DE19706635A1

DE19706635A1 - Vorrichtung zur Druckpulsationsdämpfung bei einer Pumpe

Info

Publication number: DE19706635A1
Application number: DE1997106635
Authority: DE
Inventors: Armin Gierling
Original assignee: ZF Friedrichshafen AG
Current assignee: Batavia Transmission LLC
Priority date: 1997-02-20
Filing date: 1997-02-20
Publication date: 1998-09-03

Description

Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung zur Druck pulsationsdämpfung bei einer Pumpe nach dem Verdrängerprin zip, welche vorzugsweise in einem Automatgetriebe angeord net ist.

Bekanntlich benötigen Getriebe, insbesondere Automat getriebe, zur hydraulischen Kupplungssteuerung und zur Schmierung eine Ölversorgung. Üblicherweise ist hierzu eine Pumpe im Getriebe integriert, die mit der Motordrehzahl angetrieben wird, da bei laufendem Motor stets ein bestimm ter Öldruck und ein bestimmtes Ölvolumen im Getriebe vor handen sein muß. Die Pumpe wird in der Praxis aus Baurau maspekten direkt am Getriebeeingang hinter dem Anfahrele ment, welches eine Anfahrkupplung oder einen Wandler dar stellen kann, angeordnet. Bei Wandlerautomatgetrieben kann der Pumpenantrieb z. B. in konstruktiv einfacher Art und Weise über einen Mitnahmefinger an der Wandlerlagerung bzw. dem Wandlerhals realisiert werden.

Üblicherweise sind Getriebeölpumpen als Verdrängerpum pen in Zahnrad-, Flügelzellen- oder Kolbenbauweise ausge führt.

Dem einfachen Aufbau solcher Pumpen und der möglichen kompakten Bauweise steht jedoch der - bei Verdrängerpumpen prinzipbedingte - Nachteil einer mehr oder weniger starken Druck- und Volumenpulsation gegenüber.

Die Volumen- und die Druckpulsation einer Pumpe ist in erster Linie durch deren Geometrie bedingt. So ist z. B. die Ölpulsation bei einer Kolbenpumpe von der Kolbenanzahl abhängig. Mit der Kolbenfläche A_K, dem maximalen Kolbenhub H_Max und der Kolbenanzahl z ist ein mittleres geometri sches Fördervolumen pro Umdrehung Q_Mittel ermittelbar, so daß gilt:

Q_Mittel = f(A_K, H_Max, Z)

Die Volumenpulsation δ_Q läßt sich gemäß der Formel δ_Q = (Q_Max - Q_Min)/Q_Mittel mit einem maximalen Volumen strom Q_Max, einem minimalen Volumenstrom Q_Min und dem mittleren geometrischen Fördervolumen Q_Mittel berechnen. Aus dieser Volumenstrompulsation δ_Q läßt sich die kinematische Druckpulsation (dp/dt) (t) herleiten. Die zeit liche Änderung des Drucksignales (dp/dt) (t) verhält sich dabei unter Annahme eines rein kapazitativen, vor dem Aus gang der Ölpumpe angeordneten Widerstandes linear zur hy draulischen Kapazität C_H und Summe der zu- und abfließen den Ströme.

In der Regel treten Schwingungen unterschiedlicher Ordnungen auf, wie z. B. Druckresonanzen der ersten Schwin gungsordnung, welche durch Kolbenteilungsfehler in Kolben pumpen verursacht werden, oder z. B. Schwingungen z-ter Ordnung, welche durch die Anzahl von z-Kolben bedingt sind.

Unmittelbare Folgen dieser Druckpulsation sind erheb liche Pumpengeräusche sowie eine starke mechanische Bela stung an Bauteilen, die sich im Hochdruckbereich direkt stromab der Ölpumpe befinden. Bei Automatgetrieben ist hiervon beispielsweise die hydraulische Steuerung betrof fen.

