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TECHNISCHES GEBIET
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Die
vorliegende Erfindung bezieht sich auf ein hydraulisches Leistungsgetriebe
mit einer Überbrückungskupplung, welches einen
Fluidkoppler eines Automatikgetriebes eines Fahrzeugs oder dergleichen
verwendet, und insbesondere bezieht sie sich auf ein hydraulisches
Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung,
bei dem die Überbrückungskupplung in dem Fluidkoppler
vorgesehen ist.
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HINTERGRUND DER ERFINDUNG
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Es
besteht gegenwärtig ein Bedarf zur Verbesserung des Kraftstoffverbrauchs
bei Kraftfahrzeugen. Wenn ein Drehmomentwandler hinsichtlich der Verbesserung
des Kraftstoffverbrauchs eines Fahrzeugs betrachtet wird, obwohl
der Drehmomentwandler einen Betrieb aufweist, in dem das Drehmoment
verstärkt wird, wenn das Fahrzeug mit dem Fahren beginnt,
wenn eine lange Fahrstrecke angenommen wird, kann der Kraftstoffverbrauch
noch weiter verbessert werden.
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Um
dies zu erreichen, gibt es eine in der Patentdruckschrift 1 offenbarte
Technologie als ein Beispiel eines bekannten hydraulischen Leistungsgetriebes
mit einer Überbrückungskupplung. Die Patentdruckschrift
1 offenbart die Technologie einer hydraulischen Kopplervorrichtung
(1), die folgendes aufweist: integrierte Gehäuse
(3, 4), die an einer Kraftmaschinenabgabewelle
angeschlossen sind (es ist hier anzumerken, dass die in den Klammern
angegebenen Bezugszeichen die strukturellen Komponenten in den Figuren
der Patentdruckschrift 1 bezeichnen); eine Turbinennabe (30),
die an einer Eingangswelle (31) eines Drehzahländerungsmechanismus angeschlossen
ist; einen Fluidkoppler (11), der ein Pumpenlaufrad (7)
und einen Turbinenläufer (10) aufweist, die in
den integrierten Gehäusen vorgesehen sind, wobei der Turbinenläufer
(10) an der Turbinennabe angeschlossen ist; und eine Überbrückungskupplung
(13), die zwischen den integrierten Gehäusen und
der Turbinennabe zwischengeordnet ist. Die Turbinennabe (30),
der Fluidkoppler (11) und die Überbrückungskupplung
(13) sind in den integrierten Gehäusen (3, 4)
untergebracht. In der hydraulischen Kopplervorrichtung (1)
wird die Überbrückungskupplung (13) durch
ein Kolbenelement (20) angesteuert, das auf Grundlage des
Hydraulikdrucks einer Zylinderkammer (B) betätigt wird;
das Innere der integrierten Gehäuse (3, 4)
ist durch das Kolbenelement (20) auf öldichte
Weise in eine Fluidkopplerkammer (A), die den Fluidkoppler (11)
und die Überbrückungskupplung (13) aufnimmt,
und die Zylinderkammer (B) unterteilt; und einen Ölversorgungspfad, der
ein Arbeitsfluid zu der Fluidkopplerkammer (A) zuführt,
ein Ölabgabepfad, der das Arbeitsöl von der Fluidkopplerkammer
(A) abgibt, sowie ein Ölpfad für die Kupplungssteuerung,
der mit der Zylinderkammer (B) in Verbindung ist, sind unabhängig
voneinander vorgesehen.
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Gemäß der
vorstehend erwähnten Struktur sind der zugewiesene Ölversorgungspfad
und Ölabgabepfad vorgesehen, um das Arbeitsfluid der Fluidkopplerkammer
(A) zirkulieren zu lassen. Somit ist es möglich zu verhindern,
dass die Temperatur des Arbeitsfluids hoch wird, und die Überbrückungskupplung
(13) kann zuverlässig geschmiert werden. Da ferner
der zugewiesene Ölpfad für die Kupplungssteuerung
mit der Zylinderkammer (B) des Kolbenelements (20) in Verbindung
ist, ist es möglich, die Überbrückungskupplung
(13) mit hoher Präzision und gutem Ansprechverhalten
anzusteuern.
- [Patentdruckschrift 1] Japanische Patentoffenlegungsschrift
mit der Nr. JP-A-2000-283188
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OFFENBARUNG DER ERFINDUNG
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[Durch die Erfindung zu lösendes
Problem]
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Obwohl
die in der Patentdruckschrift 1 offenbarte Technologie des hydraulischen
Leistungsgetriebes mit einer Überbrückungskupplung
durch Sperren der Überbrückungskupplung (13)
zu einem frühen Zeitpunkt einen guten Kraftstoffverbrauch
ermöglicht, wurde anders als bei dem ein Leitrad (einen Stator)
aufweisenden Fluiddrehmomentwandler das Leitrad beseitigt und somit
besteht die Möglichkeit, dass sich die Beschleunigungsleistung
verschlechtert, da beim Start der Bewegung des Fahrzeugs das Solldrehmoment
nicht erzeugt wird.
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Um
die Eigenschaften des Fluidkopplers (11) zu den Eigenschaften
der Kraftmaschine eines Kraftfahrzeugs passend zu machen, kann der
Fluidkoppler (11) von der Antriebsseite spezifiziert werden,
die die Abgabe der Kraftmaschine und das Drehmoment an der Antriebsseite
empfängt. Ein Geschwindigkeitsverhältnis e des
Drehmoments der Kraftmaschinenabgabewelle, das von der Antriebsseite
(Seite der integrierten Gehäuse (3, 4))
durch den Fluidkoppler (11) zu der Lastseite (der Seite
der Eingangswelle (31)) übertragen wird, wird
durch e = lastseitige Drehzahl/antriebsseitige Drehzahl wiedergegeben
und die Beziehung zwischen diesem Geschwindigkeitsverhältnis
e und einem Kapazitätsfaktor C hat die in 1 gezeigten
Eigenschaften. Man beachte, dass 1 ein Eigenschaftsdiagramm
ist, das das Geschwindigkeitsverhältnis e und den Kapazitätsfaktor C
zeigt.
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In
diesem Zusammenhang wird der Wert des Kapazitätsfaktors
C während eines Stall-Zustands, etwa eines Leerlaufzustands
oder eines angehaltenen Zustands, d. h., wenn das Geschwindigkeitsverhältnis
e = 0 ist, einfach als ein Stall-Kapazitätsfaktor Cs bezeichnet.
Man beachte, dass das Drehmoment T[N·m] an der Antriebsseite
durch T = C·N2 wiedergegeben wird.
Dabei ist N die Kraftmaschinendrehzahl [upm] an der Antriebsseite.
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Wenn
dieser Stall-Kapazitätsfaktor Cs klein ist, dann nimmt
die Kraftmaschinendrehzahl gemäß dem Niederdrückbetrag
des Beschleunigungspedals zu, und wenn der Stall-Kapazitätsfaktor
Cs groß ist, dann wird der Betrag der Erhöhung
der Kraftmaschinendrehzahl gemäß dem Niederdrückbetrag
des Beschleunigungspedals klein.
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Da
ein plötzlicher Anstieg der Drehzahl unmittelbar nach dem
Start der Bewegung des Kraftfahrzeugs infolgedessen, dass das Beschleunigungspedal
niedergedrückt wurde, im Allgemeinen nicht gut ist, wird
der Wert des Stall-Kapazitätsfaktors Cs derart ausgewählt,
dass eine Kraftmaschinendrehzahl von 2000 bis 2500 [upm] eingerichtet
wird. Genauer gesagt wird der Stall-Kapazitätsfaktor Cs beispielsweise
so festgelegt, dass eine Kraftmaschinendrehzahl von ca. 2500 [upm]
eingerichtet wird.
