DE10041386A1 - System zur Wirkungsgradoptimierung einer Ölversorgung - Google Patents
System zur Wirkungsgradoptimierung einer ÖlversorgungInfo
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Abstract
Ein System dient zur Wirkungsgradoptimierung einer Ölversorgung mit wenigstens zwei verschiedenen Öldruckniveaus. Es weist wenigstens zwei Fördereinrichtungen und wenigstens einen Regelschieber mit wenigstens zwei Taillierungen auf. Jeder der Taillierungen ist eine der Fördereinrichtungen zugeordnet. Entsprechend der Stellung der Taillierungen in dem Regelschieber erfolgt für jede der Fördereinrichtungen eine Aufteilung der jeweiligen Volumenströme in die wenigstens zwei Druckniveaus in Abhängigkeit des Ölbedarfs in dem jeweiligen Druckniveau selbsttätig.
Description
Die Erfindung betrifft ein System zur Wirkungsgradop
timierung einer Ölversorgung nach der im Oberbegriff
von Anspruch 1 näher definierten Art.
Bei bekannten Systemen zur Ölversorgung von Hydrau
likanlagen, insbesondere jedoch bei solchen für auto
matische Getriebe, wird ein Großteil der Leistungsver
luste durch die Versorgung von hydraulischen Stell
gliedern hervorgerufen. Zu diesen hydraulischen Stell
gliedern gehören z. B. Kupplungen und Variatoren bei
stufenlosen Getrieben (CVT). Die Ölversorgung, die
einen Druckaufbau an den Stellgliedern ermöglicht,
wird mittels einer oder mehrerer Fördereinrichtungen
bzw. Ölpumpen realisiert. Das erforderliche Druckni
veau solcher Pumpen liegt beispielsweise bei Stufenau
tomatikgetrieben zwischen 15 und 30 bar. Bei stufenlo
sen Getrieben muß mit bis zu 80 bar und höher gerech
net werden. Aufgrund ihrer hohen Antriebsleistung wer
den die Ölpumpen in automatischen Getrieben daher fast
immer durch den Verbrennungsmotor mittels einer festen
Übersetzung angetrieben.
Für die hydraulische Pumpenleistung Phyd gilt ganz all
gemein:
Phyd = ΔpPumpe.Qppumpe.1/ηPumpe
Dabei bedeuten Δp der Differenzdruck, Q der Volumen
strom und η der Wirkungsgrad der jeweiligen Pumpe.
Da die in automatischen Getrieben eingesetzten Pumpen
überwiegend sogenannte Konstantpumpen mit konstantem
Fördervolumen pro Umdrehung sind, also z. B. Zahnrad-
oder Flügelzellenpumpen, ist der geförderte Pumpenvo
lumenstrom aufgrund der festen Übersetzung des An
triebs durch die Verbrennungskraftmaschine von deren
Drehzahl abhängig.
Diesen Nachteil nimmt man jedoch in Kauf, da solche
Konstantpumpen aufgrund ihrer Robustheit und ihres
geringen Kostenaufwands sowie ihres niedrigen Geräu
schniveaus und ihrer einfachen technischen Realisier
barkeit für hohe Druckniveaus Vorteile zeigen. Außer
dem haben diese Konstantpumpen gegenüber Pumpen mit
veränderbarem Fördervolumen pro Umdrehung Wirkungs
gradvorteile.
Um die Leistungsverluste im Getriebe möglichst gering
zu halten, muß das Fördervolumen der Ölpumpen so groß
sein, daß die Ölversorgung in allen erforderlichen
Betriebszuständen des Getriebes gerade noch ausrei
chend ist.
Das Problem besteht nun darin, daß die Dimensionierung
der Pumpen anhand von Betriebszuständen bei niedriger
Motordrehzahl festgelegt werden muß, also mit niedri
ger Pumpendrehzahl und daraus resultierenden niedrigen
Fördermengen. Bei entsprechend höheren Motor- und Pum
pendrehzahlen entsteht somit ein sehr großer Förder
mengenüberschuß, wodurch eine unnötige Verlustleistung
entsteht. Diese hydraulische Verlustleistung steigt
außerdem gemäß der oben angegebenen Formel mit größer
werdendem Druckniveau, da die Pumpe dann einen höheren
Differenzdruck Δp zwischen dem Tankdruckniveau und dem
erforderlichen Druckniveau erzeugen muß.
Um diesem Problem entgegenzuwirken ist es aus dem all
gemeinen Stand der Technik bekannt, eine elektrisch
umschaltbare Doppelkammerpumpe einzusetzen. Diese Öl
pumpe ist in zwei Kammern mit unterschiedlichen För
dervolumina pro Umdrehung aufgeteilt. Über eine elek
trische Umschaltung, die über ein elektrohydraulisches
Ventil auf die Pumpe weitergeleitet wird, kann eine
der beiden Kammern drucklos geschaltet werden.
Im Betrieb bedeutet dies, daß bei kleinen Pumpendreh
zahlen oder größerem Ölmengenbedarf der Verbraucher
beide Kammern auf gleichem Druckniveau fördern. Die
Doppelkammerpumpe arbeitet dann wie eine große Kon
stantpumpe. Sobald höhere Pumpendrehzahlen erreicht
werden und die Verbraucher der Ölversorgung nur noch
einen geringen Volumenstrom an Öl abverlangen, wird
die schaltbare Kammer drucklos geschaltet. Die Doppel
kammerpumpe arbeitet dann prinzipiell nur noch wie
eine kleine Konstantpumpe mit dem Fördervolumen von
nur einer der Kammern. Die Verlustleistung der Doppel
kammerpumpe wird in diesen Fall reduziert.