Da die Begrenzung und Konstanthaltung des Fördervolu mens auch zur Erzielung eines akzeptablen Wirkungsgrades erforderlich ist, wird bekanntlich in der Praxis zur Wir kungsgradverbesserung die Pumpenleistung hoch- oder nieder druckseitig gesteuert. Eine Saugdrosselung auf der Nieder druckseite beispielsweise wirkt sich auf die Volumenstrom pulsation in Form eines Phasenanschnittes dahingehend nega tiv aus, daß die Förderung erst nach Durchlaufen eines Nichtförderwinkels einsetzt.

Volumen- und Druckpulsationen lassen sich allgemein durch sekundäre, d. h. der Pumpe nachgeschaltete, Dämp fungsmaßnahmen verringern.

Solche passiven Systeme mit Volumentilgern haben je doch den Nachteil, daß sie mit Bauraumvergrößerungen ver bunden sind. Des weiteren ist bei diesen passiven Systemen mit Tilgerräumen nachteilig, daß die Druckpulsationsdämp fung nur global abstimmbar ist. So kann beispielsweise eine Pumpendrehzahlabhängigkeit der Pulsation nicht mit starrem Tilgervolumen kompensiert werden.

Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine Vorrichtung zu schaffen, die mit sekundären Maßnahmen eine gezielte Druckpulsation mit geringen Geräu schen der Ölpumpe und einer geringen Beanspruchung von Bau teilen, die der Pumpe nachgeschaltet sind, und einem gerin gen Bauraumbedarf ermöglicht.

Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch die im kenn zeichnenden Teil des Anspruches 1 aufgeführten Merkmale gelöst.

Die erfindungsgemäße Lösung greift aktiv in das Schwingungssystem der Ölpumpe ein und bietet den Vorteil, daß eine gezielte Isolation von diskreten Druckschwingun gen, welche einer bestimmten Motordrehzahl zugeordnet wer den können, möglich ist. Dadurch werden störende Pumpenge räusche ausgeschaltet und die der Ölpumpe nachgeschalteten Bauteile mechanisch geschont.

Mit der Verwendung eines per se bekannten piezokerami schen Aktuators werden sowohl Druckspitzen als auch Druck einbrüche mittels dem Verdrängungsprinzip gedämpft, wobei die Druckeinbrüche unterhalb des zu dem mittleren Förder strom korrelierenden Druckniveaus vermindert werden.

Da das erforderliche Tilgervolumen, welches sich aus der Geometrie der Pumpe errechnet, bezogen auf den Förder strom in der Regel recht gering ist, sind vorteilhafterwei se gute Bauraumvoraussetzungen für einen aktiven Aktuator geschaffen, der entweder direkt an der Pumpe auf der Hoch druckseite oder unmittelbar vor dem der Pumpe nachgeschal teten Bauteil, z. B. der hydraulischen Steuerung, instal liert werden kann.

Der piezokeramische Aktuator ist in der erfindungsge mäßen Vorrichtung auch deshalb von Vorteil, da er hohe An forderungen an die Stellgenauigkeit, Stellgeschwindigkeit, Drucksteifigkeit und die dynamische Dauerfestigkeit er füllt.

Der erforderliche Stellweg kann durch eine an sich- z. B. bei Motorlagerungen - bekannte hydraulische Stell wegvergrößerung realisiert werden. Das Prinzip der hydrau lischen Stellwegvergrößerung beruht auf der Volumenkonstanz eines langzeitstabilen hermetisch abgedichteten flüssig keitsgefüllten Systems. Unter Annahme eines konstanten in kompressiblen Übertragungsmediums ergibt sich der Überset zungsfaktor als Verhältnis von Antriebs- zu Abtriebsfläche.

Die Regelung des piezokeramischen Aktuators wird durch eine Druckmeßeinrichtung ermöglicht, welche eine Druckin formation einliest und an eine in dem Regelkreis integrier te Schaltung weitergibt. In einem offenen oder geschlosse nen Regelkreis stellt die Druckmeßeinrichtung mit dem pie zoelektrische Aktuator ein aktives Pulsationsdämpfungssystem dar.