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Selbst
wenn es hypothetisch jedoch möglich ist, den Kraftstoffverbrauch
zu verbessern, falls das hydraulische Leistungsgetriebe, das die
vorstehend beschriebenen Eigenschaften hat, mit einer Kraftmaschine
mit kleinem Hubraum kombiniert wird, in welcher das maximale Kraftmaschinendrehmoment
bei einer hohen Drehzahl erzeugt wird, besteht eine Möglichkeit,
dass die Beschleunigungsleistung nicht verbessert werden kann, da
das maximale Kraftmaschinendrehmoment nicht unmittelbar nach dem Start
der Bewegung des Kraftfahrzeugs erzeugt wird.
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Um
solche Unzulänglichkeiten zu beseitigen ist es eine Aufgabe
der vorliegenden Erfindung ein hydraulisches Leistungsgetriebe mit
einer Überbrückungskupplung bereitzustellen, in
welchem das maximale Kraftmaschinendrehmoment beim Start der Bewegung
des Fahrzeugs erzeugt wird und die Fahreigenschaften verbessert
sind.
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[Mittel zum Lösen des Problems]
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Das
hydraulische Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß Anspruch 1, das zwischen einer Antriebsseite
und einer Lastseite angeordnet ist und eine Leistungsübertragung
durchführt, hat die Überbrückungskupplung,
die parallel zu einem Leistungsübertragungsweg zwischen
einem Pumpenlaufrad und einem Turbinenläufer eines Fluidkopplers
angeordnet ist, der zwischen der Antriebsseite und der Lastseite
angeordnet ist, und die den Leistungsübertragungsweg ändert.
Ein Stall-Kapazitätsfaktor [N·m/upm2]
wird auf Grundlage einer Kraftmaschinendrehzahl bei dem maximalen
Kraftmaschinendrehmoment an der Antriebsseite bestimmt und die Drehung
der Antriebsseite wird unter Verwendung des Stall-Kapazitätsfaktors
auf die Lastseite übertragen.
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Es
ist zu beachten, dass der Ausdruck „Fluidkoppler” als
ein technisches Konzept einen Fluidkoppler und einen Drehmomentwandler
aufweist und jenes sein kann, was entweder als Fluidkoppler oder Drehmomentwandler
bezeichnet wird. Genauer gesagt kann der vorstehend beschriebene
Fluidkoppler ein Fluidkoppler sein, der einen Turbinenläufer
aufweist, der einem Pumpenlaufrad gegenüberliegt, wobei
ein Arbeitsfluid dazwischen angeordnet ist. Ferner kann der Fluidkoppler
ein Drehmomentwandler sein, der ein Leitrad (einen Stator) aufweist,
das das Drehmoment verstärkt.
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Außerdem
ist es ausreichend, wenn die vorstehend beschriebene Überbrückungskupplung
eine Überbrückungskupplung ist, die parallel zu
dem Leistungsübertragungsweg zwischen dem Pumpenlaufrad
und dem Turbinenläufer des zwischen der Antriebsseite und
der Lastseite angeordneten Fluidkopplers angeordnet ist und die
den Leistungsübertragungsweg umschaltet. Es ist anzumerken, dass normalerweise
ein Dämpfer in dem Leistungsübertragungsweg der Überbrückungskupplung
vorgesehen ist und dieser Dämpfer Schwingungen während
der Fahrt absorbiert. Jedoch kann natürlich auch ein Aufbau
implementiert werden, der keinen Dämpfer hat.
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Wenn
der Stall-Kapazitätsfaktor [N·m/upm2] auf
Grundlage der Kraftmaschinendrehzahl beim maximalen Kraftmaschinendrehmoment
an der Antriebsseite bestimmt wird, kann der Stall-Kapazitätsfaktor
auf Grundlage der Form des Pumpenlaufrads und/oder des Turbinenläufers
des Fluidkopplers, des Arbeitsfluids und dergleichen bestimmt werden.
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Wenn
der Stall-Kapazitätsfaktor [N·m/upm2] auf
Grundlage der Kraftmaschinendrehzahl beim maximalen Kraftmaschinendrehmoment
an der Antriebsseite bestimmt wird, kann er ferner auf Grundlage
der Kraftmaschinendrehzahl bestimmt werden, bei der das maximale
Kraftmaschinendrehmoment an der Antriebsseite erzeugt wird. Da dies
jedoch stark von den Kraftmaschineneigenschaften an der Antriebsseite
abhängig ist, kann der Stall-Kapazitätsfaktor
auf Grundlage einer Kraftmaschinendrehzahl innerhalb eines Bereichs
von ±1000 [upm] der Kraftmaschinendrehzahl bestimmt werden,
bei der das maximale Kraftmaschinendrehmoment erzeugt wird.
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Bei
dem hydraulischen Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß Anspruch 2 ist die Bestimmung auf Grundlage
der Kraftmaschinendrehzahl, bei der das maximale Kraftmaschinendrehmoment
an der Antriebsseite erzeugt wird, eine Bestimmung des Stall-Kapazitätsfaktors
auf Grundlage einer Kraftmaschinendrehzahl innerhalb eines Bereichs
von ±1000 [upm] der Kraftmaschinendrehzahl, bei der das
maximale Kraftmaschinendrehmoment an der Antriebsseite erzeugt wird.
Dabei wird die Bestimmung des Stall-Kapazitätsfaktors [N·m/upm2] auf der Grundlage der Kraftmaschinendrehzahl
beim maximalen Drehmoment an der Antriebsseite nicht eindeutig auf
Grundlage der Drehzahl bestimmt, bei der das maximale Kraftmaschinendrehmoment
an der Antriebsseite erzeugt wird. Der Stall-Kapazitätsfaktor
wird auf Grundlage einer Drehzahl innerhalb eines Bereichs von ±1000
[upm] der Kraftmaschinendrehzahl bestimmt, wobei die Eigenschaften
der Kraftmaschine berücksichtigt werden.
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Bei
dem hydraulischen Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß Anspruch 3 wird der Stall-Kapazitätsfaktor
auf 7,5 bis 20,5 [N·m/upm2] festgelegt.
Dabei kann der Stall-Kapazitätsfaktor Cs ein Wert sein,
der innerhalb eines Bereichs von 7,5 bis 20,5 [N·m/upm2] festgelegt sein kann.
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Im Übrigen
wird der Überbrückungskupplung gemäß Anspruch
4 ein Dämpfer hinzugefügt und die Überbrückungskupplung
und der Dämpfer dienen als ein Weg, der den Leistungsübertragungsweg
des Fluidkopplers ändert. Somit ist eine Struktur bereitgestellt,
bei der der die Kraftmaschinenschwingungen absorbierende Dämpfer
in dem Leistungsübertragungsweg der Überbrückungskupplung
vorgesehen ist.
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[Wirkungen der Erfindungen]
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Das
hydraulische Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß Anspruch 1 ist mit einer Überbrückungskupplung
versehen, die parallel zu dem Leistungsübertragungsweg
zwischen dem Pumpenlaufrad und dem Turbinenläufer des zwischen
der Antriebsseite und der Lastseite angeordneten Fluidkopplers vorgesehen
ist und den Leistungsübertragungsweg ändert. Der
Stall-Kapazitätsfaktor [N·m/upm2]
wird auf Grundlage der Kraftmaschinendrehzahl bestimmt, bei der
das maximale Kraftmaschinendrehmoment an der Antriebsseite erzeugt
wird, und die Drehung der Antriebsseite wird unter Verwendung dieses
Stall-Kapazitätsfaktors auf die Lastseite übertragen.