Allerdings weist auch dieses Prinzip gewisse Nachteile
auf. Durch die stufenweise Schaltung wird das oben
genannte Problem der Ölversorgung nur teilweise ge
löst, da innerhalb einer Stufe nach wie vor große Be
reiche existieren, in denen überschüssige Ölmengen
gefördert werden.
Weitere Nachteile entstehen durch das für die Umschal
tung der Pumpe zusätzlich benötigte elektrohydrauli
sche Ventil. Dieses erfordert entsprechend Bauraum und
führt zu zusätzliche Kosten. Zudem werden durch das
zusätzliche Ventil weitere Ölleckagen verursacht, die
ein größeres Gesamtfördervolumen der Doppelkammerpumpe
erforderlich machen und die Verlustleistung dadurch
wieder erhöhen.
Ein zusätzlicher Nachteil liegt in der elektrischen
Umschaltbarkeit der Doppelkammerpumpe, welche eine
speziell dafür vorgesehene Schaltstrategie erforder
lich macht. Diese Schaltstrategie ist von vielen Fak
toren abhängig. Diese Faktoren, welche beispielsweise
Abhängigkeiten von der Pumpendrehzahl, von dem Ölbe
darf der Verbraucher, von den Leckageveränderung über
die Temperatur, von den Leckageveränderung über die
Lebensdauer usw., beinhalten, machen es erforderlich,
eine vergleichsweise aufwendige Strategie zu entwic
keln. Außerdem kann diese Strategie aufgrund der
Streuungen und Abweichungen der oben genannten Fakto
ren keine absolute Strategie sein, sondern sie muß vor
dem Umschaltvorgang auf nur eine der Kammern stets
eine Sicherheit bezüglich der Fördermenge vorsehen.
Auch dies verursacht in nachteiliger Weise weitere
Verlustleistung.
Da die elektrische Schaltbarkeit der Doppelkammerpumpe
im Falle eines Stromausfalls, also im Notlaufbetrieb
nicht funktioniert, wird in diesem Fall immer eine
entsprechend hohe Fördermenge gefördert, was wiederum
nachteilige Auswirkungen auf die Dimensionierung des
erforderlichen Kühlsystems hat, so daß dieses Kühlsy
stem für den die überwiegend größte Zeit vorliegenden
Normalbetrieb überdimensioniert werden muß.
Außerdem kommt bei Automatikgetrieben hinzu, daß die
Ölverbraucher, also z. B. die Stellglieder, die von der
Ölpumpe bzw. den Ölpumpen versorgt werden müssen, auf
unterschiedlich hohen Druckniveaus arbeiten. Da die
Ölpumpe jedoch nur auf einem Druckniveau fördern kann,
muß der komplette Fördervolumenstrom stets auf dem
benötigten Maximaldruck des Getriebes gefördert wer
den. Das Öl für die Verbraucher auf niedrigerem Druck
niveau wird üblicherweise erst danach von dem hohen
Druckniveau auf das erforderliche niedrigere Druckni
veau gedrosselt, wodurch weitere sehr große Verlust
leistungen entstehen.
Es ist nun die Aufgabe der Erfindung, ein System zur
wirkungsgradoptimierten Ölversorgung, insbesondere für
ein Automatikgetriebe, zu schaffen, welches wenigstens
zwei verschiedene Öldruckniveaus zur Verfügung zu
stellen vermag, wobei diese wenigstens zwei Öldruckni
veaus unabhängig von einer äußeren Hilfsenergie in
Abhängigkeit der Systemanforderungen selbsttätig ein
geregelt werden sollen.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch die im kenn
zeichnenden Teil von Anspruch 1 genannten Merkmale
gelöst.
Die Ölversorgung erfolgt durch die wenigstens zwei
Fördereinrichtungen, die prinzipiell in Größe und Bau
art voneinander unabhängig sind. Sinnvoll wäre hier
jedoch, in einer besonders günstigen Ausgestaltung der
Erfindung, die Verwendung einer Doppelkammerpumpe, die
in ihrer Bauart einheitlich ist, da dies eine sehr
robuste, einfache, platzsparende und kostengünstige
Lösung darstellt.
Da der Volumenstrom jeder der Fördereinrichtungen über
eine eigene Taillierung in den wenigstens einen Regel
schieber in ihren Volumenstrom auf die jeweiligen
Druckniveaus aufgeteilt wird, ist es möglich, daß bei
geeigneten Betriebsbedingungen nur eine der Förderein
richtungen auf dem hohen Druckniveau fördert, während
das Druckniveau, in welches die andere der Förderein
richtungen fördert, bereits abgesenkt worden ist.
Das Einstellen des gewünschten Drucks erfolgt in der
von herkömmlichen, an sich bekannten Regelschiebern
mit einer Taillierung, bekannten Weise. Dabei wird
über einen Vorgabedruck, welcher beispielsweise auch
in Abhängigkeit der Zeit variieren kann, die eine
Wirkfläche des Regelschiebers beaufschlagt, während
eine andere, in einem bestimmten Verhältnis zu der
ersten Wirkfläche stehende zweite Wirkfläche mit einem
Druck, welcher durch den Regelschieber einstellbar
ist, beaufschlagt wird. Dabei wird sich dann an den
Ausgängen des Regelschiebers ein Druck einstellen,
welcher gegenüber dem ersten Vorgabedruck entsprechend
dem Verhältnis, der sogenannten Druckübersetzung, der
beiden Wirkflächen zueinander erhöht ist. Es handelt
sich um eine hydraulisches, selbstregelndes System,
welches ohne externe Hilfsenergie auszukommen vermag.
