Eine derartige Vorrichtung kann dazu genutzt werden, ein Drehmoment von einem Verbrennungsmotor auf ein oder mehrere Nebenaggregate des Verbrennungsmotors, wie beispielsweise einen Generator, eine Lenkhilfepumpe, einen Klimakompressor und/oder eine Wasserpumpe zu übertra- gen. Insofern kann es sich bei der Welle der Antriebsvorrichtung um die Kurbelwelle des Verbrennungsmotors handeln, oder die Welle der Antriebsvorrichtung kann antriebswirksam mit der Kurbelwelle des Verbrennungsmotors gekoppelt sein. Alternativ oder zusätzlich zu dem genannten Verbrennungsmotor kann die Welle der Antriebsvorrichtung mit einem Elektromotor gekoppelt sein, der als Antriebsquelle des Fahrzeugs dient. Die Übertragung des Drehmoments auf ein Nebenaggregat erfolgt über die Riemenscheibe und einen Keilrippenriemen, welcher eine entsprechende Eingangsriemenscheibe des Nebenaggregats antreibt. Die schaltbare Getriebeeinheit ermöglicht es, die Drehzahl des Nebenaggregats im Bedarfsfall anzuheben, um so die Leistung des Nebenaggregats besser auszunutzen. Beispielsweise kann bei niedriger Motordrehzahl eine Übersetzung ins Schnelle und bei hoher Motordrehzahl ein übersetzungsfreier Durchtrieb von der Kurbelwelle zu dem Nebenaggregat eingestellt werden. Auf diese Weise kann zur Erfüllung der Leistungsvorgaben ein entsprechend kleineres Nebenaggregat eingesetzt werden. Durch den Einsatz von kleineren Nebenaggregaten können Kosten gespart und die Kraftstoffverbrauchswerte gesenkt werden. Alternativ ist es auch möglich, die Antriebsvorrichtung an ein Nebenaggregat eines Verbrennungsmotors anzubringen, wobei die genannte Welle in diesem Fall durch die Antriebswelle des Nebenaggregats gebildet wird oder mit dieser antriebswirksam verbunden ist. Die Drehmomentübertragung erfolgt bei dieser Konfiguration nicht von der Welle zur Riemenschei- be, sondern umgekehrt von der Riemenscheibe zur Welle. Dementsprechend bildet die Riemenscheibe das Eingangselement und die Welle bildet das Ausgangselement. Für eine Drehzahlerhöhung des Nebenaggregats gegenüber der Kurbelwelle des Verbrennungsmotors muss in diesem Fall die Übersetzung von der Riemenscheibe zu der Welle ins Schnelle erfolgen.

Getriebeeinheiten der genannten Art weisen mehrere Getriebeelemente sowie eine erste und eine zweite Kopplungseinrichtung zum Bremsen eines der Getriebeelemente und/ oder zum Koppeln zweier Getriebeelemente auf. Bei der ersten Kopplungseinrichtung handelt es sich um eine in ei- nem hydraulischen Kreislauf angeordnete Pumpe mit einem ersten Pumpenteil und einem zweiten Pumpenteil, die relativ zueinander verdrehbar sind, wobei durch eine Drehbewegung des ersten Pumpenteils des zweiten Pumpenteils relativ zueinander ein Hydraulikfluid des hydraulischen Kreislaufs förderbar ist. Durch ein Drosseln des Förderstroms der Pumpe sind das erste Pumpenteil und das zweite Pumpenteil betrieblich

koppelbar, um ein Drehmoment übertragen zu können. Mittels einer steuerbaren Drosseleinrichtung kann der Förderstrom der Pumpe wahlweise gedrosselt werden, wodurch sich der Druck in dem hydraulischen Kreislauf ändert. Beispielsweise ist es möglich, durch ein Blockieren des För- derstroms auf der Saugseite oder auf der Druckseite der Pumpe die beiden verdrehbaren Pumpenteile gegeneinander festzulegen und somit zwei mit den Pumpenteilen verbundene Getriebeelemente der Getriebeeinheit im Wesentlichen drehfest miteinander zu koppeln. Sofern eines der beiden Pumpenteile gehäusefest ist, kann die Pumpe auch als Bremse eingesetzt werden.

Bei herkömmlichen Antriebsvorrichtungen der genannten Art ist die zweite Kopplungseinrichtung häufig als Freilauf ausgebildet, da dieser automatisch umschaltet und somit nicht aktiv angesteuert werden muss. Es existiert eine Vielzahl an möglichen Konstellationen, um mittels einer

Pumpe und eines Freilaufs eine zwischen zwei Übersetzungsverhältnissen schaltbare Getriebeeinheit vorzusehen, wie beispielsweise aus der Patentschrift DE 37 40 082 C2 hervorgeht. Allen dort offenbarten Konstellationen ist jedoch gemeinsam, dass bei einem Drosseln oder Blockieren der Pumpe der Freilauf läuft, um das höhere von zwei Übersetzungsverhältnissen einzustellen. Umgekehrt läuft die Pumpe und der Freilauf sperrt, sofern das geringere von zwei Übersetzungsverhältnissen eingestellt ist.

