DE102006032715A1

DE102006032715A1 - Hydrauliksystem für ein Toroidgetriebe eines Kraftfahrzeugs

Info

Publication number: DE102006032715A1
Application number: DE200610032715
Authority: DE
Inventors: Steffen Dr.-Ing. Henzler
Original assignee: Daimler AG
Current assignee: Mercedes Benz Group AG
Priority date: 2006-07-14
Filing date: 2006-07-14
Publication date: 2008-01-17

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Hydrauliksystem für ein Toroidgetriebe eines Kraftfahrzeugs und speziell den Teil des Hydrauliksystems, in dem ein Arbeits- und ein Schmierdruck bereitgestellt wird. Es muss immer sichergestellt sein, dass im Hydrauliksystem des Toroidgetriebes ein ausreichend hoher Arbeitsdruck zur Verfügung steht. Er sollte allerdings auch nicht unnötig hoch sein, das sonst der Wirkungsgrad des Toroidgetriebes absinkt. Die Anforderungen an die Höhe des Arbeitsdrucks sind insbesondere in verschiedenen Fahrbereichen des Toroidgetriebes sehr unterschiedlich. Es ist die Aufgabe der Erfindung, ein Hydrauliksystem für ein Toroidgetriebe vorzuschlagen, mittels welchem der für den sicheren und effizienten Betrieb des Toroidgetriebes notwendige Arbeitsdruck einfach, insbesondere ohne Verwendung eines Magnetventils, einstellbar ist. Erfindungsgemäß wird der Arbeitsdruck im Hydrauliksystem von einem Arbeitsdruckventil (1) in Abhängigkeit von zwei Steuerdrücken (Anpressdruck am Variator p_AV, Kupplungsdruck p_K) eingestellt. Die beiden Steuerdrücke (p_AV, p_K) werden von Drücken im Hydrauliksystem abgeleitet, sie werden also nicht nur zur Ansteuerung des Arbeitsdruckventils von einem Magnetventil erzeugt.

Description

Die Erfindung betrifft ein Hydrauliksystem für ein Toroidgetriebe eines Kraftfahrzeugs mit den Merkmalen des Oberbegriffs des Anspruchs 1.
Toroidgetriebe für Kraftfahrzeuge können verschiedene Fahrbereiche aufweisen, die sich durch verschiedene Leistungspfade innerhalb des Getriebes unterscheiden. Die Fahrbereiche können über verschiedene Übersetzungsbereiche verfügen, in denen die Übersetzung stufenlos verstellt werden kann. Es ist auch möglich, dass in einem Fahrbereich nur eine oder auch mehrere feste Übersetzungen einstellbar sind. In diesem Fall kann ein Variator des Toroidgetriebes umgangen werden. Ein derartiges Toroidgetriebe ist beispielsweise in der DE 10 2004 013 506 A1 beschrieben.
Das Toroidgetriebe weist ein Hydrauliksystem auf, welches über Stellglieder beispielsweise in Form von Kolben-Zylinder-Einheiten verfügt, mittels welchen beispielsweise die Übersetzung am Variator verändert oder Kupplungen geöffnet und geschlossen werden können. Es muss immer sichergestellt sein, dass im Hydrauliksystem des Toroidgetriebes ein ausreichend hoher Arbeitsdruck zur Verfügung steht. Er sollte allerdings auch nicht unnötig hoch sein, da sonst der Wirkungsgrad des Toroidgetriebes absinkt. Die Anforderungen an die Höhe des Arbeitsdrucks sind insbesondere in den verschiedenen Fahrbereichen sehr unterschiedlich.
Die DE 199 34 682 A1 beschreibt ein Hydrauliksystem für ein stufenloses Toroidgetriebe eines Kraftfahrzeugs mit einem Fahrbereich. Das Hydrauliksystem weist eine Fördereinrichtung in Form einer Ölpumpe auf, welche das Hydrauliksystem mit Betriebsfluid versorgt. Ein Arbeitsdruck des Hydrauliksystems in Form eines Leitungsdrucks wird von einer Steuerungseinrichtung des Toroidgetriebes mittels eines Leitungsdruck-Magnetventils, welches ein Druckeinstellventil ansteuert, eingestellt. Die Steuerungseinrichtung bestimmt verschiedene Soll-Drücke, beispielsweise an einer Vorwärts-/Rückwärtskupplung im Toroidgetriebe, am Variator und einen Soll-Schmierdruck. Aus diesen Soll-Drücken wird durch Maximumbildung der Sollwert für den Arbeitsdruck bestimmt, welcher von der Steuerungseinrichtung durch eine entsprechende Ansteuerung des Leitungsdruck-Magnetventils eingestellt wird.
Demgegenüber ist es die Aufgabe der Erfindung, ein Hydrauliksystem für ein Toroidgetriebe vorzuschlagen, mittels welchem der für den sicheren und effizienten Betrieb des Toroidgetriebes notwendige Arbeitsdruck einfach, insbesondere ohne Verwendung eines Magnetventils, einstellbar ist. Erfindungsgemäß wird die Aufgabe mit einem Hydrauliksystem mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst.
Erfindungsgemäß wird der Arbeitsdruck im Hydrauliksystem, also der höchste Druck innerhalb des Hydrauliksystems, von einem Arbeitsdruckventil in Abhängigkeit von zwei Steuerdrücken eingestellt. Die beiden Steuerdrücke werden von Drücken im Hydrauliksystem abgeleitet, sie werden also nicht nur zur Ansteuerung des Arbeitsdruckventils von einem Magnetventil erzeugt.
Der erste Steuerdruck ist von einem ersten Druck abgeleitet, der ein Maß für einen Mindestwert des Arbeitsdrucks im ersten Fahrbereich darstellt. Sofern der Arbeitsdruck wenigstens so hoch wie der genannte Mindestwert ist, ist ein sicherer Betrieb des Toroidgetriebes in dem entsprechenden Fahrbereich gewährleistet. In diesem Fall ist der Arbeitsdruck also so hoch, dass Beschädigungen des Toroidgetriebes auf Grund eines zu geringen Arbeitsdrucks ausgeschlossen sind. Wenn der erste Fahrbereich als ein stufenloser Fahrbereich ausgeführt ist, so kann der erste Druck beispielsweise als ein Druck am Variator des Toroidgetriebes ausgeführt sein.
Der zweite Steuerdruck ist von einem zweiten Druck abgeleitet, der ein Maß für einen Mindestwert des Arbeitsdrucks im zweiten Fahrbereich darstellt. Wenn der zweite Fahrbereich als ein Fahrbereich mit festen Übersetzungen ausgeführt ist, so kann der zweite Druck beispielsweise als ein Druck an einer im Kraftfluss liegenden Kupplung ausgeführt sein.