Einer der erfindungsgemäßen Vorteile des Systems liegt
darin, daß mit sinkendem Ölmengenbedarf der versorgten
Verbraucher bzw. Stellglieder und/oder zunehmender
Drehzahl der Fördereinrichtungen das Druckniveau einer
der Pumpen stufenweise abgesenkt und die mit dieser
Pumpe verbundene Verlustleistung dadurch reduziert
werden kann.
Zudem entsteht ein weiterer Vorteil dadurch, daß wei
tere Verlustleistung verhindert werden kann, da die
beiden Fördereinrichtungen das erforderliche Gesamtvo
lumen des Systems zur Verfügung stellen, wobei die
beiden Pumpen nicht stets mit dem maximal benötigten
Druck fördern müssen. Das Öl für die Verbraucher, die
auf dem niedrigeren Druckniveau arbeiten, kann erfin
dungsgemäß in bestimmten Betriebszuständen lediglich
von der einen der Pumpen gefördert werden, welche dann
ausschließlich in dieses niedrigere Druckniveau för
dert.
Ein weiterer Vorteil des erfindungsgemäßen Systems
liegt darin, daß zur Umschaltung der Fördereinrichtun
gen bzw. zur Variation des Förderdrucks der einen Pum
pe kein zusätzliches Ventil oder dergleichen benötigt
wird, da dies allein durch die Regelschieber ge
schieht. Da bei den Anlagen gemäß dem Stand der Tech
nik ohnehin Regelschieber, welche allerdings mit le
diglich einer Taillierung aufgebaut sind, eingesetzt
werden, kann das erfindungsgemäße System realisiert
werden, ohne einen nennenswerten Mehraufwand an Kosten
oder Bauraum zu erfordern.
Außerdem handelt es sich bei den Regelschiebern, wie
es bereits oben erwähnt wurde, um ein hydraulisch
selbstregelndes System, welches keine Strategie für
eine Umschaltung bzw. Regelung erforderlich macht. Die
Umschaltung der einen Pumpe erfolgt in dem erfindungs
gemäßen System in besonders vorteilhafter Weise stets
zum frühestmöglichen Zeitpunkt, wodurch eine wirkungs
gradoptimierte Druckreduzierung stattfindet, welche
einerseits eine sehr hohe Sicherheit bezüglich der
Fördermenge erreicht und andererseits durch die frü
hestmögliche Umschaltung eine Absenkung der Verlust
leistungen in dem System ermöglicht.
Das erfindungsgemäße System ermöglicht auch bei einer
alterungsbedingten Steigerung von Leckageverlusten
oder dergleichen eine selbsttätig regelnde Anpassung
zu deren Ausgleich, ohne daß eine Strategie, Lang
zeitüberwachung oder dergleichen erforderlich wäre, da
der erfindungsgemäße Aufbau hier stets selbsttätig die
erforderlichen Drücke und Volumenströme in dem rein
hydraulischen System nachregelt.
Das erfindungsgemäße hydraulische System funktioniert
dabei ohne die Verwendung einer Hilfsenergie, was das
System auch für einen Notlaufbetrieb besonders geeig
net macht.
Prinzipiell ist es selbstverständlich möglich, durch
eine Berechnung der Fördervolumina der beiden Pumpen
das System so auszulegen, daß es für einen jeweils
bestimmten Anwendungszweck, beispielsweise ein be
stimmtes Getriebe, zu einem wirkungsgradoptimalen Ver
hältnis der Fördervolumina der beiden Fördereinrich
tungen zueinander kommt.
Des weiteren kann selbstverständlich auch eine Ölver
sorgung mit weiteren zusätzlichen Fördereinrichtungen
realisiert werden, was eine noch feinere Anpassung und
damit eine weitere Reduzierung der Verlustleistungen
möglich macht. Dabei ist selbstverständlich zwischen
dem Aufwand bezüglich der weiteren Fördereinrichtungen
und dem Nutzen durch die Reduzierung der Verlustlei
stung sorgsam auszuwählen.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung
ergeben sich aus restlichen Unteransprüchen und den
anhand der Zeichnung nachfolgend dargestellten Ausfüh
rungsbeispielen.
Es zeigt:
Fig. 1 ein System zur Ölversorgung eines CVT-
Getriebes auf drei verschiedenen Druckniveaus;
und
Fig. 2 eine alternative Ausführung des Systems gemäß
Fig. 1.
Das System zur Wirkungsgradoptimierung einer Ölversor
gung wird beispielhaft anhand der Ölversorgung eines
stufenlosen Automatikgetriebes (CVT) erläutert, wel
ches im wesentlichen mit Ölverbrauchern auf drei un
terschiedlichen Druckniveaus arbeitet: In einer verän
derten Ausführung des Systems für nur zwei Druckni
veaus kann dieses selbstverständlich auch beim Einsatz
in einem automatischen Getriebe mit Schaltstufen sehr
günstig sein.
Das höhere Druckniveau, welches nachfolgend als Hoch
druckniveau HD bezeichnet wird, reicht dabei bis ca.
80 bar und dient zur Verstellung eines Variators in
dem CVT. Das nächstniedrigere Druckniveau, nachfolgend
als Niederdruckniveau ND bezeichnet, reicht bis ca. 35 bar
und dient zur Ansteuerung von Kupplungen. Das
niedrigste der drei Druckniveaus, welches nachfolgend
als Schmierdruckniveau SchD bezeichnet wird, reicht
bis ca. 10 bar und ist zur Schmierung und zur Kühlung
in dem CVT erforderlich.
