DE69927296T2

DE69927296T2 - Getriebesystem für ein kraftfahrzeug

Info

Publication number: DE69927296T2
Application number: DE69927296T
Authority: DE
Inventors: Marie Roell VAN DRUTEN; Andre Marc MUSSAEUS; Gerard Bas VROEMEN; Franciscus Alexander SERRARENS; Abraham Pieter VEENHUIZEN
Original assignee: DTI Group BV
Current assignee: DTI Group BV
Priority date: 1998-04-24
Filing date: 1999-04-24
Publication date: 2006-07-06
Anticipated expiration: 2019-04-25
Also published as: JP2002543340A; EP1173692A2; JP2002513118A; US20020055407A1; KR100558100B1; ES2251839T3; US6488605B2; EP1173692B9; ES2166589T3; WO1999056039A3; KR20010042997A; DE69802069D1; US6503166B1; EP0952023B1; JP5036777B2; EP0952023A1; WO1999055549A1; DE69802069T2; JP4505137B2; DE69927296D1

Description

Die Erfindung bezieht sich im Allgemeinen auf ein Getriebesystem für die Übertragung von Antriebsleistung von einer Antriebsquelle auf eine angetriebene Last. Die Erfindung bezieht sich im Besonderen auf ein Getriebesystem für den Einsatz in einem Kraftfahrzeug, wobei es sich bei der Antriebsquelle um den Motor des Fahrzeugs handelt und entweder das Fahrzeug selbst oder dessen angetriebenen Räder als die Last betrachtet werden können. Im Folgenden wird die Erfindung am Beispiel der spezifischen Anwendung eines Getriebesystems in einem Kraftfahrzeug beschrieben, doch es wird betont, dass die Erfindung nicht auf diesen Anwendungsbereich beschränkt ist. So besteht zum Beispiel die Möglichkeit, dass es sich bei der angetriebenen Last um einen Verbrennungsmotor, einen Elektromotor, einen Generator, eine Gasturbine oder Ähnliches handelt.
In motorisierten Fahrzeugen ist es üblich, die Energie der Antriebsquelle, wie zum Beispiel eines Verbrennungsmotors, mittels eines Getriebesystems auf die Räder zu übertragen. Das Getriebesystem soll es unter anderem ermöglichen, die Ausgangswelle des Motors zum einen und die Räder zum anderen mit unterschiedlicher Drehzahl rotieren zu lassen. Das Verhältnis zwischen den Drehzahlen eines Antriebselements des Getriebesystems und eines Antriebselements des Getriebesystems, als Übersetzungsverhältnis bezeichnet, kann, je nach Art des Getriebesystems, manuell oder automatisch verändert werden; insbesondere besteht die Möglichkeit, das Übersetzungsverhältnis stufenlos zu variieren.
In der Automobilindustrie ist man ständig darum bemüht, den Energieverbrauch zu senken, wenn sich das Fahrzeug in Betrieb befindet. Ein Weg, dieses Ziel zu erreichen, ist die Minimierung der Größe der Antriebsquelle. Auf diese Weise wird das fortzubewegende Gewicht verringert und eine optimale Nutzung der Antriebsquelle ermöglicht; darüber hinaus kann, wenn es sich bei der Antriebsquelle um einen Verbrennungsmotor handelt, der Wirkungsgrad verbessert werden. Eine kleinere Antriebsquelle hat jedoch den Nachteil, dass eine solche Antriebsquelle nur bei relativ hohen Drehzahlen eine ausreichende Leistung erzeugen kann. Infolgedessen besitzen relativ kleine Antriebsquelle ein schlechtes Ansprechverhalten, das heißt, die Beschleunigung wird verzögert, weil der Motor von der derzeitigen Drehzahl auf eine höhere Drehzahl gebracht werden muss, um die erforderliche Antriebsleistung zu erzeugen.
In der Praxis wird ein Getriebesystem, dessen Zweck die Unterstützung des Motors ist, von Honda am Markt angeboten; es handelt sich um den so genannten "Integrierten Motor-Assistenten". Dieses bekannte Getriebesystem umfasst einen bestimmten Elektromotor, der in Reihenanordnung mit einem stufenlosen Getriebe verbunden ist, auf dessen einer Seite sich eine von einem Verbrennungsmotor gebildete Antriebsquelle und auf dessen anderer Seite sich eine von den Rädern des Fahrzeugs gebildete Last befindet, während dieses bekannte Getriebesystem ferner einen bestimmten elektrischen Akkumulator umfasst. Soll das Fahrzeug beschleunigt werden, so wäre die Beschleunigungsreaktion mit dem relativ kleinen Verbrennungsmotor nicht ausreichend; die Beschleunigung wird jedoch durch den Elektromotor unterstützt, der von dem elektrischen Akkumulator beziehungsweise der Batterie gespeist wird. Diese Batterie wird während der weniger leistungsintensiven Betriebsphasen von dem Motor (und/oder durch die Aufnahme von Bremsenergie) mit Energie versorgt. Ist also eine Beschleunigung erforderlich, so werden die Räder von zwei Quellen angetrieben, wobei der Verbrennungsmotor als die eine Quelle und der von dem elektrischen Akkumulator gespeiste Elektromotor als die andere Quelle fungiert. Dank des vorhandenen Elektromotors und des elektrischen Akkumulators reicht für den Verbrennungsmotor ein relativ niedriges maximales Drehmoment aus, das heißt, es kann ein relativ kleiner Motor gewählt werden. Allerdings weist diese bekannte Konstruktion Nachteile auf, die sich auf die Nutzung der elektrischen Energie, die notwendige Umsetzung von kinetischer Energie in elektrische Energie und umgekehrt sowie auf das Gewicht und die Kosten der elektrischen Anlage beziehen.
Durch EP-A-O 043 909 ist eine Hilfsgetriebeeinheit gemäß der Einleitung von Patentanspruch 1 bekannt.
Diese bekannte Hilfsgetriebeeinheit umfasst ein Umlaufrädergetriebe mit drei Drehkörpern, von denen ein erster Drehkörper mit einem Antriebselement des Getriebesystems verbunden ist, von denen ein zweiter Drehkörper sowohl mit einem Abtriebselement des Getriebesystems als auch mit dem Schwungrad verbunden ist, und von denen ein dritter Drehkörper ein Motor ist.
Diese bekannte Hilfsgetriebeeinheit stellt einen integralen Bestandteil eines Gesamtgetriebesystems dar. Ein Zweck der Erfindung ist die Schaffung einer Hilfsgetriebeeinheit, welche den Einsatz Energie sparender und relativ kleiner Antriebsquelle(Motoren) ermöglicht, während der Vorteil der Nutzung herkömmlicher, das heißt mechanischer Technik erhalten bleibt und darüber hinaus die Kosten und das Gewicht des Getriebesystems relativ niedrig bleiben. Zu diesem Zweck verfügt die erfindungsgemäße Hilfsgetriebeeinheit über die in Patentanspruch 1 beschriebenen Merkmale. In der erfindungsgemäßen Getriebeeinheit nimmt das Schwungrad unter normalen Fahrbedingungen kinetische Energie auf, während die kinetische Energie des Schwungrades darüber hinaus bei einem Beschleunigungsvorgang entweder an eines der An- und Abtriebselemente des Getriebesystems oder an beide Elemente abgegeben und die Antriebsquelle auf diese Weise unterstützt wird. Die Konstruktion ist in dem Sinne vorteilhaft, dass herkömmliche Technik mit handelsüblichen Bauteilen zum Einsatz kommt, die in einer relativ einfachen Konfiguration verwendet werden. Darüber hinaus können die Vorteile der Erfindung bei einem relativ geringen Gewicht des zu verwendenden Schwungrades erreicht werden. Ferner kann die Konstruktion der Erfindung in Kombination mit jeder bekannten Getriebeausführung verwendet werden.