Damit kann der Arbeitsdruck ohne Verwendung eines Magnetventils in beiden Fahrbereichen auf einen sinnvollen Wert eingestellt werden. Es ist zur Einstellung des Arbeitsdrucks kein Magnetventil notwendig, wodurch Bauraum und Kosten eingespart werden können.
Im ersten Fahrbereich ist insbesondere unter Einbeziehung des Variators ein stufenloser Betrieb des Toroidgetriebes möglich. Der Variator trägt also zur Drehmomentübertragung bei. Der erste Fahrbereich kann auch mehrere, beispielsweise zwei Teil-Fahrbereiche aufweisen, die durch verschiedene Übersetzungsbereiche gekennzeichnet sind.
Der zweite Fahrbereich ist insbesondere durch eine oder mehrere feste Übersetzungen unter Umgehung des Variators gekennzeichnet, womit ein gestufter Betrieb des Toroidgetriebes ermöglicht wird. In diesem Fahrbereich trägt der Variator nicht oder nur in einem sehr geringen Maße zur Drehmomentübertragung bei. Innerhalb des zweiten Fahrbereichs können ein so genannter Direktgang und/oder ein Synchrongang realisiert sein. Es ist ebenso möglich, dass weitere feste Übersetzungen einschaltbar sind. Beispielsweise kann dem eigentlichen Toroidgetriebe ein Nachschaltgetriebe mit mehreren möglichen Übersetzungen nachgeschaltet sein.
Die Anforderungen an die Höhe des Arbeitsdrucks hängen in starkem Maße davon ab, ob der Variator zur Drehmomentübertragung beiträgt oder nicht. Durch Berücksichtigung der beiden Steuerdrücke, die jeweils ein Maß für den erforderlichen Mindestdruck darstellen, kann der Arbeitsdruck in allen Fahrsituationen auf einen sinnvollen Wert eingestellt werden.
Falls der erste Fahrbereich als ein stufenloser Fahrbereich ausgeführt ist, wird der erste Steuerdruck insbesondere von einem Anpressdruck am Variator abgeleitet. Am Variator wird Drehmoment von einer Antriebsscheibe über einen Zwischenroller auf eine Abtriebsscheibe übertragen. Durch Änderung der Position des Zwischenrollers kann die Übersetzung des Variators verändert werden. Die An- und Abtriebsscheiben müssen mittels einer Kolben-Zylinder-Einheit, die mit Druck beaufschlagt werden kann, gegeneinander gedrückt werden, um so ein Durchrutschen des Zwischenrollers zu verhindern. Ein Durchrutschen des Zwischenrollers kann zu Schädigungen der Scheiben und des Zwischenrollers führen und sollte unbedingt vermieden werden. Die notwendige Anpresskraft und damit der notwendige Anpressdruck am Variator sind unter anderem vom Drehmoment am Eingang des Toroidgetriebes abhängig. Im stufenlosen Betrieb ist der Anpressdruck in der Regel der höchste Druck, so dass mit einer Ableitung des ersten Steuerdrucks vom Anpressdruck am Variator ein ausreichend hoher Arbeitsdruck gewährleistet ist.
Falls der zweite Fahrbereich einen gestuften Betrieb ermöglicht, wird der zweite Steuerdruck insbesondere von einem Druck an einer im Kraftfluss liegenden Kupplung abgeleitet. Im gestuften Betrieb überträgt der Variator quasi kein Drehmoment, so dass am Variator keine nennenswerten Drücke, beispielsweise für Anpressung oder Übersetzungsänderung, notwendig sind. Damit kann der notwendige Arbeitsdruck nicht von einem Druck am Variator abgeleitet werden. In diesem Fall ist der höchste Druck im Hydrauliksystem in der Regel der Druck an einer im Kraftfluss liegenden Kupplung, beispielsweise im Direktgang an der Kupplung, welche eine Eingangswelle mit einer Ausgangswelle koppelt. Durch die Ableitung des zweiten Steuerdrucks vom genannten Druck an der Kupplung wird gewährleistet, dass auch in diesem Fahrbereich ein ausreichend hoher Arbeitsdruck zu Verfügung steht.
Falls mehrere Kupplungen im Kraftfluss liegen, kann der zweite Steuerdruck von einem Maximum der verschiedenen Kupplungsdrücke abgeleitet werden.
Der Arbeitsdruckschieber ist insbesondere so ausgeführt, dass der Arbeitsdruck in Abhängigkeit vom höheren der beiden Steuerdrücke eingestellt wird. Beispielsweise entspricht der Arbeitsdruck der Summe des Maximums der beiden Steuerdrücke und einem Offset, der beispielsweise mittels einer Feder erzeugt werden kann.
Damit ist sichergestellt, dass der Arbeitsdruck in allen Fahrsituationen für einen sicheren Betrieb des Toroidgetriebes ausreicht.
Das Arbeitsdruckventil ist insbesondere als ein Schieberventil ausgeführt. Die Steuerdrücke wirken dann auf Flächen des Schiebers. Die genannte Maximumbildung der beiden Steuerdrücke kann dabei außerhalb des Arbeitsdruckventils durchgeführt werden. Das Arbeitsdruckventil ist aber insbesondere so ausgeführt, dass beide Steuerdrücke auf den Schieber geführt werden und nur der größere der beiden Steuerdrücke wirkt.
In Ausgestaltung der Erfindung ist das Arbeitsdruckventil als ein Regelschieber mit einem Schieber ausgeführt. Der Arbeitsdruck wird so auf den Schieber zurückgeführt, dass er entgegen der auf den Schieber geführten Steuerdrücke wirkt. Dabei ist eine Rückführfläche des Arbeitsdrucks größer als eine Wirkfläche der Steuerdrücke, wobei insbesondere der größere der beiden Steuerdrücke auf die Wirkfläche der Steuerdrücke wirkt. Damit wird gewährleistet, dass auch bei sehr hohen Steuerdrücken, wie sie beispielsweise bei in Offenstellung klemmenden Regelschiebern der Drücke, von welchen die Steuerdrücke abgeleitet werden, vorkommen können, der Arbeitsdruck einen Grenzwert, der beispielsweise 80 bar betragen kann, nicht überschreitet. Damit kann auf ein Druckbegrenzungsventil für den Arbeitsdruck verzichtet werden.
