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Ölversorgungseinrichtung für ein Getriebe mit mindestens zwei Gangbereichen
Die Erfindung betrifft eine Ölversorgungseinrichtung für ein Getriebe mit mindestens zwei Gangbereichen, deren Umschaltung automatisch in Abhängigkeit vom Druck einer von der Getriebe-Abtriebswelle angetriebenen Steuerölpumpe erfolgt sowie mit einer von der Getriebe-Eingangswelle angetriebenen Primärölpumpe für die Ölversorgung der Schmierstellen und gegebenenfalls auch der Betätigungskolben von Schaltkupplungen, Schaltbremsen und/oder für das Füllen eines oder mehrerer Strömungskreisläufe bei Strömungsgetrieben. Die erfindungsgemässe Ölversorgungseinrichtung ist insbesondere für ein Fahrzeuggetriebe bestimmt.
Wird beispielsweise ein Fahrzeug mit einem Getriebe mit einer solchen Ölversorgungseinrichtung bei stillstehendem Motor angeschleppt, so fehlt die Förderung der Primärölpumpe, obwohl selbst dann verschiedene ölverbrauchstellen, wie die Lager der auch bei Leerlauf sich drehenden Getriebeteile oder auch
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pumpe für die zeitweise Versorgung der Schmierstellen und gegebenenfalls zum Füllen eines Strömungkreislaufes vorzusehen. Diese zusätzliche Schmierpumpe vergrössert aber nicht nur den Bauaufwand, sondern verschlechtert auch den Gesamtwirkungsgrad im normalen Fahrbetrieb.
Es ist zwar möglich, eine solche zusätzliche Schmierpumpe abkuppelbar zu machen und sie nur bei stillstehendem Motor und laufender Getriebeabtriebswelle einzuschalten, dies erfordert aber ebenfalls einen erheblichen Bauaufwand, ganz abgesehen davon, dass dann das Bedienungspersonal durch die Sorge für das zeitgerechte Ein- und Ausschalten der sekundärseitig angetriebenen Zusatzschmierpumpe zusätzlich belastet würde.
Die Erfindung macht nun davon Gebrauch, dass bei den modernen Getrieben mit automatischer Gangumschaltung häufig von Haus aus eine von der Getriebe-Abtriebswelle angetriebene Steuerölpumpe vorhanden ist, deren mit der Abtriebsdrehzahl steigender Öldruck die Steuerimpulse für die Gangschaltung erzeugt.
Die Erfindung besteht demnach im wesentlichen darin, dass die Druckleitung der Steuerölpumpe über ein Umsteuerventil an die Druckleitung der Primärölpumpe angeschlossen ist und dass dieses Umsteuerventil eine selbsttätige Steuerung aufweist, derart, dass nur bei Stillstand der Primärölpumpe der Durchfluss von der Steuerölpumpe zur Druckleitung der Primärölpumpe freigegeben ist.
Nach einer zweckmässigen Ausführungsform der Erfindung ist das bewegliche Steuerglied des Umsteuerventils, vorzugsweise ein verschiebbarer Steuerkolben, mit einer zum Bewegen in eine erste Endstellung dienenden, durch den Primärölpumpen-Druck beaufschlagbaren Druckfläche versehen, und es ist ferner eine Feder od. dgl. zum Rückführen des Steuergliedes in eine zweite Endstellung bei fehlender Druckbeaufschlagung der Druckfläche vorgesehen, wobei schliesslich das bewegliche Steuerglied derart mit der Verbindungsleitung zwischen der Steuerölpumpen-Druckleitung und der Primärölpumpen-Druckleitung in Steuerverbindung steht, dass diese Verbindungsleitung bei der ersten Endstellung des beweglichen Steuergliedes unterbrochen und bei dessen zweiten Endstellung freigegeben ist.
