen Kommutatorplatte ausbreiten, wobei zwischen den einander gegenüberliegenden halbkreisförmigen Kommutatorschlitzen ein ausreichender Abstand vorgesehen ist, um eine Bewegung des Hydrauliköls von der Hochdruckseite zu der Niederdruckseite zu verhindern, wobei dieser Druck anstehende Kräfte, die in den 4, 5, 6 und 7 beschrieben sind, verändert. Die in 16 gezeigten Kommutatorschlitze 51 und 52 sind jeweils permanent fixiert, so daß sie mit der Nockenplatte 49(a), 49(b) ausgerichtet sind, so daß der höchste Teil der kreisförmigen Kurvenbahn 49(b) sich an dem Teilungspunkt der beiden halbkreisförmigen Kommutatorschlitze 51 und 52 befindet. Aufgrund dessen drehen sich, ungeachtet der Drehung des Primärantriebsketten- oder -zahnrads, an dem die Kurvenbahn 49(a), 49(b) befestigt ist, die Kommutatorventilplatte 50 und die Kommutatorschlitze 51 und 52 auch mit der Kurvenbahn, um eine dauerhafte Ausrichtung der Kurvenbahn und Kommutatorplatte zur Aufnahme und Freigabe von Hydraulikfluid zu gewährleisten, da die Kolbendrehgruppe 53 sich dadurch differentiell dreht, wenn hinter dem Kolben 54 in dem Zylinder 55 Hydraulikfluid oder -öl eingeschlossen ist. Die Reaktionskraft gegen die Kurvenbahn 49(a), 49(b) bewirkt, daß die Kolbendrehgruppe sich zusammen mit dem Primärleistungsantriebszahnrad oder -kettenrad 42 dreht. Die Kolbendrehgruppe ist an dem ringförmigen Ritzelträger 13 angebracht, der innen angeordnete Umlaufkegelritzel 7 drehbar abstützt, die eine Abtriebsdrehzahlveränderung und Drehmomentkräfte bewirken, welche auf zuvor beschriebene Weise durch die Drehkolbengruppe 53 eingegrenzt werden.
Zur Steuerung der beiden halbkreisförmigen Kommutatorschlitze, die entweder ein Schlitz oder eine Reihe kreisförmiger Löcher in einer Kurvenbahn sind, die auch mit einem schmalen zentralen Schlitz verbunden sein können, ist es notwendig, den Hochdruckkommutatorschlitz von der Niederdruckseite zu trennen, und da die Kommutatorschlitze 51 und 52 sich ebenfalls differentiell drehen, ist an Port A ein stationärer Kommutatorgang und an Port B ein Gang 57 notwendig, die relativ zur Achse AA gegeneinander versetzt sind. Dadurch bleiben die Schlitze 51 und 52 stets nahe ihren jeweiligen Hoch- und Niederdruckports, obwohl die Kolbendrehgruppenzylinderölgänge 51 und 52 differentiell über die Kommutatorplatte gedreht werden.
Die Vorteile der Erfindung gemäß der Beschreibung in 16 bestehen darin, daß die differentielle Steuerung der erforderlichen Veränderung der Leistungsantriebsdrehzahlen zwischen den Primär- und Sekundärleistungsantriebszweigen und die Steuerung der interaktiven Kräfte in einer kompakten integrierten Einheit erzielt wird, die als Ersatz für das Differential an den gegenwärtigen Positionen aller Fahrzeuge, Lastkraftwagen und Traktoren oder beliebiger derartiger Maschinen, die normalerweise einen Vorwärts- und Rückwärtsgang, variable Drehzahlen und Differentialwirkung erfordern, geeignet ist und ferner das Weglassen des Schaltgetriebes ermöglicht.
Die vollständige integrierte Einheit gemäß der Beschreibung in 16 ist ein differentielles reaktives hydraulisch/mechanisches Triebwerk 58, das in diesem Ausführungsbeispiel gezeigt ist, wobei der Reaktionsmechanismus zur Steuerung der Kräfte in dem Sekundärleistungsantriebszweig ein Kolben ist, der mit einer Kugel ausgestattet ist, die auf einer kreisförmigen konkaven Kurvenbahn läuft. Es besteht die Absicht, auch andere, Kolben verwendende Ausführungsformen zu verwenden, wobei diese mit Kolbenringen und Rollen ausgestattet sein können, die am Ende der Kolben mittels eines Lagers und einer Welle angebracht sind, um die die Rollen sich frei drehen können und an einer in geeigneter Weise profilierten Kurvenbahn angreifen. Diese Anordnung kann auch mit Seitenrollen ausgestattet sein, um die Übertragung von hohen Drehmomentkräften auf die Kolben zu verhindern. Ein Ausführungsbeispiel ist später in 23 und ein weiteres Ausführungsbeispiel in 24 gezeigt.
Die Erfindung gemäß der Beschreibung in 16 umfaßt eine äußere hydraulische gesteuerte Differentialleistungssteuereinheit mit einer mittleren Hauptlastschaltgetriebeeinheit 11 und einem inneren Antriebsdifferential 9.
Ferner sei darauf hingewiesen, daß der Differentialträger sich im Falle der Anwendung bei Fahrzeugen normalerweise in einem Verhältnis von ungefähr 4 : 1 zu der Motordrehzahl dreht. Aus diesem Grunde dreht sich die Erfindung eines vereinheitlichten differentiellen reaktiven hydraulisch/mechanischen Lastschaltgetriebes 58 der langen Lebensdauer und Haltbarkeit aller Bauteile halber bei voller Motordrehzahl von etwa 4000 U/min nur mit 1000 U/min.