In Ausgestaltung der Erfindung weist das Hydrauliksystem ein Schmierdruckventil auf, welches vom Arbeitsdruckventil mit Betriebsfluid, welches nicht zur Aufrechterhaltung des Arbeitsdrucks benötigt wird, versorgt wird. Der Schmierdruckschieber ist damit dem Arbeitsdruckventil nachgeschaltet. Damit wird gewährleistet, dass zuerst der für den Betrieb des Toroidgetriebes notwendige Arbeitsdruck zur Verfügung gestellt wird und wenn dies gewährleistet ist, auch ein Schmierdruck abgeleitet wird. Damit kann immer der notwendige Arbeitsdruck gewährleistet und sofern möglich auch Schmieröl zur Verfügung gestellt werden. Für die Einstellung des Schmierdrucks wird ebenfalls kein Magnetventil benötigt.
In Ausgestaltung der Erfindung ist der vom Schmierdruckventil eingestellte Schmierdruck von einem Schmier-Steuerdruck abhängig, welcher ein Maß für eine Last des Toroidgetriebes darstellt. Der Schmier-Steuerdruck kann beispielsweise ein Maß für ein Drehmoment an der Eingangswelle des Toroidgetriebes darstellen. Da der Bedarf an Schmieröl und damit der Schmierdruck mit steigender Last ansteigt, kann der Schmierdruck so an den tatsächlichen Bedarf angepasst werden. Der Schmier-Steuerdruck wird insbesondere vom Anpressdruck am Variator abgeleitet bzw. der Anpressdruck wird als Schmier-Steuerdruck verwendet. Wie bereits ausgeführt, steigt der Anpressdruck mit steigendem Drehmoment an der Eingangswelle an und stellt so zumindest in einem Fahrbereich ein Maß für die Last des Toroidgetriebes dar.
Die beschriebene Lastabhängigkeit des Schmierdrucks ist auch ohne die erfindungsgemäße Abhängigkeit des Arbeitsdrucks von den beiden Steuerdrücken umsetzbar.
In Ausgestaltung der Erfindung wird der Wert bzw. die Höhe des Schmier-Steuerdruck nur bis zum Erreichen eines Grenzwerts berücksichtigt. Bei einem Überschreiten des Grenzwerts durch den Schmier-Steuerdruck wird der Schmierdruck in Abhängigkeit des genannten Grenzwerts eingestellt. Damit ist der Schmierdruck nur innerhalb eines Bereichs des Schmier-Steuerdrucks, also insbesondere innerhalb eines Bereichs des Anpressdrucks, vom Schmier-Steuerdruck abhängig und wird bei einem weiteren Ansteigen des Schmier-Steuerdrucks abgekoppelt und verharrt damit auf dem bei Erreichen des Grenzwerts eingestellten Wert.
Damit besitzen hohe Schmier-Steuerdrücke, die kurzzeitig bei dynamischen Vorgängen auftreten können, keinen Einfluss auf die Höhe des Schmierdrucks. Dies ist insbesondere dann vorteilhaft, wenn der Variator des Toroidgetriebes für Dauerbetrieb auf ein maximales Drehmoment von beispielsweise 600–900 Nm ausgelegt ist, aber bei dynamischen Vorgängen bis zu 300–500 Nm mehr übertragen kann. Der genannte Grenzwert würde dann auf einen Schmier-Steuerdruck festgelegt, der dem erlaubten Drehmoment im Dauerbetrieb entspricht. Kurzfristige Erhöhungen des Drehmoments und damit des Schmier-Steuerdrucks haben dann keinen Einfluss auf die Höhe des Schmierdrucks.
In Ausgestaltung der Erfindung ist der Schmierdruck von einer Fördermenge der Fördereinrichtung abhängig. Die Fördereinrichtung wird in der Regel von der Antriebsmaschine des Kraftfahrzeugs angetrieben, so dass die Drehzahl der Fördereinrichtung und damit die Fördermenge mit steigender Drehzahl der Antriebsmaschine ansteigen. Der Bedarf an Schmieröl steigt ebenfalls mit steigender Drehzahl der Antriebsmaschine an, so dass damit eine Anpassung des Schmierdrucks und damit der Schmierölmenge an den tatsächlichen Bedarf gewährleistet wird.
In Ausgestaltung der Erfindung weist das Hydrauliksystem zwei verschiedene Öldruckniveaus, zwei Fördereinrichtungen und ein als ein Regelschieber ausgeführtes Arbeitsdruckventil auf. Der Regelschieber verfügt über zwei Taillierungen, wobei jeder der Taillierungen eine der Fördereinrichtungen zugeordnet ist. Die Taillierungen sind so ausgebildet, dass die erste Fördereinrichtung über die erste Taillierung bei entsprechend hohem Ölbedarf in dem höheren der Druckniveaus einen Volumenstrom in das höhere Druckniveau fördert und dass die zweite Fördereinrichtung über die zweite Taillierung einerseits in das höhere Druckniveau fördert, andererseits über einen Drosselspalt einen Teil des Volumenstroms in einem niedrigerem Druckniveau zur Verfügung stellt. Bei fallendem Volumenstrombedarf in dem höheren Druckniveau fördert die zweite Fördereinrichtung über die zweite Taillierung des Regelschiebers praktisch ausschließlich in dem niedrigeren Druckniveau. Bei weiter fallendem Volumenstrombedarf arbeitet die zweite Fördereinrichtung über die zweite Taillierung des Regelschiebers annähernd drucklos, während die erste Fördereinrichtung über die erste Taillierung des Regelschiebers einen Teil ihres Volumenstroms dem höheren Druckniveau und einen Teil des Volumenstroms über einen weiteren Drosselspalt dem niedrigeren Druckniveau zur Verfügung stellt.
Damit kann das Hydrauliksystem mit möglichst geringem Energieeinsatz realisiert werden, so dass das Toroidgetriebe einem hohen Wirkungsgrad aufweist. Außerdem stellen sich die beiden Öldruckniveaus unabhängig von einer äußeren Hilfsenergie in Abhängigkeit der Systemanforderungen selbsttätig ein.
Das Hydrauliksystem kann auch mehr als zwei Druckniveaus aufweisen.
Die beiden Fördereinrichtungen sind insbesondere als zwei unabhängige Pumpenkammern einer Pumpe ausgebildet. Die Pumpe ist beispielsweise als eine so genannte Doppelkammerpumpe ausgeführt. Die Fördereinrichtungen können so robust, platzsparend und kostengünstig realisiert werden.
Weitere Ausgestaltungen der Erfindung gehen aus der Beschreibung und der Zeichnung hervor. Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in der Zeichnung vereinfacht dargestellt und in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert.
Dabei zeigen:
1 einen Räderplan eines Toroidgetriebes für ein Kraftfahrzeug im Längsschnitt,
2 einen Ausschnitt eines Hydrauliksystems des Toroidgetriebes und
3 eine alternative Ausführungsform eines Schmierdruckventils des Hydraulikssystems.
