WO2008148512A1 - Drehmomentübertragungseinrichtung - Google Patents

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WO2008148512A1
WO2008148512A1 PCT/EP2008/004383 EP2008004383W WO2008148512A1 WO 2008148512 A1 WO2008148512 A1 WO 2008148512A1 EP 2008004383 W EP2008004383 W EP 2008004383W WO 2008148512 A1 WO2008148512 A1 WO 2008148512A1
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WO
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pump
pump part
torque transmission
transmission device
torque
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Application number
PCT/EP2008/004383
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English (en)
French (fr)
Inventor
Wolfram Hasewend
Original Assignee
Magna Powertrain Ag & Co Kg
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Publication date
Application filed by Magna Powertrain Ag & Co Kg filed Critical Magna Powertrain Ag & Co Kg
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Priority to JP2010510682A priority patent/JP2010529374A/ja
Priority to DE112008001489T priority patent/DE112008001489A5/de
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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D31/00—Fluid couplings or clutches with pumping sets of the volumetric type, i.e. in the case of liquid passing a predetermined volume per revolution
    • F16D31/02—Fluid couplings or clutches with pumping sets of the volumetric type, i.e. in the case of liquid passing a predetermined volume per revolution using pumps with pistons or plungers working in cylinders

Definitions

  • the invention relates to a torque transmission device for a drive train of a motor vehicle, in particular in the form of a hydrostatic clutch, which enables a speed compensation between two shafts.
  • Drive trains of motor vehicles have a number of different torque transmission devices, by which the drive torque of an engine of the vehicle is transmitted to the driven wheels.
  • the torque transmission devices can also be used to control the torque transmission during vehicle driving state changes.
  • drive trains for starting the vehicle have special torque-transmitting devices between the engine and a main transmission of the vehicle.
  • drive trains usually have special starting elements, by means of which the engine and the main transmission can be coupled in a controlled manner. NEN.
  • a friction clutch is usually used as a starting element, while hydrodynamic torque converters are used in automatic transmissions.
  • the known starting elements have a number of disadvantages. As described above, in a starting situation are particularly large speed differences between the engine and the main transmission before. These lead in the use of a friction clutch as a starting element to a considerable heat development in the interior of the clutch, so that the friction clutch must be applied for a correspondingly large heat absorption or for the cooling of the friction clutch in addition a powerful pump is needed.
  • hydrodynamic torque converters have an unsatisfactory efficiency due to design, so that after completion of the starting operation, a torque converter lockup clutch is engaged in order to directly rotatably couple the output shaft of the engine and the main transmission input shaft bypassing the hydrodynamic torque converter.
  • the hydrodynamic torque converter has fixed characteristic properties, so that an active control of the torque transmission characteristic - and thus the starting process - is not possible.
  • the invention has for its object to provide a robust and compact torque transmission device whose torque transmission behavior is easy to control. It is a further object of the present invention to provide a powertrain of a vehicle that allows for improved torque transfer between the engine and the main transmission. The object is achieved by a torque transmission device having the features of claim 1.
  • the torque transmission device comprises a pump which has a first pump part (eg a pump housing), a second pump part (eg a pump rotor), a suction chamber and a pressure chamber, wherein the first pump part and the second pump part are rotatable relative to each other, wherein by a rotational movement the first pump part relative to the second pump part, a hydraulic fluid from the suction chamber in the pressure chamber of the pump is conveyed.
  • a torque can be transmitted between the first pump part and the second pump part via the hydraulic fluid, this torque being proportional to the pump pressure generated by the pump.
  • At least one pressure control device is associated with the pump, by means of which a fluid flow conveyed by the pump can be variably throttled in order to vary the rotational speed of the first pump part and the second pump part relative to one another.
  • the torque transmission device thus comprises a pump, wherein the torque transmission from the first pump part to the second pump part - or vice versa - is hydrostatic.
  • the first pump part forms, for example, an outer rotor, which, however, does not have to enclose the second pump part on all sides. If there is a speed difference between the first pump part and the second pump part of the pump, a hydraulic fluid is conveyed from the suction space of the pump into the pressure space of the pump.
  • the delivered volume depends on a geometry of the pump and the speed difference between the first pump part and the second pump part. Decisive is also the prevailing in the pressure chamber back pressure, as the pump can not promote fluid against an arbitrarily high back pressure.
  • the counterpressure acting against the pumping capacity can be controlled, which in turn influences the hydrostatic coupling of the second pumping part with the first pumping part, and thus the speed difference and the torque transmission between the two named components ,
  • Such an intervention can be realized in a simple manner by throttling.
  • throttling the fluid flow delivered by the pump controls the degree of mechanical coupling between the first pump part and the second pump part of the pump.
  • the control of the torque device according to the invention is based on an easy to implement hydraulic control. Elaborate and wear-prone friction clutches and their actuators - such as in conventional manual or automatic manual gearbox clutches - are therefore eliminated.
  • the need to provide a separate hydraulic pump for cooling the torque transmission device is also eliminated, since the heat output occurring during a starting process in the torque transmission device is dissipated by the hydraulic fluid itself. In effect, the effect of the degree of mechanical coupling causing fluid thus simultaneously acts as a coolant.