Die Vorrichtung gemäß Patentanspruch 1 bietet des wei teren den Vorteil, daß mit einer variablen Aktuatorspan nung, die von der Pumpendrehzahl und dem Druckniveau im Hochdruckbereich stromab der Ölpumpe abhängig ist, die An passung an die echte Fördercharakteristik der Ölpumpe und das tatsächliche Druckniveau möglich ist.

Der Einsatz eines selektiven Reglers auf Basis adapti ver Bandpaßfilter oder Tiefpaßfilter schließt den Regel kreis nur für bestimmte Störfrequenzen, weshalb damit eine maximal mögliche Regelkreisverstärkung und eine Isolation periodischer Störfrequenzen erreicht wird.

Durch die Ausgestaltung mit einem breitbandigen Regler auf Basis eines inversen Kompensationsfilters als offener Regelkreis kann ein Isolationsfrequenzbereich über die Mit tenfrequenz einer Bandpaßübertragungsfunktion gewählt wer den. Damit wird vorteilhafterweise eine Kompensation von periodischen und stochastischen Störfrequenzen der Druck pulsation erreicht.

Die erfindungsgemäße Vorrichtung zur Druckpulsations dämpfung eignet sich vorteilhafterweise für alle nach dem Verdrängerprinzip arbeitenden Pumpen, insbesondere für Kol benpumpen in Axial- und Radialbauweise, welche z. B. in einem Stufenautomatgetriebe oder einem CVT-Getriebe einge baut sein können.

Beim Einsatz der aktiven Pulsationsdämpfung im Auto matgetriebe, beispielsweise Stufenautomat oder CVT- Getriebe, mit elektrohydraulischer Steuerung/Regelung kann als weiterer Vorteil eine Kosteneinsparung erzielt werden, wenn das Pulsationsdämpfungssystem in der elektronischen Getriebesteuerung integriert wird, wobei hierfür insbeson dere die Vorortelektronik geeignet ist.

Vorteilhafte Ausgestaltung und Weiterbildungen der Erfindung ergeben sich aus weiteren Unteransprüchen und dem nachfolgend anhand der Zeichnung prinzipmäßig beschriebenen Ausführungsbeispiel.

Es zeigt:

Fig. 1 eine Vorrichtung zur Druckpulsationsdämpfung mit einem Piezo-Stellglied in einem Regel kreis mit einem adaptiven Bandpaßfilter;

Fig. 2 eine Vorrichtung zur Druckpulsationsdämpfung mit einem Piezo-Stellglied gemäß Fig. 1 in einem Regelkreis mit modellbasiertem gesteu erten Anteil;

Fig. 3 eine Vorrichtung zur Druckpulsationsdämpfung mit einem Piezo-Stellglied gemäß Fig. 1 und 2 in einem linearisierten Regelkreis mit in versem Streckenmodell und

Fig. 4 eine schematische Darstellung eines Piezo- Aktuators und einer hydraulischen Stellweg vergrößerung eines Piezo-Stellgliedes gemäß den Fig. 1 bis 3.

Bezug nehmend auf Fig. 1 ist eine Vorrichtung zur ak tiven Druckpulsationsdämpfung bei einer als Kolbenpumpe ausgeführten Ölpumpe 1 eines Automatgetriebes 2 mit einem geschlossenen Regelkreis dargestellt.

In dem Regelkreis ist die Ölpumpe 1 in dem Getriebe 2, welches weitere nicht dargestellte Verbraucher enthält, als Teil einer nicht-linearen Strecke integriert.

Mit einem Tiefpaßfilter oder einem adaptiven Bandpaß filter 3, welcher einen Sollwertgenerator darstellt, bei dem herauszufilternde Grenzfrequenzen einstellbar sind, wird eine auszuregelnde Störgröße, z. B. die harmonische Schwingung der z-ten Kolbenordnung der Ölpumpe 1, herausge filtert.