Die erfindungsgemässe Ausbildung ergibt den Vorteil, dass unter Verwendung nur einer primärseitig angetriebenen Ölversorgungspumpe und einer für die Getriebeumschaltung sowieso erfcrderlichen Steuer-
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ölpumpe eine zuverlässige und allzeit wirksame Versorgung sämtlicher Ölbedarfsstellen wie Schmierstel- len, Betätigungskolben für Schaltkupplungen und Schaltbremsen, Strömungskreisläufe u. dgl. mehr er- zielt wird, u. zw. auch dann, wenn der Antriebsmotor samt der Getriebe-Eingangswelle steht und bei- spielsweise ein mit dem Getriebe ausgerüstetes Fahrzeug abgeschleppt wird oder eine Talfahrt ausführt.
Dabei ist der für die erfindungsgemässe Einrichtung erforderliche zusätzliche Bauaufwand äusserst gering und besteht lediglich in der Anordnung der Verbindungsleitung mit Umsteuerventil.
Da gegenüber den bisherigen Ausführungen mit Primärölpumpe und Steuerölpumpe keine zusätzliche
Pumpe vorhanden ist, wird der Wirkungsgrad bei normalem Betrieb nicht beeinträchtigt. Weil ferner das
Umschalten des Umsteuerventiles selbsttätig erfolgt, ist die Einrichtung auch unabhängig von der Acht- samkeit des Bedienungspersonals.
An Hand der Zeichnungen sei die Erfindung nachstehend näher erläutert. Hiebei stellen dar :
Fig. 1 das Schema eines Fahrzeuggetriebes mit einer erfindungsgemässen Ölversorgungseinrichtung und Fig. 2 das in Fig. 1 dargestellte Umsteuerventil, jedoch für einen andern Betriebszustand als wie nach Fig. 1.
Gemäss Fig. l ist das Fahrzeuggetriebe als sogenanntes Differentialwandlergetriebe ausgebildet. Seine
Antriebswelle 1 treibt über das leistungsteilende Differentialrädergetriebe 2-6 einerseits einen mechani- schen Übertragungszweig mit der Welle 7 und anderseits über die Hohlwelle 8 das Pumpenrad 9 des Strö- mungswandlers W an. Dessen Turbinenrad 10 steht über den Freilauf 11 mit der Getriebe-Abtriebswelle
12 in Triebverbindung, die ihrerseits mit der Welle 7 starr gekuppelt ist oder sogar mit dieser eine ge- meinsame Welle bilden kann.
Bei dem in der Zeichnung zugrunde gelegtenBetriebszustand sind alle
Hauptteile des Differentialrädergetriebes 2-6 drehbar (nicht festgebremst), so dass dann ein Teil der Leistung rein mechanisch über die Welle 7 und der andere Leistungsteil über die Hohlwelle 8, den Wandler
W und den Freilauf 11 auf hydraulischem Wege (= hydraulischer Leistungszweig) auf die Abtriebswelle
12 übertragen wird. Dies ist der untere Gangbereich mit Leistungsteilerbetrieb.
Zum Einschalten des zweiten, rein mechanischen Gangbereiches werden mittels der Schaltbremse 13 der Planetenträger 5 und damit auch die Hohlwelle 8 und das Wandler-Pumpenrad 9 festgebremst. Da sich dann ausserdem das Wandlerturbinenrad 10 zufolge des Freilaufs 11 von der Welle 7,12 lösen kann, ist nunmehr der gesamte hydraulische Leistungszweig stillgesetzt. Das Planetenrädergetriebe 2-6 dient jetzt lediglich als Übersetzungsgetriebe und gibt die gesamte Motorleistung an den rein mechanischen Übertragungszweig mit der Welle 7,12 weiter.