Das gemäß 1 dargestellte Toroidgetriebe findet Einsatz in Kraftfahrzeugen, insbesondere mit Standardantrieb. Im Kraftfluss zwischen einer zentralen Eingangswelle 10 und einer koaxialen Ausgangswelle 11 ist ein stufenloses Toroidgetriebe 12 angeordnet, welches ein Planetenräder-Summengetriebe 13 und ein Planetenräder-Umkehrgetriebe 22 besitzt. Koaxial und bewegungsfest zur Eingangswelle 10 ist eine zentrale Zwischenwelle 14 vorgesehen, welche mit der einen zentralen Antriebsscheibe 15 des nach dem 2-Kammer-Prinzip ausgebildeten Variators 67 sowie mit einem ein erstes Getriebeglied des Summengetriebes 13 bildenden, zweistegigen Planetenträger 16 bewegungsfest verbunden ist. Der Planetenträger 16 ist zur Ermöglichung des koaxialen Leistungsdurchgangs zusätzlich mit der anderen zentralen Antriebs scheibe 15a des Variators 67 bewegungsfest verbunden. Koaxial zur Eingangswelle 10 und konzentrisch zur zentralen Zwischenwelle 14 ist eine konzentrische Zwischenwelle 17 angeordnet, welche die beiden zentralen Abtriebsscheiben 18, 18a des Variators 67 mit einem ein zweites Getriebeglied des Summengetriebes 13 bildenden, inneren Zentralrad 19 drehfest verbindet.
Am Variator 67 kann von den Antriebsscheiben 15, 15a über Zwischenroller 68, 68a Drehmoment auf die Abtriebsscheiben 18, 18a übertragen werden. Um ein Rutschen der Zwischenroller 68, 68a gegenüber den An- und Abtriebsscheiben 15, 15a, 18, 18a zu verhindern, können diese mittels einer nicht dargestellten hydraulisch betätigten Kolben-Zylinder-Einheit gegeneinander gedrückt werden.
Das Summengetriebe 13 weist ein drittes Getriebeglied in Form eines äußeren Zentralrades 20 auf, wobei eine mittelbare oder unmittelbare Antriebsverbindung 27 zwischen dem dritten Getriebeglied und der Ausgangswelle 11 durch ein erstes Schaltelement in Form einer Schaltkupplung K1 für einen unteren Fahrbereich mit niedrigeren Fahrgeschwindigkeiten herstellbar ist.
Das Summengetriebe 13 weist ein viertes Getriebeglied in Form eines inneren Zentralrades 21 auf, wobei eine mittelbare Antriebsverbindung 39 zwischen dem vierten Getriebeglied und der Ausgangswelle 11 durch ein zweites Schaltelement in Form einer Schaltkupplung K2 in einem oberen Fahrbereich mit höheren Fahrgeschwindigkeiten herstellbar ist. Die Eingangswelle 10 ist unter Umgehung des Variators 67 durch Aktivierung eines dritten Schaltelements in Form einer Schaltkupplung K3 bei einem Übersetzungsverhältnis i = 1 (Direktgang) mit der Ausgangswelle 11 in Antriebsverbindung bringbar.
Die Kupplungen K1, K2 und K3 werden mittels nicht dargestellten hydraulischen Kolben-Zylinder-Einheiten betätigt.
Die Schaltkupplung K3 für den Direktgang ist einerseits mit der zentralen Zwischenwelle 14 direkt verbunden und andererseits mit der Ausgangswelle 11 über einen radialen Antriebssteg 27a direkt verbunden. Die Antriebsverbindung 27 ist über das Umkehrgetriebe 22 mit der Ausgangswelle gekoppelt. Die Schaltkupplung K1 ist mit dem einen (hier Zentralrad 26a) von zwei äußeren Zentralrädern 26 und 26a des Umkehrgetriebes 22 drehfest verbunden. Das andere Zentralrad (hier Zentralrad 26) ist mit der Ausgangswelle 11 drehfest verbunden. Die Zentralräder 26, 26a liegen axial beiderseits eines radialen Abstützsteges 23a des Planetenträgers 23, durch welchen letzterer gegenüber einem nicht drehenden Gehäuseteil 31 des Getriebegehäuses undrehbar festgelegt ist. Am Planetenträger 23 sind Planeten 30 drehbar gelagert, deren zwei Zahnkränze jeweils mit einem der äußeren Zentralräder 26, 26a kämmen, welche gleiche Zähnezahlen aufweisen und daher die Übersetzung 1:1 zwischen Eingangswelle 10 und Ausgangswelle 11 zwangsläufig gewährleisten. Die Zahnkränze sind drehfest miteinander verbunden.
Der Planetenträger 16 weist Doppelplaneten 44 und einen mit der zentralen Zwischenwelle 14 drehfest verbundenen radialen Antriebssteg 49 auf. Die Doppelplaneten 44 bestehen aus je einem Haupt- und Nebenplaneten 45 und 46, welche miteinander kämmen und im Folgenden auch als erster Planet 60 und weiterer Planet bezeichnet sind. Die Hauptplaneten 45 weisen einen auf der dem Toroidgetriebe 12 abgewandten Seite des Antriebssteges 49 liegenden ersten Zahnkranz 47 und einem auf der dem Toroidgetriebe 12 zugewandten Seite des Antriebs steges 49 liegenden zweiten Zahnkranz 48 auf. Die Zahnkränze 47, 48 sind drehfest miteinander verbunden, so dass der Hauptplanet 45 als Stufenplanet ausgebildet ist. Die Nebenplaneten 46 kämmen mit dem äußeren Zentralrad 20. Bei den Hauptplaneten 45 kämmt der erste Zahnkranz 47 mit dem inneren Zentralrad 21 und der zweite Zahnkranz 48 mit dem inneren Zentralrad 19.
Die Zahnkränze 47 und 48 der Hauptplaneten 45 haben ungleiche Zähnezahlen, wobei Zahnkranz 47 die größere Zähnezahl aufweist.
Zahnkranz 47 wird von einem ersten Planeten 60 gebildet und Zahnkranz 48 von einem zweiten Planeten 61. Die Planeten 60, 61 sind drehfest zueinander verbunden zu einem Stufenplaneten 62.
In einer ersten Ebene 63 kämmt der erste Planet 60 radial innen liegend mit dem inneren Zentralrad 21 und radial außen liegend mit dem Nebenplaneten 46. In einer zweiten Ebene 64 kämmt der zweite Planet 61 radial innen liegend mit dem inneren Zentralrad 19. Die zweite Ebene 64 ist axial zwischen dem Variator 67 und der zweiten Ebene 63 angeordnet. Zwischen den Ebenen 63, 64 ist eine mittlere Tragebene 65 angeordnet, welche den Planetenträger 16 und den Antriebssteg 49 (zumindest teilweise) beinhaltet. Zwischen Variator 67 und zweiter Ebene 64 ist eine vordere Tragebene 66 angeordnet, während auf der dem Variator 99 abgewandten Seite der Ebene 63 eine hintere Tragebene 67 angeordnet ist.