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Selbst
in dem Fall einer Kraftmaschine mit kleinem Hubraum, die das maximale
Kraftmaschinendrehmoment bei einer hohen Drehzahl erzeugt, kann
daher die beste Beschleunigung erhalten werden, indem der Stall-Kapazitätsfaktor
Cs derart festgelegt wird, dass die Stall-Drehzahl in der Nähe
der Drehzahl liegt, bei der das maximale Kraftmaschinendrehmoment
erzeugt wird.
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Schaut
man sich gegenwärtig verwendete Drehmomentwandler hinsichtlich
der Verbesserung des Kraftstoffverbrauchs eines Fahrzeugs an, auch wenn
die Drehmomentwandler dazu dienen, das Drehmoment beim Start der
Bewegung des Fahrzeugs zu verstärken, wenn von einer langen
Fahrstrecke ausgegangen wird, ist es insbesondere nicht möglich,
den Kraftstoffverbrauch des Fahrzeugs zu verbessern, da die Kraftmaschinendrehzahl
durch das Arbeitsfluid zu den Rädern übertragen
wird. Jedoch ist es für das Fahrzeug schwierig mit der
Bewegung sanft zu beginnen, indem lediglich die Kupplungssteuerung
verwendet wird, wenn das Fahrzeug mit der Bewegung beginnt. Durch
Festlegen eines Werts des Stall-Kapazitätsfaktors Cs für
den Fluidkoppler, der nicht verwendet wurde, d. h., durch Festlegen
des Stall-Kapazitätsfaktors Cs auf die Kraftmaschinendrehzahl,
bei der das maximale Kraftmaschinendrehmoment erzeugt wird, und
durch Einrücken der Überbrückungskupplung
zu einer früheren Zeitgebung als normal ist es möglich,
ein erforderliches Drehmoment auf die Räder zu übertragen.
Somit ist es möglich die Beschleunigungsleistung sicherzustellen.
Insbesondere ist es zu diesem Zeitpunkt möglich, die Fahreigenschaften
zu verbessern, indem ein Steuerungsbetrag ermittelt wird, mit dem
die Fahrzeuggeschwindigkeit wie erwartet auf den Niederdrückbetrag
des Beschleunigungspedals reagiert und sich kein unangenehmes Gefühl
einstellt.
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Bei
dem hydraulischen Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß Anspruch 2 ist die Bestimmung auf Grundlage
der Kraftmaschinendrehzahl, bei der an der Antriebsseite das maximale Kraftmaschinendrehmoment
erzeugt wird, eine Bestimmung des Stall-Kapazitätsfaktors
auf Grundlage einer Kraftmaschinendrehzahl innerhalb eines Bereichs
von ±1000 [upm] der Kraftmaschinendrehzahl, bei der das
maximale Kraftmaschinendrehmoment an der Antriebsseite erzeugt wird.
Daher liegt zusätzlich zu der hinsichtlich Anspruch 1 beschriebenen Wirkung
eine Wirkung darin, dass der Stall-Kapazitätsfaktor nicht
eindeutig auf die vorgeschriebene Drehzahl beim maximalen Kraftmaschinendrehmoment
beschränkt ist. Um ein Drehmoment zu ermitteln, das gleich
oder größer als das eines Geräts aus dem
Stand der Technik ist, wird eine Drehzahl innerhalb eines Bereichs
von ±1000 [upm] der Kraftmaschinendrehzahl angestrebt,
bei der das maximale Kraftmaschinendrehmoment erzeugt wird. Somit
wird bei einer Kombination mit einer Kraftmaschine mit kleinem Hubraum
unmittelbar nachdem die Bewegung des Fahrzeugs beginnt ein geeignetes
maximales Kraftmaschinendrehmoment erzeugt, und es wird möglich,
die Beschleunigungsleistung zu verbessern.
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Bei
dem hydraulischen Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß Anspruch 3 ist der Stall-Kapazitätsfaktor
auf 7,5 bis 20,5 [N·m/upm2] festgelegt.
Daher kann zusätzlich zu dem hinsichtlich Anspruch 1 oder
Anspruch 2 beschriebenen Wirkungen aus den Ergebnissen der von den
Erfindern durchgeführten Versuchen bestätigt werden,
dass der Kraftstoffverbrauch und die Fahreigenschaften gut sind.
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Im Übrigen
wird der Überbrückungskupplung des hydraulischen
Leistungsgetriebes mit einer Überbrückungskupplung
gemäß Anspruch 4 ein Dämpfer hinzugefügt
und die Überbrückungskupplung und der Dämpfer
dienen als ein Weg, der den Leistungsübertragungsweg des
Fluidkopplers ändert. Daher können zusätzlich
zu den hinsichtlich Ansprüchen 1 bis 3 beschriebenen Wirkungen
die Rotationsschwingungen der Kraftmaschine während der Fahrt
durch den Dämpfer absorbiert werden, der in dem Leistungsübertragungsweg
der Überbrückungskupplung vorgesehen ist, und
es kann eine sanfte Drehung erhalten werden.
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KURZBESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN
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1 ist
ein Schaubild, das das Geschwindigkeitsverhältnis und den
Stall-Kapazitätsfaktor zeigt.
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2 ist
eine Zeichnung eines Längsschnitts, die das hydraulische
Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß einem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung zeigt.
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3 ist
ein Kennfeld, das einen Vergleich der Kennfelder des hydraulischen
Leistungsgetriebes mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung und gemäß einem Gerät aus dem
Stand der Technik zeigt.
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4 ist
ein Schaubild, das einen Vergleich der Beschleunigungsleistungen
des hydraulischen Leistungsgetriebes mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung und einem hydraulischen Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
aus dem Stand der Technik zeigt.
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5 ist
ein Schaubild, das einen Vergleich der Kraftmaschinendrehzahlen
infolge von Unterschieden in den Einrückdrücken
des hydraulischen Leistungsgetriebes mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung und des hydraulischen Leistungsgetriebes mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Stand der Technik zeigt.
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6 ist
ein Schaubild, das ein hydraulisches Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Stand der Technik zeigt, bei dem der
Stall-Kapazitätsfaktor Cs = 30 ist.
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7 ist
ein Kennfeld, das das hydraulische Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung gemäß dem
Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung zeigt, bei
dem der Stall-Kapazitätsfaktor Cs = 20,5 beträgt.
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8 ist
ein Kennfeld, das das hydraulische Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung gemäß dem
Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung zeigt, bei
dem der Stall-Kapazitätsfaktor Cs = 15 ist.
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9 ist
ein Kennfeld, das das hydraulische Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung gemäß dem
Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung zeigt, bei
dem der Stall-Kapazitätsfaktor Cs = 12,5 beträgt.
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10 ist
ein Kennfeld, das das hydraulische Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung zeigt, bei dem der Stall-Kapazitätsfaktor Cs
= 10,15 beträgt.
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11 ist
ein Kennfeld, das das hydraulische Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung zeigt, bei der Stall-Kapazitätsfaktor Cs = 7,5
ist.
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12 ist
ein Kennfeld, in dem die Kennfelder verschiedener Stall-Kapazitätsfaktoren
in dem hydraulischen Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung übereinander gelegt sind.