Das Umschalten zwischen den beiden Gangbereichen erfolgt selbsttätig in Abhängigkeit von der Getriebe-Abtriebsdrehzahl. Zu diesem Zweck ist auf der Abtriebswelle 12 eine als Zahnradpumpe ausgebildete Steuerölpumpe 14 angeordnet, die aus dem Getriebeölsumpf 15 über die Saugleitung 16 Öl ansaugt und eine mit der Abtriebsdrehzahl etwa proportionale Ölmenge in seine Druckleitung 17 und von dort durch die mittels der Regulierschraube 18 einstellbare Drosselstelle 19 drückt, von wo das Öl in den Ölsumpf 15 zurückläuft (s. die zugehörigen und mit vollen Strichen dargestellten Richtungspfeile).
Zufolge der Drosselstelle 19 baut sich in der Steuerölpumpen-Druckleitung 17 ein Druck auf, der ebenfalls etwa proportional mit der Getriebe-Abtriebsdrehzahl ist und der über das später erläuterte Umsteuerventil 20 (u. zw. bei einer bestimmten Stellung des zugehörigen Ventilkolbens 37) und die Fortsetzung 17'der Steuerölpumpen-Druckleitung 17 zu dem Steuerzylinder 21 mit federbelastetem Steuerkolben 22 gelangt (s. die zugehörigen strichlierten Pfeile).
Bei-niedriger Fahrgeschwindigkeit und demzufolge niedrigem Steueröldruck befindet sich der Steuerkolben 22 unter der Wirkung der Druckfeder 23 in seiner obersten Endstellung und sperrt dann die später erläuterte Druckleitung 24, 24'zu dem Gangschaltzylinder 25 ab. Dessen Schaltkolben 26 befindet sich somit unter der Wirkung einer Druckfeder 27 in der obersten Endstellung, so dass dann die Schaltbremse 13 gelöst ist. Das heisst also, dass bei niedriger Abtriebs- und Fahrgeschwindigkeit stets der untere Getriebegangbereich mit hydraulisch-mechanischem Betrieb (Leistungsteilerbetrieb) eingeschaltet ist.
Sobald die Fahrgeschwindigkeit einen bestimmten Wert überschreitet und der Steuerdruck in den Leitungen 17, 17'den Umschaltdruck erreicht hat, wird der Steuerkolben 22 nach unten verschoben.
Nunmehr kann über die Leitungen 24, 24'von einer andern Pumpe stammendes Drucköl zu dem Gangschaltzylinder 25 gelangen und dessen Schaltkolben 26 entgegen der Kraft der Feder 27 nach unten verschieben und damitdie-Schaltbremse 13 des Planetenrädergetriebes 2-6 anziehen (einschalten). Somit ist
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l istnoch die Primärolpumperadpumpe dargestellt ist, jedoch auch als Kreiselpumpe ausgebildet sein könnte.
Bei eingeschaltetem Antriebsmotor und somit laufender Eingangswelle 1 werden über die Pumpendruckleitung 29 und 29'und
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die angeschlossenen Abzweigleitungen 30,24, 24'und 31 die Ölversorgungsstellen des Getriebes, nämlich die Lagerschmierstellen 32, das Planetenrädergetriebe 2-6, der Schaltzylinder 25 der Schaltbremse 13 sowie der Strömungswandler W mit Öl versorgt. Die von der Primärölpumpe 28 zuviel geförderte Ölmenge kann über die Abzweigleitung 33, das Überdruckventil 34 und den Kühler 35 (zum Rückkühlen des erwärmten Öles) in den Ölsumpf 15 zurückkehren. Die zugehörigen Ölströme sind durch ausgezogen dargestellte Pfeile bzw. im Falle der Leitungen 47, 24,24', nur durch strichlierte Pfeile angegeben.
Die
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zutung 17 und die Primärölpumpen-Druckleitung 29, 29'über eine Verbindungsleitung 36 und das bereits erwähnte Umsteuerventil 20 miteinander verbunden.
