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Die Erfindung betrifft einen Ölpumpenantrieb für eine Ölpumpe eines Kraftfahrzeug-Getriebes, nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
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Üblicherweise wird die Ölpumpe eines automatisch schaltenden Kraftfahrzeug-Getriebes von dem Antriebsmotor des Kraftfahrzeugs angetrieben, der üblicherweise über ein Anfahrelement mit der Getriebeeingangswelle verbunden ist. Ist die Ölpumpe koaxial zur Getriebeeingangswelle angeordnet, so entspricht die Pumpenantriebsdrehzahl üblicherweise der Antriebsmotordrehzahl. Ist die Ölpumpe achsparallel zur Getriebeeingangswelle angeordnet, kann zwischen Antriebsmotordrehzahl und Pumpenantriebsdrehzahl eine Übersetzungsstufe vorgesehen sein, beispielsweise realisiert durch einen der Ölpumpe antriebsseitig vorgeschalteten Kettentrieb.
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Bekanntlich ist der Ölbedarf eines automatisch schaltenden Kraftfahrzeug-Getriebes abhängig von vielen Faktoren. Zu einen gewissen betriebspunktabhängigen Grundbedarf für die Schmierung der Getriebebauteile und die innere Leckage der hydraulischen Steuerung besteht noch ein Bedarf für Kühlung und ein temporärer vergleichsweise hoher Zusatzbedarf zum und beim Ausführen von Gangwechseln. Dieser stark schwankende Bedarf an hydraulischer Leistung ist bei der volumetrischen und druckseitigen Auslegung der Ölpumpe zu berücksichtigen. Ein hinsichtlich hydraulischer Unterversorgung bekannt kritischer Bereich ist der Drehzahlbereich um die Leerlaufdrehzahl des Antriebsmotors. Ist die Förderleistung der Ölpumpe für diesen Betriebsbereich optimiert, führt dies ohne konstruktive Zusatzmaßnahmen zu einer unnötig großen Fördermenge bei großen Antriebsdrehzahlen, also in Betriebsbereichen, in denen das Getriebe ebenfalls regelmäßig betrieben wird.
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Neben Ölpumpen mit pumpenintern verstellbarem Fördervolumen sind auch mechanische Konstruktionen bekannt, die zur bedarfsgerechten Anpassung der Förderleistung der Ölpumpe auf die Pumpenantriebsdrehzahl einwirken.
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Aus der
DE 10 2010 001 259 A1 sind mehrere Ausführungsformen eines Ölpumpenantriebs für eine achsparallel zur Getriebeeingangswelle angeordneten Ölpumpe eines Automatgetriebes bekannt. Hierbei ist im Kraftfluss zwischen Getriebeeingangswelle und Ölpumpe stets ein von dem elektrohydraulischen Getriebesteuergerät vorzugsweise elektromagnetisch schaltbares Planetengetriebe angeordnet. Auf diese Weise ist die Ölpumpe auf zwei verschiedenen Drehzahlniveaus betreibbar. Das der Ölpumpe vorgeschaltete Planetengetriebe ist dabei stets als Einsteg-Planetenradsatz ausgeführt, umfassend ein Sonnenrad, ein Hohlrad und einen Steg mit daran verdrehbar gelagerten Planetenrädern, wobei jedes dieser Planetenräder sowohl mit dem Sonnenrad als auch mit dem Hohlrad kämmt. Von den drei Elementen Sonnenrad, Steg und Hohlrad sind stets zwei mittels eines Schaltelementes miteinander verbindbar. Von den drei Elementen Sonnenrad, Steg und Hohlrad ist stets eines über einen Freilauf an das Gehäuse des Automatgetriebes angekoppelt. Auf dieses Weise übersetzt das der Ölpumpe vorgeschaltete Planetengetriebe bei allen gezeigten Ausführungsformen die Drehzahl der Getriebeeingangswelle je nach Schaltzustand entweder ins Schnelle oder ins Langsame. Dem vorteilhaft kleinen Bauaufwand steht nachteilig gegenüber, dass in dem Planetengetriebe in beiden Schaltstellungen eine konstruktionsbedingte Differenzdrehzahl vorliegt, die den Wirkungsgrad des Ölpumpenantriebs vermindert.
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Aus der
DE 10 2007 039 083 A1 ist ein Ölpumpenantrieb für eine achsparallel zur Getriebeeingangswelle angeordneten Ölpumpe eines Automatgetriebes bekannt, bei dem im Kraftfluss zwischen Getriebeeingangswelle und Ölpumpe ein nicht schaltbares Planetengetriebe angeordnet ist. Das Automatgetriebe wird über einen Drehmomentwandler von einem Antriebsmotor angetrieben. Der Steg des der Ölpumpe vorgeschalteten Planetengetriebes ist über eine erste Stirnradstufe permanent mit dem Wandlerpumpenrad (bzw. der Motorwelle des Antriebsmotors) wirkverbunden, während das Hohlrad des Planetengetriebes über eine zweite Stirnradstufe permanent mit dem Wandlerturbinenrad (bzw. der Getriebeeingangswelle) wirkverbunden ist. Im Kraftfluss zwischen Hohlrad und Getriebegehäuse ist ein im Schubbetrieb überrollbarer Freilauf vorgesehen. Auf diese Weise wird die Ölpumpe mit einer Drehzahl größer der Antriebsmotordrehzahl angetrieben, solange die Drehzahl des Wandlerpumpenrades (bzw. die Drehzahl der Motorwelle) größer ist als die Drehzahl des Wandlerturbinenrades (bzw. die Drehzahl der Getriebeeingangswelle). Wenn sich die Drehzahl des Wandlerturbinenrades (bzw. die Drehzahl der Getriebeeingangswelle) an die Drehzahl des Wandlerpumpenrades (bzw. der Motorwelle) annähert, verkleinert sich die Antriebsdrehzahlüberhöhung der Ölpumpe. Die Differenzdrehzahl zwischen Wandlerpumpenrad und Wandlerturbinenrad wird hier also ausgenutzt, um die Antriebsdrehzahl der Ölpumpe selbsttätig zu regeln und dann, wenn für den Drehmomentwandler eine größere Kühlölmenge benötigt wird, diese größere Kühlölmenge auch bereitzustellen, ohne dass hierfür die volumetrische Auslegung der Ölpumpe angepasst werden muss. Diesem Vorteil steht insbesondere der große Bauaufwand nachteilig gegenüber.
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Aus der
DE 196 21 642 A1 sind mehrere Bauformen eines zweigängigen Planetengetriebes zum Antrieb eines Nebenaggregates eines Verbrennungsmotors bekannt. Hierzu ist die Kurbelwelle des Verbrennungsmotors stets mit dem Planetenradträger des Planetengetriebes verbunden, wohingegen das Nebenaggregat stets mit dem Hohlrad des Planetengetriebes verbunden ist. Das Sonnenrad des Planetengetriebes ist stets über eine Bremse festsetzbar. Um den Direktgang des Planetengetriebes realisieren zu können, ist ein Freilauf vorgesehen, der je nach Bauform im Kraftfluss zwischen Planetenradträger und Hohlrad, zwischen Sonnenrad und Planetenradträger, zwischen Sonnenrad und Hohlrad oder zwischen Hohlrad und Planetenradträger angeordnet. Bei geschlossener Bremse erzeugt das Planetenradgetriebe für das Nebenaggregat eine Drehzahl größer der Kurbelwellendrehzahl.
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Aus der
DE 10 2010 041 417 A1 sind zwei Bauformen eines zweigängigen Planetengetriebes zum Antrieb Ölpumpe eines Getriebes bekannt. Dabei ist die Ölpumpe achsparallel zur Eingangswelle des Getriebes angeordnet. In der ersten Bauform ist der Planetenradträger des Planetengetriebes angetrieben, das Hohlrad des Planetengetriebes mit der Pumpenwelle verbunden und das Sonnenrad des Planetengetriebes über eine Bremse an einem Gehäuse festsetzbar ist. Dabei ist zur Bildung des Direktgangs zwischen Sonnenrad und Hohlrad ein Freilauf vorgesehen. Ist die Bremse geschlossen, übersetzt das Planetengetriebe seine Eingangsdrehzahl ins Schnelle. In der zweiten Bauform ist das Hohlrad angetrieben und der Planetenradträger mit der Pumpenwelle verbunden, wohingegen das Sonnenrad über einen Freilauf am Gehäuse festsetzbar und über eine Kupplung mit dem Hohlrad verbindbar ist.
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Als eine mögliche Bauart einer Bremse ist aus der
DE 10 2005 049 060 A1 eine hydraulisch betätigbare Trommelbremse bekannt.
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Hiervon ausgehend liegt der vorliegenden Erfindung die Aufgabe zu Grunde, einen hinsichtlich bedarfsgerechter Ölversorgung optimierten Ölpumpenantrieb für eine Ölpumpe eines Kraftfahrzeug-Getriebes zu schaffen.
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Diese Aufgabe wird durch einen Ölpumpenantrieb mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst. Bevorzugte Weiterbildungen ergeben sich aus den Unteransprüchen.
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Die Erfindung geht aus von einem Ölpumpenantrieb für eine Ölpumpe eines Kraftfahrzeug-Getriebes mit einem der Ölpumpe antriebsseitig vorgeschaltetem Getriebe. Erfindungsgemäß ist vorgesehen, dass das der Ölpumpe antriebsseitig vorgeschaltete Getriebe als ein schaltbares Differentialgetriebe ausgebildet ist, umfassend ein als Differentialkorb ausgeführtes Antriebselement, zumindest ein an dem Differentialkorb drehbar gelagertes Ausgleichselement, ein mit zumindest einem der Ausgleichselemente permanent in Zahneingriff stehendes Abtriebselement, welches permanent mit einer Pumpenantriebswelle der Ölpumpe verbunden ist, ein mit zumindest einem der Ausgleichselemente permanent in Zahneingriff stehendes Stützelement, welches mittels einer von einer Ansteuervorrichtung ansteuerbaren gehäusefesten Rastiervorrichtung oder eines Schaltelementes an einem Gehäuse des Getriebes festsetzbar ist, sowie einen im Kraftfluss zwischen dem Antriebselement und dem Stützelement angeordneten Freilauf.