  • the pump thus ultimately fulfills a threefold function, namely a delivery of a hydraulic fluid, a hydrostatic coupling for the purpose of torque transmission and a coolant transport.
  • a structurally advantageous embodiment of the torque transmission device provides that both the first and the second pump part are rotatably mounted.
  • the pump can be hydraulically blocked by means of the pressure control device, so that the second pump part is substantially non-rotatable with the first pump part, i. without significant slip to connect.
  • the pump can not deliver fluid against an arbitrarily high back pressure. For example, by blocking the pressure chamber, the outflow of hydraulic fluid can be interrupted, as a result of which the fluid pressure in the pressure chamber increases until the second pump part is no longer movable relative to the first pump part. The pump is then hydraulically blocked by a kind of standing liquid column, and the second pump part is connected to the first pump part almost non-rotatably.
  • Such complete blocking ensures a virtually loss-free torque transmission in this state, so that, in contrast to a hydrodynamic torque converter, an additional lockup clutch can be dispensed with.
  • the pump can be hydraulically short-circuited by means of the pressure control device in order to decouple the second pump part from the first pump part of the pump.
  • a hydraulic short circuit is the idling of the pump to understand, that is, the pump generates no or only a minimal pump pressure, which can set any speed difference between the first pump part and the second pump part.
  • the hydraulic fluid circulates substantially unthrottled in the hydraulic circuit of the pump.
  • a short circuit line of the pump connecting the pressure chamber and the suction space can run along the first pump part-that is, for example, within the first pump part and / or on an outside of the first pump part.
  • a short-circuit line allows a substantially direct and almost loss of power loss-free recirculation of the hydraulic fluid from the pressure chamber into the suction chamber of the pump.
  • the coupling between see the first pump part and the second pump part is accordingly sufficiently low.
  • the pressure control device may have a control valve, by which the short-circuit line is selectively openable or lockable, or this function is taken over by the throttle valve, which will be explained below.
  • the blocking and shorting of the pump thus form two extreme states of the torque transmitting device.
  • a substantially complete transmission of a torque for example, from a drive unit of the vehicle to a manual or automated manual transmission or an automatic transmission
  • the drive unit and the main transmission are substantially completely decoupled.
  • Intermediate states between these two extremes can be realized by throttling the fluid flow delivered by the pump.
  • the pressure control device can convert at least one controllable throttle valve. grasp, by means of which the pumped by the pump fluid flow can be throttled.
  • the throttle valve may be, for example, a laterally movable pinhole or an axially movable slide, which forms a seat valve with a conical end.
  • the pressure chamber of the pump via the throttle valve directly i. Without intermediate intermediate pressure pump and bypassing a pump sump, with a suction line of the pump can be coupled.
  • a feed pump for providing a minimum pressure of the fluid and to compensate for leakage losses can thus be dimensioned much smaller.
  • said direct coupling of the pressure chamber via the throttle valve with the suction line takes place within or along the same pump part.
  • a high-pressure rotary union for the pump can be omitted.
  • the throttle valve is arranged on the first purpeanpart (for example pump housing) or integrated into the first pump part.
  • the throttle valve arranged thereon or in it can be oriented such that its actuation direction is perpendicular to the axis of rotation of the rotatable first pump part, wherein the throttle valve is configured in such a way that a centrifugal force acting upon rotation of the first pump part results in an opening of the pump Throttle valve supported.
  • a cooling device for cooling the throttled by means of the throttle valve hydraulic fluid is arranged, wherein the cooling device is arranged on a stationary housing of the torque transmission device net.
  • the throttle valve may have an inlet opening, a first outlet opening and a second outlet opening, wherein the inlet opening communicates with the pressure chamber of the pump.
  • the first outlet opening is connected via a first connecting line, which runs along the first pump part, directly to the suction chamber of the pump, while the second outlet opening via a second connecting line, which - at least partially - runs along a cooling device, with the suction of the Pump communicates. Due to the substantially direct connection of the first outlet opening with the suction chamber of the pump flow resistances and associated power losses are reduced.
  • the cooling device does not have to be arranged on the first pump part, but can for example be arranged on a stationary housing of the torque transmission device, i. in this case, said second connection line extends - at least partially - along a stationary housing. As a result, an improved cooling performance can be achieved.
  • the throttle valve is configured such that the respective portions of the hydraulic fluid flowing into the throttle valve through the outlet openings can be controlled by the throttle valve.
  • the torque transmission device can be controlled by the controllable splitting of the throttle valve. flowing hydraulic fluid to the outlet ports are operated more efficiently. For example, it may be provided that in certain states of the first output port much hydraulic fluid is supplied to minimize power losses in the torque transmitting device, while conversely in other states of the second output port much hydraulic fluid is supplied, such as when the hydraulic fluid is to be cooled more.
  • the pressure control device may be controllable in such a way that a variably determinable portion of a torque can be transmitted between the first pump part and the second pump part.
  • At least one of the pump parts is circumferentially surrounded by an annular space (in particular the suction space of the pump) which is substantially completely filled with the hydraulic fluid.
  • an oil jacket surrounding the respective pump part is formed circumferentially, which causes an advantageous acoustic damping.
  • both the first pump part and the second pump part are circumferentially surrounded by the hydraulic fluid.