Es wird bemerkt, dass es im Prinzip bekannt ist, ein Schwungrad in einem Triebstrang zu benutzen. Bei Konfigurationen, in denen ein solches Schwungrad direkt auf einer Antriebswelle des Getriebesystems angebracht ist, ist es nicht möglich, die Schwungradenergie zur Erhöhung der Motordrehzahl zu nutzen, weil das Schwungrad seine Energie nur bei einem Verzögerungsvorgang abgeben kann. Bei Konfigurationen, in denen ein solches Schwungrad dazu dient, während einer Verzögerung des Fahrzeugs kinetische Energie zu speichern und das Fahrzeug anzutreiben, während dieses beschleunigt wird, ist es erforderlich, das Schwungrad mit einem geregelten Kupplungselement zu versehen, welches über Betätigungsorgane verfügt, für die Betätigungsenergie benötigt wird, und so weiter, so dass die Konstruktion recht aufwendig ausfällt. Wenn ein Schwungrad ferner dafür vorgesehen ist, ein Fahrzeug mit Antriebsenergie zu versorgen, muss das Schwungrad relativ groß und schwer sein und mit relativ hoher Drehzahl betrieben werden. Das Schwungrad dient jedoch als Speicher für kinetische Fahrzeugenergie; das heißt, dass bei einem Verzögerungsvorgang kinetische Energie des Fahrzeugs dazu genutzt wird, das Schwungrad zu beschleunigen, während Drehenergie des Schwungrades für den Fall, dass das Fahrzeug beschleunigt werden soll, von dem Schwungrad an das Fahrzeug abgegeben wird, wodurch die Drehzahl des Schwungrades abnimmt.
Ferner wird bemerkt, dass der Einsatz von Umlaufrädergetrieben im Allgemeinen und von Planetensätzen im Besonderen bei Getriebesystemen im Prinzip bekannt ist. Der Zweck einer solchen Nutzung unterscheidet sich jedoch in dem Sinne von dem Zweck der vorliegenden Erfindung, dass das Umlaufrädergetriebe normalerweise als festes Übersetzungsverhältnis mit dem Ziel zum Einsatz kommt, den Wirkungsgrad eines stufenlosen Getriebes zu verbessern, das in Kombination mit dem Umlaufrädergetriebe verwendet wird, oder mit dem Ziel, die Abstufung eines Getriebes zu verändern, das in Kombination mit dem Umlaufrädergetriebe verwendet wird. So ist zum Beispiel in der in WO96/35063 dargestellten Konstruktion ein Planetensatz zwischen einem Motor und einer Last angeordnet und befindet sich ein stufenloses Getriebe zwischen dem Planetenradträger des Planetensatzes und dem Sonnenrad oder dem Hohlrad.
Darüber hinaus ist in Fachkreisen im Prinzip auch bekannt, dass Umlaufrädergetriebe für die Steigerung des Getriebe-Gesamtwirkungsgrades bei einer gleichzeitig engeren Abstufung des Getriebes oder umgekehrt für die Vergrößerung der Getriebeabstufung zu Lasten des Getriebe-Gesamtwirkungsgrades eingesetzt werden können.
Diese und andere Aspekte, Merkmale und Vorteile der Erfindung werden detaillierter in der unten stehenden Beschreibung einer bevorzugten Ausführung unter Verweis auf die Zeichnung erläutert, wobei sich gleiche Verweiszeichen jeweils auf gleiche oder vergleichbare Teile beziehen. Es zeigen:
1A eine schematische Darstellung der Hauptkomponenten eines herkömmlichen Triebstrangs eines Fahrzeugs;
1B eine schematische Darstellung der Hauptkomponenten eines erfindungsgemäßen Triebstrangs;
2 eine räumliche Darstellung, mit der die Einteilung eines erfindungsgemäßen Triebstrangs in schematischer Weise dargestellt wird;
3 ein Diagramm, in dem die möglichen Konfigurationen der Erfindung dargestellt werden;
4 bis 6 eine schematische Darstellung der Wirkungsweise und der erreichten Effekte der Erfindung;
7A, 7B und 7C in schematischer Weise weitere Konfigurationen im Sinne der Erfindung;
8 in schematischer Weise die Kinematik eines Planetensatzes;
9 das Blockdiagramm eines Regelsystems im Sinne der Erfindung;
10 zwei Grafiken, mit denen der Effekt der Erfindung veranschaulicht wird.
In 1A werden die Hauptkomponenten eines herkömmlichen Triebstrangs in Fahrzeug V schematisch dargestellt. Diese Hauptkomponenten umfassen eine Antriebsquelle E, gewöhnlich ein Verbrennungsmotor, und eine anzutreibende Last L, die durch ein Rad des Fahrzeugs V dargestellt wird, wobei die Last L über ein Hauptgetriebe MT mit einer Antriebsquelle gekoppelt ist. Im Folgenden wird die Antriebsquelle E als "Motor" bezeichnet, während die Last L als "Räder" bezeichnet wird, da sich die vorliegende Erfindung in erster Linie auf ein Getriebesystem eines Kraftfahrzeugs bezieht, wenngleich die vorliegende Erfindung nicht auf einen derartigen Einsatz beschränkt ist.
Für das Hauptgetriebe MT kann jede beliebige Ausführung gewählt werden, wie zum Beispiel ein manuell betätigtes Getriebe oder ein automatisch geregeltes Getriebe. In einem besonders vorteilhaften Ausführungsbeispiel kommt als Hauptgetriebe ein stufenloses, mit einem Schubgliederband arbeitendes Getriebe zum Einsatz. Bei all diesen Hauptgetriebe-Ausführungen verfügt das Hauptgetriebe über einen Primärdrehkörper 31, der mit der Ausgangswelle des Motors E verbunden ist, sowie einen Sekundärdrehkörper 32, der mit den Rädern L verbunden ist. Unter normalen Fahrbedingungen wird der Primärdrehkörper 31 von dem Motor E angetrieben, während die Räder L von dem Sekundärdrehkörper 32 angetrieben werden, wie dies mit den Pfeilen in 1A angegeben ist. Deshalb werden der Primärdrehkörper 31 und der Sekundärdrehkörper 32 auch als Antriebskörper 31 beziehungsweise Antriebskörper 32 bezeichnet. Allerdings ist zu berücksichtigen, dass ein Fahrzeug auch verzögert werden kann; in diesem Fall kann der Motor E als Trägheitselement wirken, das von den Rädern L angetrieben wird und auf diese Weise die Räder L verzögert. Unter derartigen Bedingungen wird kinetische Energie in die entgegengesetzte Richtung übertragen, das heißt von den Rädern L auf den Sekundärdrehkörper 32 und von dem Primärdrehkörper 3l auf den Motor E. Mit anderen Worten, in einem solchen Fall fungiert der Sekundärdrehkörper 32 des Hauptgetriebes MT als Energiequelle, während der Primärdrehkörper 31 des Hauptgetriebes MT als Energieverbraucher fungiert. Im Allgemeinen können der Motor E und die Räder L (oder das Fahrzeug V) somit als Trägheitskomponenten betrachtet werden, zwischen denen über das Hauptgetriebe MT in beiden Richtungen kinetische Energie ausgetauscht wird.