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Vorzugsweise ist dabei das Stützelement des Differentialgetriebes drehbar auf der Pumpenantriebswelle gelagert, während das Antriebselement des Differentialgetriebes sowohl auf oder an der Pumpenantriebswelle als auch auf oder an dem Stützelement drehbar gelagert ist.
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Der Freilauf ist derart konstruiert, dass er das Stützelement des Differentialgetriebes in Drehrichtung des Antriebselementes des Differentialgetriebes mitnimmt und dass das Stützelement des Differentialgetriebes mittels der Rastiervorrichtung oder des Schaltelementes abbremsbar ist. Wird die zuvor durch die Rastiervorrichtung oder durch das Schaltelement hergestellte Verbindung zwischen dem Stützelement des Differentialgetriebes und dem Gehäuse wieder gelöst, so überführt der Freilauf die Drehzahl des Stützelementes automatisch wieder auf das Drehzahlniveau des (angetriebenen) Antriebselementes des Differentialgetriebes.
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Das in Kraftflussrichtung zwischen einem die Ölpumpe (und das Getriebe) antreibenden Antriebsmotor und der Ölpumpe angeordnete Differentialgetriebe ist bevorzugt in Bauart eines Stirnrad-Differentials oder in Bauart eines Minus-Planetenradsatzes aufgeführt. Ein Minus-Planetenradsatz ist bekanntlich ein einfaches Planetengetriebe umfassend ein Sonnenrad, ein Hohlrad und einen Steg mit daran verdrehbar gelagerten Planetenrädern, wobei jedes dieser Planetenräder sowohl mit dem Sonnenrad und dem Hohlrad in Zahneingriff stehen. Alternativ kann das Differentialgetriebe auch in Bauart eines Kegelrad-Differentials ausgeführt sein.
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Ist das Differentialgetriebe als Stirnrad-Differential ausgeführt, umfassend den angetriebenen Differentialkorb, so sind als Ausgleichselemente des Differentialgetriebes zwei in gleicher axialen Ebene angeordnete Gruppen von an dem Differentialkorb drehbar gelagerten Stirnrädern vorgesehen, wobei jedes der Stirnräder der ersten Gruppe jeweils mit einem der Stirnräder der zweiten Gruppe in Zahneingriff steht. Ein mit allen Stirnrädern der ersten Gruppe in Zahneingriff stehendes erstes Abtriebsrad des Stirnraddifferentials bildet das Abtriebselement des Differentialgetriebes und ist permanent mit der Pumpenantriebswelle verbunden. Ein mit allen Stirnrädern der zweiten Gruppe in Zahneingriff stehendes zweites Abtriebsrad des Stirnraddifferentials bildet das Stützelement des Differentialgetriebes und mit dem Freilauf verbunden und an dem Gehäuse festsetzbar.
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Ein als Stirnrad-Differential ausgebildetes Differentialgetriebe benötigt beim Einbau im Getriebe axial angrenzend an die Ölpumpe eine gewisse Breite, da hier die beiden Abtriebsräder räumlich gesehen axial nebeneinander angeordnet sind. Dem steht der Vorteil eines vergleichsweise kleinen Durchmessers gegenüber.
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Ist das Differentialgetriebe als Minus-Planetenradsatz ausgeführt, so bildet der Steg dieses Minus-Planetenradsatzes in Art eines Differentialkorbs das Antriebselement des Differentialgetriebes. An diesem angetriebenen Steg sind die Planetenräder des Minus-Planetenradsatzes verdrehbar gelagert, wobei jedes der Planetenräder mit Sonnenrad und Hohlrad des Minus-Planetenradsatzes in Zahneingriff stehen. Die Planetenräder bilden die Ausgleichselemente des Differentialgetriebes. Das Sonnenrad des Minus-Planetenradsatzes bildet das Abtriebselement des Differentialgetriebes und ist permanent mit der Pumpenantriebswelle verbunden. Das Hohlrad des Minus-Planetenradsatzes bildet das Stützelement des Differentialgetriebes und ist mit dem Freilauf verbunden und am Gehäuse festsetzbar.
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Ein derart ausgebildetes Differentialgetriebe benötigt beim Einbau im Getriebe axial angrenzend an die Ölpumpe einen gewissen Durchmesser, da hier alle Verzahnungskomponenten in gleicher axialer Ebene angeordnet sind. Dem steht der Vorteil einer sehr geringen Baubreite gegenüber.
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Ist das Differentialgetriebe als Kegelrad-Differential ausgeführt, so ist an dem angetriebenen Differentialkorb - ähnlich einem konventionellen Achs-Differentials - zumindest ein (erstes) Kegelrad drehbar gelagert, welches ein Ausgleichselement des Differentialgetriebes bildet. Alternativ hierzu kann eine Gruppe von unabhängig voneinander am Differentialkorb drehbar gelagerten Kegelrädern vorgesehen sein, welche dann die Ausgleichselemente des Differentialgetriebes bilden. Zum einen steht das zumindest eine (erste) Kegelrad bzw. jedes Kegelrad der Gruppe mit einem zweiten Kegelrad in Zahneingriff, welches das Abtriebselement des Differentialgetriebes bildet und permanent mit der Pumpenantriebswelle verbunden ist. Zum anderen steht das zumindest eine am Differentialkorb verdrehbar gelagerte (erste) Kegelrad bzw. jedes Kegelrad der Gruppe mit einem dritten Kegelrad in Zahneingriff, welches das Stützelement des Differentialgetriebes bildet und mit dem Freilauf verbunden und am Gehäuse festsetzbar ist.
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Alle drei Bauarten des Differentialgetriebes ermöglichen in besonders vorteilhafter Weise
- • einen kompakten Aufbau des Ölpumpenantriebs,
- • einen hohen Wirkungsgrad des Ölpumpenantriebs, da das Differentialgetriebe im normalen Betrieb als Block umläuft ohne innere Differenzdrehzahlen,
- • eine Reduzierung der Ölpumpenantriebsdrehzahl beispielsweise auf etwa die Hälfte der Antriebsmotordrehzahl, wodurch sich Kavitationsverhalten und innerer Wirkungsgrad der Ölpumpe verbessert,
- • eine bedarfsgerechte Anpassung der tatsächlichen Ölfördermenge durch Umschaltmöglichkeit der Antriebsübersetzung der Ölpumpe,
- • eine situative Erhöhung der tatsächlichen Ölfördermenge durch Umschaltung der Ölpumpenantriebsdrehzahl auf ein höheres Drehzahlniveau zur Abdeckung eines Spitzenbedarfs (beispielsweise während eines Gangwechsels des Getriebes bei niedriger Antriebsmotordrehzahl oder bei einem Motorwiederstart durch ein Motor-Start-Stopp-System), wodurch die Ölpumpe volumetrisch nur noch als Konstantpumpe für den Grundbedarfs des Getriebes ausgelegt werden muss, und
- • eine schnelle Umschaltung der Ölpumpenantriebsdrehzahl auf ein höheres Drehzahlniveau, infolge geringer rotatorischer Trägheit der Ölpumpe.
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Der erfindungsgemäße Ölpumpenantrieb eignet sich für Ölpumpen beliebiger Bauart. Zudem ist der erfindungsgemäße Ölpumpenantrieb nicht beschränkt auf eine bestimmte Einbaulage der Ölpumpe im Getriebe und eignet sich in gleicher Weise sowohl für eine achsparallel zur Getriebeeingangswelle angeordnete Ölpumpe als auch für eine koaxial zur Getriebeeingangswelle angeordnete Ölpumpe.
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Hinsichtlich der Ansteuerung der Gangumschaltung des Differentialgetriebes werden mehrere Möglichkeiten vorgeschlagen. So kann die Rastiervorrichtung beispielsweise elektrisch oder auch hydraulisch ansteuerbar sein.
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Als Beispiel einer elektrisch ansteuerbaren Rastiervorrichtung wird ein so genannter Schubschraubtrieb vorgeschlagen, ähnlich wie er in einem Anlasser eines Verbrennungsmotors Verwendung findet. Hierzu kann die Rastiervorrichtung einen elektromotorischen Stellantrieb aufweisen, mittels dem ein mechanisches Betätigungselement der Rastiervorrichtung mit einem mit dem Stützelement des Differentialgetriebes verdrehfest oder verdrehelastisch verbundenen Rastelement des Differentialgetriebes formschlüssig lösbar verbindbar ist.
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In einem anderen Ausführungsbeispiel kann die elektrisch ansteuerbare Rastiervorrichtung einen Elektromagneten aufweisen, mittels dem das mit dem Stützelement des Differentialgetriebes verdrehfest oder verdrehelastisch verbundene Rastelement des Differentialgetriebes formschlüssig oder kraftschlüssig lösbar mit dem Gehäuse verbindbar ist.
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Als Beispiel einer hydraulisch ansteuerbaren Rastiervorrichtung wird eine über einen Hydraulikkolben betätigbare, am Gehäuse beweglich befestigte Ringfeder vorgeschlagen, die formschlüssig aber aufgrund ihrer Federwirkung dennoch verdrehelastisch in das mit dem Stützelement des Differentialgetriebes verdrehfest verbundene Rastelement des Differentialgetriebes eingreifen kann. Hierbei weist die Rastiervorrichtung sowohl ein hydraulisches Betätigungselement in Bauart einer Kolben-/ZylinderAnordnung als auch ein mechanisches Betätigungselement auf. Das mechanische Betätigungselement der Rastiervorrichtung weist ein hier beispielhaft als Ringfeder ausgebildetes Dämpfungselement auf, welches den formschlüssigen Eingriff des mechanischen Betätigungselementes in das Rastelement drehelastisch dämpft.
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Als ein anderes Ausführungsbeispiel einer hydraulisch betätigbaren Rastiervorrichtung wird vorgeschlagen, die Rastiervorrichtung in Art eines hydraulisch betätigbaren Kolben-Aktuators auszubilden, also als hydraulisches Betätigungselement in Bauart einer Kolben-/Zylinder-Anordnung, mittels dem das mit dem Stützelement des Differentialgetriebes verdrehfest oder verdrehelastisch verbundene Rastelement des Differentialgetriebes formschlüssig oder kraftschlüssig lösbar mit dem Gehäuse verbindbar ist. Dabei kann die Kolben-/Zylinder-Anordnung räumlich gesehen am oder im Gehäuse angeordnet sein.