Dabei besteht insofern ein Problem, als ein Motor üblicherweise haupt- sächlich im höheren Drehzahlbereich betrieben wird. Der am häufigsten vorliegende Betriebszustand ist also derjenige, bei welchem das Eingangselement mit relativ hoher Drehzahl rotiert und somit an der Getriebeeinheit das geringere von zwei Übersetzungsverhältnissen einzustellen ist. Das bedeutet, dass während des Betriebs des Verbrennungsmotors die Pumpe die meiste Zeit über mitläuft und Hydraulikfluid in dem hydraulischen Kreislauf umpumpt, was hinsichtlich des Wirkungsgrads des Motors nachteilig ist.

Es besteht somit ein Bedürfnis, bei Antriebsvorrichtungen der genannten Art Verlustleistungen zu verringern und insbesondere dafür zu sorgen, dass im Hauptbetriebszustand des Motors möglichst wenig Hydraulikfluid umgepumpt wird.

Diese Aufgabe wird durch eine Antriebsvorrichtung mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst.

Erfindungsgemäß ist die zweite Kopplungseinrichtung durch die Änderung des Drucks in dem hydraulischen Kreislauf steuerbar. Somit dient die Drosseleinrichtung dazu, zum Schalten der Getriebeeinheit einerseits den Förderstrom der Pumpe zu drosseln, um das erste Pumpenteil und das zweite Pumpenteil betrieblich zu koppeln, und andererseits synchron hierzu die zweite Kopplungseinrichtung zu betätigen. Es ist also lediglich für die Drosseleinrichtung eine Ansteuerung vorzusehen, da diese indirekt aufgrund der Druckänderung die zweite Kopplungseinrichtung ansteuert. Ein Freilauf ist nicht erforderlich, da das automatische Umschalten durch die Drosseleinrichtung selbst bewerkstelligt wird.

Bei dem ersten Pumpenteil kann es sich um einen Pumpenrotor handeln. Bei dem zweiten Pumpenteil kann es sich um einen weiteren Rotor oder ein Gehäuse der Pumpe handeln.

Vorzugsweise ist die Getriebeeinheit zwischen einem ersten und einem zweiten Übersetzungsverhältnis schaltbar und derart ausgebildet, dass durch das Drosseln des Förderstroms der Pumpe das geringere der beiden Übersetzungsverhältnisse eingestellt wird. Dies ermöglicht wie vorstehend erwähnt einen besonders wirtschaftlichen Motorbetrieb, da im hauptsächlich vorliegenden Betriebszustand kein oder nur wenig Hydraulikfluid gefördert wird und somit die Pumpenverluste gering gehalten werden. Gemäß einer Ausführungsform der Erfindung umfasst die Drosseleinrichtung ein iliehkraftabhängig wirksames Ventil. Durch ein derartiges Ventil kann eine rein passive Steuerung der Drosseleinrichtung vorgesehen werden. Dies ermöglicht einen besonders einfachen konstruktiven Aufbau und eine kostengünstige Herstellung der Getriebeeinheit. Insbesondere sind keine aufwändigen Steuerleitungen, Steuergeräte und dergleichen vorzusehen. Stattdessen ist das Ventil abhängig von einer Drehzahl der Antriebsvorrichtung wirksam, beispielsweise wenn das Ventil gemeinsam mit der genannten Welle rotiert.

Das fliehkraftabhängig wirksame Ventil kann dazu ausgebildet sein, den Förderstrom der Pumpe zu unterbrechen, sobald die Drehzahl des Eingangselements einen vorgegebenen Schwellenwert überschreitet. Der Schwellenwert kann in Abhängigkeit von den Betriebsparametern des Motors sowie den Leistungsanforderungen des Nebenaggregats oder der Nebenaggregate vorgegeben werden. Bei Übergang vom niedrigen in den hohen Motordrehzahlbereich sperrt also das Ventil die Hydraulikfluidlei- tung an der Saugseite oder an der Druckseite der Pumpe und sorgt so dafür, dass die Pumpe im hohen Drehzahlbereich kein Hydraulikfluid mehr fördert.

Gemäß einer Ausgestaltung der Erfindung umfasst das iliehkraftabhängig wirksame Ventil ein bezüglich der Achse der Eingangswelle radial bewegliches Absperrelement, welches in einer ersten und/ oder in einer zweiten Endlage verrastbar ist. Das Absperrelement kann in einem Ventilsitz hin und her beweglich angeordnet sein, wie es grundsätzlich bekannt ist. Die Verrastung kann dabei insbesondere dazu dienen, bei einer vorbestimmten Betrag der Fliehkraft eine relativ abrupt einsetzende Bewegung des Absperrelements herbeizuführen. Zur Einstellung des bewegungsauslö- senden Kraftbetrags können insbesondere federnde Rastelemente in dem Ventilsitz vorgesehen sein, welche in entsprechende Ausnehmungen in dem Absperrelement eingreifen oder umgekehrt. Das Absperrelement lässt sich also erst bei Überwinden der Federkraft bewegen. Auf diese Weise kann ein besonders schnelles und zuverlässiges Öffnen und Schließen des Ventils ermöglicht werden. Darüberhinaus kann ein Hysterese-Effekt bereitgestellt werden, der ein unerwünschtes wiederholtes Umschalten der Getriebeeinheit im Bereich der Übergangsdrehzahl verhindert.