Der von dem Bandpaßfilter 3 ausgegebene Druck-Sollwert p_soll wird in üblicher Weise in einer Vergleichseinrich tung 4 mit einem dort anliegenden Druck-Istwert p_ist ver glichen. Abhängig vom Ergebnis dieses Vergleichs wird der Istwert p_ist in einem nachgeschalteten Regler 5, der z. B. als PID-Regler ausgeführt ist, im Sinne einer Angleichung an den Sollwert p_soll beeinflußt, wobei der Regler zur Betätigung eines nachgeschalteten Piezo-Stellgliedes 6 ei nen Spannungs-Sollwert U_soll in Abhängigkeit von der Füh rungsgröße p_soll ausgibt.

Mit dem Regler 5 wird auch das Reglerverhalten einge stellt, d. h. wie groß z. B. die Regelabweichung sein darf.

Das auf den Regler 5 in dem Regelkreis folgende Piezo- Stellglied 6 weist einen internen Regelkreis (nicht darge stellt) mit einem frequenzsynchronisiertem Zweipunktregler eines Piezo-Quarzes bzw. Piezo-Aktuators auf.

Ein piezokeramischer Aktuator 7, nachfolgend Piezo- Aktuator genannt, mit einer hydraulischen Stellwegüberset zer 8 bekannter Bauart, wie er in dem Piezo-Stellglied 6 enthalten ist, ist schematisiert in Fig. 4 dargestellt.

Darin ist der hydraulische Stellwegübersetzer 8 kegel stumpfartig und mit einer Ölfüllung langzeitstabil herme tisch abgedichtet ausgebildet, wobei er an seiner Grundflä che bzw. Antriebsfläche A1 an dem Piezo-Aktuator 7 anliegt. Durch Aufbringung einer von Pumpendrehzahl und Druckniveau abhängigen variablen Aktuatorspannung wird der Piezo- Aktuator gelängt bzw. verkürzt.

Aufgrund einer Längenveränderung des Piezo-Aktuators 7 wird ein Antriebsweg x_1 auf die Antriebsfläche A1 des Stellwegübersetzers 8 übertragen. An dem der Antriebsfläche A1 abgewandten, sich verjüngenden Ende Stellwegüberset zers 8, an dem sich eine Abtriebsfläche A2 befindet, ist ein Stellglied 9 angeordnet. Durch die hydraulische Stell wegübersetzung 8 ergibt sich ein Übersetzungsfaktor, z. B. ein Übersetzungsfaktor von 6, womit ein Abtriebsweg x_2, der z. B. das sechsfache des Antriebsweges x_1 beträgt, an das Stellglied 9 weitergegeben wird.

Piezokeramische Aktuatoren basieren auf dem inversen piezoelektrischen Effekt und verhalten sich elektrisch na hezu kapazitiv. Die Wegänderung des Stellgliedes 9 hängt somit von der vom Regler angelegten elektrischen Feldstärke bzw. aufgebrachten Ladung ab, wobei für die statische Aus lenkung keinerlei Energie benötigt wird. Eine Synchronisa tion des Lade- bzw. Entladevorganges der Aktuatorkapazität mit einer Oszillatorfrequenz dient der Verhinderung von unkontrollierten Schwingungen.

Mittels dem Stellglied 9 wird der Ölvolumenförderstrom im Hochdruckbereich stromab der Ölpumpe zur Druckpulsati onsdämpfung derart verändert, daß bei Druckspitzen Volumen freigegeben wird und bei Druckeinbrüchen das Volumen ver kleinert wird. Damit wird eine Nivellierung erreicht, d. h. es wird der Wert einer Schwingungsamplitude auf den Wert eines mittleren Ölvolumenförderstromes verkleinert.

Auf diese Art und Weise besteht die Möglichkeit, auf tretende diskrete Schwingungen mit bestimmten Frequenzen in Folge von Volumenstromänderungen und daraus resultierenden Druckschwankungen im Hochdruckbereich der ölführenden Lei tungen der Ölpumpe 1 durch einen Aufbau kontrollierter Ge genschwingungen mit einer äquivalenten Frequenz zu dämpfen.