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Alternativ hierzu kann die Kolben-/Zylinder-Anordnung räumlich gesehen innerhalb des angetriebenen Differentialkorbs angeordnet sein, wobei dann für die Druckölzuführung zum hydraulischen Betätigungselement ein mit dem Gehäuse verdrehfest und drucköldicht verbundenes Rohr vorgesehen ist, über das außerdem Drehmoment zur Abstützung des Stützelementes am Gehäuse führbar ist. Je nachdem, von welcher Seite des Differentialgetriebes aus das Drucköl dem hydraulischen Betätigungselement zugeleitet wird, kann dieses Rohr zumindest teilweise zentrisch innerhalb der dann zumindest abschnittsweise als Hohlwelle ausgebildete Pumpenantriebswelle verlaufen.
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Gegen eine Fehlfunktion sicher ist, wenn das Stützelement des Differentialgetriebes am Gehäuse festsetzt wird, indem das hydraulische Betätigungselement drucklos geschaltet ist. Alternativ kann aber auch vorgesehen sein, dass das Stützelement des Differentialgetriebes am Gehäuse festgesetzt ist, wenn das hydraulische Betätigungselement mit Druck beaufschlagt ist.
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Im Rahmen weiterer Ausführungsformen der Erfindung ist das Stützelement des der Ölpumpe antriebsseitig vorgeschalteten schaltbaren Differentialgetriebes mittels eines reibschlüssigen Schaltelementes an einem Gehäuse des Getriebes festsetzbar. Insbesondere wird vorgeschlagen, als reibschlüssiges Schaltelement eine im Schließsinne selbstverstärkende reibschlüssige Bremse zu verwenden.
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Durch diese Konzeption wird eine sehr kompakte Bauweise erzielt; zudem wird in vorteilhafter Weise kein Einrückstoß verursacht, da das Wirkprinzip des Schaltelementes der Reibschluss ist.
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Hierbei werden die relativ hohen Betätigungskräfte zur Betätigung des reibschlüssigen Schaltelementes, die zur Erzielung einer schnellen Schaltung erforderlich sind, nicht durch eine aktive Ansteuerung, beispielsweise über hydraulischen Ansteuerdruck, sondern durch die Bewegungsenergie des abzubremsenden bzw. festzusetzenden Stützelementes erzeugt. Folglich wird das Stützelement des Differentialgetriebes am Gehäuse festgesetzt, wenn für den Fall einer hydraulischen Betätigung Betätigungselement des Schaltelementes drucklos geschaltet ist.
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Gemäß der Erfindung kann das reibschlüssige Schaltelement als Trommelbremse ausgeführt sein, wobei das Stützelement des der Ölpumpe antriebsseitig vorgeschalteten schaltbaren Differentialgetriebes, beispielsweise für den Fall, dass das Differentialgetriebe als Planetengetriebe ausgeführt ist, das Hohlrad, in Wirkverbindung mit der Bremstrommel der Trommelbremse steht oder mit der Bremstrommel einstückig ausgeführt ist.
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Die Trommelbremse umfasst zumindest eine jeweils auf einem Reibflächenträger angeordnete Reibfläche, wobei der Betätigungsmechanismus der Trommelbremse als Lösenocke ausgeführt sein kann und wobei jeder Reibfläche ein Hebelelement zugeordnet ist, welches auf einem gehäusefest angeordneten Lagerbolzen drehbar gelagert und mit jeweils einem einer Reibfläche zugeordneten Reibflächenträger einerseits und der Lösenocke andrerseits wirkverbunden ist.
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Ferner ist jedem Reibflächenträger ein gehäusefest angeordnetes Federelement zugeordnet, welches eine radial betrachtet nach außen gerichtete Kraft auf den jeweiligen Reibflächenträger an der der Drehrichtung der Bremstrommel abgewandten Seite des Reibflächenträgers ausübt, wobei der Reibflächenträger gemäß der Erfindung derart ausgeführt und mit dem Hebelelement wirkverbunden ist, dass beim Schließen des Schaltelementes bei abnehmendem Lüftspiel zwischen den Reibflächen und der Bremstrommel die zwischen der Bremstrommel und den Reibflächen entstehende Reibkraft in Umfangsrichtung auf das jeweilige Hebelelementabgestützt wird und somit eine Normalkraft auf die Reibflächen erzeugt, die die Reibflächen gegen die Bremstrommel drückt.
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Zum Öffnen des Schaltelementes ist die Lösenocke entgegen der Drehrichtung des festzusetzenden Stützelementes betätigbar, so dass die Reibflächenträger mittels der Hebelelemente gegen die Kraft der Federelemente von der Bremstrommel abgehoben werden.
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Im Rahmen einer bevorzugten Ausführungsform des Schaltelementes ist das der Lösenocke abgewandte Ende des zumindest einen Hebelelementes jeweils mit einem sich radial betrachtet nach innen erstreckenden Teil des zumindest einen Reibflächenträgers verbunden, wobei zwischen der Senkrechten zu der zumindest einen Reibfläche und dem der zumindest einen Reibfläche zugewandten Ende des der Reibfläche zugeordneten Hebelelementes ein Winkel gebildet wird, über den bei abnehmendem Lüftspiel zwischen der Reibfläche und der Bremstrommel eine zusätzliche Normalkraft auf die Reibfläche erzeugt wird, welche zu einer weiter gesteigerten Reibkraft führt, die wiederum über diesen Winkel eine Verstärkung erfährt.
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Gemäß der Erfindung kann das Löseelement als Konus ausgeführt sein, welcher bei axialer Verschiebung eine Spreizwirkung auf die Reibfläche ausübt. Das Löseelement kann hydraulisch, elektromechanisch, magnetisch, pneumatisch etc. ansteuerbar sein.
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Alternativ zur Ausführung als Trommelbremse kann das zum bedarfsweise Festsetzen des Stützelementes des der Ölpumpe vorgeschalteten Differentialgetriebes vorgesehene Schaltelement auch als die Trommel umschlingendes Bremsband ausgeführt sein.
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Ausführungsbeispiele der Erfindung werden, ohne hierauf beschränkt zu sein, an Hand der Zeichnungen näher erläutert, wobei gleiche oder funktionsgleiche Bauteile mit denselben Bezugszeichen versehen sind. Dabei zeigen:
- 1 eine vereinfachte schematisierte Darstellung eines ersten Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Ölpumpenantriebs, umfassend ein Stirnrad-Differential;
- 2 eine Schnittansicht des in 1 dargestellten Ölpumpenantriebs;
- 3 eine zweite beispielhafte Ausführung einer Betätigungseinrichtung für das in 1 dargestellte Stirnrad-Differential;
- 4 eine dritte beispielhafte Ausführung einer Betätigungseinrichtung für das in 1 dargestellte Stirnrad-Differential;
- 5 eine vereinfachte schematisierte Darstellung eines zweiten Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Ölpumpenantriebs, umfassend einen Minus-Planetenradsatz;
- 6 eine zweite beispielhafte Ausführung der Betätigungseinrichtung des in 5 dargestellten Ölpumpenantriebs;
- 7 eine dritte beispielhafte Ausführung der Betätigungseinrichtung des in 5 dargestellten Ölpumpenantriebs;
- 8 eine vereinfachte schematisierte Darstellung eines dritten Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Ölpumpenantriebs;
- 9 eine vereinfachte schematisierte Darstellung eines vierten Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Ölpumpenantriebs, umfassend einen Minus-Planetenradsatz;
- 10 eine vereinfachte schematisierte Darstellung eines aus 9 abgeleiteten fünften Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Ölpumpenantriebs;
- 11 eine vereinfachte schematisierte Darstellung eines aus 6 abgeleiteten sechsten Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Ölpumpenantriebs;
- 12 einen sektionalen Getriebeschnitt als praktisch ausgeführtes Einbaubeispiel eines erfindungsgemäßen Ölpumpenantriebs in einem Automatgetriebe mit achsparallel zur Getriebeeingangswelle angeordneter Ölpumpe;
- 13 eine schematische Schnittansicht zur Veranschaulichung einer ersten Ausführungsform eines reibschlüssigen Schaltelementes, mittels dessen das Stützelement des der Ölpumpe antriebsseitig vorgeschalteten schaltbaren Differentialgetriebes an einem Gehäuse des Getriebes festsetzbar ist;
- 14 eine schematische Schnittansicht zur Veranschaulichung einer zweiten Ausführungsform eines reibschlüssigen Schaltelementes, mittels dessen das Stützelement des der Ölpumpe antriebsseitig vorgeschalteten schaltbaren Differentialgetriebes an einem Gehäuse des Getriebes festsetzbar ist; und
- 15 eine schematische Schnittansicht zur Veranschaulichung einer dritten Ausführungsform eines reibschlüssigen Schaltelementes, mittels dessen das Stützelement des der Ölpumpe antriebsseitig vorgeschalteten schaltbaren Differentialgetriebes an einem Gehäuse des Getriebes festsetzbar ist.
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Das in 1 in vereinfachter schematischer Darstellung abgebildete erste Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Ölpumpenantriebs eignet sich bevorzugt für ein Kraftfahrzeug-Getriebe, bei dem die Getriebeölpumpe achsparallel zu derjenigen Welle angeordnet ist, über die die vom Antriebsmotor des Kraftfahrzeugs bereitgestellte Antriebsleistung für die Ölpumpe bereitgestellt wird. Der mit 50 bezeichneten Ölpumpe ist antriebsseitig ein schaltbares Differentialgetriebe 20 vorgeschaltet. Dieses Differentialgetriebe 20 ist hier beispielhaft in Bauart eines Stirnrad-Differentials ausgeführt; eine Schnittansicht dieses Stirnrad-Differentials ist in 2 dargestellt.