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- 10
- Fluidkoppler
- 11
- Pumpenlaufrad
- 13
- Turbinenläufer
- 30
- Überbrückungskupplung
- 33
- Kupplungsplatten
- 34
- Kupplungsscheiben
- 50
- Dämpfer
- A
- Zylinderkammer
- B
- Fluidkopplerkammer
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BESTE ARTEN ZUM AUSFÜHREN
DER ERFINDUNG
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Im
weiteren Verlauf wird unter Bezugnahme auf die Zeichnungen ein Ausführungsbeispiel
der vorliegenden Erfindung beschrieben. Es ist anzumerken, dass
in dem Ausführungsbeispiel identische Bezugszeichen und
identische Bezugsnummern identische oder entsprechende funktionelle
Komponenten bezeichnen und daher redundante Erläuterungen ausgelassen
werden.
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2 ist
eine Zeichnung eines Längsschnitts, die das hydraulische
Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung zeigt. 3 ist ein Kennfeld, das einen
Vergleich der Kennfelder des hydraulischen Leistungsgetriebes mit
einer Überbrückungskupplung gemäß dem
Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung und gemäß einem
Gerät aus dem Stand der Technik zeigt.
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In 2 befinden
sich ein Stift 2 und ein Mittelteil 1, die an
einer Frontabdeckung 3 angebracht sind, an der Antriebsseite
und sind an einer Brennkraftmaschine, etwa einen (nicht dargestellten)
Ottomotor angeschlossen. Eine Turbinennabe 20 ist an der
Antriebsseite mittels einer Keilverzahnung 21 an einem
Drehzahländerungsmechanismus angeschlossen.
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Das
Mittelstück 1 und der Stift 2 an der
Antriebsseite sind mit der Frontabdeckung 3 und einer Rückabdeckung 4 integriert
und der Stift 2, der an der Frontabdeckung 3 angebracht
ist, ist über eine Antriebsscheibe (nicht dargestellt)
an einer Seite einer Kraftmaschinenkurbelwelle angeschlossen. Diese sind
in einem (nicht dargestellten) Kopplergehäuse untergebracht
und das Kopplergehäuse ist an der Seite der Welle, die
an der rechten Seite von 2 den Kraftmaschinenblock betritt,
und an der linken Seite von 2 an dem
Getriebegehäuse angeschlossen.
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Die
Außenhülle eines Pumpenlaufrads 11 ist aus
einem Abschnitt der hinteren Abdeckung 4 ausgebildet und
zusätzlich ist an dem Innendurchmesserende der hinteren
Abdeckung 4 mittels Verschweißen ein Abdeckungsansatz 12 integriert.
Ein Turbinenläufer 13 ist gegenüberliegend
des Pumpenlaufrads 11 angeordnet und hat eine Form, die
im Wesentlichen identisch dazu ist. Das Pumpenlaufrad 11 und
der Turbinenläufer 13 bilden einen Fluidkoppler 10,
der die Leistung durch ein Arbeitsfluid (Fluid) überträgt.
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Eine Überbrückungskupplung 30,
die aus einer Lamellenkupplung ausgebildet ist, ist im Inneren der
vorderen Abdeckung 3 untergebracht. Die Überbrückungskupplung 30 hat
ein Trommelelement 31, das an der Innenseite der vorderen
Abdeckung 3 angebracht ist, eine Kupplungsnabe 32,
die an der Turbinennabe 20 angebracht ist, eine Vielzahl
von Kupplungsplatte 33, die eine Außendurchmesserseite
haben, die in eine Keilverzahnung des Trommelelements 31 passen,
und Kupplungsscheiben 34, die eine Innendurchmesserseite
haben, die in eine Keilverzahnung an der Kupplungsnabe 32 passen
und an denen Reibelemente angebracht sind. Diese Kupplungsplatten 33 und
Kupplungsscheiben 34 sind alternierend angeordnet und die
Trennung der Kupplungsplatten 33 und dergleichen wird durch
einen Sprengring 35 verhindert, der an einem äußeren
Endabschnitt des Trommelelements 31 montiert ist.
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Das
Trommelelement 31 hat eine abgerundete Form, die im Querschnitt
im Wesentlichen L-förmig ist, eine Keilverzahnung 31a ist
an dessen Innenumfang ausgebildet, dessen Außendurchmesserseite
derart angeordnet ist, dass zwischen dem Trommelelement 31 und
dem Außenumfangsabschnitt der vorderen Abdeckung 30 ein
kleiner Spalt vorgesehen ist, und die Fläche in einer im
Wesentlichen radialen Richtung ist mittels Verschweißens
einstückig an einem Abschnitt der vorderen Abdeckung 3 angebracht.
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Das
Kolbenelement 40 wirkt mit einer dem Ansatzabschnitt zugeordneten
Außenumfangsfläche 1a des Mittelteils 1 der vorderen
Abdeckung 3, der innendurchmesserseitigen Fläche
des Mittelteils 1 an der linken Seite in der Figur, die
einen Durchmesser hat, der größer als jener der
dem Ansatzabschnitt zugeordneten Außenumfangsfläche 1a ist,
und der Außenumfangsfläche einen abgestuften Abschnitt 1c des
Mittelteils 1 zusammen, um die Zylinderkammer A zu bilden.
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Genauer
gesagt hat das Kolbenelement 40 einen Kolbenabschnitt 40b,
der zum Bilden der Zylinderkammer A zusammenwirkt. In der dem Ansatzabschnitt
zugeordneten Außenumfangsfläche 1a ist eine
Ringnut 1b ausgebildet, die einen O-Ring 41 aufnimmt,
der mit der Innenumfangsfläche des Kolbenabschnitts 40b in
gleitfähigem Kontakt ist, und es ist eine Ringnut 1d ausgebildet,
die einen O-Ring 42 aufnimmt, der mit der Außenumfangsfläche
des abgestuften Abschnitts 1c des Mittelteils 1 in
gleitfähigem Kontakt ist, und sie sind in öldichtem
Eingriff. Somit ist die Zylinderkammer A so ausgebildet, dass sie mit
einem Abschnitt der vorderen Abdeckung 3 geschlossen wird.
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Das
Kolbenelement 40, das diese kreisförmige Zylinderkammer
A bildet, hat an seinem distalen Ende einen Pressabschnitt 40a,
der die Kupplungsplatten 33 presst, und der Pressabschnitt 40a liegt
einer Endfläche der Kupplungsplatten 33 gegenüber und
betätigt die Überbrückungskupplung 30.
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Die
Kupplungsnabe 32 ist derart ausgebildet, dass sich das
Außendurchmesserende einer scheibenförmigen Antriebsplatte 51 eines
Dämpfers 50 in einer Achsrichtung krümmt.
Der Dämpfer 50 ist so angeordnet, dass er eine
Antriebsplatte 51 umschließt und ist durch zwei
angetriebene Platten 52 und 53, die einstückig
miteinander verbunden sind, und aus einer Schraubenfeder 55 ausgebildet,
die ein Schwingungsabsorptionsmittel ist. Die Schraubenfeder 55 ist in
einem Langloch 54 aufgenommen, das in der Umfangsrichtung
der Antriebsplatte 51 und durch aufgeweitete Abschnitte 52a und 53a ausgebildet
ist, die jeweils an den Antriebsplatten 52 und 53 ausgebildet
sind. Die Schraubenfeder 55 wird infolge der Relativverdrehung
der Antriebsplatte 51 und der angetriebenen Platten 52 und 53 zusammengedrückt und
absorbiert schnelle Drehmomentschwankungen zwischen den Platten.
Es ist anzumerken, dass anstelle der Schraubenfeder 55 der
Dämpfer 50 gemäß dem vorliegenden
Ausführungsbeispiel beispielsweise eine Blattfeder oder
einen Hydraulikdruck verwenden kann.