In 1B wird das Grundprinzip der vorliegenden Erfindung veranschaulicht. Ein Hilfsgetriebe AT ist dem Hauptgetriebe MT hinzugefügt worden und mit dem Hauptgetriebe MT in paralleler Anordnung verbunden. Das Hilfsgetriebe umfasst ein Umlaufrädergetriebe G und ein Schwungrad F. Das Umlaufrädergetriebe G umfasst einen Primärdrehkörper 41, der mit dem Primärdrehkörper 31 des Hauptgetriebes MT verbunden ist, einen Sekundärdrehkörper 42, der mit dem Sekundärdrehkörper 32 des Hauptgetriebes MT verbunden ist, sowie einen dritten Drehkörper 43, der mit einem Schwungrad F verbunden ist. 2 zeigt in schematischer, dreidimensionaler Darstellung das mögliche Konzept eines Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Getriebesystems 1. In diesem Ausführungsbeispiel handelt es sich bei dem dargestellten Hauptgetriebe MT um ein stufenloses, mit einem Schubgliederband arbeitendes Getriebe (CVT-Getriebe, CVT = Continuously Variable Transmission), das ein erstes Kegelscheibenpaar 4' und ein zweites Kegelscheibenpaar 4'' umfasst, die untereinander durch ein Schubgliederband 3 aus Stahl verbunden sind. Da ein CVT-Getriebe im Prinzip bekannt und die Konstruktion des CVT-Getriebes nicht Gegenstand der vorliegenden Erfindung ist, wird das CVT-Getriebe an dieser Stelle nicht ausführlich beschrieben. Es möge genügen zu erwähnen, dass die Kegelscheibenpaare 4' und 4'' jeweils aus einem Satz konischer Scheiben bestehen, zwischen denen das Band 3 eingeklemmt wird. Die beiden konischen Scheiben eines jeden Kegelscheibenpaares sind zueinander verschiebbar ausgeführt, wobei die Bewegung der Scheiben eines der Kegelscheibenpaare der entgegengesetzten Bewegung der Scheiben des anderen Kegelscheibenpaares entspricht. Die für diese Bewegung eingesetzten Betätigungsorgane werden von Regelorganen unter anderem in Abhängigkeit von der Stellung des Gaspedals des Kraftfahrzeugs gesteuert. Das Übersetzungsverhältnis des CVT-Getriebes lässt sich stufenlos variieren, indem der Abstand zwischen den Scheiben mit Hilfe geeigneter Betätigungsorgane vergrößert oder verkleinert wird. Das erste Kegelscheibenpaar 4' des CVT-Getriebes, das als Primärdrehkörper 31 des Hauptgetriebes MT fungiert, ist auf der Ausgangswelle 2 des Motors E angebracht. Das zweite Kegelscheibenpaar 4'', das als Sekundärdrehkörper 32 des Hauptgetriebes MT fungiert, ist auf einer Abtriebswelle 5 des Hauptgetriebes MT angebracht, welches mit der Last L verbunden ist, und zwar in dem dargestellten Beispiel über ein optionales Nachgelege 6 und eine belastete Welle 7.
Das Hilfsgetriebe AT umfasst ein Umlaufrädergetriebe G, das in diesem Fall als Planetensatz dargestellt ist, der im Prinzip bekannt ist und der einen Ring oder ein Hohlrad 8, mehrere Planetenräder 9 und ein Sonnenrad 10 umfasst. Die Planetenräder 9 sind auf einem gemeinsamen Planetenradträger 11 angebracht. Die Ausgangswelle 2 des Motors E reicht über das erste Kegelscheibenpaar 4' hinaus und ist mit einem der Drehkörper des Umlaufrädergetriebes G verbunden, der in dem dargestellten Beispiel durch den Ring oder das Hohlrad 8 gebildet wird und als Primärdrehkörper 41 des Umlaufrädergetriebes G fungiert. Die Abtriebswelle 5 ist (in dem dargestellten Beispiel über ein Verbindungszahnrad 12) mit dem Planetenradträger 11 verbunden, der als der Sekundärdrehkörper 42 des Umlaufrädergetriebes G fungiert. Um eine korrekt funktionierende Kopplung zwischen dem Planetenradträger 11 und dem Verbindungszahnrad 12 der Abtriebswelle 5 herzustellen, müssen der Planetenradträger 11 und das Verbindungszahnrad 12 mit einer Kette oder einem ähnlichen Element verbunden werden. Als Alternative kann das Verbindungszahnrad 12 über ein dazwischen angeordnetes Zahnrad mit dem Planetenradträger 11 verbunden sein. Der Einfachheit halber sind in 2 weder eine derartige Kette noch ein derartiges dazwischen angeordnetes Zahnrad dargestellt.
Es wird bemerkt, dass auf den Einsatz des genannten Nachgeleges 6 verzichtet werden kann und die Räder L direkt mit der Abtriebswelle 5 verbunden sein können.
Gemäß der Erfindung ist der dritte Drehkörper 43 des Umlaufrädergetriebes G mit einer Schwungradfunktion gekoppelt. Die Schwungradfunktion kann von einem separaten Schwungrad F ausgeführt werden, das, zum Beispiel über ein Zahnradgetriebe, mit dem genannten dritten Drehkörper 43 verbunden ist; ein derartiges Schwungrad F kann darüber hinaus jedoch mechanisch mit dem genannten dritten Drehkörper 43 verbunden sein. In der als Beispiel dargestellten bevorzugten Konfiguration wird der dritte Drehkörper 43 des Umlaufrädergetriebes G durch das Sonnenrad 10 gebildet. In einem solchen Fall kann das Sonnenrad 10 selbst als Schwungrad F fungieren, oder es kann ein separates Schwungrad F an dem Sonnenrad 10 angebracht sein.
Gemäß einem wichtigen Merkmal der Erfindung kann jedes Schwungrad des Motors E, wie zum Beispiel das Schwungrad, mit dem ein Verbrennungsmotor oder Elektromotor gewöhnlich versehen ist, von dem Schwungrad F ersetzt werden oder kann durch das Schwungrad F das bisher erforderliche Gewicht des Motorschwungrades verringert werden. Es wird bemerkt, dass die hier beschriebene funktionale Konfiguration (bei der das Schwungrad F mit dem Sonnenrad 10 verbunden ist, das Hohlrad 8 mit dem Motor E verbunden ist und der Planetenradträger 11 mit der Last L verbunden ist) die bevorzugte Konfiguration darstellt. Im Prinzip sind jedoch auch alternative Konfigurationen möglich, wobei der jeweils erste Körper der Drehkörper 8, 10 und 11 des Umlaufrädergetriebes G mit dem Motor E verbunden ist, wobei der jeweils zweite Körper der Drehkörper 8, 10 und 11 des Umlaufrädergetriebes G mit der Last L verbunden ist und wobei ein dritter Körper der Drehkörper 8, 10 und 11 des Umlaufrädergetriebes G mit dem Schwungrad F verbunden ist.