Fig. 1 zeigt nun einen Schaltplan eines derartigen
Systems zur Wirkungsgradoptimierung der Ölversorgung
des soeben beschriebenen CVT's. Jedes der beschriebe
nen Druckniveaus HD, ND, SchD wird, wie bei den mei
sten hydraulischen Steuerungen ohnehin üblich, durch
einen eigenen Regelschieber eingestellt. Dementspre
chend sind hier ein Hochdruck-Regelschieber 1, ein
Niederdruck-Regelschieber 2 und ein Schmierdruck-
Regelschieber 3 zu erkennen, welche zur Regelung des
Drucks und des Volumenstroms in den jeweils korrespon
dierenden Druckniveaus vorgesehen sind.
Die Regelschieber 1, 2, 3 sind so aufgebaut, daß sie
je einen Schieber 1', 2', 3' aufweisen, welche jeweils
über zwei in einem festen Abstand zueinander angeord
nete Taillierungen 1a, 1b; 2a, 2b; 3a, 3b verfügen.
Dabei ist jedoch die Art und Weise der Druckregelung
und damit der Wirkungsgradoptimierung in dem System an
den einzelnen Regelschiebern 1, 2, 3 von der Wirkungs
weise dieser Regelschieber 1, 2, 3 unabhängig. Die
Regelschieber 1, 2, 3 können z. B. wie im Ausführungs
beispiel dargestellt, als Druckminderventile arbeiten,
sie könnten alternativ dazu jedoch auch als Druckbe
grenzungsventile funktionieren.
Auch sind in Fig. 1 an den Regelschiebern 1, 2, 3 ver
schiedene Prinzipien der Druckregelung sowie verschie
dene Druckverstärkungen, Voreinstellungen über Feder
kräfte und dergleichen dargestellt, welche jedoch für
das Prinzip des Systems zur Wirkungsgradoptimierung
nicht entscheidend sind, weshalb auf eine nähere Be
schreibung an dieser Stelle verzichtet wird.
In dem in Fig. 1 dargestellten Fall wird an den beiden
Regelschiebern 1 und 2 jeweils ein Drucksignal über
jeweils eine Leitung 4, 5 auf eine der Wirkflächen des
jeweiligen Regelschiebers 1, 2 gegeben, um entspre
chend seines Verhältnisses der Wirkflächen, also der
Druckübersetzung, einen entsprechenden Druck nach dem
Regelschieber 1, 2 einzuregeln. Dieses Drucksignal in
den Leitungen 4, 5 wird in an sich bekannter Weise
über ein Proportionalventil oder dergleichen generiert
oder aus dem System an einer geeigneten Stelle entnom
men, weshalb auch hier auf eine nähere Darstellung
verzichtet wurde.
Die Ölversorgung erfolgt gemäß Fig. 1 nun durch zwei
Fördereinrichtungen 6, 7, welche beispielsweise als
zwei Pumpenkammern einer Pumpe, die in Größe und Bau
art voneinander vollkommen unabhängig sein können,
ausgebildet sind. Dabei wäre es jedoch aus Platz- und
Kostengründen sinnvoll, eine robuste Doppelkammerpum
pe, beispielsweise eine Flügelzellenpumpe oder eine
Zahnradpumpe, einzusetzen, so daß die beiden För
dereinrichtungen 6, 7 in ihrer Bauart einheitlich wä
ren.
Die erste Fördereinrichtung 6 arbeitet stets auf dem
Hochdruckniveau HD und wird daher im folgenden als
Hochdruckpumpe 6 bezeichnet. Die zweite Fördereinrich
tung 7 arbeitet je nach Betriebszustand auf dem Hoch
druckniveau HD, dem Niederdruckniveau ND, dem Schmier
druckniveau SchD oder drucklos auf dem Tankdruckniveau
TD. Da das zugrundeliegende Druckniveau für die zweite
Fördereinrichtung 7 also durch das System zur Wir
kungsgradoptimierung der Ölversorgung variiert wird,
wird diese zweite Fördereinrichtung 7 nachfolgend als
variable Pumpe 7 bezeichnet.
Betrachtet man die Stellung des Hochdruck-Regel
schiebers 1 in Fig. 1, so fördert die Hochdruckpumpe 6
ihre komplette Fördermenge bzw. ihren kompletten Volu
menstrom über eine Lamelle 108 und die erste Taillie
rung 1a in das Hochdruckniveau HD. Die variable Pumpe
7 arbeitet ebenfalls auf dem Hochdruckniveau HD und
fördert genau so viel Fördermenge über eine Lamelle
109 und die zweite Taillierung 1b in dem Hochdruck-
Regelschieber 1 in das Hochdruckniveau HD, daß der
dort angesteuerte Druck exakt erreicht wird. Die über
schüssige Fördermenge wird an einer Lamelle 110 über
einen sich dort gegebenenfalls bildenden Drosselspalt
111 in das Niederdruckniveau ND weitergeleitet. Die
wirksame Regelkante des Hochdruck-Regelschiebers 1
liegt bei diesem Betriebszustand somit im Bereich der
Lamelle 110.