Indem die Drehkolbengruppe 53 am Außenumfang angeordnet wird, gewährleistet sie ein hohes Drehmoment bei geringer Drehzahl und garantiert außerdem, daß die Breite zwischen den Halbachsen 18, 19 zur Montage zwischen den Vorderrädern in einem Fahrzeug mit Vorderradantrieb auf einem Minimum gehalten ist oder ohne die Halbachsen im normalen Raum und normalen Achsen als Ersatz für das Standarddifferential in Fahrzeugen, Lastkraftwagen und Traktoren, wobei dann ein stufenloses reaktives Getriebe einstückig mit einer Mikroprozessorsteuereinrichtung in der beschriebenen Form vorgesehen ist.
In 16 sind die Drehzahl- und Reaktionskräfte beschrieben worden, die darin gipfeln, daß die Steuerung durch den Hydraulikfluiddruck und die Strömungsrate an Port A 56 und Port B 57 beeinflußt wird. In 17 ist der Primärleistungsantrieb des Triebwerks mit einem Ketten- oder Zahnrad 20 in Eingriff, das seinerseits in ein Ketten- oder Zahnrad 42 eingreift, wobei das Zahnrad 20 an einer Welle 62 angebracht ist, die von Lagern 63 abgestützt ist und ihrerseits eine Schrägachsenhydraulikverstellpumpe 69 antreibt, die ihrerseits über den Port A 60 und den Port B 61 Hydraulikfluid ausgibt und empfängt.
Die Öffnung 64 der Schrägachsenhydraulikverstellpumpe wird von Null auf Maximalströmung über die Drehung der Steuerschraube 65 gesteuert, die ihrerseits kontinuierlich von dem Motor 66 gesteuert wird, der durch einen Befehl von der in 14 gezeigten Mikroprozessorsteuereinheit bewegt wird. Wenn die Ports 60, 61 der Schrägachsenaxialkolbenhydraulikverstellpumpe in geeigneter Weise mit den Ports 67, 68 in dem kombinierten differentiellen reaktiven hydraulisch/mechanischen Lastschaltgetriebe 58 verbunden sind, kann die Steuerung der Reaktionskräfte und Drehzahl der Kolbendrehgruppe 53 in der zuvor beschriebenen Weise durchgeführt werden.
Die Erfindung gemäß der Beschreibung in 17 kann auch mit der Schrägachsenaxialkolbenverstellpumpeneinheit 69 verwendet werden, die wirkungsmäßig mit einer ähnlichen Anordnung einer an einer Kommutatorplatte 50 befestigten Kurvenbahn 49 verbunden und so gelagert ist, daß sie sich um eine Welle an der Achse A-A dreht, wobei die Kolbengruppe 53 in der Lage ist, sich differentiell relativ zu der Nockenplatte 49 und ihren Stützteilen zu drehen, die sich ebenfalls um die Achse A-A drehen, wobei die Einheit 58 über die versetzten Ports, wie oben beschrieben, mit der Schrägachsenpumpenanordnung 69 verbunden ist, aber beide Einheiten als von der Lastschaltgetriebeeinheit 10 getrennte Einheit auf dieselbe Weise wie in 13 beschrieben wirkungsmäßig mit der Lastschaltgetriebeeinheit 10 verbunden sind. Eine weitere Ausführungsform der Erfindung besteht darin, daß die Drehkolbengruppe bei Verwendung auf die oben beschriebene Art in Form axialer oder radialer Kolben vorliegt, die gegen Nockenplatten wirken, so daß sich der beschriebene Effekt ergibt, und wobei mit Achsen versehene Rollen mit flachen Seiten, mit Achsen versehene Rollen mit gebogenen Seiten oder Kugeln oder Rollen mit oder ohne Achsen (ein derartiges Ausführungsbeispiel ist später in 23, 24 gezeigt) gegen die passende geschlossene Kurvenbahn in entweder einer axialen oder einer radialen Position wirken.