  • the suction chamber of the pump has an annular space which is bounded, for example laterally and / or radially on the outside, at least partially by an elastic annular wall which allows a volume change of the suction space as a function of the fluid pressure in the interior of the suction space.
  • An advantageous variant of the annular wall is designed as a ring cap, which is at least partially formed by a metal shell or a metal bellows. The elastic Saugraumbegrenzung a pressure accumulator is created, which among other things contributes to the occurrence of cavitation is prevented in the hydraulic fluid, for example, when there are sudden pressure changes in the suction chamber.
  • the first pump part of the pump is provided as an input of the torque transmitting device and the second pump part as an output of the torque transmitting device. Furthermore, it is preferred if the pump is a radial piston pump.
  • a control unit is provided, by means of which the pressure control device can be controlled in such a way that the throttle valve for hydraulically blocking the pump is completely closed for substantially complete transmission of torque between the first pump part and the second pump part, and in that, for mutual decoupling of the first pump part and the second pump part, the throttle valve for hydraulically shorting the pump is completely opened.
  • the control unit may also be controllable such that, in order to increase the torque transmitted between the first pump part and the second pump part, a flow rate of the hydraulic fluid through the throttle valve is reduced, and that for reducing the torque transmitted between the first pump part and the second pump part Flow rate of the hydraulic fluid is increased by the throttle valve.
  • the first pump part is connected via a torsional vibration damper with a flywheel.
  • the first pump part functionally also forms a flywheel.
  • the torque transmitting device may thus comprise, in addition to the said pump, the torsional vibration damper and the flywheel.
  • the first pump part are connected to an output element of a drive unit of the motor vehicle and the second pump part is connected to an input shaft of a main transmission.
  • the invention further relates to a drive train of a motor vehicle having a drive unit, a main transmission and a torque transmission device according to one of the embodiments described above, wherein the torque transmission device between the drive unit and the main transmission is arranged.
  • FIG. 7 shows an embodiment of a throttle valve
  • 8 shows a section through part of an embodiment of the torque transmission device according to the invention
  • FIG. 9 is a section through the embodiment shown in FIG. 8 perpendicular to the image plane of FIG. 8, FIG.
  • FIG. 10 is a schematic representation of a further embodiment of the drive train according to the invention.
  • FIG. 1 shows an embodiment of a drive train 10 according to the invention of a vehicle which has an engine 12 (eg internal combustion engine or electric motor), a main transmission 14, a torque transmission device 16 serving as a main clutch and a flywheel 18.
  • the torque transmitting device 16 forms in the illustrated embodiment, a structural unit of a torsion damper 20 and a hydrostatic pump 22, wherein the torsion damper 20 with a pump housing 24 of the pump 22 is directly connected.
  • a torque transmission device 16 without integrated torsion damper 20 may also be provided so that the torque transmission device 16 consists essentially of a pump 22 and a pressure control device (not shown in FIG. 1) associated therewith.
  • the torsion damper 20 is in turn coupled via a flywheel 18 to the engine 12.
  • a rotor 26 of the pump 22 is rotatably coupled to an input shaft 28 of the main gear 14.
  • the main transmission 14 will not be described in more detail below, since its configuration is known in principle and for the function of the invention Torque transmission device 16 is no longer relevant.
  • the main transmission 14 may be, for example, a manual or automated manual transmission or an automatic transmission.
  • the pump housing 24 forms the first pump part, and the rotor 26 forms the second pump part, which are rotatable relative to each other.
  • the ensemble of motor-side flywheel 18 and the torque transmission device 16 performs several functions. On the one hand, this can reduce the rotational irregularities introduced by the engine 12 into the drive train 10 since the above-mentioned ensemble acts like a dual-mass flywheel.
  • the transmission-side flywheel is formed by the pump housing 24, which is connected via the torsion damper 20 to the flywheel 18 on the engine side.
  • the hydrostatic pump can be used as a starting and shifting clutch - in a manual or automated manual transmission - or as a torque converter - in an automatic transmission.
  • the illustrated radial piston pump 22 can - in addition to its pump function - in principle operate as a motor, that is, they can generate a controlled movement of pressure by controlled pressurization.
  • the pump function - that is, the promotion of a hydraulic fluid at speed difference between the pump housing 24 and the rotor 26 - is important, only the necessary for understanding the torque transfer device 16 aspects of the radial piston pump 22 are considered.
  • a simplified version of the exemplified radial piston pump 22 may be used, and because of its simple construction, it is also preferable.
  • the illustrated radial piston pump 22 comprises the rotor 26, which has a circular outline in the region of the pump 22, wherein the center point 30 of the circular shape with respect to the common axis of rotation 32 of the pump housing 24 and the rotor 26 and the associated input shaft 28 of the main transmission 14 offset is.
  • the rotor 26 is an eccentric.
  • the rotor 26 is in driving connection with five pistons 34, each having a piston chamber 36.
  • the volumes of the piston chambers 36 are alternately increased or decreased.
  • a hydraulic fluid which first flows through a valve 38, then expelled again by a further valve 38 'of the respective piston 34.
  • valves 38, 38 ' can be simple non-return valves in the form of passive seat valves in the case of a pure pump 22-that is to say without a hydraulic motor function.