Dessen Steuerkolben 37 grenzt mit seiner Druckfläche 38 an einen Druckraum 39, der über die Ver- bindungsleitung 40 an die Druckleitung 29 der Primärölpumpe 28 angeschlossen ist. Ferner ist eine Druck- feder 42 vorgesehen, die entgegengesetzt wie der Primärölpumpendruck auf den Steuerkolben 37 einwirkt. D", r Steuerkolben 37 bildet ausserdem mit dem zylindrischen Ventilgehäuse 41 einen Ringraum 43, der stets mit der Steuerölpumpen-Druckleitung 17 in Verbindung steht und ausserdem zeitweise-nämlich je nach Kolbenstellung - noch mit der Leitung 36 und/oder 17'verbunden ist.
Die Grösse der Druckfläche
38, die Stärke der Feder 42 und die Lage der Anschlussstellen der Leitungen 17,36 und 17'sind nun so vorgesehen, dass sich folgende Wirkungsweise des Umsteuerventils ergibt : a) Antriebsmotor und Antriebswelle 1 laufen mit Leerlaufdrehzahl oder einer beliebigen höheren Dreh- zahl (Betriebszustand nach Fig. l) : Die Primärölpumpe 28 erzeugt einen ausreichenden Öldruck und ver- sorgt über die Leitungen 29, 47 und 29'die Ölversorgungsstellen 32,2-6, 25 und W in der erforderlichen
Weise. Die überschüssige Ölfördermenge fliesst über das Überdruckventil 34 und den Kühler 35 in den Öl- sumpf 15 ab und wird dabei rückgekühlt.
Ferner wirkt der Primärölpumpendruck über die Verbindungslei- tung 40 auf die entsprechend gross bemessene Druckfläche 38 des Steuerkolbens 37 und verschiebt diesen entgegen der Kraft der Feder 42 in die rechte Endstellung, wie dies in Fig. 1 dargestellt ist. Bei dieser
Kolbenstellung ist die Verbindung zwischen der Primárölpumpen-Druckleitung 29, 29'und der Steueröl- pumpen-Druckleitung 17 unterbrochen, so dass hiebei beide Ölsysteme abhängig voneinander wirken. b) Antriebsmotor und Antriebswelle 1 stehen, Abtriebswelle 12 läuft (z. B. beim Abschleppen eines
Triebfahrzeuges, s. Fig. 2) : Da die Primärölpumpe 28 nicht fördert, ist der Druckraum 39 drucklos, und der Steuerkolben 37 verschiebt sich unter der Wirkung der Druckfeder 42 in die linke Endstellung.
Bei dieser Kolbenstellung ist die Druckleitung 17 der Steuerölpumpe 14 über den Ringraum 43 und die Verbindungsleitung 36 an die Druckleitung 29'der Primärölpumpe 28 angeschlossen, so dass nunmehr die Ölversorgungsstellen 32,2-6, W usw. von der Steuerölpumpe 14 aus mit Öl versorgt werden.
Nach einer Ausführungsform der Erfindung ist in der Primärölpumpen-Druckleitung 29, 29'ein nur in Richtung zu den Schmierstellen und den sonstigen Ölversorgungsstellen hin öffnendes Rückschlagventil 44 vorgesehen, wobei ausserdem die zum Beaufschlagen des Steuerkolbens 37 dienende Zweigleitung 40 an einer in normaler Strömungsrichtung vor dem Rückschlagventil liegenden Stelle 45 der Prtmäröl- pumpen-Druckleitung angeschlossen ist, während die durch das Umsteuerventil gesteuerte Verbindungsleitung 36 an einer hinter dem Rückschlagventil 44 liegenden Stelle 46 der Primärölpumpen-Drucklei- tung angeschlossen ist.