In verschiedenen Ausführungsformen ist die Erfindung für alle Fahrzeug-, Lastkraftwagen- und Traktortypen geeignet. Bei Traktoren und Lastkraftwagen sei auf die Anforderungen und Anwendung der Erfindung auf Traktoren und Lastkraftwagen verwiesen, die beide außergewöhnliche Drehmomentsanforderungen stellen und in extremem Maße äußeren, stark schwankenden Energieanforderungen ausgesetzt sind. Die Untersuchung der gegenwärtig verfügbaren und fortschrittlichsten Technologie und Verfahren zum Umgang mit den hohen Belastungen und der extremen Schwankungen der Drehmomentsanforderungen sind zum besseren Verständnis der Funktion und Anwendung der Erfindung bei Traktoren, Lastkraftwagen und anderen Arten von leistungsstarken Transportmaschinen zweckmäßig. 18 zeigt eine graphische Darstellung eines 24-Gang-Getriebes, das mit dem bei 69 gezeigten Gang Eins beginnt, der ein Vorwärtsgang mit einer Geschwindigkeit von 3,4 km/h ist, und Abstufungen durchläuft, die den Motor bei jedem Gang wiederholte Zyklen durchlaufen lassen, wobei jeder Zyklus mit wenigen Umdrehungen pro Minute (U/min) und einer hohen Drehmomentslastanforderung beginnt, wobei für den Motor bei geringer Drehzahl auch ein Punkt erreicht ist, an dem wenig Leistung erzeugt und infolgedessen bei der Umwandlung des Kraftstoff-Luft-Gemisches in Leistung ein starker Kraftstoffverbrauch und ein geringer Wirkungsgrad vorliegt. Bei zunehmender Drehzahl des Motors nimmt die Leistungsabgabe zu, bis die Motordrehzahl und das Drehmoment ausgeglichen sind. An diesem Punkt, der sich im allgemeinen im mittleren Bereich der jeweiligen Gänge befindet, ist der Kraftstoffverbrauch am effizientesten. Bei weiter zunehmender Drehzahl des Motors in einem bestimmten Gang nimmt der Kraftstoffverbrauch zu und die Effizienz bei der Umwandlung von Kraftstoff in Leistung nimmt ab. In 18 wiederholt sich dieser durch die graphische Darstellung repräsentierte Zyklus durch 24 Gänge und Motorzyklen in der oben beschriebenen Form. Die Kurve 70 stellt das gewünschte durchschnittliche Übersetzungsverhältnis als variabel dar, wobei es dem Motor möglich ist, konstant ausgeglichen zwischen Motordrehzahl und Drehmomentslast zu laufen, wobei der Kraftstoffverbrauch an diesem Punkt am geringsten und die Effizienz des Motors bei der Umwandlung des Kraftstoffs in Leistung am höchsten ist. Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, es dem Motor jederzeit zu ermöglichen, in diesem Ausgleichszustand mit maximaler Effizienz zu laufen.
19 ist ein Diagramm des zum Erzielen der in 18 gezeigten 24-Gang-Abstufungen erforderlichen komplexen Antriebsstrangs.
Das Antriebsstrangdiagramm in 19 beginnt bei dem Motor 71. Das Drehmoment und die Pferdestärken (Leistung) des Motors werden über einen Drehmomentwandler 72 übertragen, um das Ausgleichen der Stoßbelastungen, die beim Gangwechsel und beim manuellen oder automatischen Einkuppeln der Kupplungen erzeugt werden, zu unterstützen, wobei der Drehmomentwandler auch insbesondere beim Start, der mit geringer Drehzahl und starker Last einhergeht, genutzt wird. Der Effizienzaspekt der Drehmom entwandlerenergieübertragung ist ein weiterer Grund für Leistungsverlust aufgrund des Abwanderns von Energie, die als Wärme abgeführt wird. Bei einem Traktor gemäß 19 sind außer den 24 Vorwärtsgängen ein Power-Shift-Umkehrsatz 73, eine Antriebskupplung 74, sechs Fahrgänge 75 und ein Kriechgang/Arbeitsgang 76 erforderlich.
20 ist eine geschnittene Darstellung eines 24-Gang-Getriebes, wobei die Komplexität und hohen Kosten eines Getriebes mit 24 Abstufungen oder Übersetzungsverhältnissen zum Abgleichen der Leistungskurve auf ein akzeptables Niveau gezeigt ist. Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen stufenlosen Wechsel der Übersetzungsverhältnisse unter Verwendung einer minimalen Anzahl an Verschleißteilen und mit geringeren Investitionskosten zu erreichen, während die Effizienz des Antriebsstrangs erhöht, die Stoßbelastungen reduziert und das Abwürgen oder Übertouren des Motors ausgeschlossen sowie die Kraftstoffeinsparungen verbessert und die Verschmutzung verringert werden.
20 zeigt die Turbokupplung/den Drehmomentwandler 76, den Power-Shift-Umkehrsatz 77, die Antriebskupplung 78, sechs Fahrgänge 79, Kriechgänge/Arbeitsgänge 80, den Vierradantriebsabtrieb zu der Vorderachse 81.
21 ist eine geschnittene Darstellung der Turbokupplung/des Drehmomentwandlers 76.
22 ist eine graphische Darstellung der Auswirkung des Gleichgewichts zwischen Drehzahl und Drehmoment, im Hinblick auf die Kraftstoffeffizienz, auf einen Motor. Die Grundlinie 89 zeigt den tatsächlichen Drehzahlbereich eines Dieselmotors bei dessen Verwendung bei einem Traktor. Das Drehmomentniveau ist in Newtonmeter 83 wiedergegeben und ein Graph des Drehmoments ist bei 84 gezeigt. Die Leistung wird bei 85 in Kilowatt ausgedrückt und durch eine Leistungskurve bei 86 dargestellt. Die Auswirkungen der Drehzahl und des Drehmoments des Motors auf den Kraftstoffverbrauch sind in der graphischen Darstellung bei 87 als Verbrauchskurve zu sehen. Es sei darauf hingewiesen, daß bei einer geringen Drehzahl von 1000 U/min bei 88 und einem hohen Drehmoment von 640 Newtonmeter des Motors die Kraftstoffverbrennung bei 215 g/kWh liegt. Liegt die Motordrehzahl zwischen 1400 U/min und 1600 U/min bei 89 und das Drehmoment bei 650 Newtonmeter, ist der Kraftstoffverbrauch an seinem niedrigsten Punkt von 195 g/kWh bei 92. Wenn die Motordrehzahl auf 2200 U/min bei 90 zunimmt und das Drehmoment auf 85 Newtonmeter bei 91 verringert wird, nimmt der Kraftstoffverbrauch bei 92 auf 225 g/kWh zu.