  • the radial piston pump 22 In the application of the radial piston pump 22 described here, however, it is not the delivery of a hydraulic fluid that is of central importance, but rather a controlled hydrostatic coupling of the housing 24 with the rotor 26 to transmit torque from the engine 12 to the main transmission 14 can. This can be achieved by reversing the above-described functional principle of the radial piston pump 22 in that the delivery of the hydraulic fluid is intentionally prevented. If the pump 22 can not deliver hydraulic fluid through the valve 38 ', the rotor 26 can no longer rotate relative to the housing 24. The coupling is canceled by the hydraulic fluid delivery is allowed again.
  • the torque transmission by the torque transmission device 16 is thus based essentially on a pressure control of the pumped by the pump 22 hydraulic fluid or on the control of the pressure chamber side present pump pressure.
  • a schematic view of one embodiment of a pressure controller 42 is shown in FIG.
  • the pump 22 is connected to a pressure line 44 and a suction line 46.
  • the pressure line 44 is connected via a hydraulic fluid filter 48, a rotary feedthrough 50 and a check valve 52 with the suction line 46 in connection.
  • the rotary leadthrough 50 is necessary because the pump 22, the suction line 46 and parts of the pressure line 44 rotate (rotating area Ro above the broken line) while the remaining components of the controller 42, some of which will be described later, are stationary (stationary area S below the dashed line).
  • the pressure controller 42 further includes a hydraulic control unit (HCU) 54 communicating with the pressure line 44.
  • the hydraulic control unit 54 communicates pressurized hydraulic fluid with a motor M in communication. supplied to the pump 56, wherein the motor M is electrically controlled by a transmission control unit (TCU) 58.
  • TCU transmission control unit
  • the pump 56 removes the hydraulic fluid from a sump 60.
  • the pressure line 44 of the pump 22 has a throttle valve D which is electrically actuatable by the transmission control unit 58.
  • a hydraulic control of the throttle valve D by the hydraulic control unit 54 is possible, or for example an elec- romechanical control.
  • a heat exchanger 62 is arranged, which serves to reduce the temperature of the hydraulic fluid.
  • the throttle valve D is arranged in the stationary region S, which is why a rotary leadthrough 50 is also provided in the course of the pressure line 44 upstream relative to the throttle valve D.
  • the illustrated embodiment of the pressure control 42 is characterized by its simple conception.
  • the control of the torque transfer device 16 via the control of the throttle valve D.
  • the throttle valve D is opened, so that due to the speed difference between the driven by the motor 12 pump housing 24 and the input shaft 28 of the main gear 14 rotatably connected rotor 26th Hydraulic fluid is conveyed substantially unthrottled through the opened throttle valve D. Any losses of hydraulic fluid - for example due to leakage at the rotary unions 50 - are compensated by the supply of hydraulic fluid by the hydraulic control unit 54.
  • the engine 12 and the main transmission 14 are substantially decoupled, with only small drag torques and power losses due to the circulation of the hydraulic fluid in the hydraulic circuit occur.
  • the heat generated by the pump power can be efficiently discharged through the heat exchanger 62.
  • the throttle valve D In order to initiate a torque transmission from the rotating pump housing 24 to the still stationary rotor 26, the throttle valve D is gradually closed. By throttling by means of the throttle valve D, the pressure in the pressure line 44 of the pump 22 increases, whereby increasingly more torque is transmitted from the pump housing 24 to the rotor 26. Due to the increasing transmission of torque, the rotational speed of the rotor 26 gradually adjusts to the rotational speed of the pump housing 24 driven by the motor 12. This process continues until the throttle valve D is fully closed. By blocking the throttle valve D, the rotor 26 is mechanically blocked relative to the pump housing 24, so that - apart from fluid losses due to unavoidable leaks - both rotate substantially at the same speed. In this state, a substantially lossless transfer of torque from the pump housing 24 to the rotor 26 takes place.
  • a decoupling of the engine 12 from the main gear 14 is analogous to reversing the process described above.
  • the torque transfer device 16 based on a hydrostatic pump 22 can replace a friction clutch as a starting element in a manual or automated manual transmission, which can be dispensed with a separate device for cooling, since the cooling of the starting element - ie the pump 22 - takes place by the Aktu réellesfluid itself and therefore is very efficient, which is why a separate coolant pump is not required.
  • the converter results in the advantage that the present torque transmission device 16 does not have a fixed torque transmission characteristic but can be controlled individually according to the requirements.
  • FIG. 4 shows a further embodiment of the pressure control 42.
  • This embodiment additionally has a short circuit line 64 which directly connects the pressure chamber of the pump 22 with the suction chamber, by means of which the idling circulation of the hydraulic fluid in the decoupled state of the torque transmission device 16 can be made even less lossy.
  • the short-circuit line 64 can be opened and closed by a control valve V as needed.
  • the control valve V is actuated by a hydraulic control line 66 from the hydraulic control unit 54.
  • An electrical or electromechanical control of the valve V is also possible.
  • the control valve V may be a simple ON / OFF valve.
  • FIG. 5 shows a further variant of the pressure control 42.
  • the throttle valve D is arranged in the rotating region Ro of the control unit 42 and is actuated hydraulically by the hydraulic control unit 54. Due to the arrangement of the throttle valve D in the rotating area Ro, the leakage losses at the rotary leadthrough 50 are minimized due to the lower hydraulic pressure in the flow direction behind the throttle valve D. In addition, this allows a particularly compact and robust design.