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Das Stirnrad-Differential 20 umfasst einen Differentialkorb 21, zwei in gleicher axialen Ebene angeordnete Gruppen von an dem Differentialkorb 21 drehbar gelagerten Stirnrädern 22 und 23, ein mit den Stirnrädern 22 der ersten Gruppe in Zahneingriff stehendes erstes Abtriebsrad 24 und ein mit den Stirnrädern 23 der zweiten Gruppe in Zahneingriff stehendes zweites Abtriebsrad 25. Jedes der Stirnräder 22 der ersten Gruppe steht jeweils mit einem der Stirnräder 23 der zweiten Gruppe in Zahneingriff. Der Differentialkorb 21 bildet das Antriebselement des Differentialgetriebes bzw. Stirnrad-Differentials 20 und ist beispielhaft über ein permanent und drehfest mit dem Differentialkorb 21 verbundenes Antriebsrad 10 antreibbar, beispielsweise mittels eines in 1 zur Vereinfachung nicht näher dargestellten Kettentriebs, dessen anderes antriebsmotorseitiges Kettenrad achsparallel zu dem Antriebsrad 10 angeordnet ist. Das erste Abtriebsrad 24 bildet das Abtriebselement des Differentialgetriebes bzw. Stirnrad-Differentials 20 und ist permanent mit einer Pumpenantriebswelle 51 der Ölpumpe 50 verbunden. Das zweite Abtriebsrad 25 bildet ein Stützelement des Differentialgetriebes bzw. Stirnrad-Differentials 20 und ist zum einen permanent mit einem Freilauf 26 des Ölpumpenantriebs verbunden und zum anderen an einem Gehäuse 60 festsetzbar.
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Der Freilauf 26 ist räumlich gesehen beispielhaft axial neben dem Differentialkorb 21 angeordnet, auf der Seite des Differentialkorbs, die der Ölpumpe 50 zugewandt ist. Auf seiner der Ölpumpe 50 abgewandten Seite ist der Differentialkorb 21 auf oder an der Pumpenantriebswelle 51 drehbar gelagert. Auf seiner der Ölpumpe 50 zugewandten Seite ist der Differentialkorb 21 auf oder an dem zweiten Abtriebsad 25 drehbar gelagert, wobei das zweiten Abtriebsrad 25 wiederum auf der Pumpenantriebswelle 51 drehbar gelagert ist.
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Der Freilauf 26 ist derart konstruiert, dass er das zweite Abtriebsrad 25 in Drehrichtung des angetriebenen Differentialkorbs 21 mitnimmt, wobei das zweite Abtriebsrad 25 abbremsbar ist.
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Zum Festsetzen des zweiten Abtriebsrads 25 bzw. Stützelementes ist ein verdrehfest mit dem zweiten Abtriebsrad 25 verbundenes Rastelement 27 mit einer Aussparung 28 vorgesehen, in die ein hier beispielhaft stiftförmiges mechanisches Betätigungselement 31 einer mit dem Gehäuse 60 verbundenen Rastiervorrichtung 30 eingreifen kann. Die Passung zwischen Betätigungsstift 31 und Aussparung 28 kann ein definiert großes Spiel und/oder eine spezielle Kontur aufweisen, um den formschlüssigen Eingriff zu erleichtern. Auch kann in der Aussparung 28 ein Dämpfungselement integriert sein, um den formschlüssigen Eingriff akustisch und mechanisch abzudämpfen. Zum Festsetzen des zweiten Abtriebsrads 25 am Gehäuse 60 durch den Eingriff des Betätigungselementes 31 in die Aussparung 28 des mit dem zweiten Abtriebsrad 25 verbundenen Rastelementes 27 ist die Rastiervorrichtung 30 von einer Ansteuerungsvorrichtung 40 via Steuerleitung 41 ansteuerbar. Die Rastiervorrichtung 30 kann hierbei beispielsweise als ein Elektromagnet ausgebildet sein, der durch Bestromung den Betätigungsstift 31 in axialer Richtung bewegt. Die Rastiervorrichtung 30 kann beispielsweise aber auch als ein Elektromotor ausgebildet sein, der beispielsweise mittels eines Spindelantriebs den Betätigungsstift 31 in axialer Richtung bewegen kann. Bei diesen beiden Ausführungsbeispielen ist die Steuerleitung 41 ein einfaches Elektrokabel. Die Ansteuerungsvorrichtung 40 ist vorzugsweise in einem elektronischen oder elektrohydraulischen Steuergerät des Getriebes integriert, kann aber auch als separates elektrisches Steuergerät ausgeführt sein.
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Ist das zweite Abtriebsrad 25 nicht an dem Gehäuse 60 festgesetzt, so rotiert das Stirnrad-Differential 20 wirkungsgradoptimal als Block um, also ohne innere Relativdrehzahlen in den Zahneingriffen und ohne Differenzdrehzahl zwischen Innen- und Außenring des Freilaufs 26, wodurch die Pumpenantriebswelle 51 mit Drehzahl des Differentialkorbs 21 (bzw. mit Drehzahl des Antriebsrades 10) rotiert. Ist das zweite Abtriebsrad 25 hingegen an dem Gehäuse 60 festgesetzt, so rotiert die Pumpenantriebswelle 51 infolge der konstruktiv vorgesehenen Übersetzung des Stirnraddifferentials 20 mit einer Drehzahl größer der Drehzahl des Differentialkorbs 21 (bzw. des Antriebsrades 10). Somit kann die Ölpumpe 50 durch den Wechsel der Übersetzung im Stirnrad-Differential 20 temporär und bedarfsgerecht eine größere Ölmenge für das Kraftfahrzeug-Getriebe liefern, ohne dass im Normalbetrieb, in dem das Stirnrad-Differential 20 als Block umläuft, ein Wirkungsgradnachteil durch innere Verluste in dem der Pumpe antriebsseitig vorgeschalteten Differentialgetriebe gegeben ist. Wird via geeigneter Ansteuerung der Rastiervorrichtung 30 durch die Ansteuerungsvorrichtung 40 die zuvor hergestellte Verbindung zwischen dem zweiten Abtriebsrad 25 und dem Gehäuse 60 wieder gelöst, so überführt der Freilauf 26 die Drehzahl des zweiten Abtriebsrads 25 automatisch wieder auf das Drehzahlniveau des (angetriebenen) Differentialkorbs 21.
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3 zeigt ein zweites Ausführungsbeispiel einer Betätigungseinrichtung für das in den 1 und 2 dargestellte schaltbare Stirnrad-Differential 20. Die gehäusefeste Betätigungseinrichtung 30 ist nunmehr in Art eines elektromotorischen Schubschraubtriebs ausgeführt. Die von der Ansteuerungsvorrichtung 40 zur Betätigungseinrichtung 30 führende Steuerleitung 41 ist als elektrische Steuerleitung 42 ausgebildet. Ähnlich wie ein Anlasser eines Verbrennungsmotors weist die Betätigungseinrichtung 30 einen elektromotorischen Stellantrieb 32 auf, der bei Bestromung der elektrischen Steuerleitung 42 durch die Ansteuerungsvorrichtung 40 das hier als Ritzel 31 ausgebildete mechanische Betätigungselement der Betätigungseinrichtung 30 in axialer Richtung bewegt, derart, dass dieses Ritzel 31 in eine am Rastelement 27 vorgesehene Verzahnung 29 formschlüssig eingreift. Weiterhin weist die Betätigungseinrichtung 30 einen internen Freilauf 33 auf, über den das zweite Abtriebsrad 25 des Stirnrad-Differentials 20 dann, wenn das Ritzel 31 in die Verzahnung 29 eingespurt ist, in einer Drehrichtung am Gehäuse 60 festgesetzt ist. In der anderen Drehrichtung arbeitet der interne Freilauf 33 im Überholbetrieb, sodass dann die Drehzahl und die Antriebsleistung des Elektromotors des elektromotorischen Stellantriebs 32 via Stirnrad-Differential 20 auf die Ölpumpe 50 übertragbar ist. Wird die Drehzahl des Elektromotors des Stellantriebs 32 der Drehzahl des Antriebsrades 10 überlagert, stellt sich an der Pumpenantriebswelle 51 infolge der konstruktiv vorgesehenen Übersetzung des Stirnraddifferentials 20 eine Drehzahl ein, die größer ist als diejenige Pumpenantriebsdrehzahl, die sich bei ausschließlichem Antrieb über das Antriebsrad 10 ergibt.
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Ein derart ausgebildeter Ölpumpenantrieb ermöglicht in besonders vorteilhafter Weise den Antrieb der Ölpumpe 50 ohne weitere Zusatzvorrichtung auch dann, wenn der Antriebsmotor des Kraftfahrzeugs beispielsweise im Rahmen einer Motor-Start-Stopp-Automatik abgestellt ist und seinerseits die Ölpumpe nicht antreiben kann.
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Auch ermöglicht ein derart ausgebildeter Ölpumpenantrieb in vorteilhafter Weise einen elektrischen Boost-Betrieb der Ölpumpe durch temporäres Aufschalten der elektrischen Antriebsleistung des Elektromotors des Stellantriebs 32 auf das Stirnrad-Differential 20, zusätzlich zu der vom Antriebsmotor des Kraftfahrzeugs in den Differentialkorb 21 verbrennungsmotorischen Antriebsleistung, beispielsweise dann, wenn der Antriebsmotor des Kraftfahrzeugs mit sehr kleiner Drehzahl betrieben wird oder im Rahmen einer Motor-Start-Stopp-Automatik wieder gestartet wird.
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4 zeigt ein drittes Ausführungsbeispiel einer Betätigungseinrichtung für das in den 1 und 2 dargestellte schaltbare Stirnrad-Differential 20. Die Betätigungseinrichtung 30 ist nunmehr als ein gehäusefester hydraulisch betätigbare Kolben-Aktuator 34 ausgebildet, umfassend eine in axialer Richtung beweglichen Kolbenstange 31 als mechanisches Betätigungselement der Betätigungseinrichtung 30. Die Ansteuerungsvorrichtung 40 ist hierbei als eine Druckquelle ausgebildet, beispielsweise als ein von einem elektrohydraulischen Getriebesteuergerät abgegriffener Steuerdruck p_sek. Die von der Ansteuerungsvorrichtung 40 zum Kolben-Aktuator 34 führende Steuerleitung 41 ist als hydraulische Steuerleitung 43 ausgebildet, zur Zuleitung von Drucköl der Druckquelle in einen Kolbenraum des Kolben-Aktuators 30. In dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel wird die Kolbenstange 31 bei Druckbeaufschlagung des Kolben-Aktuators 30 axial gegen die Federkraft einer Ausrückfeder in eine Aussparung 28 des mit dem zweiten Abtriebsrad 25 des Stirnrad-Differentials 20 verdrehfest oder verdrehelastisch verbundenen Rastelements 27 formschlüssig eingefahren, in Art einer hydraulisch betätigbaren Klauenkupplung.