Es wird deutlich, daß die Aufgabe der Erfindung darin besteht, den Motor jederzeit, ungeachtet stark schwankender Lasten und Leistungsforderungen, in dem Spitzeneffizienzbereich zu betreiben, welcher der Punkt des Gleichgewichts zwischen Drehzahl und Drehmoment für diesen bestimmten Motor ist, wie dies in dem Graph bei 1450 U/min und einem Drehmoment von 640 Newtonmeter mit einer Kraftstoffverbrennung von 195 g/kWh gezeigt ist.
Die graphische Darstellung in 22 wird nur zur Veranschaulichung verwendet, da die Erfindung einen Ausgleich von Motordrehzahl und -drehmoment bei stark schwankendem Drehzahl- und Drehmomentsbereich vorsieht, der optimal ausgewählt und kontinuierlich reaktiv durch Eingänge und Steuerung der Ausgänge der Mikroprozessorsteuereinheit gemäß 14 in der zuvor beschriebenen Form verändert wird.
23 ist eine Ausführungsform der Erfindung, die für Hochmomentschwerlasten bei Fahrzeugen und insbesondere beim Schwertransport durch Lastkraftwagen und Hochmomentbetriebslasten im Vor- und Rückwärtsgang bei Traktoren geeignet ist.
Obwohl das Hauptgetriebe 11 entsprechend den hohen Last- und Drehmomentsanforderungen bemessen ist, verkörpert es im Hinblick auf die beiden Antriebsmittel des Hauptgetriebes 11 und der Differentialgetriebebaugruppe 9, die zur Bildung der Lastschaltgetriebeeinheit 10 kombiniert sind, dieselben, in 9 beschriebenen Prinzipien. Die zwischen dem mechanisch von dem Primärleistungsantriebszweig angetriebenen Kegelrad 5 und dem ringförmigen Ritzelträger 13 erforderliche Drehzahlveränderung entwickelt und steuert dieselben Reaktionskräfte wie die in den 4, 5, 6 und 7 beschriebenen.
23 zeigt eine kompakte vereinheitlichte Kombination aus der hydraulisch/mechanischen Differentialleistungssteuereinheit als Teil der Erfindung in Kombination mit dem Lastschaltgetriebe 10, das, ähnlich wie in der Beschreibung von 16, die Drehzahlveränderung und die Reaktionskräfte in der zuvor erläuterten Weise steuert.
23 erläutert insbesondere die kompakte Beschaffenheit und Hochmomenteigenschaften dieser Ausführungsform der Erfindung. Der Primärleistungsantriebszweig 42 ist an einem ringförmigen Stützteil 92 angebracht, das seinerseits eine Stütze bildet und an einem ringförmigen, innen gewickelten Nocken 93 befestigt ist. In 25 ist eine Seitenansicht eines Abschnitts der Kurvenbahn und Axialkolbenanordnung gezeigt. In 23 ist der Nocken 93 an einem mit Öffnungen versehenen Ventilgehäuse 94 befestigt, der sich zusammen mit dem Nocken 93 dreht und damit gewährleistet, daß ungeachtet der Drehposition die Hydraulikfluidgänge 95 und 96 korrekt ausgerichtet sind und für die Zufuhr von Hochdrucköl und den Rückfluß von Öl sowie für die richtige Position in bezug auf die in 25 gezeigten Nockenlöcher 97 sorgen.
Das stationäre Gehäuse 98 in 23 ist an dem nicht drehenden Teil des Ventilgehäuses 99 angebracht. Die Ports 100 und 101 sind mit den entsprechenden separaten internen Gängen verbunden, um mit der Drehkolben gruppe 102 in Verbindung zu stehen, so daß Hochdruck- und Rücklauföl in die Zylinderkammern 103(a) und 103(b) überführt wird, und zwar zum geeigneten Zeitpunkt, um die Kolben 104(a) und 104(b) auszufahren und an den Rollen 105(a) und 105(b) anzugreifen, damit ein Angreifen an der richtigen Position auf der Kurvenbahn erfolgt, um den Linearschub der Kolben 104(a), 104(b) in Drehbewegung umzuwandeln und/oder als Rückhalteneinheit zum Steuern der Drehzahl des ringförmigen Ritzelträgers 13 in bezug auf das Kegelrad 5 zu wirken. Dies wird durch lineare und radiale Trennung der Gänge 95 und 96 erreicht, einschließlich der linearen Gänge, die mit den jeweiligen Zylinderkammern 103(a), 103(b) und den anderen Zylindern, die radial und gleichmäßig in der drehbaren Kolbengruppe angeordnet sind, von der ein Abschnitt in 25 gezeigt ist, in Verbindung stehen.
Die Wirkung der Drehkolbengruppe 102, die direkt an dem ringförmigen Ritzelträger 13 angebracht ist, der die innen angeordneten Umlaufkegelritzel 7 drehbar trägt, wodurch eine Abtriebsdrehzahlveränderung und Drehmomentkräfte verursacht werden, die dadurch eingegrenzt werden, daß die Drehkolbengruppe 102 auf zuvor beschriebene Weise hydraulisch differentiell gegen die Kurvenbahn 93 wirkt.
In 23 erfolgt die hydraulische differentielle Drehzahlsteuerung mittels Axialkolbenrollen 105(a), 105(b), die am Außenumfang der Lastschaltgetriebeantriebsstranganordnung 106 gegen die Kurvenbahn 93 wirken, um maximale Effizienz und maximale Drehmomentanwendung zu erreichen.