  • FIG. 6 shows a further variant of the pressure control 42 which, in contrast to the variants of FIGS. 4 and 5, has no short-circuit line 64 with a control valve V. An input HP of the throttle valve D 'is connected to the pressure line 44 of the pump 22.
  • a first output R of the throttle valve D ' is connected via the check valve 52 within the rotating area Ro directly to the suction line 46 and thus the suction chamber of the pump 22 in connection.
  • the corresponding connecting line extends along or within the rotating first pump part 24.
  • a second output LPO of the throttle valve D ' is indirectly connected via the heat exchanger 62 with the suction line 46 of the pump 22 in connection.
  • the corresponding connection line runs in particular within the stationary area S, ie along or within a stationary housing of the torque transmission device.
  • the throttle valve D 1 is supplied with hydraulic control signals.
  • the throttle valve D 'thus assumes in addition to its throttle function in addition the tasks of the control valve V, which brings a simplified design and control of the pressure control 42 in this embodiment.
  • Fig. 7 shows a cross section through a throttle valve D '. Those associated with the input HP and the outputs R and LPO of the throttle valve D ' Triangles symbolize the flow direction of the hydraulic fluid through the respective openings.
  • the throttle valve D ' has a valve housing 68 and a valve slide 70 arranged therein.
  • the throttle valve D 'shown in Fig. 7 is in a fully closed state.
  • an open state that is, when the valve spool 70 is shifted to the right relative to the illustrated position, the throttle valve D 'receives hydraulic fluid delivered by the pump 22 through the inlet HP, which leaves the throttle valve D' again through the outlet LPO. If the valve spool 70 is displaced to the right by more than an offset X, a large part of the hydraulic fluid is sucked out via the outlet R and fed to the suction chamber of the pump 22.
  • the throttle valve D 'short-circuits the pump 22 and performs the function of the short-circuiting line 64 of the embodiments discussed above.
  • the majority of the hydraulic fluid therefore remains in the rotating range Ro, thereby minimizing the power losses caused by the pressure control 42.
  • the throttle valve D 1 in the illustration of FIG. 7 is completely closed.
  • the flow of fluid from the input HP to the outputs LPO and / or R is blocked by the valve spool 70. This leads to a blockage of the pump 22, which thus transmits torque from the housing 24 to the rotor 26.
  • the position of the valve spool 70 can be changed. Starting from an opened state of the throttle valve D ', the closure HC of the throttle valve D 'and the effects of this process described.
  • valve spool 70 Upon actuation of the throttle valve D ', the valve spool 70 moves from the open state to the left. As a result, the output R is initially closed. The pumped by the pump 22 fluid thus escapes through the output LPO and leaves the rotating area Ro. Due to the extended flow path of the hydraulic fluid now drag torques are generated, which are initially barely noticeable. Finally, the valve spool 70 approaches a control edge 74. This means that an increasing pressure is built up on the pump 22 and accordingly an increasing part of the torque of the motor 12 is transmitted via the pump 22. The heat generated by the increased power of the pump 22 is dissipated by the pumped hydraulic fluid via the outlet LPO and removed from the fluid in the stationary area S by the heat exchanger 62 again.
  • FIG 8 shows a cross-section through a part of a constructive implementation of an embodiment of the torque transmission device 16.
  • the pump 22 can be seen, which comprises the rotating pump housing 24 and the rotor 26.
  • the rotor 26 is connected to the input shaft 28 of the main transmission 14.
  • the rotor 26 is distinguished by a compact construction, in particular in the radial direction. As a result, its moment of inertia with respect to the axis of rotation 32 is very low. The low moment of inertia of the rotor 26 reduces the inertia of the input-side part of the main transmission 14, which makes speed changes in the main transmission 14 faster and easier to carry out. In addition, in the main transmission 14, possibly existing syn- chronization facilities are designed less expensive, which represents an additional savings potential.
  • a protruding to the left extension 76 of the pump housing 24 receives the throttle valve D 'and portions of the pump 22 associated pressure line 44 and suction line 46.
  • the throttle valve D ' is integrated into the rotary pump housing 24.
  • Rotary feedthroughs 50 in a stationary housing 78 connect the outlet LPO of the throttle valve D 'to the pressure line 44 and the outlet R to the suction line 46 in the stationary area S.
  • a rotary feedthrough 50 is also provided for the control line 66.
  • the suction line 46 of the pump 22 connected to the outlet R communicates with a suction chamber 80.
  • the integrated and compact arrangement of the pump 22 and the throttle valve D 1 controlling this allows short flow channels for circulating the fluid during idling of the pump 22, thus minimizing drag torques.
  • the design is also robust and simple.
  • Hydraulic fluid can be fed back into the rotating area Ro through the conduit 46 and a rotary union 50.
  • the all cylinder 40a - 4Oe of the pump 22 common suction chamber 80 is formed as an annular space which surrounds the pump 22 in the circumferential direction and is filled along its circumference with the hydraulic fluid.
  • the suction chamber 80 is bounded on the one hand by the pump housing 24 and on the other hand by a ring cap 82.
  • the annular cap 82 is an at least partially elastic casing, in particular made of metal, for example a metal bellows.