Darüber hinaus ist in der bevorzugten Konfiguration des erfindungsgemäßen Getriebesystems, wie in 1B und 2 dargestellt, das Hauptgetriebe MT zwischen dem Motor E und der Last L angeordnet. Die Kombination aus Umlaufrädergetriebe G und Schwungrad F ist als ein dem Hauptgetriebe vorgelagertes Hilfsgetriebe ausgebildet, wobei es sich bei dem Hauptgetriebe in diesem Fall um ein CVT-Getriebe handelt. Die Art des Hauptgetriebes ist jedoch frei wählbar; es kann sich auch um ein Automatikgetriebe handeln. Ferner kann die Kombination aus Umlaufrädergetriebe G und Schwungrad F als Hauptgetriebekomponente eingesetzt werden, während anstelle des Hauptgetriebes MT ein beliebiges Getriebe T als Sekundärkomponente für die Kombination aus Umlaufrädergetriebe G und Schwungrad F zum Einsatz kommen kann. Eine solche sekundäre Getriebekomponente T kann, wie in dem Beispiel dargestellt, zwischen den ersten und den zweiten Drehkörpern des Umlaufrädergetriebes angeordnet sein; diese sekundäre Getriebekomponente T kann aber auch zwischen dem ersten Drehkörper des Umlaufrädergetriebes G (der mit dem Motor E verbunden ist) und dem dritten Drehkörper des Umlaufrädergetriebes G (der mit dem Schwungrad F verbunden ist) oder aber zwischen dem zweiten Drehkörper des Umlaufrädergetriebes G (der mit der Last L verbunden ist) und dem dritten Drehkörper des Umlaufrädergetriebes G (der mit dem Schwungrad F verbunden ist) angeordnet sein. Diese Alternativen werden in 3 in schematischer Weise dargestellt. In dieser schematischen Darstellung umfasst ein Antriebssystem mindestens drei Trägheitskomponenten, und zwar die Antriebsquelle E, die Last L und das Schwungrad F, sowie zwei Getriebekomponenten, nämlich das Umlaufrädergetriebe G und das Getriebe T. Wie bereits erwähnt, kann das Getriebe T als Hauptgetriebe und die Kombination aus Umlaufrädergetriebe G und Schwungrad F als Hilfsgetriebe für das Hauptgetriebe MT fungieren, oder das Umlaufrädergetriebe G kann als Hauptgetriebekomponente und das Getriebe T als Hilfsgetriebekomponente für das Umlaufrädergetriebe G fungieren.
In Bezug auf 1B und 2 wird bemerkt, dass das Hauptgetriebe MT und das Hilfsgetriebe AT, was die Übertragung einer Antriebskraft von dem Motor E auf die Räder L betrifft, in paralleler Anordnung miteinander verbunden sind. Völlig unabhängig von jeder denkbaren Konfiguration können daher die räumlichen Positionen des Hauptgetriebes MT und des Hilfsgetriebes AT vertauscht werden.
Aus einem vergleichbaren Grund können die räumlichen Positionen der drei Trägheitskomponenten F, E und L in jeder denkbaren Konfiguration der Trägheitskomponenten F, E und L und der beiden Getriebekomponenten T und G vertauscht werden, wie dies in 7A, 7B und 7C schematisch dargestellt ist. Die in 7A dargestellte Konfiguration entspricht der Konfiguration, die in 1B und 2 dargestellt ist. Die in 7B gezeigte alternative Konfiguration erhält man, indem man die Positionen der Last L und des Schwungrades F vertauscht. Die in 7C gezeigte alternative Konfiguration erhält man, indem man, ausgehend von der Konfiguration von 7A, die Positionen des Motors E und des Schwungrades F vertauscht. Es liegt auf der Hand, dass weitere Alternativen geschaffen werden können, indem man einfach die Positionen des Umlaufrädergetriebes G und des Getriebes T vertauscht und/oder indem man einfach die Positionen des Motors E, des Schwungrades F und der Last L gegenüber dem Umlaufrädergetriebe G und dem Getriebe T vertauscht. Die praktischsten Konfigurationen scheinen jedoch die folgenden zu sein:

1) die in schematischer Weise in 2 dargestellte Konfiguration und
2) eine alternative Konfiguration, bei der das Getriebe, wie dies aus 3 abgeleitet werden kann, zwischen dem Motor E und dem Schwungrad F angeordnet ist und wobei die Last L nur von einem Reaktionskörper des Umlaufrädergetriebes G angetrieben wird.

Als weitere Alternative kann ein Umlaufrädergetriebe mit einer größeren Zahl von Drehkörpern eingesetzt werden. In derartigen alternativen Ausführungsbeispielen können derartige Drehkörper untereinander so verbunden sein, dass sich daraus drei unabhängige Antriebs- und Abtriebsfunktionen ergeben. Gemäß der Erfindung kann die Art der Verzahnung des Umlaufrädergetriebe beliebig gewählt werden und auch Ravigneaux- und Differentialverzahnungen umfassen.
Bei allen oben stehend erwähnten Ausführungsbeispielen eines Getriebesystems gemäß der vorliegenden Erfindung wird durch die vorgeschlagene parallele Anordnung des Umlaufrädergetriebes G und der Getriebeeinheit MT/T sowohl die Funktion der Leistungsverzweigung als auch die Funktion der Leistungsübertragung genutzt, die ein Umlaufrädergetriebe bietet. Mit der erfindungsgemäßen Anwendung wird die Möglichkeit geschaffen, dass das Schwungrad seine kinetische Energie, je nach den herrschenden Bedingungen, an die Last oder den Motor oder an diese beiden Komponenten zugleich abgibt. Darüber hinaus kann gemäß der Erfindung jede der Trägheitskomponenten E, F und L durch alternative Trägheitskomponenten wie zum Beispiel einen Elektromotor ersetzt werden.
Im Folgenden werden die Effekte eines erfindungsgemäßen Getriebesystems anhand der 4 bis 6 erläutert. Bei 4 handelt es sich um die vereinfachte Darstellung einer so genannten Motorkennlinie, in der die charakteristischen Formen von zwei verschiedenen Typen von Antriebsquellen, wie zum Beispiel der Verbrennungsmotoren E1 und E2, dargestellt wird. Auf der waagerechten x-Achse der Grafik wird die Drehzahl ω_e einer Antriebsquelle wiedergegeben, auf der vertikalen y-Achse das erzeugte Drehmoment T_e. Der Bereich E1 stellt die Drehmomentkennlinien mehr oder weniger herkömmlicher Motortypen E1 dar, die relativ hohe Drehmomente erzeugen können, dies aber nur in einem relativ kleinen Drehzahlbereich schaffen. Der schraffierte Bereich E2 stellt die Drehmomentkennlinie eines so genannten Schnellläufers E2 dar, der sein maximales Drehmoment über einen größeren Drehzahlbereich hinweg erzeugen kann, wobei jedoch das maximale Drehmoment dieses Schnellläufers E2 niedriger als das maximale Drehmoment des herkömmlichen Motors E1 ist.
Die Linien 15 und 16 stellen Dauerleistungskurven P_e (= T_e.ω_e) dar Die Motoren E1 und E2 sind in dieser beispielhaften Darstellung so gewählt worden, dass sie die gleiche Höchstleistung erzeugen können, wie diese mit Linie 16 wiedergegeben ist. In 4 ist klar ersichtlich, dass Motor E2 seine Höchstleistung bei einer Drehzahl erzeugt, die weit über der Drehzahl liegt, bei der der Motor E1 seine Höchstleistung erzeugt.