Die dynamische hydraulische Differentialleistungssteuerung befindet sich auf einer Seite des ringförmigen Ritzelträgers 13 zur Bildung einer kompakten integrierten und vereinheitlichten Anordnung mit der Lastschaltgetriebeeinheit 10.
23 zeigt die Erfindung in einer kompakten und effizienten Hochmomentform, die für alle zuvor beschriebenen Anwendungen, aber insbesondere als direkter Ersatz von Fahrzeug-, Lastkraftwagen- und Traktordifferentialen geeignet ist, um sowohl als unendlich variables stufenloses Getriebe von Rückwärtsgang bis Overdrive zu wirken und dabei außerdem den beiden Achsen 18 und 19 Differentialenergie zuzuführen. In einem (nicht gezeigten) Ausführungsbeispiel kann das Differential 9 ein Selbstsperrdifferential oder eine steuerbare Differentialsperranordnung sein. Die Erfindung in der in 23 beschriebenen Form kann bei einem Vierradantriebstraktor vorteilhafterweise mittig positioniert sein, wobei die Halbachsen 18 und 19 mit Universaleinrichtungen und Gelenkwellen zu den Vorder- und Hinterdifferentialen und Achsanordnungen eines Vierradantriebfahrzeugs oder -traktors gemäß 26 verbunden sind.
24 ist eine Ausführungsform der in 23 beschriebenen Erfindung, wobei der mechanische Primärantriebszweig durch das Ritzel 107 und das Kegelrad 108 zu dem Kegelrad 105 und auch über das Zahnrad und das Kettenrad 42 zu dem Zahn- oder Kettenrad 20 übertragen wird, welches seinerseits an der Schrägachsenverstellpumpe 69 angebracht ist, die ihrerseits über die Ports 60 und 61, die in geeigneter Weise mit den Ports 60 und 61 verbunden sind, die in geeigneter Weise mit den Ports 100 und 101 in dem kombinierten differentiellen reaktiven hydraulisch/mechanischen Lastschaltgetriebe 106 gemäß der Beschreibung in 23 verbunden sind, Hydraulikfluid liefert und empfängt. Die Erfindung gemäß der Beschreibung in 24 ist insbesondere als Ersatz für Getriebe und Differential geeignet und befindet sich in der normalen Position für Differentiale in Fahrzeugen und insbesondere Lastkraftwagen und Traktoren, wobei sie in sich abgeschlossen ist und lediglich ein Hochgeschwindigkeitskurbelwellenstumpf zum Antreiben an A erforderlich ist, das mit dem Ritzel 107 verbunden ist, und wobei der andere externe Eingang die Steuerung durch den Eingang von der Mikroprozessorsteuereinheit 45 gemäß der Beschreibung in 14 an der motoraktivierten Führungsspindel 66 gemäß der Beschreibung in 17 ist.
Wie zuvor beschrieben, unterliegen alle differentiellen hydraulisch/mechanischen Leistungssteuereinheiten, die in sämtlichen Figuren in bezug auf diese Erfindung beschrieben sind, der Umkehr der Reaktionskräfte und werden ggf. mit Rückschlagventilen ausgestattet, um das Einleiten von Hydraulikfluid auf der Niederdruckseite des Hydraulikkreislaufs zu ermöglichen und so Kavitation zu verhindern. Wenn die Energieumkehr erfolgt, können die Absperrventile auf beiden Seiten des Kreislaufs einstückig mit Überdruckventilen und/oder einer Befüllpumpe sein, um den wechselnden Niederdruckseiten des Kreislaufs das Niederdruckhydraulikfluid im erforderlichen Fall zuzuführen.
25 funktioniert wie zuvor in 23 beschrieben. In 25 ist das Segment der Kurvenbahn 93 vom Ende her zu sehen, wobei die Drehkolbengruppe 102, die Zylinderkammern 103(a), 103(b) und 103(c), die Kolben 104(a), 104(b) und 104(c), die Rollen 105(a), 105(b) und 105(c) zu sehen sind. Die Kurvenbahn 93 weist eine Bahn in Form gegenläufiger Wellen auf, die symmetrisch ist und damit in der Balance bleibt. Die Kolben 104(a), 104(b), 104(c) und die anderen Kolben sind radial angeordnet und so aktiviert, daß sie beim Drehen im Gleichgewicht bleiben. Die Radialanordnung der Zylinder und Kolben in der Radialkolbendrehgruppe 102 sind relativ zu der Wellenform der Kurvenbahn 93 so angeordnet, daß, während die Kolben 104(c) und die Rolle 105(c) in einer Position zum Übertragen von Energie entweder zu der Wellenform der Kurvenbahn 93 hin oder von ihr weg sind, die Rolle 105(b) und der Kolben 104(b) den Zyklus abgeschlossen haben und die Zylinderkammer 103(b) Maximalverdrängung erfahren hat. Diese Aktion findet gleichmäßig stufenweise über die mehreren Kolben und Wellenformen um den gesamten Umfang der Anordnung statt, um einen glatten Übergang von umlaufenden zu sich hin- und herbewegenden Ölsäulen zu erreichen, die fortschreitend von der in 24 gezeigten Schrägachsenverstellaxialkolbenpumpe 69 übertragen und gesteuert werden.