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Über eine geeignete Steuerung oder Regelung des Steuerdrucks p_sek kann der formschlüssige Eingriff der Kolbenstange 31 in das Rastelement 27 des Differentialgetriebes 20 vergleichsweise sanft erfolgen, sodass es zu keinerlei akustischen Beeinträchtigungen beim Umschalten zwischen den Übersetzungsstufen des Differentialgetriebes 20 kommt. Die Steuerung bzw. Regelung des Steuerdrucks p_sek ermöglicht auch eine individuell auf die jeweilige mechanische Konstruktion abgestimmte Endlagendämpfung im eingelegten Zustand der formschlüssigen Verbindung zwischen Kolbenstange 31 und Rastelement 27. Die Ansteuerungsvorrichtung 40 ist vorzugsweise im elektrohydraulischen Steuergerät des Getriebes integriert, kann aber auch als separates hydraulisches oder elektrohydraulisches Steuergerät ausgeführt sein.
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5 zeigt eine vereinfachte schematisierte Darstellung eines zweiten Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Ölpumpenantriebs, diesmal umfassend ein als schaltbarer einfacher Minus-Planetenradsatz ausgeführtes Differentialgetriebe 20, welcher der Ölpumpe antriebsseitig vorgeschaltet ist. Aufgrund der kurzen axialen Baulänge dieses Planetengetriebes eignet sich dieses Ausführungsbeispiel sehr gut sowohl für ein Kraftfahrzeug-Getriebe, bei dem die Getriebeölpumpe achsparallel zu derjenigen Welle angeordnet ist, über die die vom Antriebsmotor des Kraftfahrzeugs bereitgestellte Antriebsleistung für die Ölpumpe bereitgestellt wird, als auch für ein Kraftfahrzeug-Getriebe, bei dem die Getriebeölpumpe koaxial zur Getriebeeingangswelle und koaxial zu derjenigen Welle angeordnet ist, über die die vom Antriebsmotor des Kraftfahrzeugs bereitgestellte Antriebsleistung für die Ölpumpe bereitgestellt wird.
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Dieser Minus-Planetenradsatz 20 umfasst einen Steg 21, an dem Steg 21 verdrehbar gelagerte Planetenräder 22, ein mit den Planetenrädern 22 in Zahneingriff stehendes Sonnenrad 24, sowie ein mit den Planetenrädern 22 in Zahneingriff stehendes Hohlrad 25. Jedes der Planetenräder 22 steht also sowohl mit dem Sonnenrad 24 als auch mit dem Hohlrad 25 in Zahneingriff. Der Steg 21 bildet als eine Art Differentialkorb das Antriebselement des Differentialgetriebes 20 und ist beispielhaft über ein permanent und drehfest mit dem Steg 21 verbundenes Antriebsrad 10 antreibbar, beispielsweise mittels eines in 1 zur Vereinfachung nicht näher dargestellten Kettentriebs, dessen anderes antriebsmotorseitiges Kettenrad achsparallel zu dem Antriebsrad 10 angeordnet ist. Das Sonnenrad 24 bildet das Abtriebselement des Differentialgetriebes 20 und ist permanent mit der Pumpenantriebswelle 51 der Ölpumpe 50 verbunden. Das Hohlrad 25 bildet dasStützelement des Differentialgetriebes 20 und ist zum einen permanent mit dem Freilauf 26 des Ölpumpenantriebs verbunden und zum anderen an dem Gehäuse 60 festsetzbar.
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Zur Einsparung von axialer Baulänge des Ölpumpenantriebs ist der Freilauf 26 räumlich gesehen beispielhaft in etwa radial über dem Hohlrad 25 angeordnet. Der angetriebene Steg 21, der ebenfalls mit dem Freilauf 26 in Wirkverbindung steht, greift räumlich gesehen in axialer Richtung radial über das Hohlrad 25, sodass der Freilauf 26 in einem durch den Steg 21 im Bereich radial oberhalb des Hohlrads 25 gebildeten Zylinderraum angeordnet ist. Das Hohlrad 25 weist auf seiner der Ölpumpe zugewandten Seite einen scheibenförmigen Hohlradträger auf, der auf der Pumpenantriebswelle 51 drehbar gelagert ist. An diesem Hohlradträger ist auch das permanent mit dem Hohlrad 25 verbundene Rastelement 27 angeordnet, welches via Betätigung der Rastvorrichtung 30 an dem Gehäuse 60 festsetzbar ist. Zur Einsparung von axialer Baulänge des Minus-Planetenradsatzes 20 weist der Steg 21 nur ein Stegblech auf, welches auf der der Ölpumpe 50 abgewandten Seites des Minus-Planetenradsatzes 20 angeordnet und auf oder an der Pumpenantriebswelle 51 drehbar gelagert ist.
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Die in 5 dargestellte Rastiervorrichtung 30 mit der ihr zugeordneten Ansteuervorrichtung 40 ist von 1 übernommen und braucht daher an dieser Stelle nicht nochmals erklärt werden. Selbstverständlich eignen sich auch die in den 3 und 4 gezeigten Rastiervorrichtungen 30 auch zum situativen Festsetzen des Hohlrads 25.
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Ist das Hohlrad 25 nicht an dem Gehäuse 60 festgesetzt, so rotiert der Minus-Planetenradsatz 20 wirkungsgradoptimal als Block um, also ohne innere Relativdrehzahlen in den Zahneingriffen und ohne Relativdrehzahl am Freilauf 26, wodurch die Pumpenantriebswelle 51 mit Drehzahl des Stegs 21 (bzw. mit Drehzahl des Antriebsrades 10) rotiert. Ist das Hohlrad 25 hingegen an dem Gehäuse 60 festgesetzt, so rotiert die Pumpenantriebswelle 51 mit einer Drehzahl größer der Drehzahl des Stegs 21 (bzw. des Antriebsrades 10). Somit kann die Ölpumpe 50 durch den Wechsel der Übersetzung im Minus-Planetenradsatz 20 temporär und bedarfsgerecht eine größere Ölmenge für das Kraftfahrzeug-Getriebe liefern, ohne dass im Normalbetrieb, in dem der Minus-Planetenradsatz 20 als Block umläuft, ein Wirkungsgradnachteil durch innere Verluste in dem der Pumpe antriebsseitig vorgeschalteten Differentialgetriebe gegeben ist.
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6 zeigt ein zweites Ausführungsbeispiel einer Betätigungseinrichtung für den in 5 dargestellten schaltbaren Minus-Planetenradsatz 20, der das schaltbare Differentialgetriebe des Ölpumpenantriebs bildet. Vergleichbar zu 4 ist die zum Umschalten zwischen den beiden Übersetzungsstufen des Differentialgetriebes 20 vorgesehene Rasteinrichtung 30 als ein gehäusefester hydraulisch betätigbare Kolben-Aktuator 34 ausgebildet, umfassend einen in axialer Richtung beweglichen Kolben, der ein an dem Kolben festgesetztes und mit einem Dämpfungselement 35 versehenes mechanisches Betätigungselement 31 der Betätigungseinrichtung 30 in axialer Richtung gegen die Federkraft einer hier beispielhaft als Tellerfeder ausgebildeten Kolbenrückstellfeder verschieben kann. Die Ansteuerungsvorrichtung 40 ist hierbei als eine nicht näher detaillierte Druckquelle ausgebildet, die über eine hydraulische Steuerleitung 43 mit dem Kolben-Aktuator 34 fluidtechnisch in Verbindung steht. Das Dämpfungselement 35 kann beispielsweise als ein federvorgespannter Reibungsdämpfer ausgebildet sein, ähnlich wie ein üblicherweise im Kraftfluss zwischen dem das Getriebe antreibenden Antriebsmotors des Kraftfahrzeugs und der Getriebe vorgesehenen Torsionsdämpfer. Selbstverständlich sind auch andere Bauarten wie beispielsweise ein Viskosedämpfer für das Dämpfungselement 35 geeignet.
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Das permanent mit dem Hohlrad 25 des Minus-Planetenradsatzes 20 verbundene Rastelement 27 des Differentialgetriebes und das mechanisches Betätigungselement 31 der Betätigungseinrichtung 30 bilden zusammen eine hydraulisch betätigbare Klauenkupplung, über die das Hohlrad 25 verdrehelastisch an dem Gehäuse 60 festsetzbar ist. Die gesamte Anordnung der 6 zeichnet sich durch eine sehr kompakte Bauweise aus.
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Als weiteres Ausgestaltungsdetail zeigt 6 einen beispielhaften Stirnradantrieb 17 zum Antreiben des mit dem Steg 21 des Minus-Planetenradsatzes 20 permanent verbundenen Antriebsrades 10 von einem achsparallel zur Pumpenantriebswelle 51 angeordneten Antriebsmotor VM des Kraftfahrzeugs.
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7 zeigt ein drittes Ausführungsbeispiel einer Betätigungseinrichtung, die sich sowohl für den in 5 dargestellten schaltbaren Minus-Planetenradsatz als auch zur Betätigung des in den 1 und 2 dargestellten schaltbaren Stirnrad-Differentials eignet. Die gehäusefeste Betätigungseinrichtung 30 weist nunmehr eine über einen gehäusefesten hydraulisch betätigbaren Kolben-Aktuator 34 und eine am Gehäuse 60 beweglich befestigte Ringfeder 35 auf, die formschlüssig - aber aufgrund ihrer Federwirkung dennoch verdrehelastisch - in das mit dem Stützelement (25) des Differentialgetriebes 20 verdrehfest verbundene Rastelement 27 des Differentialgetriebes 20 eingreifen kann. Die Rastiervorrichtung 30 weist also sowohl ein hydraulisches Betätigungselement in Bauart einer Kolben-/Zylinder-Anordnung (Kolben-Aktuator 34) als auch ein mechanisches Betätigungselement 31 auf. Dem mechanischen Betätigungselement 31 der Rastiervorrichtung 30 ist die Ringfeder 35 als eine beispielhafte Ausführungsform eines Dämpfungselementes zugeordnet, welches den formschlüssigen Eingriff des mechanischen Betätigungselementes 31 in das Rastelement 27 drehelastisch dämpft.