Die zweite Kopplungseinrichtung kann eine hydraulisch betätigbare Bremse oder Kupplung umfassen. Die Bremse oder die Kupplung kann reibschlüssig oder formschlüssig wirken. Vorzugsweise ist die hydraulisch betätigbare Bremse oder Kupplung vorgespannt, insbesondere in Schließrichtung. Der zweiten Kopplungseinrichtung kann ein Steuerkolben zugeordnet sein, der durch das Hydraulikfluid beaufschlagt wird. Bei einer Erhöhung des Drucks in dem hydraulischen Kreislauf wird der Steuerkolben in einer entsprechenden Fluidkammer verschoben und betätigt somit die zweite Kopplungseinrichtung. Sofern es sich bei der zweiten Kopplungseinrich- tung um eine in Schließrichtung vorgespannte Bremse handelt, öffnet der Steuerkolben also bei einer Erhöhung des Fluiddrucks die Bremse und gibt somit ein entsprechendes Getriebeelement der Getriebeeinheit frei.

Gemäß einer Ausführungsform sind der Steuerkolben und das fliehkraft- abhängig wirksame Ventil in einer gemeinsamen Steuerkammer des hydraulischen Kreislaufs angeordnet, wobei das fliehkraftabhängig wirksame Ventil selbst den Steuerkolben bildet. Dies ermöglicht eine besonders einfache und Platz sparende Konstruktion. Insbesondere kann ein Gehäuse des fliehkraftabhängig wirksamen Ventils den Steuerkolben bilden und jeweilige Öffnungen für einen Fluideinlass und einen Fluidauslass aufwei- sen, wobei das im Inneren des Gehäuses angeordnete Absperrelement des Ventils je nach Stellung den Fluideinlass und den Fluidauslass sperrt oder freigibt. Die Getriebeeinheit kann wenigstens einen im Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement angeordneten Planetenradsatz umfassen. Das erste Pumpenteil und das zweite Pumpenteil können jeweils mit unterschiedlichen Elementen des Planetenradsatzes, also mit einem Sonnenrad, einem Planetenträger oder einem Hohlrad, in Verbindung stehen.

Die Pumpe kann als Zahnradpumpe, insbesondere als Gerotorpumpe ausgebildet sein. Alternativ kann der Planetenradsatz in den hydraulischen Kreislauf integriert sein, um mittels rotierender Zahnradelemente des Planetenradsatzes eine Förderung des Hydraulikfluids zu bewirken oder zu unterstützen und hierdurch die Pumpe oder einen Teil der Pumpe zu bilden. Der Planetenradsatz der Getriebeeinheit kann somit in vorteilhafter Weise außer zum Bereitstellen zweier unterschiedlicher Übersetzungsverhältnisse zusätzlich auch als Pumpe genutzt werden. Zu diesem Zweck können beispielsweise geeignete Zufuhr- und Ablaufleitungen vorgesehen sein, welche in zwischen dem Sonnenrad und dem Hohlrad ausgebildete Hohlräume münden. Eine separate Pumpe kann bei dieser Ausführungsform eingespart werden, was hinsichtlich der Herstellungskosten von Vorteil ist.

Vorzugsweise sind durch ein Drosseln der Pumpe zwei Elemente des Planetenradsatzes miteinander koppelbar, um einen Blockumlauf des Planetenradsatzes einzustellen. Der Wirkungsgrad eines Planetenradsatzes ist bei Blockumlauf besonders günstig. Somit ist im hauptsächlich vorliegen- den Betriebszustand des Motors auf zweifache Weise für einen optimalen Wirkungsgrad gesorgt. Zum einen ist die Pumpe blockiert, wodurch Pumpverluste vermieden werden, zum anderen läuft der Planetenradsatz als Block um und verursacht nur geringe Reibungsverluste. In dem hydraulischen Kreislauf kann ferner wenigstens ein Rückschlagventil angeordnet sein, insbesondere in einem Zweig des hydraulischen Kreislaufs und/oder in einer die Pumpe umgehenden Nebenschlussleitung. Durch ein Rückschlagventil zwischen der Saug- und der Druckseite der Pumpe können ein unerwünschtes Blockieren der Antriebsvorrichtung in Übergangszu ständen und insbesondere ein Abbremsen des Motors im Schubbetrieb verhindert werden, da die Pumpe in diesem Fall durch das Rückschlagventil freigegeben werden kann. Durch eine Anordnung aus mehreren Rückschlagventilen kann das Verhalten des Systems im Schubbetrieb weiter verbessert werden.