Unter normalen Fahrbedingungen arbeiten die Motoren E1 und E2 nahe einem Betriebspunkt, der mit einem Kreis mit schwarzer Fläche gekennzeichnet ist. Für den herkömmlichen Motor E1 liegt dieser Betriebspunkt weit unter dem höchstmöglichen Drehmoment, was günstig für den Fall ist, dass eine schnelle Beschleunigung gewünscht wird, sich aber in dem Sinne nachteilig auswirken kann, dass der Motor E1 meistens mit einem niedrigen Wirkungsgrad arbeitet. Demgegenüber sind mit dem Motor E2 selbst relativ geringe Leistungswerte nahe dem maximal verfügbaren Drehmoment möglich und wird die Leistung somit bei einem hohen Wirkungsgrad erzeugt. Soll beschleunigt werden, so kann die erzeugte Leistung bei Motor E1 fast augenblicklich hochgefahren werden, wie dies mit dem vertikalen Pfeil 17 angegeben ist. Da der Motor E2 nicht weit unter dem maximalen Drehmoment betrieben wird, ist beim Motor E2 eine Drehzahlsteigerung erforderlich, wie dies mit dem horizontalen Pfeil 18 angegeben ist, um eine ebenso hohe Leistungsabgabe zu erreichen, die mit Linie 15 dargestellt ist. Die Steigerung der Motordrehzahl erfolgt durch einen Schaltvorgang. In dem dargestellten Beispiel, in dem es sich bei dem Hauptgetriebe um ein CVT-Getriebe handelt, wird die Motordrehzahl mittels der genannten Regelorgane des genannten CVT-Getriebes hochgefahren, mit denen das Übersetzungsverhältnis des CVT-Getriebes auf einen niedrigeren Wert gebracht wird. Es dauert eine gewisse Zeit, bis der Motor E2 die höhere Drehzahl erreicht hat, insbesondere dann, wenn die Ausgangsdrehzahl des Motors niedrig ist, wodurch die Beschleunigungsreaktion des Motors E2 schlecht ist. Die Verzögerung beim Erreichen der erforderlichen höheren Motordrehzahl wird durch die Trägheit des Motors E2 und die damit verbundenen Trägheitselemente verursacht. Eine solche Verzögerung ist unerwünscht, was erst recht für die Anwendung eines Getriebesystems in einem Kraftfahrzeug gilt; die Verzögerung ist nicht nur ärgerlich für den Fahrer, sondern könnte in kritischen Verkehrssituationen sogar gefährlich sein.
Bei dem Getriebesystem gemäß der vorliegenden Erfindung wird die oben stehend erwähnte zeitliche Verzögerung vermieden oder zumindest zum größten Teil eliminiert, weil das Getriebesystem eine Übertragung kinetischer Energie von dem Schwungrad auf den Motor erlaubt. Dabei sinkt die Drehzahl des Schwungrades, während zugleich die Drehzahl des Motors zunimmt. Diese Energieübertragung kann relativ rasch erfolgen, so dass sich der Motor E relativ schnell auf eine relativ hohe Drehzahl bringen lässt und auf diese Weise eine relativ hohe Leistung erzeugen kann. [0028] Mit anderen Worten ermöglicht es das Getriebesystem gemäß der vorliegenden Erfindung die Verwendung eines relativ leistungsschwachen Motors E2, der unter normalen Bedingungen, das heißt in üblichen Fahrsituationen, mit einem relativ hohen Wirkungsgrad arbeitet, so dass die Nachteile eines herkömmlichen Motors E1 vermieden werden, während man auch nicht mit den bedeutendsten Nachteilen eines Schnellläufers E2, wie etwa der schlechten Beschleunigungsreaktion, konfrontiert wird, weil das Schwungrad F den Motor E2 über das Hilfsgetriebe AT bei der Erhöhung der Drehzahl unterstützt, wodurch der Motor eine höhere Leistung liefern kann. Der Verbund aus einem derartigen, relativ leistungsschwachen Motor E2 und dem Getriebesystem gemäß der vorliegenden Erfindung bietet günstige Betriebsmerkmale in Kombination mit einer effizienten Nutzung der bereitgestellten Leistung.
In 5 wird die Beschleunigungsreaktion eines Fahrzeugs mit einem als Schnellläufer ausgeführten Verbrennungsmotor E2 dargestellt. Auf der horizontalen Achse von 5 ist die Zeit wiedergegeben, während auf der vertikalen Achse dieses Diagramms die Beschleunigung wiedergegeben ist. Die gestrichelte Linie A1 gibt die Leistung des Motors E2 in einer herkömmlichen Situation wieder, das heißt in einer Situation, in der der Motor E2 nur über das Hauptgetriebe MT mit den Rädern verbunden ist (siehe 1A). Aus diesem Diagramm A1 ist ersichtlich, dass die Beschleunigung nur relativ langsam verläuft. Die durchgehende Linie A2 illustriert die Leistung desselben Motors, der jetzt jedoch mit einem erfindungsgemäßen Getriebesystem ausgerüstet ist (siehe 1B). Es ist offenkundig, dass die Beschleunigung jetzt viel schneller verläuft.
6 enthält vier Diagramme, in denen die Drehzahl des Motors E (links oben), die Drehzahl des Schwungrades F (links unten) und die Geschwindigkeit des Fahrzeugs V (rechts oben) als Funktion der Zeit dargestellt werden. In dem in 6 rechts unten enthaltenen Diagramm ist das entsprechende Übersetzungsverhältnis j des Hauptgetriebes MT (CVT-Getriebe) dargestellt.
Im Folgenden wird die Funktion des erfindungsgemäßen Getriebemechanismus unter Verweis auf die 8 und 9 detaillierter beschrieben.
In 8 wird in schematischer Weise die Kinematik eines Planetensatzes dargestellt, der ein Sonnenrad, eine Anzahl von Planetenrädern, die auf einem gemeinsamen Planetenradträger gelagert sind, sowie ein Hohlrad umfasst. Die jeweiligen Umfangsgeschwindigkeiten dieser Komponenten sind mit den Pfeilen V (Sonne), V (Träger) beziehungsweise V (Hohlrad) gekennzeichnet, wobei die Länge der genannten Pfeile der jeweiligen Geschwindigkeit entspricht. In einer derartigen Darstellung befinden sich die Spitzen derartiger Pfeile auf einer geraden Linie (a, b). Das impliziert, dass, wenn zwei Zahnradgeschwindigkeiten bekannt sind, die dritte Geschwindigkeit kinematisch bedingt ist.
Beim Einsatz in einem Kraftfahrzeug richtet sich die Drehzahl einer der Komponenten des Planetensatzes nach der Geschwindigkeit des Fahrzeugs. Die Drehzahl einer zweiten Komponente ergibt sich aus dem Ubersetzungsverhältnis des CVT-Getriebes, das, wie oben stehend beschrieben, von Regelorganen unter anderem anhand der Stellung des Gaspedals eingestellt wird. Die Drehzahl der dritten Komponente, die mit dem Schwungrad verbunden ist, wird somit indirekt durch die Regelung des CVT-Übersetzungsverhältnisses geregelt.