Der dermaßen beeinflußte Druck-Istwert p_ist wird in dem Regelkreis gemäß Fig. 1 mittels einer hochdynamischen Meßeinrichtung 10 gemessen und anschließend wieder in der Vergleichseinrichtung 4 mit dem Druck-Sollwert p_soll ver glichen.

Die Verwendung eines analogen Reglers in dem Regel kreis ermöglicht eine höhere Dynamik, weshalb dieser zweck mäßiger ist als ein digitaler Regler.

Die Ausführungsart gemäß Fig. 1 zeichnet sich durch seine Einfachheit aus, da sie mit einfachstem Regler reali siert werden kann. Folglich sind auch die Kosten für eine derartige Ausführung gering.

In einer anderen nicht dargestellten Ausführung kann auch ein offener Regelkreis bzw. eine Steuerung vorgesehen sein, wenn in den Regelkreis gemäß Fig. 1 anstelle des PID- Reglers ein Filter eingesetzt wird.

Fig. 2 zeigt ein inverses Volumenstrommodell der Öl pumpe 1 mit einer Vorsteuergröße U_steuer in einem ge schlossenen Regelkreis.

Auch hier ist die Pumpe 1 als Teil des Getriebes 2, welches eine nicht-lineare Strecke darstellt, angedeutet. Wie bei der Ausführung nach Fig. 1 beinhaltet der Regel kreis die Vergleichseinrichtung 4 zum Vergleich eines an liegenden Druck-Istwertes p_ist mit einem Druck-Sollwert p_soll, den Regler 5 (beispielsweise PID-Regler), das zuvor beschriebene Piezo-Stellglied 6 und die Meßeinrichtung 10.

Die Pumpenausführung ist hier als Volumenstrommodell abgebildet und als gesteuerter Anteil in den Regelkreis eingebunden. Das Modell bildet das geometrisch über die Pumpenkennlinie bedingte Fehlvolumen bzw. den geometrisch bedingten Fehldruck ab, wobei das Fehlvolumen über das von dem Piezo-Aktuator 7 angetriebene Stellelement 9 des Piezo- Stellgliedes 6 kompensiert wird.

So läßt sich z. B. für eine sauggedrosselte Kolbenpum pe das Fördervolumen V_F in Abhängigkeit von einem Drehwin kel ϕ, einem Nichtförderwinkel ϕ_NF des Phasenanschnitts und einem vorgegebenen maximalen Fördervolumen V_max gemäß folgender Funktion wiedergeben:

Modellvariable sind beispielsweise Pumpendrehzahl und Istdruck p_ist.

Durch die mit 11 bezeichnete Vorgabe der Steuerspan nung U_steuer wird eine zu eliminierende Störgröße bereits weitgehend kompensiert, so daß auf den Einsatz eines Fil ters in der Ausführung gemäß Fig. 2 im Gegensatz zu der Variante nach Fig. 1 verzichtet werden kann.

Gegenüber der Ausführung nach Fig. 1 hat die in Fig. 2 dargestellte Variante den Vorteil einer größeren Schnellig keit und Präzision.

Fig. 3 zeigt eine Vorrichtung zur Druckpulsationsdämp fung mit einem linearisierten Regelkreis mit inversem Streckenmodell.

Auch dieser Regelkreis beinhaltet die Vergleichsein richtung 4 zum Vergleich eines Druck-Istwertes p_ist mit dem Druck-Sollwert p_soll, den Regler 5, das Piezo- Stellglied 6 und die Meßeinrichtung 10.

Die gesamte nicht-lineare Getriebestrecke mit Pumpe, Leitungen, Hydraulik, Verbraucher etc., ist als mathemati sches Modell beschreibbar. Durch Invertieren dieses Modells ergibt sich der dargestellte linearisierte Regelkreis, in dem mit dem Bezugszeichen 12 das Getriebe mit der Ölpumpe in Form einer Übertragungsfunktion G(s) der nicht-linearen Strecke wiedergegeben ist, wobei als inverser Kompensati onsfilter 13 das inverse Streckenmodell bzw. die inverse Übertragungsfunktion G EXP (-1) (s) des Getriebes mit der Ölpumpe und der Hydraulik vorgeschaltet ist.