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In dem in 7 dargestellten Ausführungsbeispiel wird das Festsetzen des Stützelementes des Differentialgetriebes 20 beispielhaft durch Drucklosschalten des Kolben-Aktuator 34 erzielt.
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8 zeigt eine vereinfachte schematisierte Darstellung eines dritten Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Ölpumpenantriebs, wiederum mit einem schaltbaren Minus-Planetenradsatz 20 als schaltbares Differentialgetriebe des Ölpumpenantriebs, wobei sich das in 8 dargestellte Ausführungsbeispiel der zum Umschalten zwischen den beiden Übersetzungsstufen des Minus-Planetenradsatzes 20 vorgesehene Rasteinrichtung 30 auch zur Betätigung des in den 1 und 2 dargestellten Stirnrad-Differentials eignet.
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Die Rasteinrichtung 30 ist nunmehr in Art eines hydraulisch betätigbaren Zentralausrückers ausgeführt, umfassend als hydraulisches Betätigungselement einen hydraulisch betätigbaren Kolben-Aktuator 34, der räumlich gesehen konzentrisch zur Pumpenantriebswelle 51 auf der der Ölpumpe 50 abgewandten Seite des Sonnenrads 24 des Minus-Planetenradsatzes 20 unmittelbar axial angrenzend an dieses Sonnenrad 24 angeordnet ist und auf eine das Rastelement des Differentialgetriebes 20 bildende Klauenkupplung 27 wirkt.
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Bei Druckbeaufschlagung mit Steuerdruck p_sek, der hier beispielhaft von einer als separate Ölpumpe 40 ausgeführten Ansteuerungsvorrichtung bereitgestellt wird, betätigt der Kolben-Aktuator 34 die Klauenkupplung 27 gegen die Federkraft einer beispielhaft als Tellerfeder ausgebildeten Kolbenrückstellfeder derart, dass das Gehäuse 60 formschlüssig mit dem das Stützelement des Differentialgetriebes bildende Hohlrad 25 des Minus-Planetenradsatzes 20 verbunden wird. Hierzu ist ein Rohr 61 vorgesehen, welches zentrisch innerhalb der nunmehr als Hohlwelle ausgebildeten Pumpenantriebswelle 51 verläuft und dabei die Ölpumpe 50 in axialer Richtung durchdringt. Auf seiner dem Minus-Planetenradsatz 20 abgewandten Seite ist dieses Rohr 61 verdrehfest und drucköldicht in das Gehäuse 60 eingesetzt, sodass das Rohr 61 einerseits als Teil der hydraulischen Steuerleitung 43 die Druckmittelzufuhr zum Kolben-Aktuator 34 übernimmt, andererseits aber auch - sofern die Klauenkupplung 27 geschlossen ist - die Drehmomentübertragung zwischen dem Hohlrad 25 des Minus-Planetenradsatzes 20 und dem Gehäuse 60 übernimmt. Zur axialen Abstützung des Kolben-Aktuator 34 ist axial zwischen dem Zylinder des Kolben-Aktuator 34 und dem Sonnenrad 24 ein Axial-Gleitlager oder Axial-Wälzlager vorgesehen.
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In dem in 8 gezeigten Ausführungsbeispiel ist vorgesehen, dass dann, wenn der Steuerdruck p_sek im Kolbenstange 31 in das Rastelement 27 34 abgesenkt bzw. der Druckraum des Kolben-Aktuators 34 hydraulisch entlüftet wird, die zuvor geschlossene Klauenkupplung infolge der Federkraft der Kolbenrückholfeder öffnet, da eine der beiden Klauenkupplungshälften mechanisch fest mit dem Kolben des Kolben-Aktuators 34 verbunden ist. Ist die Klauenkupplung 27 wieder geöffnet, führt der Freilauf 26 die Drehzahl des Hohlrades 25 automatisch wieder auf das Drehzahlniveau des (angetriebenen) Stegs 21 des Minus-Planetenradsatzes 20.
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Alternativ hierzu kann in einer von 8 abweichenden Ausgestaltung vorgesehen sein, dass die Klauenkupplung via Federkraft einer auf den Kolben des Kolben-Aktuators wirkenden Feder geschlossen werden kann und die zuvor geschlossene Klauenkupplung via Druckbeaufschlagung des Kolben-Aktuator-Druckraums geöffnet werden kann.
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Als weiteres Ausgestaltungsbeispiel ist in 8 der im Kraftfluss zwischen Steg 21 und Hohlrad 25 befindliche Freilauf 26 räumlich gesehen nunmehr auf der Seite des Minus-Planetenradsatzes 20 angeordnet, die der Ölpumpe 50 gegenüber liegt, relativ zum Planetenradsatzes 20 auf der gleichen Seite wie der Kolben-Aktuator 34, räumlich Richtung gesehen beispielhaft im Bereich neben den Planetenrädern 22.
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9 zeigt eine vereinfachte schematisierte Darstellung eines aus 8 abgeleiteten vierten Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Ölpumpenantriebs, wiederum umfassend einen schaltbaren Minus-Planetenradsatz 20 als schaltbares Differentialgetriebe, aber mit einer gegenüber 8 modifizierten Vorrichtung zur hydraulischen Umschaltung zwischen den beiden Übersetzungsstufen des schaltbaren Planetenradsatzes 20.
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Die Ansteuerungsvorrichtung 40 ist nunmehr beispielhaft als ein elektrohydraulisches Regelventil ausgebildet und wird von der Ölpumpe 50 mit Drucköl versorgt. Der von diesem Regelventil zur Betätigung der Rastiervorrichtung 30 bereitgestellte Steuerdruck p_sek wird in das aus 8 bekannte Rohr 61 eingeleitet, das mit dem Gehäuse 60 fest und drucköldicht verbunden ist und die als Hohlwelle ausgebildete Pumpenantriebswelle 51 zentrisch durchdringt. An dem der Einspeiseseite gegenüberliegenden Ende der gehäusefesten Rohrs sind sowohl zumindest eine Radialbohrung zum Einbringen des Drucköls in einen das Rohr 61 in diesem Bereich radial umschließenden Zylinder angeordnet als auch ein Verschluss zum Verhindern eines unkontrollierten ÖIabflusses. Dieser Zylinder stützt sich über ein Axiallager axial an dem Sonnenrad 24 des Planetenradsatzes 20 ab und ist Bestandteil der in Art eines hydraulisch betätigbaren Kolben-Aktuators 34 ausgebildeten Rastiervorrichtung 30. Die Kolbenstange des Kolben-Aktuators 34 ist mechanisch fest mit einem Reibelement verbunden, welches zusammen mit einem scheibenförmigen Abschnitt des auf der Pumpenantriebswelle 51 drehbar gelagerten, verdrehfest mit dem Hohlrad 25 des Planetenradsatzes 20 verbundenen Hohlradträgers eine Reibkupplung bildet. Weiterhin weist der Kolben-Aktuator 34 auf die Kolbenstange des Kolben-Aktuators 34 eine in Schließrichtung dieser Reibkupplung wirkende Einrückfeder auf, welche im drucklosen Zustand des Kolben-Aktuators 34 die Reibkupplung schließt, sodass zwischen dem Hohlrad 25 und dem gehäusefesten Rohr 61 eine nunmehr kraftschlüssige (lösbare) Verbindung zur Drehmomentübertragung besteht.
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Beaufschlagt das elektrohydraulische Regelventil 40 das Rohr 61 via Hydraulikleitung 43 mit unter Steuerdruck p_sek stehendem Drucköl, so wird der auf der der Einrückfeder gegenüberliegenden Seite des Kolbens des Kolben-Aktuators 34 angeordnet Druckraum des Kolben-Aktuators 34 ebenfalls mit Drucköl befüllt, wodurch die Kolbenstange des Kolben-Aktuators 34 die Einrückfeder zusammendrückt und infolgedessen die Reibkupplung geöffnet wird und der mit dem Hohlradträger mechanisch verbundene Freilauf 26 die Drehzahl des Hohlrades 25 automatisch wieder auf das Drehzahlniveau des (angetriebenen) Stegs 21 des Planetenradsatzes 20 führt.
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Die via Regelventil 40 schaltbare reib- bzw. kraftschlüssige Verbindung zwischen Hohlrad 25 und Gehäuse 60 zeichnet sich dadurch aus, dass ohne weitere Dämpfungselemente ein komfortabler, zumindest weitgehend schaltstoßfreier Wechsel zwischen den beiden Übersetzungsstufen des schaltbaren Minus-Planetenradsatzes 20 möglich ist.
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10 zeigt eine vereinfachte schematisierte Darstellung eines aus 9 abgeleiteten fünften Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Ölpumpenantriebs, wiederum umfassend einen schaltbaren Minus-Planetenradsatz 20 als schaltbares Differentialgetriebe. Im Unterschied zu 9 erfolgt die Druckölzuführung zum hydraulisch betätigbaren Kolben-Aktuator 34 der zur Umschaltung zwischen den beiden Übersetzungsstufen des schaltbaren Planetenradsatzes 20 vorgesehenen Rastvorrichtung 30 nunmehr von der Seite des Planetenradsatzes 20 aus, die der Ölpumpe gegenüber liegt. Der Kolben-Aktuator 34 selber ist aus 9 übernommen, ebenso die via Rastvorrichtung 30 betätigbare Reibkupplung 27 zum situativen Verbinden von Hohlrad 25 und Gehäuse 60; alternativ hierzu könnte auch der in 8 beschriebene Zentralausrücker mit Klauenkupplung vorgesehen sein.