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Die
Basisendabschnitte der beiden angetriebenen Platten 52 und 53 sind
durch eine Vielzahl von Nieten 16 einstückig an
der Turbinennabe 20 befestigt. Zusätzlich ist
ein Turbinenläuferbasisabschnitt 14, der sich
in der Außendurchmesserrichtung erstreckt und den Turbinenläufer 13 bildet,
an seinem einen Ende mittels Nieten 16 einstückig
befestigt. Die Turbinennabe 20 ist mittels der Keilverzahnung 20 an der
(nicht dargestellten) Abgabewelle angeschlossen und die Abgabewelle
erstreckt sich in Richtung eines automatischen Drehzahländerungsmechanismus und
dergleichen.
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Ferner
ist zwischen der Turbinennabe 20 und einer Flanschfläche
eines Ansatzes 12 der hinteren Abdeckung ein Achsschublager 56 angeordnet. Außerdem
ist zudem zwischen einer rechten vorderen Fläche der Turbinennabe 20 und
einer linken hinteren Endfläche des Mittelteils 1 ein
Achsschublager (eine Anlaufscheibe) zwischengeordnet. Die Turbinennabe 20,
die angetriebenen Platten 52 und 53, die damit
einstückig ausgebildet sind, und der Turbinenläufer 13,
der an einem freien Ende des Turbinenläuferbasisabschnitts 14 angeordnet
ist, drehen sich einstückig mit der Turbinennabe 20 im
Inneren der vorderen Abdeckung 3 und der hinteren Abdeckung 4 über
das Achsschublager 56 und das Achsschublager 57.
Ferner ist die Turbinennabe 20 durch die angetriebenen
Platten 52 und 53 eingeklemmt und die angetriebenen
Platten 52 und 53 und die Kupplungsnabe 32,
die über die Schraubenfeder 55 abgestützt sind,
sind auf ähnliche Weise abgestützt.
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Auf
diese Weise wird gemäß dem vorliegenden Ausführungsbeispiel
das Innere des Gehäuses, das durch Integrieren der vorderen
Abdeckung 3 und der hinteren Abdeckung 4 ausgebildet
ist, in eine Fluidkopplerkammer B, die den Fluidkoppler 10,
die Überbrückungskupplung 30 und den
Dämpfer 50 aufnimmt, und eine Zylinderkammer A
aufgeteilt, die von der Fluidkopplerkammer B derart abgetrennt ist,
dass sie durch den Kolbenabschnitt 40b des Kolbenelements 40 und
die O-Ringe 41 und 42 öldicht ist.
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Außerdem
ist ein sich in einer Achsrichtung erstreckender Ölweg 81 in
der Mitte der Eingangswelle 80 ausgebildet, die an der
Antriebsseite an dem Mittelteil 1 angeschlossen ist. Ferner
ist an dem Achsschublager 56 zwischen dem Achsschublager 56 und
der Turbinennabe 20 ein ebener, ringförmiger, dickwandiger
Laufring 58 vorgesehen. In der an dem dickwandigen Laufring 58 anliegenden
Fläche der Turbinennabe 20 ist eine Vielzahl von
Ringnuten 59 ausgebildet. Die Ringnuten 59 sind
mit der Fluidkopplerkammer B in Kontakt und bilden einen ersten Fluidweg 61,
durch den das Arbeitsfluid zu der Fluidkopplerkammer B zugeführt
und davon abgelassen wird.
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Außerdem
ist das distale Ende des Ölwegs 81, der in der
Eingangswelle 80 ausgebildet ist, in eine mittlere Vertiefung
des Mittelteils 1 eingesetzt und ist mit dem Ölwegen 1e auf öldichte
Art in Verbindung. Die Vielzahl von Ölwegen 1e,
die den Nabenabschnitt des Mittelteils 1 passieren, sind
mit der Zylinderkammer A in Verbindung. Daher bilden die Ölpfade 1e des
Mittelteils 1 einen zweiten Ölpfad 62, durch
den das Arbeitsfluid zu der Zylinderkammer A zugeführt
und davon abgegeben wird.
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Als
nächstes wird der Betrieb des hydraulischen Leistungsgetriebes
mit einer Überbrückungskupplung gemäß dem
Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung erläutert.
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[Stall-Zustand]
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Bevor
das Fahrzeug beginnt, sich zu bewegen, befindet sich zuerst ein
Sperr-Relaisventil (nicht dargestellt) in einem Ablasszustand und
das Arbeitsfluid in der Zylinderkammer A wird durch den zweiten Ölpfad 62 abgegeben.
In diesem Zustand befindet sich das Kolbenelement 40 in
dem dargestellten Zustand und die Überbrückungskupplung 30 befindet sich
in dem ausgerückten Zustand. Genauer gesagt wurde der Druck
an den Kupplungsplatten 33 und den Kupplungsscheiben 34 durch
den Pressabschnitt 40a des Kolbenelements 40 freigegeben
und beide Platten befinden sich in einem Zustand, in dem es keine
durch Reibung verursachte Drehmomentenkapazität gibt. Dieser
Zustand wird bis unmittelbar vor dem Start der Bewegung des Fahrzeugs
beibehalten.
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Es
ist anzumerken, dass dieser Stall-Zustand einen Zustand bezeichnet,
in dem sich das Pumpenlaufrad 11 bei einer Drehzahl dreht,
die identisch zu der Kraftmaschinendrehzahl ist, und die Drehung
des Turbinenläufers 13 angehalten ist, da das Pumpenlaufrad 11 und
der Turbinenläufer 13 mit dem dazwischen vorhandenen
Arbeitsfluid angeordnet sind. Der Stall-Kapazitätsfaktor
Cs bezeichnet die Drehmomentenkapazität, die in diesem
Zustand über das Arbeitsfluid übertragen werden
kann. Natürlich variiert der Stall-Kapazitätsfaktor
Cs in Abhängigkeit von der Art, in der das Arbeitsfluid
infolge der Formen und Winkel und dergleichen der Schaufeln des
Pumpenlaufrads 11 und des Turbinenläufers 13 strömt.
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[Übertragungszustand unter Verwendung
lediglich des Fluidkopplers]
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Wenn
das Fahrzeug anfängt, sich zu bewegen, dann wird das Drehmoment
von der Antriebsseite von der vorderen Abdeckung 3 auf
das Pumpenlaufrad 11 des Fluidkopplers 10 übertragen.
Der Turbinenläufer 13 dreht sich über
die Strömung des Arbeitsfluids, die durch die Drehung des
Pumpenlaurads 11 verursacht wurde. Da der Turbinenläuferbasisabschnitt 14,
die angetriebenen Platten 52 und 53 und die Turbinennabe 20 einstückig
mittels der Nieten 13 aneinander angebracht sind, wird
die Drehung der Turbinennabe 20 auf die Lastseite übertragen und
wird dann über den automatischen Drehzahländerungsmechanismus
auf die Antriebsräder übertragen.
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Während
dieser Zeitspanne wird das Arbeitsfluid über den ersten Ölpfad 61 zu
der Fluidkopplerkammer B zugeführt und die Leistung wird
zu der Turbinennabe 20 übertragen, während
das als Leistungsübertragungsmedium dienende Arbeitsfluid zwischen
dem Pumpenlaufrad 11 und dem Turbinenläufer 13 des
Fluidkopplers 10 zirkuliert.