Weiterhin kann in dem hydraulischen Kreislauf ein, insbesondere in die Pumpe integriertes, Überdruckventil angeordnet sein. Durch ein derartiges Überdruckventil können unerwünschte Druckspitzen abgefangen werden, welche durch Drehschwingungen des Motors herbeigerufen werden. Den beiden Pumpenteilen ist ein gegenseitiges Verdrehen entsprechend einer durch das Überdruckventil abgelassenen Ölmenge möglich.

Alternativ oder zusätzlich kann in dem hydraulischen Kreislauf eine, insbesondere in die Pumpe integrierte, Ausgleichskammer angeordnet sein, deren Aufnahmevolumen durch einen druckabhängig bewegbaren Kolben steuerbar ist. Bei einer auftretenden Druckspitze in dem hydraulischen Kreislauf bewegt sich der Kolben und sorgt dafür, dass eine bestimmte Menge Hydraulikfluid vorübergehend in der Ausgleichskammer aufgenommen wird, um so die Druckspitze abzufangen. Weitere Ausgestaltungen der Erfindung sind auch den Unteransprüchen, der Beschreibung sowie der beigefügten Zeichnung zu entnehmen.

Die Erfindung wird im Folgenden beispielhaft unter Bezugnahme auf die Zeichnung beschrieben.

Fig. 1 zeigt schematisch eine Antriebsvorrichtung gemäß

einer Ausführungsform der Erfindung in einem ersten Betriebszustand.

Fig. 2 zeigt die Antriebsvorrichtung gemäß Fig. 1 in einem zweiten Betriebszustand.

Fig. 3 zeigt eine Antriebsvorrichtung gemäß einer alternati- ven Ausführungsform der Erfindung.

Fig. 4 zeigt eine Stirnansicht eines Planetenradsatzes der

Antriebsvorrichtung gemäß Fig. 3. Fig. 5 zeigt eine Schnittansicht einer konstruktiven Ausgestaltung der Antriebsvorrichtung gemäß Fig. 3.

Fig. 6 zeigt eine Schnittansicht eines fliehkraftabhängig wirksamen Ventils einer erfindungsgemäßen Antriebsvor- richtung.

Fig. 7 zeigt ein Überdruckventil und eine Ausgleichskammer für eine Pumpe einer erfindungsgemäßen Antriebsvorrichtung. Fig. 8 zeigt eine Antriebsvorrichtung, die ähnlich ausgestaltet ist wie die in Fig. 3 gezeigte, wobei ein Schwingungsdämpfer im Kraftübertragungsweg angeordnet ist. Fig. 9 zeigt die Antriebsvorrichtung gemäß Fig. 8 mit einem alternativ ausgestalteten Schwingungsdämpfer.

Fig. 10 a) bis f) zeigen eine Getriebeeinheit einer erfindungsgemäßen

Antriebsvorrichtung in verschiedenen Betriebszustän- den.

Fig. I I a) bis f) zeigen die Getriebeeinheit gemäß Fig. 10 mit einem

zusätzlichen Rückschlagventil. Fig. 12 a) bis d) zeigen die Getriebeeinheit gemäß Fig. 10 mit zwei zusätzlichen Rückschlagventilen.

Fig. 13 a) bis d) zeigen die Getriebeeinheit gemäß Fig. 10 mit vier zusätzlichen Rückschlagventilen.

Gemäß Fig. 1 ist eine Antriebsvorrichtung 10 an einem nicht im einzelnen dargestellten Verbrennungsmotor eines Kraftfahrzeugs befestigt. Die Antriebsvorrichtung 10 dient dazu, ein von dem Verbrennungsmotor abgegebenes Drehmoment auf eine Riemenscheibe 14 zu übertragen, über wel- che ein nicht dargestellter Keilrippenriemen zum Antrieb eines Nebenaggregats des Verbrennungsmotors, z.B. einer Lenkhilfepumpe oder eines Klimakompressors, läuft. Um die Drehzahl der Riemenscheibe 14 und somit der anzutreibenden Eingangswelle des Nebenaggregats an unterschiedliche Betriebszustände des Verbrennungsmotors anzupassen, um- fasst die Antriebsvorrichtung 10 eine schaltbare Getriebeeinheit 16, wel- che zwischen der Kurbelwelle 12 des Verbrennungsmotors und der Riemenscheibe 14 angeordnet ist. Die Getriebeeinheit 16 ist in einem Gehäuse 17 untergebracht und umfasst einen Planetenradsatz 18 mit einem Sonnenrad 20, einer Anordnung von Planetenrädern 21 sowie einem Hohlrad 22. Die Planetenräder 21 sind auf einem Planetenträger 24 gelagert, welcher drehfest mit der Kurbelwelle 12 verbunden ist, und kämmen sowohl mit dem Sonnenrad 20 als auch mit dem Hohlrad 22. Das Hohlrad 22 ist drehfest mit der Riemenscheibe 14 verbunden oder einstückig mit dieser ausgebildet.