Bei dem oben erwähnten Betriebszustand b (Primärölpumpe 28 steht) schliesst sich dieses Rückschlagventil 44 und verhindert dadurch eine Weiterleitung des Steuerölpumpendruckes in den Druckraum 39 des Umsteuerventils 20. Auf diese Weise werden eventuelle Pendelungen des Steuerkolbens 37 oder zumindest ein Drosseln des Durchflusses dunh das Steuerventil 20 von Leitung 17 nach Leitung 36 auf Grund einer eventuellen Rückverschiebung des Steuerkolbens 37 vor die Mündung der Verbindungsleitung 36 vermieden. Ein weiterer Vorteil des Rückschlagventils 44 besteht darin, dass dann nicht mehr ein Teil der Fördermenge der Steuerölpumpe durch den Kühler 35 in den Ölsumpf abfliessen kann.
Letzteres ist deshalb von Bedeutung, da die Fördermenge der Steuerölpumpe durchwegs kleiner bemessen ist als die der Primärölpumpe 28 und daher nach Möglichkeit für die Ölversorgungsstellen 32,2-6, W und 25 vorbehalten bleiben soll.
Gemäss einer vorteilhaften andern Ausführungsvariante der Erfindung kann auch die Druckleitung der Primärölpumpe 28 durchdas Umsteuerventil 20 steuerbar sein, u. zw. derart, dass nur bei arbeitender Primärölpumpe der Durchfluss durch diese Druckleitung freigegeben ist.
In Anwendung auf das Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 und 2 wird dabei ausserdem vorgeschlagen, dass
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Oil supply device for a gearbox with at least two gear ranges
The invention relates to an oil supply device for a transmission with at least two gear ranges, the switching of which takes place automatically as a function of the pressure of a control oil pump driven by the transmission output shaft and with a primary oil pump driven by the transmission input shaft for supplying oil to the lubrication points and possibly also the actuating piston Clutches, shift brakes and / or for filling one or more flow circuits in fluid transmissions. The oil supply device according to the invention is intended in particular for a vehicle transmission.
If, for example, a vehicle with a transmission with such an oil supply device is towed with the engine at a standstill, the primary oil pump is not conveyed, although even then there are various oil consumption points, such as the bearings of the transmission parts that rotate even when idling
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pump for the temporary supply of the lubrication points and, if necessary, for filling a flow circuit. This additional lubrication pump not only increases the construction effort, but also worsens the overall efficiency in normal driving operation.
Although it is possible to make such an additional lubrication pump disengageable and only switch it on when the engine is at a standstill and the transmission output shaft is running, this also requires considerable construction effort, quite apart from the fact that the operating personnel then have to worry about switching the secondary-side driven additional lubrication pump would be additionally loaded.
The invention now makes use of the fact that in modern transmissions with automatic gear shifting, a control oil pump driven by the transmission output shaft is often inherently present, the oil pressure of which, which increases with the output speed, generates the control pulses for the gear shift.
The invention essentially consists in that the pressure line of the control oil pump is connected to the pressure line of the primary oil pump via a reversing valve and that this reversing valve has an automatic control such that the flow from the control oil pump to the pressure line of the primary oil pump is only released when the primary oil pump is at a standstill is.
According to an expedient embodiment of the invention, the movable control member of the reversing valve, preferably a displaceable control piston, is provided with a pressure surface which is used to move into a first end position and can be acted upon by the primary oil pump pressure, and there is also a spring or the like for returning the Control member in a second end position provided in the absence of pressurization of the pressure surface, the movable control member is ultimately in control connection with the connecting line between the control oil pump pressure line and the primary oil pump pressure line in such a way that this connecting line is interrupted in the first end position of the movable control member and in its second End position is released.
The design according to the invention results in the advantage that using only one oil supply pump driven on the primary side and one control system which is required anyway for the gear change
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oil pump a reliable and always effective supply of all oil requirement points such as lubrication points, actuating pistons for clutches and switching brakes, flow circuits and the like. Like. More is achieved, u. also when the drive motor together with the transmission input shaft is at a standstill and, for example, a vehicle equipped with the transmission is being towed or driving downhill.
The additional construction effort required for the device according to the invention is extremely small and consists only in the arrangement of the connecting line with the reversing valve.