Bezugszeichenliste

1

Pumpe

2

Getriebe

3

Filter

4

Vergleichseinrichtung

5

Regler

6

Piezo-Stellglied

7

piezokeramischer Aktuator (Piezo-Aktuator)

8

hydraulischer Stellwegübersetzer

9

Stellelement

10

Meßeinrichtung

11

Steuereinrichtung zur Vorgabe einer Steuerspannung

12

Getriebe in Form einer Übertragungsfunktion

13

Getriebe in Form einer inversen Übertragungsfunktion
G (s) Übertragungsfunktion
Gˆ(-1) (s) inverse Übertragungsfunktion
p_ist Druck-Istwert
p_soll Druck-Sollwert
Δp Druckdifferenz
U_gesamt gesamte Spannung
U_Regler Regler-Spannung
U_steuer Steuerspannung
ΔV Volumendifferenz

Claims

1. Vorrichtung zur Druckpulsationsdämpfung bei einer Pumpe nach dem Verdrängerprinzip, welche vorzugsweise in einem Automatgetriebe angeordnet ist, dadurch ge kennzeichnet, daß die Pumpe (1) in dem Getrie be (2), ein auf einer Hochdruckseite der Ölpumpe (1) ange ordnetes Piezo-Stellglied (6), ein diesem vorgeschalteter Regler (5) und eine Druckmeßeinrichtung (10) in einem Re gelkreis angeordnet sind.

2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch ge kennzeichnet, daß in dem Regelkreis eine Filte rung von Störfrequenzen der Druckpulsation vorgesehen ist.

3. Vorrichtung nach Anspruch 2, dadurch ge kennzeichnet, daß der Regelkreis zur Filterung einen adaptiven Bandpaßfilter (3) aufweist.

4. Vorrichtung nach Anspruch 2, dadurch ge kennzeichnet, daß der Regelkreis zur Filterung einen Tiefpaßfilter (3) aufweist.

5. Vorrichtung nach Anspruch 2, dadurch ge kennzeichnet, daß der Regelkreis zur Filterung einen inversen Kompensationsfilter (13) aufweist.

6. Vorrichtung nach Anspruch 5, dadurch ge kennzeichnet, daß der inverse Kompensationsfil ter (13) eine inverse Übertragungsfunktion (G EXP (-1) (s)) einer nicht-linearen Getriebestrecke (12, 13) darstellt.

7. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch ge kennzeichnet, daß in dem Regelkreis zwischen dem Regler (5) und dem Piezo-Stellglied (6) eine Steuereinrich tung (11) zur Einbringung eines gesteuerten Anteils (U_steuer), welcher einen inversen Volumenstrom der Ölpum pe (1) wiedergibt, vorgesehen ist.

8. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, da durch gekennzeichnet, daß das Piezo-Stell glied (6) einen piezokeramischen Aktuator (7), einen hy draulischen Stellwegübersetzer (8), ein Stellelement (9) und einen Piezo-Steuerverstärker mit Frequenzsynchronisati on aufweist.

9. Vorrichtung nach Anspruch 8, dadurch ge kennzeichnet, daß an dem piezokeramischen Ak tuator (7) zur Betätigung des hydraulischen Stellwegvergrö ßerung und des Stellelementes (9) eine variable Aktuator spannung als Funktion von Pumpendrehzahl und Druckniveau anlegbar ist.

10. Vorrichtung nach Anspruch 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, daß mittels einer Längung des piezokeramischen Aktuators (7) in dem Piezo-Stellglied (6) ein Ölvolumenstrom im Hochdruckbereich der Ölpumpe (1) ver änderbar ist.

11. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, da durch gekennzeichnet, daß der Regler (5) als PID-Regler ausgebildet ist.

12. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, da durch gekennzeichnet, daß der Regler (5) als nichtlinearer Regler ausgebildet ist.