26 zeigt eine geschnittene Darstellung eines Vierradantriebstraktors mit einer Ausführungsform 106 der Erfindung gemäß der Beschreibung in 17, die vorteilhafterweise so angebracht ist, daß sie Differentialenergie an die Vorder- und Hinterachse 108 und 109 liefert.
27 zeigt eine geschnittene Darstellung einer Tandemantriebsanordnung 110, wobei das Hauptgetriebe/Schaltgetriebe und das Primärantriebsdifferential durch eine Ausführungsform 111 der Erfindung gemäß der Beschreibung in den 23 und 24 ersetzt sind.
Die mechanische Gelenkwelle von dem Reihenmotor lieferte Energie und wäre an 109 angeschlossen, wobei die mechanische Antriebsleistung des Motors in Richtung des Pfeils 112 erfolgte. Wenn die Getriebeanordnung in dem Differentialgehäuse so installiert ist, wie es durch den Pfeil 113 angezeigt ist, wären die Getriebedifferentialvollachsen bei 114 und 115 angeschlossen und versorgten in entsprechender Position beide Achsen bei 116 und 117 mit abgegebener Leistung. Es sei darauf hingewiesen, daß das integrierte Triebwerk 111 in Tandem- und/oder Einachsmaschinen gemäß der Beschreibung in 27 verwendet werden kann.
28 zeigt eine Ausführungsform der Erfindung, bei der bei dem äußeren Hauptgetriebe 11 gemäß der Beschreibung in 9 die Differentialgetriebebaugruppe 9 an einer Seite des äußeren Hauptgetriebes 11 mit den ringförmigen Ritzelträgern 13 befestigt sein kann, die die außen angeordneten Umlaufkegelritzel 7 drehbar lagern. Dadurch kann eine Lastschaltgetriebeeinheit 10 mit sehr hohem Drehmoment bereitgestellt werden, wobei der reduzierte Außendurchmesser einen Maximaldurchmesser des Hauptgetriebes 11 ermöglicht, das das erste Kegelrad 5 und die koaxial angeordnete Umlaufanordnung 12 zur Drehung um eine erste Achse A-A aufweist. Die Umlaufgetriebeanordnung 12 ist innen angeordnet und auf einem inneren ringförmigen Ritzelträger 13 abgestützt. Von dem hohlen ringförmigen Ritzelträger 13 stehen Spindeln 4 ab und sind an diesem befestigt. Die Spindeln 4 stützen die Kegelritzel 7, die sich mittels Lagern 8 frei um die Spindeln 4 drehen können. Die äußeren Enden der Spindeln 4 sind an einem Zahn- oder Kegelrad 43 angebracht. Die Funktion der Getriebeeinheit 10 ist in 8, 9 beschrieben, wobei der Primärantriebszweig in 28 als A, der variable sekundäre Antriebszweig bei 43 als B und der Leistungsabtrieb über das zweite Kegelrad 6 als C gezeigt ist, welches seinerseits direkt bei D an dem Differentialträger 20 befestigt ist.
Dies ermöglicht, daß die Abtriebskraft über das zweite Kegelrad 6 des Hauptgetriebes 11 zu einer Seite des Hauptgetriebes 11 zu einer Differentialgetriebebaugruppe 9 mit großem Durchmesser übertragen werden kann, die an einer Seite angebracht ist und deren Durchmesser gleich dem der Kegelräder 5, 6 sein kann, um eine normale differentielle Übertragung der Leistung bei sehr hohem Drehmoment zu ermöglichen.
Die normale Differentialfunktion liefert Leistung über das Seitenzahnrad 17 an die Achse 19 und über das Seitenzahnrad 16 durch das hohle Kegelrad 6, die Trägeranordnung 118 und das Kegelrad 5 mittels der Achse 18.
Es sei darauf hingewiesen, daß das Differential links oder rechts angeordnet sein kann und das Prinzip in den verschiedenen Ausführungsformen, wie sie in den 9, 12, 13, 14, 15, 16, 17, 23, 24, 26 gezeigt und beschrieben sind, eingebracht werden kann. Die in 28 beschriebene Erfindung ist besonders zur Anwendung in den in den 24 und 27 beschriebenen Ausführungsformen geeignet, insbesondere als direkter Ersatz für ein Standarddifferential, wodurch sowohl die Funktion eines Schaltgetriebes und eines Differentials in einem begrenzten radialen Raum ermöglicht wird, wodurch zwecks Bodenfreiheit die Verringerung des Durchmessers möglich ist, wenn eine Verwendung bei Anwendungsfällen mit extrem hohen Drehmoment, wie beispielsweise bei Traktoren, Lastkraftwagen und leistungsstarken Fahrzeugen gemäß 27 erfolgt. Es sei darauf hingewiesen, daß die Verwendung derselben Technologie, wie sie in 28 beschrieben ist, als vereinheitlichter verbesserter Antriebsstrang, der die zuvor beschriebene Ausführungsform einer hydraulisch gesteuerten hydraulisch/mechanischen Differentialleistungssteuereinheit mit einer Hauptlastschaltgetriebeeinheit und einem seitlich befestigten Differential zur Ermöglichung eines stufenlosen Zahnradantriebs für alle Arten von Fahrzeugen, Lastkraftwagen und Traktoren sowie einer Differentialfunktion kombiniert, nur eine Frage des Maßstabes ist.