Compared to the previous versions with primary oil pump and control oil pump, there is no additional
Pump is present, the efficiency is not impaired in normal operation. Because further that
If the reversing valve is switched automatically, the device is also independent of the attentiveness of the operating staff.
The invention is explained in more detail below with reference to the drawings. Here represent:
1 shows the diagram of a vehicle transmission with an oil supply device according to the invention and FIG. 2 shows the reversing valve shown in FIG. 1, but for an operating state different from that according to FIG. 1.
According to FIG. 1, the vehicle transmission is designed as a so-called differential converter transmission. His
Drive shaft 1 drives a mechanical transmission branch with shaft 7 on the one hand via the power-sharing differential gear transmission 2-6 and on the other hand pump wheel 9 of flow converter W via hollow shaft 8. Its turbine wheel 10 is via the freewheel 11 with the transmission output shaft
12 in drive connection, which in turn is rigidly coupled to the shaft 7 or can even form a common shaft with this.
In the operating state on which the drawing is based, all
Main parts of the differential gear transmission 2-6 rotatable (not locked), so that then part of the power is purely mechanical via the shaft 7 and the other power part via the hollow shaft 8, the converter
W and the freewheel 11 hydraulically (= hydraulic power branch) on the output shaft
12 is transmitted. This is the lower gear area with power divider operation.
To switch on the second, purely mechanical gear range, the planetary carrier 5 and thus also the hollow shaft 8 and the converter pump wheel 9 are braked by means of the shift brake 13. Since the converter turbine wheel 10 can then also detach itself from the shaft 7, 12 as a result of the freewheel 11, the entire hydraulic power branch is now shut down. The planetary gear transmission 2-6 now only serves as a transmission gear and transmits the entire engine power to the purely mechanical transmission branch with the shaft 7, 12.
Switching between the two gear ranges takes place automatically depending on the gearbox output speed. For this purpose, a control oil pump 14 designed as a gear pump is arranged on the output shaft 12, which sucks oil from the transmission oil sump 15 via the suction line 16 and a quantity of oil approximately proportional to the output speed into its pressure line 17 and from there through the throttle point which can be adjusted by means of the regulating screw 18 19 presses, from where the oil runs back into the oil sump 15 (see the associated directional arrows shown with full lines).
As a result of the throttle point 19, a pressure builds up in the control oil pump pressure line 17, which is also approximately proportional to the transmission output speed and which is controlled via the reversing valve 20 (and at a certain position of the associated valve piston 37) and the Continuation 17 'of the control oil pump pressure line 17 reaches the control cylinder 21 with the spring-loaded control piston 22 (see the associated dashed arrows).
When the driving speed is low and the control oil pressure is low, the control piston 22 is in its uppermost end position under the action of the compression spring 23 and then blocks the pressure line 24, 24 ′ to the gear shift cylinder 25, which will be explained later. Its switching piston 26 is thus under the action of a compression spring 27 in the uppermost end position, so that the switching brake 13 is then released. This means that at low output and driving speeds, the lower gear range with hydraulic-mechanical operation (power divider operation) is always switched on.
As soon as the driving speed exceeds a certain value and the control pressure in the lines 17, 17 'has reached the switching pressure, the control piston 22 is shifted downwards.
Pressurized oil coming from another pump can now reach the gear shift cylinder 25 via the lines 24, 24 ′ and move its shift piston 26 downward against the force of the spring 27 and thus apply (switch on) the shift brake 13 of the planetary gear transmission 2-6. So is
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The primary pump wheel pump is still shown, but could also be designed as a centrifugal pump.
When the drive motor is switched on and the input shaft 1 is running, the pump pressure line 29 and 29 ′ and
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the connected branch lines 30, 24, 24 'and 31 supply the oil supply points of the transmission, namely the bearing lubrication points 32, the planetary gear transmission 2-6, the shift cylinder 25 of the shift brake 13 and the flow converter W with oil. The excess amount of oil delivered by the primary oil pump 28 can return to the oil sump 15 via the branch line 33, the overpressure valve 34 and the cooler 35 (for recooling the heated oil). The associated oil flows are indicated by solid arrows or, in the case of lines 47, 24, 24 ', only by dashed arrows.