In dem dargestellten bevorzugten Ausführungsbeispiel ist der Motor des Fahrzeugs mit dem Hohlrad gekoppelt, sind die Räder des Fahrzeugs mit dem Planetenradträger verbunden und ist das Schwungrad mit dem Sonnenrad gekoppelt. Wir nehmen jetzt an, dass das Fahrzeug bei konstanter Geschwindigkeit in einem relativ hohen Getriebegang unterwegs ist, das heißt bei einer relativ geringen Motordrehzahl. Dieser Zustand wird mit Linie (a) angegeben. Aus 8 ist ersichtlich, dass die Drehzahl des Schwungrades in einer solchen Situation relativ hoch ist, das heißt, dass eine große Energiemenge in dem Schwungrad gespeichert ist. Nehmen wir jetzt an, dass der Fahrer eine schnelle Beschleunigung wünscht, die durch eine schnelle Betätigung des Gaspedals ausgelöst wird. Von den Regelorganen des CVT-Getriebes wird dieses sodann auf ein niedrigeres Übersetzungsverhältnis eingestellt. Dies entspricht im Grunde der üblichen Betriebsweise bei einem CVT-Getriebe. Durch diesen Vorgang des "Herunterschaltens" nimmt die Drehzahl des Motors zu, wie oben stehend erläutert; dieser Zustand wird mit Linie (b) in 8 angegeben. Daraus folgt, dass die Drehzahl sinkt, was bedeutet, dass zumindest ein Teil der Energie, die in dem Schwungrad gespeichert ist, an den Triebstrang und insbesondere an den Motor abgegeben wird. Die Fahrzeugträgheit fungiert bei diesem Leistungsaustausch als Angelpunkt, weil diese Trägheit viel größer ist als die Trägheiten des Motors und des Schwungrades.
Bei korrekter Auslegung der Übersetzungsverhältnisse und der Trägheit des Schwungrades der Hilfsgetriebeeinheit und bei richtiger Regelung des CVT-Getriebes kann die Leistungsabgabe durch das Schwungrad so gesteuert werden, dass das bei der Betätigung des Gaspedals durch den Fahrer an die Räder abgegebene Drehmoment kontinuierlich steigt oder zumindest nicht abfällt, was bedeutet, dass die Beschleunigung sofort erfolgt, wenn der Fahrer das Gaspedal betätigt, das heißt ohne jede Verzögerung, wie es der Fall wäre, wenn ein leistungsschwacher Motor ohne die Unterstützung durch das erfindungsgemäße Hilfsgetriebe zum Einsatz käme.
Aus den obigen Ausführungen geht deutlich hervor, dass die Übertragung von Energie von dem oder an das Schwungrad mit den Regelorganen des CVT-Getriebes erreicht werden kann, indem mit diesen das Übersetzungsverhältnis verändert wird. Wenn das CVT-Getriebe (oder ein anderes Getriebe T, das mit dem Umlaufrädergetriebe G verbunden ist) heruntergeschaltet wird, zum Beispiel als Reaktion auf die Betätigung des Gaspedals, wird Energie von dem Schwungrad zumindest auf den Motor übertragen. Wenn der Fahrer den Fuß vom Gas nimmt, weil er langsamer fahren will, schaltet das CVT-Getriebe normalerweise hoch, das heißt, dass die Drehzahl des Motors abnimmt. Infolgedessen steigt die Drehzahl des Schwungrades und wird die dafür benötigte Energie dem Antriebssystem entzogen, was vorteilhafterweise bedeutet, dass eine zusätzliche Bremskraft auf das Fahrzeug wirkt. Die Empfindlichkeit der Motorbremse lässt sich sauber regeln, indem der Vorgang des Hochschaltens in der richtigen Weise mit einer elektronischen Regelung der Drosselklappe des Motors kombiniert wird.
Die relevanten Drehzahlen im Triebstrang sind ω_e, ω_v und ω_f. Das Verhältnis zwischen ω_e und ω_v ergibt sich aus dem CVT-Übersetzungsverhältnis i_evt. Das Verhältnis zwischen ω_f und den beiden anderen Drehzahlen ist gegeben, wenn die Koeffizienten ω_e und ω_v bekannt sind. Es kann nachgewiesen werden, dass die Leistungsverluste der Schwungradeinheit in hohem Maße von der Drehzahl des Schwungrades abhängen. In einem Optimierungsvorgang zur Bestimmung von ae und av muss die maximale Schwungraddrehzahl (die bei der maximal möglichen Fahrzeuggeschwindigkeit erreicht wird) deshalb als Optimierungsparameter angewendet werden. Eine zweite Drehzahlgrenze, anhand derer sich die Koeffizienten ω_e und ω_v. vollständig festlegen ließen, ist nicht einfach zu ermitteln. Wie sich gezeigt hat, wirkt sich die CVT-Abstufung (die gesamte Getriebeabstufung des CVT-Getriebes) zusammen mit den genannten Koeffizienten auf die Effektivität bei der Abgabe der Leistung des Schwungrades bei Leistungsspitzen aus. Diese Effektivität, die sich in dem Verhältnis zwischen der abgegebenen Energiemenge und dem gesamten Energieinhalt des Schwungrades vor der Leistungsspitze ausdrückt, kann mit der Schwungradträgheit J_f skaliert werden. Dabei spielt die Leistungsdynamik der Schwungradeinheit eine Rolle.
Der Einfachheit halber nehmen wir an, dass η_DL = 1. Daraus ergibt sich die folgende Gleichung:
wobei J₁ und J₂ definiert sind als:
Der qualitative Wert der äquivalenten Trägheitsmomente J₁ und J₂ kann offenkundig durch das CVT-Übersetzungsverhältnis i_cvt geregelt werden. Ein Vergleich der Motorträgheit J_e mit der äquivalenten Trägheit J₁ zeigt, dass es möglich ist, durch die korrekte Wahl der Konstruktionsparameter ω_e, ω_v und ω_f die Motorträgheit innerhalb des CVT-Regelbereichs (mehr als) auszugleichen. Dies hat zugleich Folgen für die äquivalente Fahrzeugträgheit J₂, die in den meisten Fällen darüber liegen dürfte. Nehmen wir an, dass sich das CVT-Übersetzungsverhältnis i_cvt perfekt steuern lässt, kommt die Triebstrangdynamik von (4) in einem Vorgang zur Anwendung, mit dem die optimalen Konstruktionsparameter ω_e, ω_v und J_f ermittelt werden.
Im Folgenden wird eine verfeinerte Regelstrategie zur Erzielung eines möglichst geringen Kraftstoffverbrauchs ohne Einschränkungen im praktischen Fahrbetrieb beschrieben.
In einem CVT-basierten (und darüber hinaus AT-basierten) Fahrzeug hat der Fahrer keinen Einfluss auf die Regelung der Motordrehzahl. Eine sorgfältig abgestimmte Getrieberegelung soll den Erwartungen des Durchschnittsfahrers in Bezug auf diesen Aspekt der Antriebsstrangregelung gerecht werden. Die einzig verbliebene Eingriffsmöglichkeit im Bereich der Drehzahlregelung ist die Betätigung des Gaspedals durch den Fahrer. Bei herkömmlicher Bauart befindet sich das Gaspedal in direkter Verbindung mit der Drosselklappe des Motors, was impliziert, dass der Fahrer das abgegebene Motordrehmoment direkt steuern kann. Es verdient jedoch den Vorzug, die Stellung des Gaspedals nicht in Bezug zu der Motorregelung, sondern zu der (longitudinal wirkenden) Fahrzeugregelung zu setzen, mit anderen Worten, als Entsprechung für die Stellung des Gaspedals eine an den Rädern verfügbare Leistung P_d zu wählen. Durch diesen Ansatz wird die Möglichkeit geschaffen, die Geschwindigkeit des Fahrzeugs in transparenter Weise von dem Fahrer regeln zu lassen, was für eine sichere Interaktion zwischen Fahrer und Fahrzeug wichtig ist. Aus diesem Grund wird in einem bevorzugten Steuergerät gemäß der vorliegenden Erfindung die Stellung des Gaspedals als Eingangsparameter für das Steuergerät genutzt und das Übersetzungsverhältnis des CVT-Getriebes ebenso wie die Stellung der Drosselklappe auf der Grundlage dieses Eingangsparameters von dem Steuergerät gesteuert ("drive by wire").