Zwar wurde die vorliegende Erfindung mit besonderem Augenmerk auf bevorzugte Ausführungsformen beschrieben, aber sie läßt sich mit verschiedenen Veränderungen und Modifizierungen verkörpern, die sich insbesondere von denjenigen unterscheiden können, die in der vorstehenden Beschreibung beschrieben worden sind. Diese Abwandlungen und Veränderungen sind ohne Abweichung vom durch die Ansprüche begrenzten Umfang der Erfindung möglich.

Claims

Verteilergetriebevorrichtung (21) zur Bereitstellung von zwei Rotationsabtrieben (23, 30; 5, 13) mit einer variablen relativen Drehzahl von einem einzelnen Rotationsantrieb (20; 42), wobei die Vorrichtung Folgendes umfasst: ein erstes Rotationselement (22; 42), das in Drehung um eine Rotationsachse angetrieben wird und einen ersten Rotationsabtrieb (23; 5) aufweist; ein zweites Rotationselement (28; 13), das um die Rotationsachse drehbar ist und einen zweiten Rotationsabtrieb (30; 13) aufweist; eine erste Fluidkammer (31; 56, 57; 64), die zu dem ersten Rotationselement (22; 42) gehört; einen ersten Regler (35; 51, 52; 69) zum Variieren des Volumens der ersten Kammer (31; 56, 57; 64) als Reaktion auf die Drehung des ersten Rotationselements (22; 42); eine zweite Fluidkammer (32; 55; 103a, 103b), die zu dem zweiten Rotationselement (28; 13) gehört; einen zweiten Regler (36; 54; 104a, 104b) zum Variieren des Volumens der zweiten Kammer (32; 55; 103a, 103b) als Reaktion auf die Drehung des zweiten Rotationselements (28, 13); dadurch gekennzeichnet, dass ein Kommutator (33; 50; 94) als Reaktion auf die Drehung des ersten Rotationselements (22; 42) drehbar ist, um mindestens regelmäßig eine geschlossene Fluidstromkommunikation zwischen der ersten und der zweiten Kammer (31; 56, 57; 64: 32; 55; 103a, 103b) während der Drehung des ersten und zweiten Rotationselements (22; 42: 28; 13) herzustellen; wobei die Drehzahl des zweiten Rotationselements (28; 13) als Reaktion auf die Drehung des ersten Rotationselements (22; 42) durch entsprechende Veränderungen des Volumens der ersten und zweiten Kammer (31; 56, 57; 64: 32; 55; 103a, 103b) bestimmt wird.
Vorrichtung (21) nach Anspruch 1, wobei entweder der erste oder der zweite Regler (35, 36) selektiv einstellbar ist, um die Drehzahl des zweiten Rotationselements (28) einzustellen.
Vorrichtung (21) nach Anspruch 1, wobei mindestens entweder der erste oder der zweite Regler (35, 36) einen Kolben (38) umfasst, der in der ersten oder zweiten Fluidkammer (31, 32) beweglich ist, um das Volumen zu variieren.
Vorrichtung (21) nach Anspruch 1, die des weiteren Folgendes umfasst: eine dritte Fluidkammer (31), die zu dem ersten Rotationselement (22) gehört; einen dritten Regler (35) zum Variieren des Volumens der dritten Kammer (31) als Reaktion auf die Drehung des ersten Rotationselements (22); eine vierte Fluidkammer (32), die zu dem zweiten Rotationselement (28) gehört; einen vierten Regler (36) zum Variieren des Volumens der vierten Kammer (32) als Reaktion auf die Drehung des zweiten Rotationselements; und wobei der Kommutator (33) selektiv eine geschlossene Fluidstromkommunikation zwischen den Paaren aus erster und dritter Kammer (31) und zweiter und vierter Kammer (32) herstellt.
Vorrichtung (21) nach Anspruch 4, wobei die erste und dritte Kammer (31) einander im wesentlichen diametral über die Rotationsachse hinweg gegenüberliegen und die zweite und vierte Kammer (32) einander im wesentlichen diametral über die Rotationsachse hinweg gegenüberliegen.
Vorrichtung (21) nach Anspruch 3, wobei die Kolben (38) in einer Richtung beweglich sind, die im wesentlichen parallel zu der Rotationsachse verläuft, und die Vorrichtung des weiteren eine erste und zweite Taumelscheibe (35,36) zum Betrieb der Kolben (38) umfasst.
Vorrichtung (21) nach Anspruch 6, wobei mindestens eine der Taumelscheiben (35, 36) selektiv einstellbar ist, um die Veränderung des Volumens einer entsprechenden Kammer der ersten oder zweiten Kammer (31, 32) zu steuern.
Vorrichtung (21) nach Anspruch 1, wobei der Kommutator (33) eine oder mehrere Öffnungen umfasst, die die Rotationsachse im wesentlichen auf ihrem Umfang umgeben.
Vorrichtung (21) nach Anspruch 8, wobei die Öffnungen nierenförmig sind.
Vorrichtung (21) nach Anspruch 1, wobei das erste Rotationselement (22) ein hohles zylindrisches Gehäuse (22) umfasst, das das zweite Rotationselement (28) mindestens teilweise umgibt.
Vorrichtung (21) nach Anspruch 10, wobei die erste Fluidkammer (31), der Kommutator (33) und die zweite Fluidkammer (32) in dem Gehäuse (22) enthalten sind.
Vorrichtung (21) nach Anspruch 11, wobei die erste Fluidkammer (31) gegen Drehung fixiert ist, sich der Kommutator (33) mit dem Gehäuse (22) dreht und sich die zweite Fluidkammer (32) mit dem zweiten Rotationselement (28) dreht.