  • Two correspondingly shaped steel sheets are, for example, flanged along a central, circumferentially extending junction and welded together.
  • a one-piece annular hood can be provided which has at least one elastic side wall (ie an elastic annular wall extending in the radial direction) and a substantially inelastic cover surface (ie a substantially inelastic annular wall extending in the axial direction).
  • the absorption capacity of the suction space 80 is independent of the rotational speed, since there is no or only a slight increase in the suction space due to centrifugal forces.
  • the use of the ring cap 82 offers a number of advantages.
  • the suction chamber 80 acts by the elastic properties of the annular cover 82 as a pressure accumulator, which for example cavitation is prevented in the fluid, which can otherwise arise at large pressure changes in the suction chamber 80, such as a sudden operation of the pump 22, if a large speed difference between the Rotor 26 and the housing 24 is present, such as when starting. Cavitation, among other things, can lead to damage to the components and the hydraulic fluid and is therefore to be avoided as far as possible.
  • the annular cover 82 improves the cooling of the fluid and reduces the development of noise as well as aerodynamic losses, these advantages also without the described elastic construction of the annular cover 82 are achieved.
  • the gas bubbles present in the fluid inside the suction chamber 80 are urged radially inwards by the centrifugal force and collect at the inlet of a venting duct 86 due to two roof-like bevels 84, so that the gas can escape via a venting valve 88.
  • Fig. 9 shows a section through the housing extension 76 along the section line AA ', wherein details of the throttle valve D' are not shown.
  • Fig. 9 schematically illustrates an exemplary arrangement of the pressure lines 44 and suction lines 46 in the extension 76. From Fig. 9 it can be seen that the pump 22 in the illustrated example has five pistons, since there are five pressure lines 44 and five suction lines 46. The pump 22 may also have other numbers of pistons.
  • FIG. 10 shows a further torque transmission device 16 ', which comprises a pump 22 and a torsion damper 20, wherein these are not directly connected to one another in deviation from the torque transmission device 16.
  • the torque transmitting device 16 ' is connected to an automatic transmission 90 and thus replaces a hydrodynamic torque converter.
  • the torque transfer device according to the invention can not only be used as a replacement of a main clutch in the drive train of a vehicle, but is suitable for a variety of applications in which a reliable and robust torque transmission is important, especially at a different position in one powertrain.
  • a torque transmission device can be used in a transfer case of a motor vehicle with shiftable four-wheel drive, or in the case of a lock or a superposition drive for a differential gear.

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Drehmomentübertragungseinrichtung, insbesondere für den Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, mit einer Pumpe, die ein erstes Pumpenteil, ein zweites Pumpenteil, einen Saugraum und einen Druckraum aufweist, wobei das erste Pumpenteil und das zweite Pumpenteil relativ zueinander drehbar sind. Durch eine Drehbewegung des ersten Pumpenteils relativ zum zweiten Pumpenteil ist ein hydraulisches Fluid aus dem Saugraum in den Druckraum der Pumpe förderbar, wobei ein zwischen dem ersten Pumpenteil und dem zweiten Pumpenteil übertragenes Drehmoment von dem von der Pumpe erzeugten Pumpendruck abhängt. Der Pumpe ist zumindest eine Drucksteuereinrichtung zugeordnet, mittels derer ein von der Pumpe geförderter Fluidstrom variabel drosselbar ist, um die Drehgeschwindigkeit des ersten Pumpenteils und des zweiten Pumpenteils der Pumpe relativ zueinander zu variieren.

Description

Drehmomentübertragungseinrichtung
Die Erfindung betrifft eine Drehmomentübertragungseinrichtung für einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, insbesondere in Form einer hydrostatischen Kupplung, die einen Drehzahlausgleich zwischen zwei Wellen ermöglicht.
Antriebsstränge von Kraftfahrzeugen weisen eine Reihe verschiedener Drehmomentübertragungseinrichtungen auf, durch die das Antriebsmoment eines Motors des Fahrzeugs auf die angetriebenen Räder übertragen wird. Durch die Drehmomentübertragungseinrichtungen kann auch die Drehmomentübertragung bei Fahrzustandsänderungen des Fahrzeugs gesteuert werden. So weisen Antriebsstränge beispielsweise für das Anfahren des Fahrzeugs spezielle Drehmomentübertragungseinrichtungen zwischen dem Motor und einem Hauptgetriebe des Fahrzeugs auf.
Die Besonderheit einer Anfahrsituation besteht darin, dass eine Ausgangswelle des Motors mit einer gegebenen Drehzahl rotiert, während eine Eingangswelle des Hauptgetriebes in Ruhe ist. Bei einem plötzlichen Einkuppeln müsste die Eingangswelle des Hauptgetriebes - und damit auch dessen Bestandteile - schlagartig beschleunigt werden, was zu einer Reihe von Problemen im Antriebsstrang und dem Motor des Fahrzeugs führt.
Ähnlich verhält es sich bei einem Wechsel zwischen verschiedenen Gangstufen des Hauptgetriebes. Um diese Situation meistern zu können, weisen Antriebsstränge üblicherweise besondere Anfahrelemente auf, durch die der Motor und das Hauptgetriebe kontrolliert gekoppelt werden kön- nen. Bei manuellen oder automatisierten Schaltgetrieben wird gewöhnlich auf eine Reibungskupplung als Anfahrelement zurückgegriffen, während bei Automatikgetrieben hydrodynamische Drehmomentwandler Anwendung finden.