Eine erste Kopplungseinrichtung 26 und eine zweite Kopplungseinrichtung 28 dienen dazu, die Getriebeeinheit 16 zwischen einem ersten und einem zweiten Übersetzungsverhältnis hin und herzuschalten. Die erste Kopplungseinrichtung 26 ist als Pumpe ausgebildet, welche in einem hyd- raulischen Kreislauf 30 angeordnet ist und zwei gegeneinander

verdrehbare Pumpenteile umfasst. Eines der beiden Pumpenteile ist drehfest mit dem Planetenträger 24 verbunden, während das andere Pumpenteil drehfest mit dem Sonnenrad 20 verbunden ist. Das in dem hydraulischen Kreislauf 30 befindliche Hydraulikfluid wird bei einer rela- tiven Verdrehung des ersten Pumpenteils gegenüber dem zweiten Pumpenteil in dem hydraulischen Kreislauf 30 umgepumpt. Bei einem Drosseln oder Blockieren des Förderstroms an einer geeigneten Stelle des hydraulischen Kreislaufs 30 wird die Relativdrehung der beiden Pumpenteile gehemmt oder unterbunden und somit eine betriebliche Kopplung des ersten Pumpenteils mit dem zweiten Pumpenteil herbeigeführt. Somit kann also durch Blockieren des Förderstroms der Planetenträger 24 mit dem Sonnenrad 20 antriebswirksam gekoppelt werden. Beispielsweise kann es sich bei der Pumpe 26 um eine Gerotorpumpe handeln. Die zweite Kopplungseinrichtung 28 ist als reibschlüssig wirkende Bremse ausgebildet, mittels welcher das Sonnenrad 20 an dem Gehäuse 17 festgelegt werden kann. Ein Federelement 34 spannt die Bremse in Schließrichtung vor. Die zweite Kopplungseinrichtung 28 ist über Axiallager 99 mit der Getriebeeinheit 16 verbunden, sodass ein Verdrehen zwischen Sonnenrad 20 und Planetenträger 24 ermöglicht wird.

In dem hydraulischen Kreislauf 30 ist eine hydraulische Steuervorrichtung 32 vorgesehen, welche zum synchronen Schalten der Pumpe 26 und der Bremse 28 dient. Die hydraulische Steuervorrichtung 32 umfasst einen in einer Fluidkammer 36 angeordneten Steuerkolben 38, welcher hohl ausgebildet ist und ein in bezüglich der Achse der Kurbelwelle 12 radialer Richtung bewegbares Absperrelement 40 aufnimmt. Das Absperrelement 40 ist mittels einer Feder 42 in radial nach innen weisender Richtung vorgespannt und nimmt bei stillstehendem Motor die in Fig. 1 dargestellte innere Endlage ein. Aufgrund der Wirkung des Federelements 34 nimmt ferner der hohle Steuerkolben 38 die gemäß Fig. 1 linke Endlage innerhalb der Fluidkammer 36 ein. Durch eine in dem Steuerkolben 38 ausgebildete Einlassöffnung 46 sowie eine zu dieser axial gegenüberliegend angeordnete Auslassöffnung 48 ist ein Durchläse bereitgestellt, durch welchen bei in der radial inneren Endlage befindlichem Absperrelement 40 Hydraulik- fluid gefördert werden kann.

Bei rotierendem Planetenträger 24 drückt die Fliehkraft das Absperrele- ment 40 entgegen der Kraft der Feder 42 nach außen, so dass es sich dementsprechend bewegt und ab einer bestimmten Drehzahl der Kurbelwelle 12 bzw. des Planetenträgers 24 vor die Einlassöffnung 46 und die Auslassöffnung 48 gerät, welche somit verschlossen werden. Dadurch wird der Förderstrom in dem hydraulischen Kreislauf 30 unterbrochen, so dass die beiden Pumpenteile nicht mehr gegeneinander rotieren können. Dieser Zustand ist in Fig. 2 dargestellt. Durch den hohlen Steuerkolben 38, das Absperrelement 40 sowie die Feder 42 wird also ein fliehkraftabhängig wirksames Ventil 45 gebildet. Bei einem Blockieren der Einlassöffnung 46 und der Auslassöffnung 48 wird der Druck in dem hydraulischen Kreislauf 30 erhöht, wodurch der durch das Hydraulikfluid beaufschlagte Steuerkolben 38 in die rechte Endlage gemäß Fig. 2 gedrückt wird. In dieser Endlage ist die Bremse 28 entgegen der Vorspannkraft des Federelements 34 geöffnet. Bei niedriger Motordrehzahl ist also das Sonnenrad 20 blockiert und die Kurbelwelle 12 treibt über den Planetenträger 24 die Planetenräder 21 an, welche an dem feststehenden Sonnenrad 20 abwälzen und ihrerseits das Hohlrad 22 antreiben, wobei die Pumpe 26 Hydraulikfluid in dem hydraulischen Kreislauf 30 fördert. Die Drehbewegung der Kurbelwelle 12 wird hierbei ins Schnelle übersetzt. Bei höherer Motordrehzahl wird der Planetenträger 24 über die blockierte Pumpe 26 im Wesentlichen drehfest mit dem Sonnenrad 20 gekoppelt und synchron hierzu wird das Sonnenrad 20 durch Öffnen der Bremse 28 freigegeben. Der Planetenradsatz 18 läuft als Block um und es erfolgt eine Drehzahlübertragung im Verhältnis von nahezu 1 : 1 (d.h. i= l) von der Kurbelwelle 12 auf die Riemenscheibe 14.