Diese dargestellte Position des Hochdruck-Regelschie
bers 1 entspricht einem Betriebszustand bei geringer
Drehzahl der Fördereinrichtungen 6, 7 und bei hohem
Ölverbrauch in dem Hochdruckniveau HD. Bei sinkendem
Ölverbrauch in dem Hochdruckniveau HD und/oder bei
steigender Drehzahl der Fördereinrichtungen 6, 7 wan
dert der Schieber 1' des Hochdruck-Regelschiebers 1 in
an sich bekannter Weise und aufgrund der im Bereich
von Lamellen 112, 113 auf die Wirkflächen des Schie
bers 1' wirkenden Drücke immer weiter in Richtung der
Lamelle 113, wodurch immer mehr Fördermenge der varia
blen Pumpe 7 über die Lamelle 110 in das Niederdruck
niveau ND geleitet wird.
Schließlich reicht der von der Hochdruckpumpe 6 er
zeugte Volumenstrom aus, um das Hochdruckniveau HD
alleine zu versorgen, und der Schieber 1' des Hoch
druck-Regelschiebers 1 verschließt die Verbindung der
variablen Pumpe 7 zu dem Hochdruckniveau HD im Bereich
der Lamelle 109. Die variable Pumpe 7 fördert damit
automatisch über die Lamelle 110 nur noch in das Nie
derdruckniveau ND.
Fördert nun die Hochdruckpumpe 6 eine Fördermengen
überschuß in das Hochdruckniveau HD, so wird dieser an
einer Lamelle 114 und über einen sich hier ausbilden
den weiteren Regelspalt 115 in den Niederdruckniveau
ND weitergeleitet. Die Regelkante des Hochdruck-
Regelschiebers 1 befindet sich in dem nun vorliegenden
Betriebszustand im Bereich der Lamelle 114.
Der soeben für den Hochdruck-Regelschieber 1 beschrie
bene Vorgang findet in gleicher Weise auch an dem Nie
derdruck-Regelschieber 2 und dem Schmierdruck-Regel
schieber 3 statt. Die entsprechend beteiligten Tail
lierungen, Lamellen und dergleichen sind analog zu der
Bezeichnung am Hochdruck-Regelschieber 1 mit den Be
zeichnungen 2a, 2b bzw. 3a, 3b sowie 208, 209, 210,
211, 212, 213, 214, 215 bzw. 308, 309, 310, 311, 312,
313, 314, 315 versehen.
In der Stellung des Niederdruck-Regelschiebers 2 gemäß
Fig. 1 fließt das von der Hochdruckpumpe 6 geförderte
und über den Hochdruck-Regelschieber 1 an der Lamelle
114 in das Niederdruckniveau ND weitergeleitete Öl
über die Lamelle 208 und die Taillierung 2a komplett
in das Niederdruckniveau ND. Das von der variablen
Pumpe 7 geförderte und vom Hochdruck-Regelschieber 1
in das Niederdruckniveau ND weitergeleitete Öl fließt
über die Taillierung 2b nur so weit in das Nieder
druckniveau ND, daß der in dem Niederdruckniveau ND
über das Drucksignal 5 angesteuerte Druck entsprechend
der Druckübersetzung des Niederdruck-Regelschiebers 2
exakt eingeregelt wird. Die überschüssige Fördermenge
wird über die Taillierung 2b und den Bereich der La
melle 210 bzw. des Drosselspalts 211 in das Schmier
druckniveau SchD weitergeleitet.
Bei sinkendem Ölverbrauch in dem Niederdruckniveau ND
und/oder steigender Pumpendrehzahl wandert nun auch
der Niederdruck-Regelschieber 2 immer weiter in Rich
tung der Lamelle 213 und es erfolgt prinzipiell der
gleiche Regelvorgang, der bereits am Hochdruck-
Regelschieber 1 beschrieben wurde.
Der gleiche Vorgang kann analog auch für den Schmier
druck-Regelschieber 3 beschrieben werden. Das über
schüssige Öl, welches in dem Schmierdruckniveau SchD
nicht benötigt wird, wird hierbei in das Tankdruckni
veau TD bzw. in einen Tank weitergeleitet.
Bei hoher Drehzahl der Fördereinrichtungen 6, 7
und/oder niedrigem Ölbedarf der Verbraucher ist es
möglich, daß die Hochdruckpumpe 6 in der Lage ist,
sowohl das Hochdruckniveau HD, das Niederdruckniveau
ND als auch das Schmierdruckniveau SchD komplett mit
Öl zu versorgen. In diesem Fall verschließt der
Schmierdruck-Regelschieber 3 die Verbindung des wei
tergeleiteten Öls von der variablen Pumpe 7 zum
Schmierdruckniveau SchD an Lamelle 309. Damit fördert
die variable Pumpe 7 automatisch nur noch in das Tank
druckniveau TD, läuft also praktisch drucklos und ver
ursacht somit nur minimale Verlustleistungen.
Die weiteren hydraulischen Vorgänge in den Regelschie
bern 1, 2, 3 und deren Verbindungen untereinander sind
aus dem Bereich der Hydraulik von herkömmlichen Regel
schiebern an sich bekannt und werden deshalb nicht
näher erläutert.
Fig. 2 zeigt eine alternative Ausführung des Systems
zur Wirkungsgradoptimierung der Ölversorgung. Dabei
liegt der Ausführungsvariante in Fig. 2 das selbe,
oben bereits erläuterte, Funktionsprinzip zugrunde.
Hierbei ist lediglich die Ausgestaltung der Lamellen
109, 209 und 309 anders gewählt worden. Zur Aufrecht
erhaltung des oben bereits beschriebenen Funkti
onsprinzip ist die Verbindung zwischen dem Bereich der
zweiten Taillierung 1b, 2b, 3b und dem jeweils höheren
der beiden von dem jeweiligen Regelschieber 1, 2, 3
abgeleiteten Druckniveaus außerdem jeweils mit einem
Rückschlagventil 116, 216, 316 versehen.