Die bekannten Anfahrelemente weisen allerdings eine Reihe von Nachteilen auf. Wie eingangs beschrieben, liegen in einer Anfahrsituation besonders große Drehzahlunterschiede zwischen dem Motor und dem Hauptgetriebe vor. Diese führen bei der Verwendung einer Reibungskupplung als Anfahrelement zu einer erheblichen Wärmeentwicklung im Inneren der Kupplung, so dass die Reibungskupplung für eine entsprechend große Wärmeaufnahme angelegt werden muss oder für die Kühlung der Reibungskupplung zusätzlich eine leistungsfähige Pumpe benötigt wird. Hydrodynamische Drehmomentwandler weisen dahingegen konstruktionsbe- dingt einen unbefriedigenden Wirkungsgrad auf, so dass nach Beendigung des Anfahrvorgangs eine Drehmomentwandlerüberbrückungskupplung in Eingriff gebracht wird, um die Ausgangswelle des Motors und die Eingangswelle des Hauptgetriebes unter Umgehung des hydrodynamischen Drehmomentwandlers direkt drehfest miteinander zu koppeln. Außerdem verfügt der hydrodynamische Drehmomentwandler über feste charakteristische Eigenschaften, so dass eine aktive Steuerung der Drehmomentübertragungscharakteristik - und damit des Anfahrvorgangs - nicht möglich ist.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine robuste und kompakte Drehmomentübertragungseinrichtung zu schaffen, deren Drehmomentübertragungsverhalten einfach zu steuern ist. Es ist weiterhin eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen Antriebsstrang eines Fahrzeugs zu schaffen, der eine verbesserte Drehmomentübertragung zwischen dem Motor und dem Hauptgetriebe ermöglicht. Die Lösung der Aufgabe erfolgt durch eine Drehmomentübertragungseinrichtung mit den Merkmalen des Anspruchs 1.
Die erfindungsgemäße Drehmomentübertragungseinrichtung umfasst eine Pumpe, die ein erstes Pumpenteil (z.B. ein Pumpengehäuse), ein zweites Pumpenteil (z.B. einen Pumpenrotor), einen Saugraum und einen Druckraum aufweist, wobei das erste Pumpenteil und das zweite Pumpenteil relativ zueinander drehbar sind, wobei durch eine Drehbewegung des ersten Pumpenteils relativ zum zweiten Pumpenteil ein hydraulisches Fluid aus dem Saugraum in den Druckraum der Pumpe förderbar ist. Über das hydraulische Fluid kann ein Drehmoment zwischen dem ersten Pumpenteil und dem zweiten Pumpenteil übertragen werden, wobei dieses Drehmoment proportional zu dem von der Pumpe erzeugten Pumpendruck ist. Der Pumpe ist zumindest eine Drucksteuereinrichtung zugeordnet, mittels derer ein von der Pumpe geförderter Fluidstrom variabel drosselbar ist, um die Drehgeschwindigkeit des ersten Pumpenteils und des zweiten Pumpenteils relativ zueinander zu variieren.
Die Drehmomentübertragungseinrichtung umfasst somit eine Pumpe, wobei die Drehmomentübertragung von dem ersten Pumpenteil auf das zweite Pumpenteil - oder umgekehrt - hydrostatisch erfolgt. Das erste Pumpenteil bildet hierbei beispielsweise einen Außenrotor, der das zweite Pumpenteil aber nicht allseitig umschließen muss. Wenn eine Drehzahl- differenz zwischen dem ersten Pumpenteil und zweiten Pumpenteil der Pumpe vorliegt, wird ein hydraulisches Fluid von dem Saugraum der Pumpe in den Druckraum der Pumpe gefördert. Das geförderte Volumen hängt von einer Geometrie der Pumpe und der Drehzahldifferenz zwischen dem ersten Pumpenteil und dem zweiten Pumpenteil ab. Maßgeblich ist auch der in dem Druckraum herrschende Gegendruck, da die Pumpe nicht gegen einen beliebig hohen Gegendruck Fluid fördern kann. Über einen Eingriff in den geförderten Volumenstrom des hydraulischen Fluids kann daher der gegen die Pumpenleistung wirkende Gegendruck gesteuert werden, was wiederum die hydrostatische Kopplung des zweiten Pumpen- teils mit dem ersten Pumpenteil - und damit die Drehzahldifferenz und die Drehmomentübertragung zwischen den beiden genannten Bauteilen - beeinflusst. Ein derartiger Eingriff lässt sich auf einfache Weise durch eine Drosselung realisieren. Mit anderen Worten wird durch eine Drosselung des durch die Pumpe geförderten Fluidstroms der Grad der mechani- sehen Kopplung zwischen dem ersten Pumpenteil und dem zweiten Pumpenteil der Pumpe gesteuert.