Hinsichtlich weiterer Ausgestaltungen des Kraftflusses, der Schaltelemente sowie des Räderplanes der dargestellten Ausführungsform oder alternativer Ausführungsformen wird beispielhaft auf die Druckschriften

Für unterschiedliche Betriebsbereiche des dargestellten Toroidgetriebes erfolgt ein Kraftfluss zwischen Eingangswelle 10 und Ausgangswelle 11 folgendermaßen:
Geared-Neutral-Funktion:
Durch eine Geared-Neutral-Funktion ist beim Anfahrvorgang mit eingerückter, erster Schaltkupplung K1 bei ausgerücktem Zustand der zweiten Schaltkupplung K2 und der dritten Schaltkupplung K3 die jeweilige Drehzahl der Ausgangswelle 11 und der an die Schaltkupplung K1 unmittelbar angebundenen Getriebeglieder zunächst gleich Null und die Teilübersetzung im Variator 67 auf einen vorbestimmten Wert eingestellt.
Unterer Teil-Fahrbereich:
In dem sich anschließenden, unteren Fahrbereich mit niedrigeren Drehzahlen der Ausgangswelle 11 bleibt die erste Schaltkupplung K1 eingerückt. Die Leistung fließt bei Vorwärtsfahrt über den direkten Pfad der zentralen Zwischenwelle 14 zum Summengetriebe 13, wird verzweigt, wobei ein Teil über die erste Schaltkupplung K1 zur Ausgangswelle 11 fließt und der andere Teil über den Variator 67 zur Zwischenwelle 14 bzw. zum Planetenträger des Summengetriebes zurück fließt. In der Getriebeanordnung tritt somit Umlaufleistung auf, die Leistung in mindestens einem der Pfade ist höher als die Getriebeeingangsleistung.
Synchron-Punkt:
Der genannte untere Fahrbereich sowie ein oberer Fahrbereich sind derart ausgelegt, dass die Übersetzung am oberen Ende des unteren Fahrbereiches der Übersetzung am unteren Ende des oberen Fahrbereiches entspricht. Für einen Wechsel vom ersten Fahrbereich zum zweiten Fahrbereich wird die Schaltkupplung K1 ausgerückt, während die Schaltkupplung K2 eingerückt wird. Durch die vorgenannte Auslegung der Übersetzungen der beiden Fahrbereiche ist in dem Synchron-Punkt die Drehzahldifferenz an der zweiten Schaltkupplung K2 ungefähr 0, so dass ein ruckfreier Antriebswechsel ohne aufwendigen Synchronisiervorgang und dauerhaften schlupfenden Betrieb der Kupplungen von der ersten Schaltkupplung K1 auf die zweite Schaltkupplung K2 ermöglicht ist. Gleiches gilt ebenfalls für den Wechsel vom zweiten Fahrbereich in den ersten Fahrbereich.
Oberer Teil-Fahrbereich:
In dem oberen Fahrbereich, in welchem die Kupplung K2 zwischengeschaltet ist, wird die Getriebeeingangsleistung im Allgemeinen auf zwei parallele Pfade aufgeteilt, so dass der Leistungsanteil in beiden Pfaden (Variator 67 einerseits und zentrale Zwischenwelle 14 andererseits) kleiner ist als die Getriebeeingangsleistung. Umlaufleistung tritt in diesem Fall nicht auf.
Der untere und der obere Teil-Fahrbereich bilden zusammen einen ersten Fahrbereich, bei welchem unter Einbeziehung des Variators 67 ein stufenloser Betrieb des Toroidgetriebes ermöglicht ist.
Direktgang:
Mit dem Einrücken der dritten Schaltkupplung K3 kann eine unmittelbare Antriebsverbindung zwischen der Eingangswelle 10 und der Ausgangswelle 11 hergestellt werden.
Synchrongang:
Im Synchrongang sind die Kupplungen K1 und K2 geschlossen. Der Variator 67 überträgt im Synchrongang kein nennenswertes Drehmoment bzw. keine nennenswerte Leistung. In dem Synchrongang ergibt sich eine Leistungsverzweigung, bei der die Eingangsleistung über zwei Getriebepfade, welche jeweils eine der Kupplungen K1, K2 beinhalten, zum Abtrieb fließt. Der erste Leistungspfad verläuft in diesem Fall von dem Antriebssteg 49 über den ersten Planeten 60, das innere Zentralrad 21, die Kupplung K2, die Antriebsverbindung 39, ein inneres Zentralrad 25a zu dem Planeten 30. In dem anderen Getriebepfad erfolgt eine Leistungsübertragung von dem Antriebssteg 49 über den Nebenplaneten 46 und einen ersten Planeten 60, welcher den Zahnkranz 47 bildet, das äußere Zentralrad 20, Schaltkupplung K1, Antriebsverbindung 27, äußeres Zentralrad 26a zu dem Planeten 30, bei welchem sich die Leistungen des ersten Getriebepfades und des zweiten Getriebepfades überlagern.
Der Direktgang und der Synchrongang bilden zusammen einen zweiten Fahrbereich, bei welchem unter Umgehung des Variators 67 ein gestufter Betrieb des Toroidgetriebes ermöglicht ist.
Das Toroidgetriebe verfügt über ein Hydrauliksystem, über welches die Kupplungen K1, K2, K3, die Zwischenroller 68, 68a und der Variator 67 betätigt oder angesteuert werden können. In 2 ist ein Ausschnitt des Hydrauliksystems dargestellt, in welchem ein Arbeitsdruck des Hydrauliksystems und ein Schmierdruck erzeugt bzw. bereitgestellt werden.
Der Arbeitsdruck ist der höchste Druck bzw. das höchste Druckniveau im Hydrauliksystem und reicht bis ca. 70 bar. Der Schmierdruck bildet ein zweites Druckniveau und reicht dabei bis ca. 10 bar und ist zur Schmierung und zur Kühlung im Toroidgetriebe erforderlich.
Jedes der beschriebenen Druckniveaus wird durch ein eigenes Ventil in Form eines Regelschiebers eingestellt. Dementsprechend sind hier ein Arbeitsdruckventil in Form eines Arbeitsdruck-Regelschiebers 1 und ein Schmierdruckventil in Form eines Schmierdruck-Regelschiebers 2 zu erkennen, welche zur Regelung des Drucks und des Volumenstroms in den jeweils korrespondierenden Druckniveaus vorgesehen sind.