Da im Bereich der zweiten Taillierung 1b, 2b, 3b ohne
hin immer eine sogenannte negative Überdeckung vorhan
den sein muß, damit die variable Pumpe 7 in keiner
Betriebssituation gegen einen geschlossenen "Schieber"
fördern muß, vereinfacht sich die Auslegung der Über
deckungslängen an den Schiebern 1', 2', 3' der Regel
schieber 1, 2, 3 erheblich. Geringfügige Fertigungsab
weichungen bei der Herstellung der Regelschieber 1, 2,
3 können damit außerdem leichter Kauf genommen werden.
Zusätzlich kann vermieden werden, daß das von der
Hochdruckpumpe 6 geförderte Öl bei bestimmten Regel
stellungen der Schieber 1', 2', 3' über die Lamellen
109, 209 und 309 in ein niedrigeres Druckniveau zu
rückgeleitet werden kann. Dadurch können die Umschalt
vorgänge jeweils zu einem noch früheren Zeitpunkt er
folgen, wodurch sich weitere Wirkungsgradvorteile er
geben.
Außerdem ist in Fig. 2 eine weitere Besonderheit dar
gestellt, da hier die Schieber 1', 2', 3' der Regel
schieber 1, 2, 3 jeweils gleichartig ausgebildet sind,
was bei einer Herstellung in großen Stückzahlen beson
ders günstig ist, da hier jeweils nur gleiche Bauteile
als Innenleben der jeweiligen Regelschieber 1, 2, 3
eingesetzt werden können.
Claims (8)
1. System zur Wirkungsgradoptimierung einer Ölversor
gung, insbesondere für ein Automatikgetriebe, mit
wenigstens zwei verschiedenen Öldruckniveaus, we
nigstens zwei Fördereinrichtungen für einen Ölvo
lumenstrom der Ölversorgung und wenigstens einem
Regelschieber zum Einregeln von wenigstens einem
der Öldruckniveaus,
dadurch gekennzeichnet, daß
der wenigstens eine Regelschieber (1, 2, 3) wenig
stens zwei Taillierungen (1a, 1b; 2a, 2b; 3a, 3b) auf
weist, wobei jeder der Taillierungen (1a, 1b; 2a, 2b;
3a, 3b) eine der Fördereinrichtungen (6, 7) zugeord
net ist, und wobei entsprechend der Stellung der
Taillierungen (1a, 1b; 2a, 2b; 3a, 3b) in dem Regel
schieber (1, 2, 3) für jede der Fördereinrichtungen
(6, 7) eine Aufteilung der jeweiligen Volumenströme
in die wenigstens zwei Druckniveaus (HD, ND, SchD)
in Abhängigkeit des Ölbedarfs in dem jeweiligen
Druckniveau (HD, ND, SchD) selbsttätig erfolgt.
2. System nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, daß
die Taillierungen (1a, 1b; 2a, 2b; 3a, 3b) so ausgebil
det sind, daß die erste Fördereinrichtung (6) über
die erste Taillierung (1a) bei entsprechend hohem
Ölbedarf in dem höheren der Druckniveaus (HD) ei
nen Volumenstrom in das höhere Druckniveau (HD)
fördert, und daß die zweite Fördereinrichtung (7)
über die zweite Taillierung (1b) einerseits in das
höhere Druckniveau (HD) fördert, andererseits über
einen Drosselspalt (111) einen Teil des Volumen
stroms in einem niedrigerem Druckniveau (ND) zur
Verfügung stellt, und daß bei fallendem Volumen
strombedarf in dem höheren Druckniveau (HD) die
zweite Fördereinrichtung (7) über die zweite Tail
lierung (1b) des Regelschiebers (1) praktisch aus
schließlich in dem niedrigeren Druckniveau (ND)
fördert, und daß bei weiter fallendem Volumen
strombedarf die zweite Fördereinrichtung (7) über
die zweite Taillierung (1b) des Regelschiebers (1)
annähernd drucklos arbeitet, während die erste
Fördereinrichtung (6) über die erste Taillierung
(1a) des Regelschiebers (1) einen Teil ihres Volu
menstroms dem höheren Druckniveau (HD) und einen
Teil des Volumenstroms über einen weiteren Dros
selspalt (115) dem niedrigeren Druckniveau (ND)
zur Verfügung stellt.
3. System nach Anspruch 1 oder 2,
dadurch gekennzeichnet, daß
die zwei Taillierungen (1a, 1b; 2a, 2b; 3a, 3b) in dem
Regelschieber (1, 2, 3) in einem festen Abstand zu
einander angeordnet sind.
4. System nach Anspruch 1, 2 oder 3,
dadurch gekennzeichnet, daß
die zwei Fördereinrichtungen (6, 7) als zwei unab
hängige Pumpenkammern einer Pumpe ausgebildet
sind.
5. System nach einem der Ansprüche 1 bis 4,
dadurch gekennzeichnet, daß
die Fördereinrichtungen (6, 7) als Konstantpumpen
ausgebildet sind.
6. System nach einem der Ansprüche 1 bis 5,
dadurch gekennzeichnet, daß
über wenigstens einen weiteren Regelschieber (2, 3)
ein Volumenstrom in wenigstens einem weiteren
Druckniveau (ND, SchD) förderbar ist.