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Durch diese Anordnung der Druckölzuführung zum Kolben-Aktuator 34 relativ zum Planetenradsatz 20 gesehen auf der gleichen Seite wie der hydraulisch betätigbare Kolben-Aktuator 34 ist ein vergleichsweise einfacher konstruktiver Ausbau ohne einen axialen Durchgriff durch die Ölpumpe 50 möglich. Entsprechend ist in 10 die permanent verdrehfest mit dem Sonnenrad 24 des Planetenradsatzes 20 verbundene Pumpenantriebswelle 51 nur teilweise als Hohlwelle ausgebildet. In dem hohlgebohrten Abschnitt der Pumpenantriebswelle 51 ist das gehäusefeste Rohr 61 verdrehbar gelagert, welches (vergleichbar zu 9) einerseits als Teil der hydraulischen Steuerleitung 43 die Druckmittelzufuhr zum Kolben-Aktuator 34 übernimmt, andererseits aber auch - sofern die Reibkupplung 27 geschlossen ist - die Drehmomentübertragung zwischen Hohlrad 25 und Gehäuse 60 übernimmt.
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Die in den 9 und 10 dargestellten Ausführungsbeispiele der zum Umschalten zwischen den beiden Übersetzungsstufen des Minus-Planetenradsatzes 20 vorgesehene Rasteinrichtung 30 eignen sich natürlich auch zur Betätigung des in den 1 und 2 dargestellten Stirnrad-Differentials.
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11 zeigt eine vereinfachte schematisierte Darstellung eines aus 6 abgeleiteten sechsten Ausführungsbeispiels des erfindungsgemäßen Ölpumpenantriebs, wiederum umfassend einen schaltbaren Minus-Planetenradsatz 20 als schaltbares Differentialgetriebe und wiederum umfassend eine Rastvorrichtung 30 mit einem im Gehäuse 60 eingebauten hydraulisch betätigbaren Kolben-Aktuator 34 zum situativen Festsetzen des Hohlrads 25 am Gehäuse 60. Im Unterschied zu 6 weist der Kolben-Aktuator 34 eine das mechanische Betätigungselement 31 der Rastiervorrichtung 30 bildende Kolbenstange auf, die bei Betätigung nunmehr radial in das Rastelement 27 des Differentialgetriebes bzw. Minus-Planetenradsatzes 20 formschlüssig in Art einer Klauenkupplung eingreift. Hierzu weist der Kolben-Aktuator 34 im Unterschied zu 6 eine in Schließrichtung dieser Klauenkupplung wirkende Kolbenandruckfeder auf, sodass zum Öffnen oder Offenhalten dieser Klauenkupplung ein hydraulischer Druck erforderlich ist, der dem Kolben-Aktuator 34 von der Ansteuerungsvorrichtung 40 via Steuerleitung 43 zuleitbar ist.
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Ein weiterer Unterschied zu 6 betrifft die konstruktive Ausgestaltung der Wirkverbindung zwischen dem Rastelement 27 und dem das Stützelement des Differentialgetriebes bildende Hohlrad 25 des Minus-Planetenradsatzes 20. Ähnlich wie in 6 umfasst diese Wirkverbindung ein beispielhaft in Art eines bekannten Torsionsschwingungsdämpfers ausgebildetes Dämpfungselement 35, welches in 11 jedoch unmittelbar an das Hohlrad 25 angekoppelt ist, im Kraftfluss also nunmehr zwischen Hohlrad 25 und Rastelement 27 angeordnet ist.
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Der wie in 6 vorgesehene Stirntrieb 17 stellt einerseits die gewünschte Antriebsübersetzung relativ zum Verbrennungsmotor VM her, andererseits auch die gewünschte Drehrichtung des Stegs 21. Die gesamte Anordnung der 11 zeichnet sich durch einen sehr geringen axialen Platzbedarf aus.
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12 zeigt einen sektionalen Getriebeschnitt als praktisch ausgeführtes Einbaubeispiel eines erfindungsgemäßen Ölpumpenantriebs in einem Kraftfahrzeug-Automatgetriebe mit achsparallel zur Getriebeeingangswelle 13 angeordneter Ölpumpe 50, die hier beispielhaft als Flügelzellenpumpe ausgebildet ist. Das der Ölpumpe 50 antriebsseitig vorgeschaltete schaltbare Differentialgetriebe 20 ist über einen Kettentrieb antreibbar, umfassend das mit dem Differentialkorb bzw. Steg des Differentialgetriebes 20 verdrehfest verbundene, hier als Kettenrad ausgebildete Antriebsrad 10, eine Antriebskette 11 und ein antriebsmotorseitiges Kettenrad 12. Da Kettenrad 12 ist verdrehfest mit einem Pumpenrad 15 bzw. Wandlergehäuse eines üblichen hydrodynamischen Drehmomentwandlers 14 verbunden, der seinerseits von einem hier nicht dargestellten Antriebsmotor des Kraftfahrzeugs antreibbar ist, wobei ein Turbinenrad 16 des Drehmomentwandlers 14 mit der Getriebeeingangswelle 13 wirkverbunden ist.
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Zum Umschalten zwischen den beiden Übersetzungen des schaltbaren Differentialgetriebes 20 ist eine hydraulisch betätigbare Rastvorrichtung vorgesehen, für die in 9 zwei Varianten eingezeichnet sind. Als erste Variante ist der aus 4 bekannte gehäusefeste Kolben-Aktuator 34 eingezeichnet, der nunmehr baulich in das Gehäuse der Ölpumpe 50 integriert ist. Als zweite Variante ist das aus den 8, 9 und 10 bekannte gehäusefeste Rohr 61 eingezeichnet, über das einem innerhalb des Differentialgetriebes 20 angeordneten (und daher in der Zeichnung nicht sichtbaren) Kolben-Aktuator Drucköl zuleitbar ist und über das Drehmoment vom Stützelement des Differentialgetriebes 20 zum Gehäuse 60 führbar ist. Bei beiden Varianten ist die zur Ansteuerung der hydraulisch betätigbaren Rastvorrichtung vorgesehene Ansteuerungsvorrichtung 40 baulich in einem elektrohydraulisches Getriebesteuergerät 70 des Kraftfahrzeug-Automatgetriebes integriert.
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Gemäß einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung und bezugnehmend auf 13, welche ein als Minus-Planetenradsatz ausgeführte und der Ölpumpe 50 antriebsseitig vorgeschaltete schaltbare Differentialgetriebe 20 zeigt, ist das als Stützelement 25 dienende Hohlrad mittels eines im Schließsinne selbstverstärkenden reibschlüssigen Schaltelementes 80 an einem Gehäuse 60 des Getriebes 20 zum Zweck des Umschaltens zwischen den Übersetzungsstufen des Differentialgetriebes 20 festsetzbar. Das Hohlrad 25 ist zum einen permanent mit dem Freilauf 26 des Ölpumpenantriebs verbunden und zum anderen an dem Gehäuse 60, welches von der Ölpumpenplatte gebildet wird, festsetzbar. Das mit dem Steg 21 des Getriebes 20 verbundene Antriebsrad des Getriebes 20 ist mit dem Bezugszeichen 10 versehen, wobei der Abtrieb des Getriebes 20 über das Sonnenrad 24 erfolgt, welches mit der Pumpenantriebswelle 51 verbunden ist.
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Bezugnehmend auf 13, 14 und 15 ist das Stützelement des der Ölpumpe 50 antriebsseitig vorgeschalteten schaltbaren Differentialgetriebes 20 mittels eines reibschlüssigen Schaltelementes 80 an einem Gehäuse 60 festsetzbar.
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Bei dem in 13 gezeigten Beispiel ist das reibschlüssige Schaltelement 80 als Trommelbremse ausgeführt, welche zwei Reibflächen 81 aufweist, wobei bei der gezeigten Ausführungsform der Reibflächenträger 82 radial betrachtet beweglich am Betätigungsmechanismus 83 der Trommelbremse gelagert ist. Das Hohlrad 25 des Getriebes 20 ist mit der Bremstrommel 84 der Trommelbremse 80 drehfest wirkverbunden. Alternativ dazu kann die Bremstrommel 84 durch das Hohlrad 25 gebildet sein. In 13, 14 und 15 drehen sich das Hohlrad 25 und somit auch die Bremstrommel 84 im Uhrzeigersinn.
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Gemäß der Erfindung werden die Betätigungskräfte zur Betätigung des reibschlüssigen Schaltelementes im Schließsinne nicht beziehungsweise nur teilweise durch eine aktive Ansteuerung, sondern durch die Bewegungsenergie des abzubremsenden bzw. festzusetzenden Stützelementes, d.h. der mit dem Hohlrad 25 wirkverbundenen Bremstrommel 84 erzeugt. Ohne das Aufbringen einer Kraft ist das Schaltelement geschlossen und somit das Hohlrad 25 an dem Gehäuse 60 festgesetzt.
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Das Schaltelement 80 weist einen Betätigungsmechanismus 83 auf, durch dessen Ansteuerung das Schaltelement geöffnet und geschlossen werden kann. Bei dem in 13 gezeigten Beispiel ist der Betätigungsmechanismus 83 als Lösenocke ausgeführt, wobei das Betätigen des Schaltelementes 80 im Öffnungssinne durch Verdrehen der Lösenocke 83 der Trommelbremse 80 entgegen dem Uhrzeigersinn, vorzugsweise durch die getriebeseitige hydraulische Steuerung mittels eines Stelldrucks erfolgt.
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Die Lösenocke 83 ist bei dem gezeigten Beispiel mit zwei jeweils einer Reibfläche 81 zugeordneten Hebelelementen 87 wirkverbunden, die jeweils auf einem gehäusefest angeordneten Lagerbolzen 88 drehbar gelagert sind, wobei das der Lösenocke 83 abgewandte Ende der Hebelelemente 87 jeweils mit einem sich radial betrachtet nach innen erstreckenden Teil 85 der Reibflächenträger 82 verbunden ist. Im Rahmen weiterer Ausführungsformen kann eine Reibfläche vorgesehen sein.