In 9 ist ein Blockdiagramm dieser Steuerhierarchie dargestellt.
Die Berechnung der gewünschten Leistung P_d durch das Steuergerät kann anhand der Gaspedalstellung (Betätigungswinkel a) unter anderem anhand der jeweiligen Stellung, der Geschwindigkeit, mit der sich die Pedalstellung ändert, sowie der Fahrzeuggeschwindigkeit erfolgen. Genauer gesagt kann die gewünschte Leistung P_d von dem Steuergerät anhand der Gaspedalstellung (Betätigungswinkel a) mittels eines überkritisch gedämpften Filters 2. Ordnung berechnet werden. Die Koeffizienten dieses Filters hängen von der augenblicklichen Stellung, der Geschwindigkeit, mit der sich die Pedalstellung ändert, sowie der Fahrzeuggeschwindigkeit ab. Die Abhängigkeiten der Filterkoeffizienten in Bezug auf diese Variablen lassen sich durch die Prüfung der Bandbreite des (schwungradgestützten) Triebsstrangs sowie mit heuristischen Methoden zur Ermittlung der Erwartungen festlegen, die ein Fahrer hinsichtlich des Ansprechverhaltens hegt. Die Qualität dieser Koeffizienten ist durch Praxisversuche zu belegen.
Anhand des verfügbaren Bezugssignals P_d errechnet das Steuergerät die Einstellungspunkte T_e,d für das Motordrehmoment und die Motordrehzahl ω_e,d. Der Einstellungspunkt T_e,d wird mit Hilfe der so genannten E-Linie für die gewünschte Radleistung P_d ermittelt, an der man das entsprechende Motordrehmoment abliest. (Die E-Linie für einen Motor oder Motortyp setzt sich aus den Betriebspunkten zusammen, bei denen Motorleistung bei geringstem spezifischen Kraftstoffverbrauch erzeugt werden kann. Die E-Linie wird in der so genannten Motorcharakteristik wiedergegeben, wobei in ein Diagramm wie zum Beispiel in 4 Linien gleich bleibenden spezifischen Kraftstoffverbrauchs (Brake Specific Fuel Consumption, BSFC, in g/kWh) als Funktion der Motordrehzahl ω_e und des induzierten Motordrehmoments T_e eingezeichnet sind.) Der Einstellungspunkt ω_e,d wird berechnet, indem man die gewünschte Radleistung P_d der Leistung im Triebstrang gleichsetzt, das heißt,
J2* = J2·JV (8)
Dies sind die Einstellungspunkte für die lokalen Motor- und CVT-Regelsysteme, mit denen ein Motordrosselklappenwinkel φ_e und ein CVT-Übersetzungsverhältnis i_cvt eingestellt wird. Die erzeugte Leistung P wird von dem Triebstrang an das Fahrzeug abgegeben, woraus eine Fahrzeuggeschwindigkeit v_v resultiert. Die aktuelle Fahrzeuggeschwindigkeit wird gemessen und zur Berechnung der optimalen Motordrehzahl gemäß Gleichung (7) an das Steuergerät für den Triebstrang zurückgemeldet.
Wenn das erfindungsgemäße Getriebesystem mit einem bestimmten Motor kombiniert ist, summieren sich die kombinierten Trägheiten aller Drehkörper (Motor, Kegelscheibenpaare, Umlaufrädergetriebe, Schwungrad) zu einer effektiven Trägheit J_eff, wie diese an dem Motor gegeben ist. Diese effektive Trägheit J_eff richtet sich nach dem Übersetzungsverhältnis i_cvt des Hauptgetriebes. Bei einem bestimmten Wert von i_cvt ist die effektive Trägheit J_eff gleich null: Dieser Getriebezustand wird als "zero inertia" (Nullträgheit) bezeichnet, und der dazugehörige Wert von i_cvt wird als i_cvt,zi bezeichnet und ist vorzugsweise ungefähr gleich 1.
Bei einem anderen bestimmten Wert von i_cvt entspricht die effektive Trägheit J_eff nahezu der Trägheit Je des Motors, was mit der Tatsache zusammenhängt, dass die Drehzahl des Schwungrades bei diesem Übersetzungsverhältnis null beträgt: Dieser Getriebezustand wird als "geared neutral" und der dazugehörige Wert von i_cvt als i_cvt,gn bezeichnet. Vorzugsweise besitzt i_cvt,gn einen Wert zwischen 4,4 und 0,8; der optimale Wert liegt zwischen 0,4 und 0,6.
Im Folgenden wird der übliche Unterschied zwischen dem erfindungsgemäßen Regelverfahren und dem Regelverfahren eines herkömmlichen CVT-Getriebes unter Verweis auf 10 beispielhaft beschrieben. Hier zeigt sich, dass der dynamische Einfluss der Trägheit sehr groß ist.
10 enthält zwei Diagramme. In dem linken Diagramm sind drei Spitzen der an den Rädern anliegenden Nettoleistung als Funktion der Zeit dargestellt. In dem rechten Diagramm ist, bezogen auf die gleichen Leistungsspitzen, die Fahrzeuggeschwindigkeit als Funktion der Zeit dargestellt. Durch den starken Einfluss von J_e und die zugleich geringe Drehmomentreserve erfolgt die Reaktion des Fahrzeugs entweder ohne Mindestphase zur schnellen Umschaltung in einen niedrigeren Getriebegang (c) oder mit einer gewissen Latenz zur langsamen Umschaltung in einen niedrigeren Getriebegang (b). Der Schaltvorgang ohne Mindestphase findet seine Ursache darin, dass kinetische Energie von der Fahrzeugträgheit J_v automatisch an die beschleunigende Motorträgheit Je übertragen wird. Die Latenz bei der Übertragung der Leistung auf die Räder wird dadurch verursacht, dass der Motor zunächst seine geringe Drehmomentreserve für den Beschleunigungsvorgang einsetzt, bevor das Fahrzeug (sofort) beschleunigt wird. Betrachtet man diese extremen Fälle, so wird deutlich, dass die herkömmlichen Schalt- und Regelstrategien nicht annähernd das Ansprechverhalten (a) erreichen, das ein erfindungsgemäßes Fahrzeug aufweist.
Für den Fachmann liegt es auf der Hand, dass der Zweck der vorliegenden Erfindung nicht auf die oben stehend beschriebenen Beispiele beschränkt ist, sondern dass mehrere Ergänzungen und Änderungen möglich sind, ohne den Rahmen der in den beiliegenden Patentansprüchen definierten Erfindung zu verlassen.
So ist es zum Beispiel möglich, die Primärwelle und das Hohlrad des Planetensatzes nicht mit einem Zahnradgetriebe, sondern mit einer Kette zu verbinden. In einem solchen Fall wird das Hohlrad nicht durch die Schrägverzahnung axialer Kraftkomponenten belastet, so dass die axiale Abmessung des Hohlrades geringer ausfallen kann und das Hohlrad nur von einem einzigen Lager getragen zu werden braucht. Eine ähnliche Bemerkung kann in Bezug auf die Verbindung zwischen der Sekundärwelle und dem Planetenradträger des Planetensatzes gemacht werden. Ein weiterer Vorteil bei der Verwendung von Ketten anstelle von Zahnradpaaren ist, dass die räumliche Anordnung der Achsen der Primärwelle, der Sekundärwelle und des Planetensatzes unabhängig von dem Übersetzungsverhältnis zwischen den genannten Kopplungen und unabhängig von den Durchmessern der genannten Körper gewählt werden kann.