Die Regelschieber 1, 2 sind so aufgebaut, dass sie je einen Schieber 1', 2' aufweisen, welche jeweils über zwei Taillierungen 1a, 1b; 2a, 2b verfügen. Dabei ist jedoch die Art und Weise der Druckregelung in dem System an den einzelnen Regelschiebern 1, 2 von der Wirkungsweise dieser Regelschieber 1, 2 unabhängig. Die Regelschieber 1, 2 können z.B. wie im Ausführungsbeispiel dargestellt, als Druckminderventile arbeiten, sie könnten alternativ dazu jedoch auch als Druckbegrenzungsventile funktionieren.
Auf den Schieber 1' des Arbeitsdruck-Regelschiebers 1 wirken in axialer Richtung verschiedene Kräfte. Zum einen wirkt der über eine Lamelle 112 zurück gekoppelte Arbeitsdruck p_AD auf eine Rückführfläche 118. Der damit aufgebrachten Kraft wirkt eine Kraft einer Feder 119 entgegen. In dieselbe Richtung wie die Feder 119 wirken ein erster und ein zweiter Steuerdruck, welche über Lamellen 113a, 113b auf Steuerflächen 117a, 117b wirken. Der Arbeitsdruck-Regelschieber 1 ist so ausgeführt, dass immer der größere der beiden Steuerdrücke wirkt. Dazu wirkt der erste Steuerdruck direkt auf den Schieber 1' und der zweite Steuerdruck über einen Kolben 120 und eine Stange 121 auf den Schieber 1'. Der Schieber 1', die Stange 121 und der Kolben 120 sind gegeneinander verschieblich angeordnet. Der Schieber 1' nimmt eine Position ein, die sich auf Grund der beschriebenen, auf ihn wirkenden Kräfte ergibt.
Als erster Steuerdruck an der Lamelle 113a dient ein Anpressdruck p_AV am Variator, der über eine Druckleitung 122 zugeführt wird. Der Druck wird an einer anderen, nicht dargestellten Stelle des Hydrauliksystems erzeugt. Der Anpressdruck p_AV stellt im ersten Fahrbereich des Toroidgetriebes den höchsten Druck dar und entspricht so einem Mindestwert des Arbeitsdrucks p_AV im ersten Fahrbereich. Der tatsächlich eingestellte Arbeitsdrucks p_AV ist auf Grund der Feder 119 um ca. 5 bar höher als der Anpressdruck p_AV.
Als zweiter Steuerdruck an der Lamelle 113b dient ein Kupplungsdruck p_K, der über eine Druckleitung 123 zugeführt wird. Der Druck wird an einer anderen, nicht dargestellten Stelle des Hydrauliksystems erzeugt. Der Kupplungsdruck p_K entspricht im Direktgang dem Druck an der Kupplung K3 und im Synchrongang dem Druck an der Kupplung K1. Der Kupplungsdruck p_K stellt im zweiten Fahrbereich des Toroidgetriebes den höchsten Druck dar und entspricht so einem Mindestwert des Arbeitsdrucks p_AV im zweiten Fahrbereich. Der tatsächlich eingestellte Arbeitsdrucks p_AV ist auf Grund der Feder 119 um ca. 5 bar höher als der Kupplungsdruck p_K.
Die Rückführfläche 118 ist dabei etwas größer als die Wirkflächen 117a, 177b der Steuerdrücke. Damit wird gewährleistet, dass auch bei sehr hohen Steuerdrücken der Arbeitsdruck p_AV einen Grenzwert nicht überschreiten kann. Derartig hohe Steuerdrücke können vorkommen, wenn einer der nicht dargestellten Regelschieber zur Erzeugung des Anpressdrucks p_AV oder des Kupplungsdrucks p_K in einer offenen Stellung klemmt.
Auf den Schieber 2' des Schmierdruck-Regelschiebers 2 wirken in axialer Richtung ebenfalls verschiedene Kräfte. Zum einen wirkt der über eine Lamelle 212 zurück gekoppelte Schmierdruck p_Sch auf eine Rückkoppelfläche 218. Der damit aufgebrachten Kraft wirkt eine Kraft einer Feder 219 entgegen. In dieselbe Richtung wie die Feder 219 wirkt ein Schmier-Steuerdruck, welche über eine Lamelle 213 zugeführt wird. Die Wirkfläche des Schmier-Steuerdrucks ist vergleichsweise klein und in der 2 nicht zu erkennen.
Als Schmier-Steuerdruck dient ebenfalls der Anpressdruck p_AV am Variator, der ein Maß für eine Last des Toroidgetriebes darstellt. Der Schieber 2' nimmt eine Position ein, die sich auf Grund der beschriebenen, auf ihn wirkenden Kräfte ergibt.
Das Schmierdruckventil 2 weist eine weitere Lamelle 229 auf, über welche über eine Leitung 228 ein weiterer Schmier-Steuerdruck auf den Schieber 2' wirken kann. Die von diesem weiteren Schmier-Steuerdruck aufgebrachte Kraft wirkt gleichsinnig zum Schmier-Steuerdruck p_AV. An diese Lamelle 229 kann beispielsweise ein Druck an einer Kupplung des Toroidgetriebes angelegt werden. In diesem Fall könnte der Schmierdruck ebenso wie der Arbeitsdruck in jedem Fahrbereich passend eingestellt werden. Damit wäre der erste Schmier-Steuerdruck von einem ersten Druck abgeleitet, der ein Maß für einen Mindestwert des Schmierdrucks im ersten Fahrbereich darstellt. Der weitere Schmier-Steuerdruck wäre von einem zweiten Druck abgeleitet, der ein Maß für einen Mindestwert des Schmierdrucks im zweiten Fahrbereich darstellt.
In der 2 ist die Lamelle 229 mit dem Tank verbunden, so dass kein weiterer Schmier-Steuerdruck wirkt. In diesem Fall könnte der Anpressdruck p_AV auch an die Lamelle 229 zugeführt werden und der Schieber 2' könnte ohne Stufung im Bereich der Lamelle 213 ausgeführt sein.
Die Ölversorgung erfolgt durch zwei Fördereinrichtungen 6, 7, welche beispielsweise als zwei Pumpen oder Pumpenkammern einer Pumpe, die in Größe und Bauart voneinander vollkommen unabhängig sein können, ausgebildet sind. Dabei wäre es jedoch aus Platz- und Kostengründen sinnvoll, eine robuste Doppelkammerpumpe, beispielsweise eine Flügelzellenpumpe oder eine Zahnradpumpe, einzusetzen, so dass die beiden Fördereinrichtungen 6, 7 in ihrer Bauart einheitlich wären.