The
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supply 17 and the primary oil pump pressure line 29, 29 ′ are connected to one another via a connecting line 36 and the reversing valve 20 already mentioned.
Its control piston 37 borders with its pressure surface 38 on a pressure chamber 39, which is connected to the pressure line 29 of the primary oil pump 28 via the connecting line 40. A compression spring 42 is also provided, which acts on the control piston 37 in the opposite direction to the primary oil pump pressure. D ″, r control piston 37 also forms an annular space 43 with the cylindrical valve housing 41, which is always connected to the control oil pump pressure line 17 and also at times, depending on the piston position, is still connected to line 36 and / or 17 ′.
The size of the printing area
38, the strength of the spring 42 and the position of the connection points of the lines 17.36 and 17 'are now provided so that the reversing valve works as follows: a) The drive motor and drive shaft 1 run at idle speed or any higher speed ( Operating state according to FIG. 1): The primary oil pump 28 generates sufficient oil pressure and supplies the oil supply points 32, 2-6, 25 and W via the lines 29, 47 and 29 'with the required oil pressure
Wise. The excess oil delivery rate flows through the pressure relief valve 34 and the cooler 35 into the oil sump 15 and is cooled back in the process.
Furthermore, the primary oil pump pressure acts via the connecting line 40 on the correspondingly large pressure surface 38 of the control piston 37 and moves it against the force of the spring 42 into the right end position, as is shown in FIG. At this
Piston position, the connection between the primary oil pump pressure line 29, 29 'and the control oil pump pressure line 17 is interrupted, so that both oil systems act independently of one another. b) The drive motor and drive shaft 1 are at a standstill, the output shaft 12 is running (e.g. when towing a
Traction vehicle, s. Fig. 2): Since the primary oil pump 28 does not deliver, the pressure chamber 39 is depressurized and the control piston 37 moves under the action of the compression spring 42 into the left end position.
In this piston position, the pressure line 17 of the control oil pump 14 is connected to the pressure line 29 ′ of the primary oil pump 28 via the annular space 43 and the connecting line 36, so that the oil supply points 32, 2-6, W etc. are now supplied with oil from the control oil pump 14 will.
According to one embodiment of the invention, a non-return valve 44 is provided in the primary oil pump pressure line 29, 29 'which only opens in the direction of the lubrication points and the other oil supply points, and the branch line 40 serving to pressurize the control piston 37 is also connected to a normal flow direction before the Check valve located point 45 of the primary oil pump pressure line is connected, while the connecting line 36 controlled by the reversing valve is connected to a point 46 of the primary oil pump pressure line located behind the check valve 44.
In the above-mentioned operating state b (primary oil pump 28 stopped), this check valve 44 closes and thus prevents the control oil pump pressure from being passed on into the pressure chamber 39 of the reversing valve 20. In this way, any oscillations of the control piston 37 or at least a throttling of the flow through the control valve 20 from line 17 to line 36 due to a possible backward displacement of the control piston 37 in front of the opening of the connecting line 36 avoided. Another advantage of the check valve 44 is that part of the delivery rate of the control oil pump can then no longer flow through the cooler 35 into the oil sump.
The latter is important because the delivery rate of the control oil pump is consistently smaller than that of the primary oil pump 28 and should therefore be reserved for the oil supply points 32, 2-6, W and 25 if possible.
According to another advantageous embodiment of the invention, the pressure line of the primary oil pump 28 can also be controlled by the reversing valve 20, and in such a way that the flow through this pressure line is only released when the primary oil pump is working.
In application to the embodiment of FIGS. 1 and 2, it is also proposed that
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