Zum Schalten der hydraulischen Steuervorrichtung 32 sind keinerlei Steuerleitungen erforderlich, da beide Kopplungseinrichtungen 26, 28 mittels der hydraulischen Steuervorrichtung 32 synchron und automa- tisch aufgrund der Fliehkraft geschaltet werden. Das höhere der beiden Übersetzungsverhältnisse, welches während des Motorbetriebs am häufigsten zum Einsatz kommt, zeichnet sich durch einen besonders hohen Wirkungsgrad aus, da zum einen die Pumpe 26 blockiert ist und zum anderen der Planetenradsatz 18 als Block umläuft. Die gezeigte Riemenscheibe 14 treibt über den genannten Keilrippenriemen wenigstens eine nicht dargestellte weitere Riemenscheibe des betreffenden Nebenaggregats an, wobei durch unterschiedliche Durchmesser der beiden Riemenscheiben ein weiteres Übersetzungsverhältnis definiert wird, welches dem schaltbaren Übersetzungsverhältnis der Getriebeeinheit 16 überlagert ist. Auf diese Weise kann die Drehzahl der Kurbelwelle 12 auch wahlweise ins Schnelle oder ins Langsame übersetzt werden. Beispielsweise kann der Durchmesser der Riemenscheibe 14 etwas geringer sein als der Durchmesser der nachgeordneten weiteren Riemenschei- be. Wenn an der Getriebeeinheit 16 bei hoher Motordrehzahl ein Übersetzungsverhältnis von nahezu 1 : 1 eingestellt ist, erfolgt somit bezüglich der Drehzahl des Nebenaggregats insgesamt eine Übersetzung ins Langsame, während (natürlich bei ausreichend großem Übersetzungsverhältnis der Getriebeeinheit 16) am Nebenaggregat insgesamt noch eine Übersetzung ins Schnelle erreicht wird, wenn bei niedriger Motordrehzahl die Bremse 28 geschlossen und die Getriebeeinheit 16 somit aktiviert ist.

In Fig. 3 ist eine Antriebsvorrichtung 10' gemäß einer alternativen Ausführungsform der Erfindung dargestellt. Die erste Kopplungseinrichtung 26' ist hier durch den als Zahnradpumpe betriebenen Planetenradsatz 18 selbst gebildet. Zu diesem Zweck sind gemäß Fig. 4 geeignete Saugleitungen 50 und Druckleitungen 52 für das Hydraulikfluid des hydraulischen Kreislaufs vorgesehen, welche in die Hohlräume 54 zwischen dem Hohlrad 22 und dem Sonnenrad 20 münden. Die Hohlräume 54 sind somit in den hydraulischen Kreislauf 30' integriert und der Planetenradsatz 18 wirkt als Zahnradpumpe. Auf eine separate Pumpe kann somit verzichtet werden. Fig. 5 zeigt eine konstruktive Ausgestaltung der Antriebsvorrichtung 10'. Fig. 6 zeigt ein fliehkraftabhängig wirksames Ventil 45 in einer vergrößerten Darstellung. Aus dieser Darstellung geht hervor, dass eine Rastvorrichtung 56 vorgesehen ist, die eine federvorgespannte Arretierkugel 58 umfasst, welche in eine umlaufende Nut 60 des Absperrelements 40 ein- greift. Durch die Rasteinrichtung 56 wird erreicht, dass die Bewegung des Absperrelements 40 bei einer exakt definierten Losbrechkraft abrupt beginnt und das Ventil 45 dann relativ schnell schließt. Die Losbrechkraft ist dabei durch die Größe und die Richtung der Federkraft sowie die Form der Nut 60 einstellbar. Grundsätzlich könnte durch eine ähnlich gestaltete zweite Anordnung aus Arretierkugel und Nut auch das Schließen des Ventils 45 gesteuert werden.

Fig. 7 zeigt Maßnahmen zur Minderung von Druckspitzen in dem hydraulischen Kreislauf 30, welche durch Drehschwingungen des Verbrennungsmotors hervorgerufen werden können. Ein zwischen der Druckkammer D und der Saugkammer S der Pumpe 26 wirksames Überdruckventil 62 sorgt dafür, dass bei einem Auftreten von Druckspitzen eine gewisse Menge an Hydraulikfluid abgelassen wird und sich die Pumpenteile der Pumpe 26 somit geringfügig verdrehen können. Zusätzlich ist eine Ausgleichskammer 64 vorgesehen, deren Aufnahmevolumen für Hydraulikfluid durch einen federvorgespannten, druckabhängig bewegbaren Kolben 66 steuerbar ist. Bei Druckspitzen kann eine zusätzliche Fluid- menge in der Ausgleichskammer 64 aufgenommen werden, so dass auch durch diese Maßnahme die beiden Pumpenteile geringfügig gegeneinander verdreht werden können.