Die erste Fördereinrichtung 6 arbeitet stets auf dem Arbeitsdruckniveau und wird daher im Folgenden als Hochdruckpumpe 6 bezeichnet. Die zweite Fördereinrichtung 7 arbeitet je nach Betriebszustand auf dem Arbeitsdruckniveau, dem Schmierdruckniveau oder drucklos auf dem Tankdruckniveau. Da das zugrunde liegende Druckniveau für die zweite Fördereinrichtung 7 also variiert wird, wird diese zweite Fördereinrichtung 7 nachfolgend als variable Pumpe 7 bezeichnet.
Betrachtet man die Stellung des Arbeitsdruck-Regelschiebers 1 in 2, so fördert die Hochdruckpumpe 6 ihre komplette Fördermenge bzw. ihren kompletten Volumenstrom über eine Lamelle 108 und die erste Taillierung 1a in das Arbeitsdruckniveau. Die variable Pumpe 7 arbeitet auf Schmierdruckniveau und fördert Fördermenge über eine Lamelle 109, die zweite Taillierung 1b in dem Arbeitsdruck-Regelschieber 1 und eine weitere Lamelle 110 in das Schmierdruckniveau. Das Rückschlagventil 116 ist geschlossen und so angeordnet, dass es nur einen Ölfluss in Richtung des Arbeitsdruckniveaus zulässt.
Die überschüssige Fördermenge wird also an einer Lamelle 110 über einen sich dort gegebenenfalls bildenden Drosselspalt 111 in das Schmierdruckniveau weitergeleitet. Die wirksame Regelkante des Arbeitsdruck-Regelschiebers 1 liegt bei diesem Betriebszustand somit im Bereich der Lamelle 110.
Diese dargestellte Position des Arbeitsdruck-Regelschiebers 1 entspricht einem Betriebszustand bei mittlerer Drehzahl der Fördereinrichtungen 6, 7 und bei mittlerem Ölverbrauch im Arbeitsdruckniveau. Bei steigender Drehzahl der Fördereinrichtungen 6, 7 wandert der Schieber 1' des Arbeitsdruck-Regelschiebers 1 auf Grund der auf ihn wirkenden Kräfte immer weiter in Richtung der Lamelle 113a, wodurch immer mehr Fördermenge der variablen Pumpe 7 über die Lamelle 110 in das Schmierdruckniveau geleitet wird.
Fördert nun die Hochdruckpumpe 6 einen Fördermengenüberschuss in das Arbeitsdruckniveau, so wird dieser an einer Lamelle 114 und über einen sich hier ausbildenden weiteren Regelspalt 115 in das Schmierdruckniveau weitergeleitet. Die Regelkante des Arbeitsdruck-Regelschiebers 1 befindet sich in dem nun vorliegenden Betriebszustand im Bereich der Lamelle 114.
Der soeben für den Arbeitsdruck-Regelschieber 1 beschriebene Vorgang findet in gleicher Weise auch an dem Schmierdruck-Regelschieber 2 statt. Die entsprechend beteiligten Taillierungen, Lamellen und dergleichen sind analog zu der Bezeichnung am Hochdruck-Regelschieber 1 mit den Bezeichnungen 2a, 2b sowie 208, 209, 210, 211, 212, 213, 214, 215 versehen.
In der Stellung des Schmierdruck-Regelschiebers 2 gemäß 2 fließt das von der Hochdruckpumpe 6 geförderte und über den Arbeitsdruck-Regelschieber 1 an der Lamelle 114 in das Schmierdruckniveau weitergeleitete Öl über die Lamelle 208, die Taillierung 2a komplett in das Schmierdruckniveau. Das von der variablen Pumpe 7 geförderte und vom Arbeitsdruck-Regelschieber 1 in das Schmierdruckniveau weitergeleitete Öl fließt über die Taillierung 2b nur so weit in das Schmierdruckniveau, dass sich ein Kräftegleichgewicht am Schieber 2' ergibt und der Schmierdruck p_Sch einem sich durch die Feder 219 und den Schmier-Steuerdruck ergebendem Soll-Schmierdruck entspricht. Die überschüssige Fördermenge wird über die Taillierung 2b und den Bereich der Lamelle 210 bzw. des Drosselspalts 211 der Hochdruckpumpe 6 und der variablen Pumpe 7 zugeführt.
Bei sinkendem Ölverbrauch im Schmierdruckniveau und/oder steigender Pumpendrehzahl wandert nun auch der Schieber 2' des Schmierdruck-Regelschiebers 2 immer weiter in Richtung der Lamelle 213 und es erfolgt prinzipiell der gleiche Regelvorgang, der bereits am Arbeitsdruck-Regelschieber 1 beschrieben wurde.
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 Arbeitsdruckniveau als auch das Schmierdruckniveau komplett mit Öl zu versorgen. In diesem Fall verschließt das Rückschlagventil 216 die Verbindung des weitergeleiteten Öls von der variablen Pumpe 7 zum Schmierdruckniveau. Damit führt die variable Pumpe 7 automatisch nur noch der Hochdruckpumpe 6 und der variablen Pumpe 7 Öl zu. Sie läuft also praktisch drucklos und verursacht somit nur minimale Verlustleistungen.
Mit zunehmender Drehzahl der Fördereinrichtungen 6,7 und damit steigendem Fördervolumen wandert der Schieber 2' des Schmierdruck-Regelschiebers 2 in Richtung der Lamelle 213 und spannt die Feder 219 weiter vor. Damit steigt die Kraft der Feder 219 auf den Schieber 2' an und es wird eine drehzahlabhängige Erhöhung des Schmierdrucks p_Sch und damit der Schmiermenge erreicht.
Die Hochdruckpumpe und die variable Pumpe können auch getauscht werden. Damit die beschriebene Arbeitsweise der Regelschieber erreicht wird, müssen die Lamellen der Regelschieber entsprechend angepasst werden.
3 zeigt eine alternative Ausführungsform eines Schmierdruckventils 3 auf, welches statt des Schmierdruckventils 2 aus 2 verwendet werden kann. Die Funktion und der Aufbau des Schmierdruckventils 3 sind stark ähnlich zur Funktion und zum Aufbau des Schmierdruckventils 3 aus 2, weshalb nur auf die Unterschiede eingegangen wird.
Der Schmier-Steuerdruck in Form des Anpressdrucks wirkt nicht mehr direkt auf den Schieber 3' des Schmierdruckventils 3, sondern auf einen Kolben 324, der die aufgebrachte Kraft über eine Feder 325 auf den Schieber 3' überträgt.
Das Schmierdruckventil 3 weist ebenfalls eine weitere Lamelle 329 auf, über welche ein zweiter Schmier-Steuerdruck über eine Leitung 328 zugeführt werden kann. Falls nur ein Schmier-Steuerdruck verwendet wird, kann die Stufung des Schiebers 3' im Bereich der Lamelle 313 ebenfalls entfallen.