7. System nach einem der Ansprüche 1 bis 6,
dadurch gekennzeichnet, daß
es zur Versorgung eines stufenlosen Automatikge
triebes (CVT) auf drei Druckniveaus (HD, ND, SchD)
dient und zwei Fördereinrichtungen (6, 7) und drei
Regelschieber (1, 2, 3) aufweist, wobei an einer
Wirkfläche des ersten Regelschiebers (1) eine ex
ternes Drucksignal (Leitung 4) zum Einstellen des
höchsten der drei Druckniveaus (HD) anliegt, wobei
die jeweils erste Taillierung (1a, 2a, 3a) direkt
oder indirekt über die erste Fördereinrichtung (5)
mit Öl versorgt wird, und wobei die jeweils zweite
Taillierung (1b, 2b, 3b) direkt oder indirekt über
die zweite Fördereinrichtung (7) mit Öl versorgt
wird.
8. System nach einem der Ansprüche 1 bis 7,
dadurch gekennzeichnet, daß
die Summe der Volumenströme der wenigstens zwei
Fördereinrichtungen (6, 7) den erforderlichen Ölbe
darf in allen Betriebszuständen deckt.
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FR0111035A FR2813377B1 (fr) | 2000-08-23 | 2001-08-23 | Systeme pour optimiser le rendement d'une alimentation en huile |
US09/934,668 US6666225B2 (en) | 2000-08-23 | 2001-08-23 | System and method for optimizing the efficiency of an oil supply |
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Cited By (15)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE102004025764A1 (de) | 2004-05-26 | 2006-05-18 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydraulikkreislauf zur Ölversorgung eines Automat-, insbesondere eines Stufenautomatgetriebes für Kraftfahrzeuge |
DE102008000679A1 (de) * | 2008-03-14 | 2009-09-17 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydraulische Steuerungsanordnung zum Steuern eines variablen Fluidvolumenstroms |
EP1420185B2 (de) † | 2002-11-18 | 2016-01-20 | ZF Friedrichshafen AG | Kraftfahrzeug-Antriebsstrang mit einer Pumpenanordnung zur Versorgung einer Kupplungseinrichtung mit Druckmedium |
EP1420186B2 (de) † | 2002-11-18 | 2016-06-01 | ZF Friedrichshafen AG | Kraftfahrzeug- Antriebsstrang mit einer Pumpenanordnung zur Versorgung einer Kupplungseinrichtung mit Druckmedium |
DE102015212161A1 (de) | 2015-06-30 | 2017-01-05 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydrauliksystem eines Automatgetriebes |
DE10308502B4 (de) * | 2003-02-26 | 2018-02-01 | Volkswagen Ag | Verfahren zur Steuerung eines automatisierten Kfz-Getriebes |
DE10318152B4 (de) * | 2003-04-17 | 2018-07-05 | Volkswagen Ag | Ölversorgungsvorrichtung für den Hydraulikkreislauf eines Fahrzeuggetriebes bzw. Verfahren zur Steuerung oder Regelung der Ölversorgungsvorrichtung |
DE102018219322A1 (de) | 2018-11-13 | 2020-05-14 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydrauliksystem für ein Automatikgetriebe |
WO2020094310A1 (de) * | 2018-11-09 | 2020-05-14 | Zf Friedrichshafen Ag | Systemdruckventil für ein hydrauliksystem eines kraftfahrzeug-getriebes |
DE102004064331B3 (de) * | 2004-05-26 | 2020-12-03 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydraulikkreislauf zur Ölversorgung eines Automatikgetriebes |
DE102013114868B4 (de) * | 2013-09-17 | 2021-03-18 | Hyundai Motor Company | Hydraulikdruckzuführsystem eines Automatikgetriebes |
DE102019215840A1 (de) * | 2019-10-15 | 2021-04-15 | Zf Friedrichshafen Ag | Verfahren zum Betreiben eines Hydrauliksystems und Hydrauliksystem |
RU2790212C2 (ru) * | 2018-11-09 | 2023-02-15 | Цф Фридрихсхафен Аг | Системный нагнетательный клапан для гидравлической системы коробки передач безрельсового транспортного средства с двигателем |
DE102022203576A1 (de) | 2022-04-08 | 2023-10-12 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydrauliksystem für ein Getriebe eines Kraftfahrzeugs |
DE102022204496A1 (de) | 2022-05-06 | 2023-11-09 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydrauliksystem sowie Verfahren und Steuergerät zum Betreiben eines Hydrauliksystems |
Families Citing this family (7)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2004301190A (ja) * | 2003-03-28 | 2004-10-28 | Aisin Seiki Co Ltd | 油圧制御装置 |
EP1469235A1 (de) * | 2003-04-17 | 2004-10-20 | BorgWarner, Inc. | Hydraulisches Steuer- und Regelsystem sowie Verfahren zum Einstellen von hydraulischen Druckniveaus |
WO2006084427A1 (de) * | 2005-02-11 | 2006-08-17 | Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg | Ventil zum ansteuern einer kupplung eines getriebes eines fahrzeuges |
JP6007746B2 (ja) * | 2012-11-20 | 2016-10-12 | アイシン精機株式会社 | 作動油供給装置 |
WO2014095987A1 (en) * | 2012-12-18 | 2014-06-26 | Robert Bosch Gmbh | Continuously variable transmission with a hydraulic control system |
WO2016168134A1 (en) * | 2015-04-17 | 2016-10-20 | Borgwarner Inc. | Multi-pressure hydraulic control system for a continuously variable automatic transmission |
JP6660376B2 (ja) * | 2015-08-31 | 2020-03-11 | オートマティック スイッチ カンパニー | 高流量スプール弁 |