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[Übertragungszustand unter Verwendung
des Fluidkopplers und der Überbrückungskupplung]
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Wenn
die Abgabe der Turbinennabe 20 eine relativ niedrige vorbestimmte
Drehzahl erreicht hat, dann wird ein Sperr- Relaisventil (nicht gezeigt)
in einen Zuführzustand umgeschaltet. In diesem Zustand wird
Hydraulikdruck von dem Ölpfad 81, der in der Eingabewelle 80 ausgebildet
ist, über die Ölpfade 1e des Mittelteils 1,
also durch den zweiten Ölpfad 62, zu der Zylinderkammer
A zugeführt und der Kolbenabschnitt 40b des Kolbenelements 40 bewegt
sich nach links in der Figur. Somit drückt der Druckabschnitt 40a des
Kolbenabschnitts 40 die Kupplungsplatten 33. Als
ein Ergebnis wird zwischen den Kupplungsplatten 33 und
den Kupplungsscheiben 34 eine Reibungskraft erzeugt und
die Überbrückungskupplung 30 trägt
eine vorbestimmte Drehmomentenkapazität.
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In
diesem Zustand wird das Drehmoment an der Antriebsseite über
die vordere Abdeckung 3 und die Überbrückungskupplung 30 zu
dem Dämpfer 50 übertragen und wird dann über
die Turbinennabe 20 auf die Lastseite übertragen.
Genauer gesagt wird das Drehmoment der vorderen Abdeckung 3 auf
das Trommelelement 31, die Kupplungsplatten 33,
die Kupplungsscheiben 34 und die angetriebene Platte 51 übertragen.
Dann werden schnelle Schwankungen des Drehmoments, die beispielsweise
von dem Verbinden der Überbrückungskupplung 30 oder
der Drehmomentschwankung der Kraftmaschine begleitet werden, durch
die Schraubenfeder 55 absorbiert, das Drehmoment wird zu
den angetriebenen Platten 52 und 53 übertragen
und wird dann zu der Turbinennabe 20 übertragen.
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Während
dieser Zeitspanne wird das Drehmoment von der Antriebsseite von
der vorderen Abdeckung 3 auf das Pumpenlaufrad 11 übertragen
und der Turbinenläufer 13 dreht sich auf Grundlage
der Drehung des Pumpenlaufrads 11 über die Strömung des
Arbeitsfluids. Da der Turbinenläuferbasisabschnitt 14,
die angetriebenen Platten 52 und 53 und die Turbinennabe 20 durch
die Nieten 16 miteinander verbunden sind, wird die Drehung
der Turbinennabe 20 auf die Abgabewelle übertragen.
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Genauer
gesagt wird dann, wenn die Zufuhr des Hydraulikdrucks zu der Zylinderkammer
A über den zweiten Ölpfad 62 angepasst
wird, die Drückkraft, die der Druckabschnitt 40a des
Kolbenelements 40 auf die Kupplungsplatten 33 und
die Kupplungsscheiben 34 aufbringt, angepasst, und die Drehmomentkapazität
der Überbrückungskupplung 30 auf Grundlage
der dazwischen vorherrschenden Reibungskraft wird angepasst. Somit überträgt
die Überbrückungskupplung 30 das antriebsseitige Drehmoment,
das heißt, sie überträgt das Drehmoment,
während die Kupplungsplatten 33 und die Kupplungsscheiben 34 dazu
veranlasst werden, bei einem vorbestimmten Betrag durchzurutschen.
Dies wird als Rutschsteuerung bezeichnet.
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[Sperrzustand]
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Wenn
der Hydraulikdruck maximal zu der Zylinderkammer A über
den zweiten Ölpfad 62 zugeführt wird,
dann erreicht die Drückkraft, die der Druckabschnitt 40a des
Kolbenelements 40 auf die Kupplungsplatten 33 und
die Kupplungsscheiben 34 aufbringt, einen Maximalwert,
und der Durchrutschzustand der Überbrückungskupplung 30 aufgrund der
Reibungskraft dazwischen endet und der Sperrzustand wird eingerichtet.
Somit kommt die Überbrückungskupplung 30 in
einen direkt gekoppelten Zustand, das antriebsseitige Drehmoment
wird über die Kupplungsplatten 33 und die Kupplungsscheiben 34 auf
die Turbinennabe 20 übertragen und das Drehmoment
wird von der Antriebsseite auf die Lastseite übertragen,
ohne über den Fluidkoppler 10 übertragen
zu werden. In diesem Zustand kann die Kraftmaschinendrehzahl und
das Drehmoment direkt über die Überbrückungskupplung 30 ohne
Verwendung des Fluidkopplers 10 übertragen werden.
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Daher
ist es möglich, den Kraftstoffverbrauch zu einem maximalen
Ausmaß zu verbessern.
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Dabei
wird das in 3 gezeigte Kennfeld, welches
den Stall-Kapazitätsfaktor Cs auf Grundlage der Kraftmaschinendrehzahl
bestimmt, dafür verwendet, die Eigenschaften der hydraulischen
Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem vorliegenden Ausführungsbeispiel
mit den Eigenschaften eines Beispiels aus dem Stand der Technik
zu vergleichen, wenn eine Kraftmaschine mit kleinem Hubraum verwendet
wird, die eine vergleichsweise hohe Kraftmaschinendrehzahl hat,
bei der eine hohe Drehzahl bei dem maximalen Kraftmaschinendrehmoment
Tmax erreicht wird.
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Wie
in 3 gezeigt ist hat die in den Versuchen verwendete
Kraftmaschine ein Drehmoment, das durch die Drehmomentkennung τ gezeigt
ist. Im Stand der Technik ist die Kraftmaschinendrehzahl auf 2500
[upm] festgelegt und diese Drehzahl ist als die Stall-Drehzahl festgelegt.
Daher wird dann, wenn die Kraftmaschine in einem Kraftfahrzeug montiert
ist und das Kraftfahrzeug anfängt, sich zu bewegen, ein Drehmoment
verwendet, das ca. 10 bis 20% niedriger als das maximale Kraftmaschinendrehmoment ist,
und somit wird keine zufriedenstellende Beschleunigung bereitgestellt
und die Fahreigenschaften verschlechtern sich.
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Gemäß dem
Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung wird eine
Kraftmaschine verwendet, die eine Drehmomentkennung τ hat,
die identisch zu jener des Beispiels aus dem Stand der Technik ist,
und die Kraftmaschinendrehzahl von 4000 [upm] bei dem maximalen
Kraftmaschinendrehmoment Tmax, welches durch die Drehmomentkennung τ wiedergegeben
wird, ist als die Stall drehzahl festgelegt. Daher wird in dem Fall,
in dem die Kraftmaschine in einem Kraftfahrzeug montiert ist und
das Kraftfahrzeug anfängt, sich zu bewegen, eine ausreichende
Beschleunigung bereitgestellt und die Fahreigenschaft ist verbessert,
da das maximale Kraftmaschinendrehmoment Tmax bereitgestellt wird.
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4 ist
ein Kennfeld, das einen Vergleich der Beschleunigungsleistungen
des hydraulischen Leistungsgetriebes mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung und einem hydraulischen Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Stand der Technik zeigt. 5 ist
ein Kennfeld, das einen Vergleich der Kraftmaschinendrehzahlen infolge
von Unterschieden von Einrückdrücken des hydraulischen
Leistungsgetriebes mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung und des hydraulischen Leistungsgetriebes mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Stand der Technik zeigt.