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Besonders vorteilhaft ist es, wenn das der Lösenocke 83 abgewandte Ende der Hebelelemente 87 jeweils mit dem sich radial betrachtet nach innen erstreckenden Teil 85 der Reibflächenträger 82 gelenkig verbunden ist, was wie im Folgenden erläutert wird, in einem gleichmäßigen Lüftspiel zwischen den Reibflächen 81 und der Bremstrommel 84 im geöffneten Zustand des Schaltelementes 80 führt. Ferner ist jedem Reibflächenträger 82 ein gehäusefest angeordnetes Federelement 86 zugeordnet, welches eine radial betrachtet nach außen gerichtete Kraft auf den jeweiligen Reibflächenträger 81 an der der Drehrichtung der Bremstrommel 84 abgewandten Seite ausübt.
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Beim Verdrehen der Lösenocke 83 im Öffnungssinne entgegen der Drehrichtung der Bremstrommel 84 d.h. entgegen dem Uhrzeigersinn werden die Hebelelemente 87 ebenfalls entgegen dem Uhrzeigerinn, d.h. entgegen der Drehrichtung der Bremstrommel 84 verdreht, so dass die Reibflächenträger 82 radial betrachtet von der Bremstrommel 84 abgehoben werden und durch die Kraft der Federelemente 86 im Uhrzeigersinn, d.h. in Drehrichtung der Bremstrommel 84 verkippt und mit der dem jeweiligen Hebelelement 87 zugewandten Seite der sich radial betrachtet nach innen erstreckenden Teile 85 gegen die Hebelelemente 87 gedrückt werden, wodurch aufgrund der geometrischen Ausgestaltung der Hebelelemente 87 und der der sich radial betrachtet nach innen erstreckenden Teile 85 ein vorgegebener Abstand d.h. ein gleichmäßiges Lüftspiel der Reibflächen 81 zur Bremstrommel 84 sichergestellt wird. Hierbei wird zum Öffnen des Schaltelementes 80 der Reibflächenträger 82 um einen Winkel beta gegenüber dem jeweiligen Hebelelement 87 verdreht. Für den Fall, dass die Hebelelemente 87 nicht gelenkig mit den sich radial betrachtet nach innen erstreckenden Teilen 85 der Reibflächenträger verbunden sind werden die Reibflächenträger 82 nicht verkippt.
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Zum Schließen des Schaltelementes 80 wird beim gezeigten Beispiel die Losenocke 83 so angesteuert, dass die Lösenocke 83 im Uhrzeigersinn. d.h. in Drehrichtung der Bremstrommel 84 verdreht wird, wodurch sich die Reibflächen 81 der zunächst drehenden Bremstrommel 84 annähern und das Lüftspiel zwischen den Reibflächen 81 und der Bremstrommel 84 abnimmt. Somit wird zwischen den Reibflächen 81 und der Bremstrommel 84 ein Bremsmoment aufgebaut, wobei die zwischen der Bremstrommel 84 und den Reibflächen 81 entstehende Reibkraft, welche die Reibflächen 81 in Drehrichtung der Bremstrommel 84 zu beschleunigen versucht, in Umfangsrichtung zur Abstützung der Reibkraft eine Normalkraft auf die Reibflächen 81 erzeugt, wodurch eine Kraft auf die Reibflächen 81 wirkt. Eine Beschleunigung die Reibflächen 81 in Drehrichtung der Bremstrommel 84 wird erfindungsgemäß durch die Betätigungsmechanismus 83 verhindert, da die Reibflächenträger 82 mit den mit der Lösenocke 83 wirkverbundenen Hebelelementen 87 verbunden sind.
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Die zusätzliche Normalkraft auf die Reibflächen 81 aufgrund der Abstützung der Reibkraft zwischen den Reibflächen 81 und der Bremstrommel 84 bei abnehmendem Lüftspiel entsteht über den Winkel alpha zwischen der Senkrechten zu den Reibflächen 81 und den den Reibflächen 82 zugewandten Enden der Hebelelemente 87, welche zu einer weiter gesteigerten Reibkraft führt, die wiederum über den Winkel alpha eine Verstärkung erfährt. Auf diese Weise können das drehende Bauteil, nämlich die Bremstrommel 84 und somit das Hohlrad 25 in sehr kurzer Zeit durch hohe Reibkräfte verzögert werden, ohne beziehungsweise nur sehr geringe aktive Ansteuerkraft aufbringen zu müssen.
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Wenn das Schaltelement 80 im Öffnungssinne betätigt werden soll, wird die Lösenocke 83 wie bereits erläutert entsprechend angesteuert. Dies bewirkt ein Ausrücken der Reibflächenträger 82, wodurch die Normalkraft aufgehoben wird; die Reibkraft wird mit Zunahme des Lüftspiels soweit abgebaut bis die Bremstrommel 84 wieder freigegeben ist und sich wieder in Drehbewegung versetzen kann.
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Bei dem Ausführungsbeispiel gemäß 14 weist das Schaltelement 80 gehäusefeste Stifte 89 auf, die in schräg angeordneten Langlöchern 90 des zumindest einen Reibflächenträgers 82 eingreifen, so dass bei Betätigung im Öffnungssinne der Reibflächenträger 82 entsprechend der Ausgestaltung der Langlöcher im Uhrzeigersinn verkippt wird. Eine Normalkraft auf die Reibflächen 81 als Folge der Abstützung der bei abnehmendem Lüftspiel zwischen den Reibflächen 81 und der Bremstrommel 84 entstehenden Reibkraft in Umfangsrichtung wird durch die schräge Anordnung der Langlöcher 90 in Bezug auf die Umfangsrichtung der Reibflächen 81 erzielt. Bei dem in 14 gezeigten Beispiel ist die in 13 gezeigte Anfederung der Reibflächenträger 82 nicht dargestellt. Das Hebelelement 87 ist mit dem Reibflächenträger 82 wirkverbunden. Diese Ausgestaltung weist den Vorteil einer einfachen Bauform auf. Das Schaltelement kann eine, zwei, oder mehrere Reibflächen 81 aufweisen.
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Bezugnehmend auf 15, bei der ebenfalls die in 13 gezeigte Anfederung der Reibflächenträger 82 nicht dargestellt ist, kann gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung der Reibflächenträger 82 mit mindestens zwei gehäusefest angeordneten Verbindungspunkten 91 in Wirkverbindung stehen, wobei der Reibflächenträger 82 mit den gehäusefesten Verbindungspunkten 91 über Verbindungselemente 92 gelenkig verbunden ist. Hierbei wird die Normalkraft auf die Reibflächen 81 als Folge der Abstützung der bei abnehmendem Lüftspiel zwischen den Reibflächen 81 und der Bremstrommel 84 entstehenden Reibkraft in Umfangsrichtung durch entsprechende Auslegung der Anlenkpunkte 93 des Reibflächenträgers 82 erreicht. Durch diese Ausführung wird ein gleichmäßiger Abstand der Reibflächen 81 zur Bremstrommel 84 im gelösten Zustand sichergestellt.
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Der Betätigungsmechanismus des Schaltelementes 80 kann im Rahmen weiterer Ausführungsformen der Erfindung auch als Konus ausgeführt sein, welcher bei axialer Verschiebung eine Spreizwirkung auf die zumindest eine Reibfläche ausübt.
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Gemäß einer weiteren Ausgestaltung kann das Schaltelement 80 als Scheibenbremse nach dem Prinzip einer aus dem Stand der Technik bekannten Ziehkeilbremse ausgeführt sein.
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Bezugszeichenliste
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- 10
- Antriebsrad
- 11
- Antriebskette
- 12
- antriebsmotorseitiges Kettenrad
- 13
- Getriebeeingangswelle
- 14
- Drehmomentwandler des Getriebes
- 15
- Pumpenrad bzw. Wandlergehäuse des Drehmomentwandlers
- 16
- Turbinenrad des Drehmomentwandlers
- 17
- Stirnradantrieb
- VM
- Antriebsmotor
- 20
- Differentialgetriebe; Stirnrad-Differential bzw. Minus-Planetenradsatz
- 21
- Antriebselement des Differentialgetriebes; Differentialkorb des Stirnrad-Differentials bzw. Steg des Minus-Planetenradsatzes
- 22
- Ausgleichselement des Differentialgetriebes; erstes Stirnrad des Stirnrad-Differentials bzw. Planetenrad des Minus-Planetenradsatzes
- 23
- Ausgleichselement des Differentialgetriebes; zweites Stirnrad des Stirnrad-Differentials
- 24
- Abtriebselement des Differentialgetriebes; erstes Abtriebsrad des Stirnrad-Differentials bzw. Sonnenrad des Minus-Planetenradsatzes
- 25
- Stützelement des Differentialgetriebes; zweites Abtriebsrad des Stirnrad-Differentials bzw. Hohlrad des Minus-Planetenradsatzes
- 26
- Freilauf des Differentialgetriebes
- 27
- Rastelement des Differentialgetriebes
- 28
- Aussparung im Rastelement
- 29
- Verzahnung am Rastelement
- 30
- Rastiervorrichtung
- 31
- mechanisches Betätigungselement der Rastiervorrichtung
- 32
- elektromotorischer Stellantrieb
- 33
- Freilauf des elektromotorischen Stellantriebs
- 34
- hydraulisches Betätigungselement der Rastiervorrichtung; Kolben-Aktuator
- 35
- Dämpfungselement; Ringfeder
- 40
- Ansteuerungsvorrichtung
- 41
- Steuerleitung
- 42
- elektrische Steuerleitung
- 43
- hydraulische Steuerleitung
- p_sek
- Steuerdruck
- 50
- Ölpumpe
- 51
- Pumpenantriebswelle
- 60
- Getriebegehäuse
- 61
- gehäusefestes Rohr
- 70
- elektrohydraulisches Getriebesteuergerät
- 80
- Schaltelement
- 81
- Reibfläche
- 82
- Reibflächenträger
- 83
- Betätigungsmechanismus, Lösenocke
- 84
- Bremstrommel
- 85
- sich nach innen erstreckendes Teil des Reibflächenträgers 82
- 86
- Federelement
- 87
- Hebelelement
- 88
- Lagerbolzen
- 89
- Stift
- 90
- Langloch
- 91
- Verbindungspunkt
- 92
- Verbindungselement
- 93
- Anlenkpunkt