Claims

Hilfsgetriebeeinheit (AT) für den Einsatz in einem motorisierten Fahrzeug (V), welches ein Hauptgetriebe (T) mit einer Primärwelle (2) und einer Sekundärwelle (5) besitzt, wobei die Hilfsgetriebeeinheit (AT) ein Umlaufrädergetriebe mit ersten, zweiten und dritten Drehkörpern (41, 42, 43) und einem Schwungrad (F) umfasst und sowohl der erste als auch der zweite Drehkörper (41, 42) mit der Primärwelle (2) oder mit der Sekundärwelle (5) des Hauptgetriebes (T) gekoppelt werden können und wobei der erste und der zweite Drehkörper (41, 42) mit einer Außenverzahnung versehen sind, dadurch gekennzeichnet, dass der dritte Drehkörper (43) auf einer Zentralwelle montiert und mit dem genannten Schwungrad (F) gekoppelt ist, und dass die Hilfsgetriebeeinheit (AT) ein primäres Verbindungszahnrad umfasst, durch das der erste Drehkörper (41) mit der Primärwelle (2) oder der Sekundärwelle (5) gekoppelt werden kann und das sich mit der Außenverzahnung des ersten Drehkörpers (41) im Eingriff befindet, und dass die Hilfsgetriebeeinheit (AT) ein sekundäres Verbindungszahnrad umfasst, durch das der zweite Drehkörper (42) mit der Primärwelle (2) oder der Sekundärwelle (5) gekoppelt werden kann und das sich mit der Außenverzahnung des zweiten Drehkörpers (42) im Eingriff befindet.
Hilfsgetriebeeinheit (AT) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die primären und sekundären Verbindungszahnräder Keilnuten für die koaxiale Verbindung mit der Primärwelle (2) oder der Sekundärwelle (5) umfassen.
Hilfsgetriebeeinheit (AT) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Schwungrad (F) auf einer Zentralwelle montiert ist, die vorzugsweise einen integralen Bestandteil des Schwungrades bildet.
Hilfsgetriebeeinheit (AT) nach einem der Ansprüche 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass das genannte Umlaufrädergetriebe einen Planetensatz umfasst, dessen erster Drehkörper (41) ein Hohlrad (8) des genannten Planetensatzes umfasst, dessen zweiter Drehkörper (42) einen Planetenradträger (11) des genannten Planetensatzes umfasst und dessen dritter Drehkörper (43) ein Sonnenrad (10) des genannten Planetensatzes umfasst.
Getriebesystem für den Einsatz in einem motorisierten Fahrzeug (V), welches eine Hauptgetriebeeinheit (T) und eine Hilfsgetriebeeinheit (AT) nach einem der Ansprüche 1 bis 4 umfasst, dadurch gekennzeichnet, dass die Hauptgetriebeeinheit (T) eine Primärwelle (2) und eine Sekundärwelle (5) besitzt, und die Hilfsgetriebeeinheit (AT) ein Umlaufrädergetriebe umfasst, dessen erster und zweiter Drehkörper (41, 42) mit der Primärwelle (2) oder mit der Sekundärwelle (5) der Hauptgetriebeeinheit (T) gekoppelt sind.
Motorisiertes Fahrzeug (V), das einen Motor (E) und ein Hauptgetriebe (T), vorzugsweise ein stufenloses Getriebe (CVT), für die Kopplung zwischen dem Motor (E) und den angetriebenen Rädern (L) des Fahrzeugs (V) mittels eines variablen Übersetzungsverhältnisses sowie eine Hilfsgetriebeeinheit (AT) nach einem der Ansprüche 1 bis 4 umfasst, die parallel zu dem genannten Hauptgetriebe (T) gekoppelt ist, wobei das Hauptgetriebe eine Primärwelle (2) und eine Sekundärwelle (5) besitzt und wobei der erste und zweite Drehkörper (41, 42) des genannten Umlaufrädergetriebes der Hilfsgetriebeeinheit (AT) mit der Primärwelle (2) oder mit der Sekundärwelle (5) der Hauptgetriebeeinheit (T) gekoppelt sind und wobei das genannte Schwungrad (F) im normalen Fahrzustand so mit dem Motor (E) gekoppelt ist, dass in dem genannten Schwungrad (F) kinetische Energie gespeichert ist und dass, wenn eine Beschleunigung gewünscht wird, das genannte Schwungrad (F) so mit dem Motor (E) gekoppelt ist, dass kinetische Energie von dem genannten Schwungrad (F) auf den genannten Motor (E) übertragen wird.
Motorisiertes Fahrzeug (V) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die kombinierte Trägheit, zugleich bezeichnet als effektive Trägheit (J_eff), von dem Motor (E) aus gesehen gleich null ist, wenn das Übersetzungsverhältnis (i_cvt,zi) des Hauptgetriebes (T) ungefähr 1 beträgt; vorzugsweise entspricht die effektive Trägheit (J_eff) darüber hinaus nahezu der Motorträgheit (J_e), wenn das Ubersetzungsverhältnis (i_cvt,gn) des Hauptgetriebes (T) in einem Bereich zwischen 0,4 und 0,8 liegt, wobei der Bereich zwischen 0,4 und 0,6 am stärksten bevorzugt wird.
Arbeitsprinzip für die Regelung eines motorisierten Fahrzeugs, das einen Motor (E) und ein Hauptgetriebe (T), mit dem der Motor (E) und die angetriebenen Räder (L) des Fahrzeugs (V) miteinander gekoppelt werden, eine Hilfsgetriebeeinheit (AT) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dessen Verbindung parallel zu dem genannten Hauptgetriebe (T) erfolgt, und ein Steuergerät für die Steuerung des Übersetzungsverhältnisses (i_cvt) des Hauptgetriebes (T) umfasst, dadurch gekennzeichnet, dass das Übersetzungsverhältnis (i_cvt) des Hauptgetriebes (T) im normalen Fahrzustand auf einen vorgegebenen Wert eingestellt wird und wobei, wenn eine Beschleunigung gewünscht wird, das genannte Übersetzungsverhältnis (i_cvt) so geregelt wird, dass sich die Drehzahl des Schwungrades (F) verringert.
Arbeitsprinzip nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die gewünschte Radleistung (P_d) von einem Steuergerät anhand eines Geschwindigkeitssignals des Fahrers, wie zum Beispiel einer Gaspedalstellung (Betätigungswinkel a), bestimmt wird, vorzugsweise durch die Anwendung eines überkritisch gedämpften Filters 2. Ordnung auf das genannte Geschwindigkeitssignal des Fahrers als Funktion der Zeit.
Arbeitsprinzip nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die genannte gewünschte Radleistung (P_d) durch die Anwendung eines Präkompensationsfaktors zumindest für die Motorträgheit (J_c) und vorzugsweise darüber hinaus durch die Anwendung eines Präkompensationsfaktors für die Fahrzeugträgheit (J_v) bestimmt wird.
Arbeitsprinzip nach einem der Ansprüche 8 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass das Steuergerät Einstellungspunkte für ein Motordrehmoment (T_e,d) und eine Motordrehzahl (ω_e,d) auf der Basis der genannten Leistung (P_d) berechnet, die an die Räder (L) abgegeben werden soll.