Vorrichtung (21) nach Anspruch 1, wobei die entsprechenden Veränderungen des Volumens der ersten und zweiten Fluidkammer (31, 32) so eingestellt werden können, dass eine gemeinsame Drehung des ersten und zweiten Rotationselements (22, 28) bereitgestellt wird.
Vorrichtung (21) nach Anspruch 1, wobei die entsprechenden Veränderungen des Volumens der ersten und zweiten Fluidkammer (31, 32) so eingestellt werden können, dass das zweite Rotationselement (28) mit der halben Drehzahl des ersten Rotationselements (22) gedreht wird.
Vorrichtung (21) nach Anspruch 1, wobei die Fluidkammern (31, 32) mit Öl gefüllt sind.
Lastschaltgetriebeeinheit (10), die Folgendes umfasst: eine Verteilergetriebevorrichtung (21), ein äußeres Hauptgetriebe (11) und eine innere Differentialgetriebebaugruppe (9); wobei das Hauptgetriebe (11) zwei Rotationsantriebsmittel (5, 12) aufweist, die beide jeweils von einem ersten Rotationsabtrieb (23) und einem zweiten Rotationsabtrieb (30) der Verteilergetriebevorrichtung (21) angetrieben werden, wobei die beiden Antriebsmittel (5, 12) betriebsfähig mit dem drehbaren Abtriebsmittel (14) verbunden sind, so dass die Drehzahl des Abtriebsmittels (14) im Verhältnis zu dem algebraischen Mittel der Drehzahl der beiden Antriebsmittel (5, 12) variieren kann; wobei die Differenzialgetriebebaugruppe (9) im Hauptgetriebe (11) angeordnet ist und ein drehbares Antriebsmittel (15) aufweist, das betriebsfähig mit zwei differenziell drehbaren Abtriebsmitteln (16, 17) verbunden ist, wobei das Abtriebsmittel (14) des Hauptgetriebes (11) und das Antriebsmittel (15) der Differentialgetriebebaugruppe (9) betriebsfähig verbunden sind; dadurch gekennzeichnet, dass die Verteilergetriebevorrichtung (21) gemäß Anspruch 1 beschaffen ist.
Kraftfahrzeugantriebsstrang (46), der in der Lage ist, fortwährend über einen vorherbestimmten Betriebsbereich gesteuert zu werden, und der Folgendes umfasst: ein einzelnes Triebwerk (44); eine Lastschaltgetriebeeinheit (10), die eine Verteilergetriebevorrichtung (21), ein äußeres Hauptgetriebe (11) und eine innere Differentialgetriebebaugruppe (9) umfasst; wobei das Hauptgetriebe (11) zwei drehbare Antriebsmittel (5, 12) aufweist, die beide jeweils von einem ersten Rotationsabtrieb (23) und einem zweiten Rotationsabtrieb (30) der Verteilergetriebevorrichtung (21) angetrieben werden, wobei die beiden Antriebsmittel (5, 12) betriebsfähig mit dem drehbaren Abtriebsmittel (14) verbunden sind, so dass die Drehzahl des Abtriebsmittels (14) im Verhältnis zu dem algebraischen Mittel der Drehzahl der beiden Antriebsmittel (5, 12) variieren kann; wobei die Differenzialgetriebebaugruppe (9) im Hauptgetriebe (11) angeordnet ist und ein drehbares Antriebsmittel (15) aufweist, das betriebsfähig mit zwei differenziell drehbaren Abtriebsmitteln (16, 17) verbunden ist, wobei das Abtriebsmittel (14) des Hauptgetriebes (11) und das Antriebsmittel (15) der Differentialgetriebebaugruppe (9) betriebsfähig verbunden sind; dadurch gekennzeichnet, dass die Verteilergetriebevorrichtung (21) gemäß Anspruch 1 beschaffen ist.
Lastschaltgetriebeeinheit (10) nach Anspruch 16, wobei die erste Fluidkammer (31) gegen Drehung fixiert ist, sich der Kommutator (33) mit dem Gehäuse (22) dreht und sich die zweite Fluidkammer (32) mit dem zweiten Rotationselement (28) dreht.
Kraftfahrzeugantriebsstrang (46) nach Anspruch 17, wobei die erste Fluidkammer (31) gegen Drehung befestigt ist, sich der Kommutator (33) mit dem Gehäuse (22) dreht und sich die zweite Fluidkammer (32) mit dem zweiten Rotationselement (28) dreht.
Vorrichtung (21) nach Anspruch 1, wobei sowohl die erste als auch die zweite Fluidkammer (31, 32) einen Kolben (38) umfassen, der in der ersten und zweiten Fluidkammer (31, 32) beweglich ist, um das Volumen zu variieren.
Vorrichtung (21) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, die des weiteren eine Hydraulikverstellpumpe (69) umfasst, die durch Drehung des ersten Rotationselements (42) angetrieben wird, um der ersten Fluidkammer (56, 57) Druckfluid zuzuführen.
Vorrichtung (21) nach Anspruch 21, wobei die Hydraulikverstellpumpe eine Schrägachsenpumpe (69) ist.
Vorrichtung (21) nach Anspruch 3, wobei der Kolben (54) durch eine Kurvenbahnoberfläche (49) auf dem ersten Rotationselement (42) betrieben wird.