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Genauer
gesagt ist, wie dies in 4 gezeigt ist, die Zeitspanne
von dem Start der Bewegung zu dem Start der Betätigung
der Überbrückungskupplung, die in den vorstehend
beschriebenen Abschnitten [Übertragungszustand lediglich
unter Verwendung des Fluidkopplers] bis [Übertragungszustand unter
Verwendung des Fluidkopplers und der Überbrückungskupplung]
gezeigt ist, auf 1 Sekunde festgelegt. Die Zeit von dem Start der
Betätigung der Überbrückungskupplung 30 bis
zu dem Sperren ist auf 1 Sekunde festgelegt. Das heißt,
die Zeit von dem Start der Bewegung bis zu dem Start des Betriebs der Überbrückungskupplung
ist auf 1 Sekunde festgelegt und die Zeit von dem Start des Betriebs
der Überbrückungskupplung 30 bis zu dem
Sperren ist auf 1 Sekunde festgelegt und somit wird der Sperrvorgang
in 2 Sekunden vollendet. Das Intervall von dem Start des Betriebs
der Überbrückungskupplung 30 bis zu dem
Sperrvorgang ist proportional zur Zeit.
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Auf
Grundlage von 4 ist ersichtlich, dass bis
zu dem [Übertragungszustand lediglich unter Verwendung
des Fluidkopplers] und dem [Übertragungszustand unter Verwendung
des Fluidkopplers und der Überbrückungskupplung],
die vorstehend beschrieben sind, die Drehzahl des vorliegenden Ausführungsbeispiels
größer als die Drehzahl bei dem Beispiel aus dem
Stand der Technik ist. Bei dem Beispiel aus dem Stand der Technik
schwankt die Kraftmaschinendrehzahl zwischen 0,6 Sekunden und 1 Sekunde
um ca. 50 [upm] während in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel
die Schwankung der Kraftmaschinendrehzahl lediglich 25 [upm] beträgt.
Unter Bezugnahme auf die Fahrzeuggeschwindigkeit ist die Beschleunigung
des vorliegenden Ausführungsbeispiels besser als die Beschleunigung
bei dem Beispiel aus dem Stand der Technik.
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Außerdem
schwankt die Drehzahl bei dem vorliegenden Ausführungsbeispiel
weniger als die Drehzahl bei dem Beispiel aus dem Stand der Technik
und dies zeigt, dass es möglich ist, den Stall-Kapazitätsfaktor
Cs klein zu machen, selbst nach dem [Übertragungszustand
unter Verwendung des Fluidkopplers und der Überbrückungskupplung].
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6 ist
ein Kennfeld, das ein hydraulisches Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung gemäß dem
Stand der Technik zeigt, bei dem der Stall-Kapazitätsfaktor
Cs = 30 beträgt. 7 ist ein Kennfeld,
das das hydraulische Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung zeigt, bei dem der Stall-Kapazitätsfaktor Cs
= 20,5 beträgt. 8 ist ein Kennfeld, das das
hydraulische Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung zeigt, bei dem der Stall-Kapazitätsfaktor Cs
= 15 beträgt. 9 ist ein Kennfeld, das das
hydraulische Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung zeigt, bei dem der Stall-Kapazitätsfaktor Cs
= 12,5 beträgt. 10 ist
ein Kennfeld, das das hydraulische Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung zeigt, bei dem der Stall-Kapazitätsfaktor Cs
= 10,15 beträgt. 11 ist
ein Kennfeld, das das hydraulische Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung zeigt, bei dem der Stall-Kapazitätsfaktor Cs
= 7,5 beträgt. 12 ist
ein Kennfeld, bei dem die Kennfelder verschiedener Stall-Kapazitätsfaktoren
in dem hydraulischen Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung übereinander gelegt sind.
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6 ist
ein Kennfeld, das ein hydraulisches Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung gemäß dem
Stand der Technik zeigt, bei dem der Stall-Kapazitätsfaktor
Cs = 30 beträgt und der Stall-Kapazitätsfaktor
2500 [upm] beträgt. Wie dies vorstehend beschrieben ist,
wird ein Drehmoment verwendet, das ca. 10 bis 20% unterhalb des
maximalen Kraftmaschinendrehmoments Tmax liegt, und der Stall-Kapazitätsfaktor
Cs = 30. Daher nimmt die Kraftmaschinendrehzahl über die
Zeit zu, jedoch wird keine zufriedenstellende Beschleunigung bereitgestellt
und das Fahrverhalten ist nicht gut.
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In
diesem Fall des Kennfelds aus 7 steigt
die Kraftmaschinendrehzahl ab dem Start der Bewegung in der Reihenfolge
der Stall-Kapazitätsfaktoren Cs = 20,5, ..., 12,5, ...,
7,5, an, wie dies in 12 gezeigt ist, und die Fahrzeuggeschwindigkeit stellt
eine zufriedenstellende Beschleunigung bei einem Wert bereit, der
kleiner als der Stall-Kapazitätsfaktor Cs = 20,5 ist und
die Fahreigenschaften sind verbessert. Wenn jedoch der Stall-Kapazitätsfaktor Cs
= 7,5 beträgt, dann wird das Durchdrehen der anfänglichen
Kraftmaschinendrehzahl groß, und wenn der Stall-Kapazitätsfaktor
Cs auf unterhalb 7,5 fällt, dann besteht die Möglichkeit
eines übermäßigen Durchdrehens.
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Außerdem
kann dann, wenn die Basis die Kraftmaschinendrehzahl von 4000 [upm]
ist, die das maximale Kraftmaschinendrehmoment Tmax an der Antriebsseite
in dem vorstehend beschriebenen Ausführungsbeispiel erzeugt,
der Stall-Kapazitätsfaktor Cs an einer Kraftmaschinendrehzahl
von 4000 [upm] zentriert festgelegt werden, bei welcher das maximale
Kraftmaschinendrehmoment Tmax an der Antriebsseite erzeugt wird,
und zwar auf Grundlage einer Drehzahl in einem Bereich von 4000 ± 1000 [upm],
das heißt, in einem Bereich von 3000 bis 5000 [upm]. Da
hier die Drehmomentenverringerung lediglich gleich oder kleiner
als 10% des maximalen Kraftmaschinendrehmoments Tmax ist, ist dies
vorteilhafter als bei der bekannten Technologie, die ein Drehmoment
verwendet, das 10 bis 20% niedriger ist.
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Außerdem
startet die Zeitgebung für den Betrieb des Fluidkopplers 10 und
die Überbrückungskupplung 30 in dem vorstehend
beschriebenen Ausführungsbeispiel den Betrieb der Überbrückungskupplung 30 dann,
wenn seit dem Start der Bewegung 1 Sekunde verstrichen
ist. Falls jedoch, wie dies in 5 gezeigt
ist, der Betriebsstartpunkt der Überbrückungskupplung 30 zwischen
0,8 Sekunden und 1,2 Sekunden liegt, dann sind der Kraftstoffverbrauch und
die Fahreigenschaften günstiger.
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Das
hydraulische Leistungsgetriebe mit einer Überbrückungskupplung
gemäß dem vorstehend beschriebenen Ausführungsbeispiel
ist mit dem Fluidkoppler 10 und der Überbrückungskupplung 30 versehen.
Der Fluidkoppler 10, der zwischen der Antriebsseite und
der Lastseite angeordnet ist und der eine Leistungsübertragung
durchführt, hat das Pumpenlaufrad 11 und den Turbinenläufer 13,
der dem Pumpenlaufrad 11 mit dem dazwischenliegenden Arbeitsfluid
gegenüberliegt. Die Überbrückungskupplung 30 ist
parallel zu einem Leistungsübertragungspfad zwischen dem
Pumpenlaufrad 11 und dem Turbinenläufer 13 angeordnet,
der zwischen der Antriebsseite und der Lastseite angeordnet ist,
und ändert den Leistungsübertragungspfad. Außerdem
wird in dem hydraulischen Leistungsgetriebe mit der Überbrückungskupplung
gemäß dem Ausführungsbeispiel der Stall-Kapazitätsfaktor
Cs auf Grundlage der Kraftmaschinendrehzahl bestimmt, bei der das maximale
Kraftmaschinendrehmoment Tmax an der Antriebsseite erzeugt wird,
und die Drehung an der Antriebsseite wird unter Verwendung des bestimmten
Stall-Kapazitätsfaktors Cs zu der Lastseite übertragen.