Zwischen der Lamelle 313, über welche der Anpressdruck wirkt und der Lamelle 314, über welche Betriebsfluid zu den Fördereinrichtungen zurückgeführt wird, ist eine weitere Lamelle 326 angeordnet. In dieser Lamelle 326 sitzt ein ringförmiges Anschlagelement 327, welches als Anschlag für den Kolben 324 dient und dessen Bewegungsfähigkeit in Richtung Schieber 3' begrenzt. Die Position der Lamelle 326, die Federsteifigkeit der Feder 325 und die Größe der Wirkfläche des Anpressdrucks werden so aufeinander abgestimmt, dass der Kolben 324 bei einem vorbestimmten Anpressdruck am Anschlagelement 327 zur Anlage kommt. Der Wert dieses Anpressdrucks wird insbesondere so eingestellt, dass er einem maximalen, dauerhaft übertragbaren Drehmoment am Variator entspricht. Wird dieser Anpressdruck erreicht, so kommt der Kolben 324 am Anschlagelement 327 zur Anlage und eine weitere Erhöhung des Anpressdrucks wirkt sich nicht auf den Schieber 3' und somit nicht auf die Höhe des Schmierdrucks aus. Der Schmierdruck ergibt sich also weiterhin aus dem Anpressdruck, der notwendig ist, damit der Kolben 324 am Anschlagelement 327 zur Anlage kommt.

Claims

Hydrauliksystem für ein Toroidgetriebe eines Kraftfahrzeugs mit – einer Fördereinrichtung (6, 7) und – einem Arbeitsdruckventil (1), wobei die Fördereinrichtung (6, 7) das Hydrauliksystem mit Betriebsfluid versorgt und das Arbeitsdruckventil (1) einen Arbeitsdruck (p_AD) des Hydrauliksystems einstellt, dadurch gekennzeichnet, dass – das Toroidgetriebe einen ersten und einen zweiten Fahrbereich aufweist und – das Arbeitsdruckventil (1) den Arbeitsdruck (p_AD) in Abhängigkeit von zwei Steuerdrücken einstellt, wobei die Steuerdrücke von Drücken im Hydrauliksystem abgeleitet werden und – der erste Steuerdruck von einem ersten Druck (p_AV), der ein Maß für einen Mindestwert des Arbeitsdrucks (p_AD) im ersten Fahrbereich darstellt, und – der zweite Steuerdruck von einem zweiten Druck (p_K), der ein Maß für einen Mindestwert des Arbeitsdrucks (p_AD) im zweiten Fahrbereich darstellt, abgeleitet wird.
Hydrauliksystem nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Toroidgetriebe einen Variator (67) aufweist und – im ersten Fahrbereich unter Einbeziehung des Variators (67) ein stufenloser Betrieb und – im zweiten Fahrbereich unter Umgehung des Variators (67) ein gestufter Betrieb des Toroidgetriebes ermöglicht ist.
Hydrauliksystem nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass – der erste Druck (p_AV), von welchem der erste Steuerdruck abgeleitet wird, als ein Anpressdruck (p_AV) am Variator (67) und – der zweiter Druck (p_K), von welchem der zweite Steuerdruck abgeleitet wird, als ein Druck an einer im Kraftfluss liegenden Kupplung (K1, K3) ausgeführt ist.
Hydrauliksystem nach Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Arbeitsdruckventil (1) so ausgeführt ist, dass sich der Arbeitsdruck in Abhängigkeit vom höheren der beiden Steuerdrücke einstellt.
Hydrauliksystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Arbeitsdruckventil (1) als ein Regelschieber mit einem Schieber (1') ausgeführt ist und der Arbeitsdruck (p_AD) so auf den Schieber (1') zurückgeführt wird, dass er entgegen der auf den Schieber (1') geführten Steuerdrücke wirkt und eine Rückführfläche (118) des Arbeitsdrucks (p_AD) größer ist als eine Wirkfläche (117) der Steuerdrücke.
Hydrauliksystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch ein Schmierdruckventil (2), welches vom Arbeitsdruckventil (1) mit Betriebsfluid, welches nicht zur Aufrechterhaltung des Arbeitsdrucks (p_AD) benötigt wird, versorgt wird.
Hydrauliksystem nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass ein vom Schmierdruckventil (2) eingestellter Schmierdruck (p_Sch) von einem Schmier-Steuerdruck abhängig ist, welcher ein Maß für eine Last des Toroidgetriebes darstellt.
Hydrauliksystem nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Schmier-Steuerdruck als der Anpressdruck (p_AV) am Variator (67) ausgeführt ist.
Hydrauliksystem nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Wert des Schmier-Steuerdruck nur bis zum Erreichen eines Grenzwerts berücksichtigt wird und bei einem Überschreiten des Grenzwerts durch den Schmier-Steuerdruck der Schmierdruck in Abhängigkeit des genannten Grenzwerts eingestellt wird.
Hydrauliksystem nach einem der Ansprüche 6 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass der Schmierdruck (p_Sch) von einer Fördermenge der Fördereinrichtung (6, 7) abhängig ist.
Hydrauliksystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch zwei verschiedene Öldruckniveaus, zwei Fördereinrichtungen (6, 7) und einem als ein Regelschieber ausgeführtes Arbeitsdruckventil (1), welches zwei Taillierungen (1a, 1b) aufweist, wobei jeder der Taillierungen (1a, 1b) eine der Fördereinrichtungen (6, 7) zugeordnet ist, und wobei die Taillierungen (1a, 1b) so ausgebildet sind, dass die erste Fördereinrichtung (6) über die erste Taillierung (1a) bei entsprechend hohem Ölbedarf in dem höheren der Druckniveaus einen Volumenstrom in das höhere Druckniveau fördert, und dass die zweite Fördereinrichtung (7) über die zweite Taillierung (1b) einerseits in das höhere Druckniveau fördert, andererseits über einen Drosselspalt (111) einen Teil des Volumenstroms in einem niedrigerem Druckniveau zur Verfügung stellt, und dass bei fallendem Volumenstrombedarf in dem höheren Druckniveau die zweite Fördereinrichtung (7) über die zweite Taillierung (1b) des Regelschiebers (1) praktisch ausschließlich in dem niedrigeren Druckniveau fördert, und dass bei weiter fallendem Volumenstrombedarf 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 Volumenstroms dem höheren Druckniveau und einen Teil des Volumenstroms über einen weiteren Drosselspalt (115) dem niedrigeren Druckniveau zur Verfügung stellt.
Hydrauliksystem nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass die zwei Fördereinrichtungen (6, 7) als zwei unabhängige Pumpenkammern einer Pumpe ausgebildet sind.