In Fig. 8 und 9 sind Möglichkeiten gezeigt, um den Planetenträger 24 des Planetenradsatzes 18 (also das mit der Kurbelwelle 12 drehfest gekoppelte Getriebeelement) als Schwingungstilger zu nutzen. Gemäß Fig. 8 ist der Planetenträger 24 geteilt ausgeführt, wobei die beiden Teile bezüglich der Achse der Kurbelwelle 12 relativ zueinander verdrehbar und durch ein elastisches Dämpfungselement 70, vorzugsweise aus Gummi, miteinander drehelastisch gekoppelt sind. Die Masse des Planetenträgers 24 kann somit als Schwingungstilgermasse genutzt werden. Bei der in Fig. 9 dar- gestellten Ausgestaltung ist ein separates Schwungmassenelement 72 am Planetenträger 24 angebracht, wobei zur Entkopplung ein elastisches, vorzugsweise aus Gummi gefertigtes, Verbindungselement 74 zwischen dem Planetenträger 24 und dem Schwungmassenelement 72 angeordnet ist. Dadurch kann der Planetenträger 24 als Nabe genutzt werden. Auch die parallele Anbringung eines eigenen Schwingungstilgers auf der Kurbelwelle 12 vor oder nach der Getriebeeinheit 16 ist möglich.

Das Massenträgheitsmoment des Nebenaggregats kann während einer ausgeprägten Motorverzögerung, wie sie z.B. bei einem Gangwechsel auf- tritt, zu einem kurzzeitigen Wechsel der Wirkrichtung der Pumpe 26, 26' führen. Beim Antrieb der Getriebeeinheit 16 im Zustand des Blockumlaufs (Fig. 2) läuft der Planetenträger 24 aufgrund von Spalt- Leckagen in der Pumpe 26, 26' stets etwas schneller als das abgetriebene Hohlrad 22, und das Sonnenrad 20 rotiert dementsprechend etwas schneller als der Plane- tenträger 24. Während eines Gangwechsels fällt die Motordrehzahl schnell ab, wohingegen die Riemenscheibe 14 aufgrund der Trägheit des angeschlossenen Nebenaggregats dazu neigt, die Drehzahl aufrecht zu erhalten. Im Übergang zum Schubbetrieb läuft somit - wenn auch nur kurzzeitig - das Hohlrad 22 schneller als der Planetenträger 24, und das Sonnen- rad 20 rotiert dementsprechend langsamer als der Planetenträger 24. Bei der Pumpe 26, 26' wechseln somit im geblockten Zustand kurzzeitig Saug- und Druckseite. Ferner wird in der ursprünglichen Druckkammer D der Druck nicht mehr aufrecht erhalten, sondern innerhalb der Pumpe 26, 26' wird Hydraulikfluid von der Druckkammer D zu der Saugkammer S geför- dert, wodurch der Steuerkolben 38 in Schließrichtung verschoben und mithin die Bremse 28 geschlossen wird. Der dadurch drohende Zustand eines Abbremsens der genannten Antriebsvorrichtung 10 (Bremse 28 ist geschlossen und Pumpe 26, 26' ist im Wesentlichen blockiert) kann durch das Vorsehen von einem oder mehreren Rückschlagventilen vermieden werden, wie nachfolgend näher ausgeführt wird.

Zur Verdeutlichung des Verhaltens einer erfindungsgemäßen Antriebsvorrichtung 10 bei einem Wechsel zwischen Zug- und Schubbetrieb des Motors ist die Getriebeeinheit 16 in Fig. 10 a) bis f) in verschiedenen Be- triebszu ständen dargestellt. Gemäß Fig. 10 a) ist im Zugbetrieb und bei niedriger Drehzahl die Bremse 28 blockiert und die Pumpe 26 läuft. Bei höheren Drehzahlen wird gemäß Fig. 10 b) die Bremse 28 geöffnet und die Pumpe 26 blockiert. Bei einem Übergang auf Schubbetrieb wird gemäß Fig. 10 c) die Bremse allmählich geschlossen. Es wird gemäß Fig. lOd) ein Zustand erreicht, in dem sowohl die Bremse 28 als auch die Pumpe 26 blockiert ist. Dieser Zustand kann auch als "double lock mode" bezeichnet werden. Bei einer Rückkehr in den Zugbetrieb bei hoher Drehzahl gemäß Fig. 10 e) öffnet die Bremse 28, während die Pumpe 26 blockiert bleibt. Bei Verringerung der Drehzahl schließt schließlich die Bremse 28 und die Pumpe 26 läuft. Ungünstig ist insbesondere der Zustand gemäß

Fig. 10 d), bei welchem der Motor gegen das Getriebegehäuse gebremst wird.