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Daher
wird in dem Fall einer Kraftmaschine mit kleinem Hubraum, die eine
hohe Drehzahl bei dem maximalen Kraftmaschinendrehmoment Tmax erreicht,
wenn die Stalldrehzahl klein ist, etwa 2500 [upm], das maximale
Kraftmaschinendrehmoment Tmax nicht unmittelbar nach dem Start der
Bewegung erzeugt und somit wird selbst dann, wenn die Abgabe der
Kraftmaschine direkt auf die Räder übertragen
wird, die notwendige Beschleunigungsleistung nicht erhalten. Mit
der vorliegenden Erfindung wird dieses Problem jedoch beseitigt.
Das heißt, es wird eine günstige Beschleunigung
erhalten, indem der Stall-Kapazitätsfaktor Cs derart festgelegt
wird, dass die Stall-drehzahl in der Nähe der Drehzahl liegt,
bei der das maximale Kraftmaschinendrehmoment Tmax erzeugt wird.
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Betrachtet
man gängige Drehmomentwandler hinsichtlich der Verbesserung
des Kraftstoffverbrauchs eines Fahrzeugs, selbst wenn sie zum Verstärken
des Drehmoments beim Start der Bewegung des Fahrzeugs dienen, wenn
von einer langen Fahrstrecke ausgegangen wird, wird insbesondere
die Kraftmaschinendrehzahl durch ein Arbeitsfluid zu den Rädern übertragen
und es ist nicht möglich, den Kraftstoffverbrauch des Fahrzeugs
zu verbessern. Somit ist es schwierig, dass das Fahrzeug sanft mit der
Bewegung anfängt, indem lediglich die Kupplungen dann gesteuert
werden, wenn das Fahrzeug damit anfängt, sich zu bewegen.
Indem der Fluidkoppler auf einen Wert des Stall-Kapazitätsfaktors
Cs festgelegt wird, der noch nicht verwendet wurde, das heißt, indem
der Stall-Kapazitätsfaktor Cs auf die Kraftmaschinendrehzahl
festgelegt wird, bei der das maximale Kraftmaschinendrehmoment erzeugt
wird, und die Überbrückungskupplung zu einer früheren
Zeitgebung als herkömmlich eingerückt wird, ist
es möglich, das erforderliche Drehmoment auf die Räder
zu übertragen, und es ist möglich, die Beschleunigungsleistung
sicherzustellen. Insbesondere ist es unter solchen Umständen
möglich, die Fahreigenschaften zu verbessern, indem ein
Steuerungsbetrag ermittelt wird, mit dem die Fahrzeuggeschwindigkeit
wie erwartet auf den Niederdrückbetrag des Beschleunigungspedals
reagiert und kein unangenehmes Gefühl vermittelt wird.
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Ferner
startet die Zeitgebung für den Betrieb der Überbrückungskupplung 30 in
dem vorstehend beschriebenen Ausführungsbeispiel die Überbrückungskupplung
1 Sekunde nach dem Start der Bewegung, und nach dem Start dieses
Sperrvorgangs wird der Sperrvorgang nach 1 Sekunde vollendet. Falls
jedoch die Vollendung des Sperrvorgangs 0,8 bis 1 Sekunde nach dem
Start der Bewegung liegt, dann sind der Kraftstoffverbrauch und
die Fahreigenschaften vorteilhaft.
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Außerdem
ist der Dämpfer 50 der Überbrückungskupplung 30 in
dem vorstehend beschriebenen Ausführungsbeispiel hinzugefügt
und die Überbrückungskupplung 30 und
der Dämpfer 50 dienen als die Pfade, die den Leistungsübertragungspfad des
Fluidkopplers 10 ändern. Wenn jedoch die vorliegende
Erfindung eingesetzt wird, dann kann die Funktion des Dämpfers,
der die Kraftmaschinenschwingungen in dem Leistungsübertragungspfad der Überbrückungskupplung 30 absorbiert,
ausgelassen werden.
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Außerdem
wurde vorstehend erläutert, dass bei dem Beispiel aus dem
Stand der Technik, das in 3 gezeigt
ist, ein Drehmoment verwendet wird, das ca. 10 bis 20% niedriger
als das maximale Kraftmaschinendrehmoment liegt, und daher die Beschleunigung
nicht zufriedenstellend bereitgestellt wurde und die Fahreigenschaften
schlecht waren. Falls anstelle des Fluidkopplers dieses Ausführungsbeispiels
ein Drehmomentwandler verwendet wird, dann verstärkt der
Drehmomentwandler das Drehmoment in einem Bereich mit niedriger
Kraftmaschinendrehzahl und somit werden verglichen mit der Fluidkopplung
die Fahreigenschaften nicht beträchtlich verschlechtert.
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Außerdem
wird gemäß dem Ausführungsbeispiel der
vorliegenden Erfindung dann, wenn die Kraftmaschine in einem Kraftfahrzeug
montiert ist und das Kraftfahrzeug anfängt, sich zu bewegen,
das maximale Kraftmaschinendrehmoment Tmax bereitgestellt. Somit
wird eine zufriedenstellende Beschleunigung bereitgestellt und die
Fahreigenschaften werden verbessert. Selbst wenn ein Drehmomentwandler
anstelle des Fluidkopplers verwendet wird, können jedoch
die gleichen Ergebnisse erhalten werden, falls die Überbrückungskupplung
unmittelbar nach dem Start der Bewegung des Kraftfahrzeugs eingerückt
wird.
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ZUSAMMENFASSUNG
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Das
maximale Kraftmaschinendrehmoment wird dann erzeugt, wenn das Fahrzeug
damit anfängt, sich zu bewegen, und die Fahreigenschaften werden
verbessert.
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Es
ist eine Überbrückungskupplung 30 vorgesehen,
die parallel zu einem Übertragungspfad zwischen einem Pumpenlaufrad 11 und
einem Turbinenläufer 13 eines zwischen der Antriebsseite
und der Lastseite angeordneten Fluidkopplers 10 angeordnet
ist und die den Leistungsübertragungspfad ändert.
Ein Stall-Kapazitätsfaktor Cs [N·m/upm2] wird auf Grundlage einer Kraftmaschinendrehzahl
bestimmt, bei der an der Antriebsseite das maximale Kraftmaschinendrehmoment
Tmax erzeugt wird, und die Drehung an der Antriebsseite wird unter
Verwendung des Stall-Kapazitätsfaktors auf die Lastseite übertragen.
Daher kann die beste Beschleunigung erhalten werden, indem der Strömungsabrisskapazitätsfaktor
Cs derart festgelegt wird, dass sich die Stall-drehzahl in der Nähe
der Drehzahl befindet, bei der das maximale Kraftmaschinendrehmoment
erzeugt wird. Somit können die Fahreigenschaften verbessert
werden, indem ein Steuerungsbetrag erhalten wird, mit dem die Fahrzeuggeschwindigkeit
wie erwartet auf den Niederdrückbetrag des Beschleunigungspedals
reagiert und kein unangenehmes Gefühl vermittelt wird,
und der Kraftstoffverbrauch kann verbessert werden.
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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
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A [0004]