Family Cites Families (8)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US3534774A (en) * | 1968-11-14 | 1970-10-20 | Koehring Co | Pressure compensated control valve |
US4514147A (en) * | 1984-04-09 | 1985-04-30 | General Motors Corporation | Controlled valving for a dual pump system |
DE3841304A1 (de) * | 1988-12-08 | 1990-01-25 | Daimler Benz Ag | Selbsttaetige schaltvorrichtung eines gangwechselgetriebes |
DE4004854A1 (de) * | 1990-02-16 | 1991-08-22 | Bosch Gmbh Robert | Hydraulische steuereinrichtung |
LU88277A1 (de) * | 1993-05-27 | 1994-12-01 | Hydrolux Sarl | Vorgesteuertes Servoventil |
US5513732A (en) * | 1994-08-05 | 1996-05-07 | Ford Motor Company | Regulation of hydraulic pressure in a system having multiple pressure sources |
DE19829530B4 (de) * | 1998-07-02 | 2005-01-20 | Hoerbiger Micro Fluid Gmbh | Ventilanordnung |
AT3017U3 (de) * | 1999-03-18 | 2000-03-27 | Hoerbiger Hydraulik | Steueranordnung für einen arbeitszylinder |
-
2000
- 2000-08-23 DE DE10041386A patent/DE10041386B4/de not_active Expired - Fee Related
-
2001
- 2001-08-23 FR FR0111035A patent/FR2813377B1/fr not_active Expired - Fee Related
- 2001-08-23 US US09/934,668 patent/US6666225B2/en not_active Expired - Lifetime
Cited By (19)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
EP1420186B2 (de) † | 2002-11-18 | 2016-06-01 | ZF Friedrichshafen AG | Kraftfahrzeug- Antriebsstrang mit einer Pumpenanordnung zur Versorgung einer Kupplungseinrichtung mit Druckmedium |
EP1420185B2 (de) † | 2002-11-18 | 2016-01-20 | ZF Friedrichshafen AG | Kraftfahrzeug-Antriebsstrang mit einer Pumpenanordnung zur Versorgung einer Kupplungseinrichtung mit Druckmedium |
DE10308502B4 (de) * | 2003-02-26 | 2018-02-01 | Volkswagen Ag | Verfahren zur Steuerung eines automatisierten Kfz-Getriebes |
DE10318152B4 (de) * | 2003-04-17 | 2018-07-05 | Volkswagen Ag | Ölversorgungsvorrichtung für den Hydraulikkreislauf eines Fahrzeuggetriebes bzw. Verfahren zur Steuerung oder Regelung der Ölversorgungsvorrichtung |
DE102004025764B4 (de) | 2004-05-26 | 2018-09-13 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydraulikkreislauf zur Ölversorgung eines Automat-, insbesondere eines Stufenautomatgetriebes für Kraftfahrzeuge |
DE102004025764A1 (de) | 2004-05-26 | 2006-05-18 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydraulikkreislauf zur Ölversorgung eines Automat-, insbesondere eines Stufenautomatgetriebes für Kraftfahrzeuge |
DE102004064331B3 (de) * | 2004-05-26 | 2020-12-03 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydraulikkreislauf zur Ölversorgung eines Automatikgetriebes |
US8464755B2 (en) | 2008-03-14 | 2013-06-18 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydraulic control arrangement for controlling a variable fluid volume flow |
DE102008000679A1 (de) * | 2008-03-14 | 2009-09-17 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydraulische Steuerungsanordnung zum Steuern eines variablen Fluidvolumenstroms |
DE102013114868B4 (de) * | 2013-09-17 | 2021-03-18 | Hyundai Motor Company | Hydraulikdruckzuführsystem eines Automatikgetriebes |
DE102015212161A1 (de) | 2015-06-30 | 2017-01-05 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydrauliksystem eines Automatgetriebes |
RU2790212C2 (ru) * | 2018-11-09 | 2023-02-15 | Цф Фридрихсхафен Аг | Системный нагнетательный клапан для гидравлической системы коробки передач безрельсового транспортного средства с двигателем |
US11867298B2 (en) | 2018-11-09 | 2024-01-09 | Zf Friedrichshafen Ag | System pressure valve for a hydraulic system of a motor vehicle transmission |
WO2020094310A1 (de) * | 2018-11-09 | 2020-05-14 | Zf Friedrichshafen Ag | Systemdruckventil für ein hydrauliksystem eines kraftfahrzeug-getriebes |
WO2020099026A1 (de) | 2018-11-13 | 2020-05-22 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydrauliksystem für ein automatikgetriebe |
DE102018219322A1 (de) | 2018-11-13 | 2020-05-14 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydrauliksystem für ein Automatikgetriebe |
DE102019215840A1 (de) * | 2019-10-15 | 2021-04-15 | Zf Friedrichshafen Ag | Verfahren zum Betreiben eines Hydrauliksystems und Hydrauliksystem |
DE102022203576A1 (de) | 2022-04-08 | 2023-10-12 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydrauliksystem für ein Getriebe eines Kraftfahrzeugs |
DE102022204496A1 (de) | 2022-05-06 | 2023-11-09 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydrauliksystem sowie Verfahren und Steuergerät zum Betreiben eines Hydrauliksystems |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
FR2813377A1 (fr) | 2002-03-01 |
US6666225B2 (en) | 2003-12-23 |
DE10041386B4 (de) | 2008-08-21 |
US20020040603A1 (en) | 2002-04-11 |
FR2813377B1 (fr) | 2005-08-19 |
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