Zur Abhilfe kann gemäß Fig. I I a) bis f), in welchen die gleichen Betriebs- zustände dargestellt sind wie in Fig. 10 a) bis f), eine Nebenschlussleitung 90 vorgesehen sein, welche die Druckseite und die Saugseite der Pumpe 26 unmittelbar miteinander verbindet. In der Nebenschlussleitung 90 ist ein Rückschlagventil 92 angeordnet, und zwar derart, dass das Rückschlagventil 92 die Nebenschlussleitung 90 verschließt, wenn die Pumpe Hydraulikfluid in der in Fig. I I a) gezeigten Normalförderrichtung fördert, welche dem normalen Betriebszustand entspricht. Das gleichzeitige Blockieren von Pumpe 26 und Bremse 28 wird gemäß Fig. 1 1 d) dadurch verhindert, dass die Pumpe 26 bei einer Umkehr der Pumprichtung über die Nebenschlussleitung 90 umpumpen und somit laufen kann, wie durch Pfeile verdeutlicht ist. Das Rückschlagventil 92 ist in diesem Übergangszustand der Antriebsvorrichtung also geöffnet.

In den Fig. 12 a) bis d) ist eine Konstellation dargestellt, bei welcher in dem hydraulischen Kreislauf 30 ein zusätzliches Rückschlagventil 94 angeordnet ist, und zwar außerhalb der Nebenschlussleitung 90 zwischen dem Steuerkolben 38 (vgl. Fig. 1 und 2) und derjenigen Seite der Pumpe 26, die bei einem Pumpenbetrieb in der Normalförderrichtung gemäß Fig. 12 a) die Druckseite bildet. Das zweite Rückschlagventil 94 hält gemäß Fig. 12 c) während des Schubbetriebs bei hoher Drehzahl die Bremse 28 bis zum Öffnen des fliehkraftabhängig wirksamen Ventils 45 offen, indem das zweite Rückschlagventil 94 ein Rückströmen des

Hydraulikfluids zur Pumpe 26 verhindert.

Fig. 13 a) bis d) zeigen eine weitere Konstellation, gemäß welcher der hyd- raulische Kreislauf 30 einen ersten Zweig und einen zweiten Zweig um- fasst, die jeweils die Druckseite der Pumpe 26 über das Ventil 45 mit der Saugseite der Pumpe 26 verbinden. Ein erstes Paar von Rückschlagventilen 96, 97 ist in dem ersten Zweig in Strömungsrichtung vor bzw. hinter dem Ventil 45 angeordnet. Diese beiden Rückschlagventile 96, 97 sind geöffnet, wenn die Pumpe in der in Fig. 13 a) gezeigten Normalförderrichtung Hydraulikfluid fördert. In dem zweiten Zweig des hydraulischen Kreislaufs 30 ist ein zweites Paar von Rückschlagventilen 95, 98 in Strömungsrichtung vor bzw. hinter dem Ventil 45 angeordnet. Diese beiden Rückschlagventile 95, 98 sind geschlossen, wenn die Pumpe in der in Fig. 13 a) gezeigten Normalförderrichtung Hydraulikfluid fördert. Im Fall einer kurzzeitigen Umkehr der Pumprichtung während des erläuterten Schubbetriebs können die Rückschlagventile 95, 98 des genannten zweiten Zweigs sich öffnen, wie in Fig. 13 c) gezeigt ist. Hierdurch bleibt die Bremse 28 zuverlässig offen, um den unerwünschten "double lock mode" zu vermeiden. Bei dieser Konstellation kann ein Druckabbau durch Leckagen verhindert werden, da sowohl im Zugbetrieb als auch im Schubbetrieb Hydraulikfluid in die Fluidkammer 36 nachgefördert wird, um den Steuerkolben 38 in Öffnungsrichtung zu beaufschlagen (vgl. Fig. 2). Bei geschlossenem Ventil 45 öffnet hier die Bremse 28 nie.

Bezugszeichenliste

10 Antriebsvorrichtung

12 Kurbelwelle

14 Riemenscheibe

16 Getriebeeinheit

17 Gehäuse

18 Planetenradsatz

20 Sonnenrad

21 Planetenrad

22 Hohlrad

24 Planetenträger

26, 26' erste Kopplungseinrichtung

28 zweite Kopplungseinrichtung 30, 30' hydraulischer Kreislauf

32 hydraulische Steuervorrichtung

34 Federelement

36 Fluidkammer

38 Steuerkolben

40 Absperrelement

42 Feder

45 Ventil

46 Einlassöffnung

48 Auslassöffnung

50 Zulaufleitung

52 Ablaufleitung

54 Hohlraum

56 Rasteinrichtung

58 Arretierkugel

60 Nut 62 Überdruckventil 64 Ausgleichskammer

66 Kolben

70 elastisches Dämpfungselement 72 Schwungmassenelement 74 Verbindungselement

90 Nebenschlussleitung

92 Rückschlagventil

94 Rückschlagventil

95 Rückschlagventil

96 Rückschlagventil

97 Rückschlagventil

98 Rückschlagventil

99 Axiallager

D Druckkammer

S Saugkammer