Die Steuerung der erfindungsgemäßen Drehmomenteinrichtung basiert auf einer einfach zu realisierenden Hydrauliksteuerung. Aufwändige und verschleißanfällige Reibungskupplungen und deren Aktuatorik - wie beispielsweise bei herkömmlichen Anfahrkupplungen manueller oder automatisierter Schaltgetriebe - entfallen daher. Die Notwendigkeit eine separate Hydraulikpumpe zur Kühlung der Drehmomentübertragungseinrichtung vorzusehen, entfällt ebenfalls, da die bei einem Anfahrvorgang in der Drehmomentübertragungseinrichtung anfallende Wärmeleistung durch das hydraulische Fluid selbst abgeführt wird. Im Endeffekt wirkt das den Grad der mechanischen Kopplung bewirkende Fluid somit gleichzeitig als Kühlmittel. Die Pumpe erfüllt somit letztlich eine dreifache Funktion, nämlich eine Förderung eines hydraulischen Fluids, eine hydrostatische Kopplung zum Zweck der Drehmomentübertragung und einen Kühlmitteltransport.
Im Gegensatz zu einem bei Automatikgetrieben verwendeten hydrodynamischen Drehmomentwandler ist zudem der Grad der mechanischen Kopplung aktiv steuerbar, so dass die Drehmomentübertragung an die jeweils vorliegenden Bedingungen optimal angepasst werden kann.
Vorteilhafte Ausführungsformen der Erfindung sind in den Unteransprü- chen, der Beschreibung und den Zeichnungen angegeben.
Eine konstruktiv vorteilhafte Ausführungsform der Drehmomentübertragungseinrichtung sieht vor, dass sowohl das erste als auch das zweite Pumpenteil drehbar gelagert sind.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform der Drehmomentübertragungseinrichtung ist die Pumpe mittels der Drucksteuereinrichtung hydraulisch blockierbar, um das zweite Pumpenteil mit dem ersten Pumpenteil im Wesentlichen drehfest, d.h. ohne signifikanten Schlupf zu verbinden. Wie vorstehend bereits diskutiert, kann die Pumpe nicht Fluid gegen einen beliebig hohen Gegendruck fördern. Beispielsweise kann durch eine Sperrung des Druckraums der Abfluss von hydraulischem Fluid unterbrochen werden, wodurch sich in dem Druckraum der Fluiddruck erhöht, bis das zweite Pumpenteil relativ zu dem ersten Pumpenteil nicht mehr bewegbar ist. Die Pumpe ist dann durch eine Art stehende Flüssigkeitssäule hydraulisch blockiert, und der zweite Pumpenteil ist nahezu drehfest mit dem ersten Pumpenteil verbunden. Ein derartiges vollständiges Blockieren gewährleistet eine in diesem Zustand nahezu verlustfreie Drehmomentübertragung, so dass im Gegensatz zu einem hydrodynamischen Dreh- momentwandler auf eine zusätzliche Überbrückungskupplung verzichtet werden kann.
Weiterhin kann vorgesehen sein, dass mittels der Drucksteuereinrichtung die Pumpe hydraulisch kurzschließbar ist, um das zweite Pumpenteil von dem ersten Pumpenteil der Pumpe zu entkoppeln. Unter einem hydrauli- sehen Kurzschluss ist der Leerlauf der Pumpe zu verstehen, das heißt die Pumpe erzeugt also keinen oder lediglich einen minimalen Pumpendruck, wodurch sich eine beliebige Drehzahldifferenz zwischen dem ersten Pumpenteil und dem zweite Pumpenteil einstellen kann. Mit anderen Worten zirkuliert das Hydraulikfluid in diesem Zustand im Wesentlichen unge- drosselt in dem Hydraulikkreislauf der Pumpe.
Um eine solche Zirkulation zu ermöglichen, kann eine den Druckraum und den Saugraum verbindende Kurzschlussleitung der Pumpe entlang des ersten Pumpenteils - das heißt beispielsweise innerhalb des ersten Pumpenteils und/ oder an einer Außenseite des ersten Pumpenteils - verlaufen. Eine derartige Kurzschlussleitung ermöglicht ein im Wesentlichen direktes und damit fast leistungsverlustfreies Umwälzen des Hydraulikflu- ids von dem Druckraum in den Saugraum der Pumpe. Die Kopplung zwi- sehen dem ersten Pumpenteil und dem zweiten Pumpenteil ist dementsprechend hinreichend gering. Die Drucksteuereinrichtung kann ein Steuerventil aufweisen, durch welches die Kurzschlussleitung wahlweise zu öffnen oder sperrbar ist, oder diese Funktion wird von dem nachstehend noch erläuterten Drosselventil übernommen.
Das Blockieren und das Kurzschließen der Pumpe bilden somit zwei extreme Zustände der Drehmomentübertragungseinrichtung. Im ersten Fall findet eine im Wesentlichen vollständige Übertragung eines Drehmoments beispielsweise von einer Antriebseinheit des Fahrzeugs auf ein manuelles oder automatisiertes Schaltgetriebe oder ein Automatikgetriebes statt, während im zweiten Fall die Antriebseinheit und das Hauptgetriebe im Wesentlichen vollständig entkoppelt sind. Zwischenzustände zwischen diesen beiden Extremen können durch eine Drosselung des durch die Pumpe geförderten Fluidstroms realisiert werden. Zu diesem Zweck kann die Drucksteuereinrichtung zumindest ein steuerbares Drosselventil um- fassen, mittels dessen der von der Pumpe geförderte Fluidstrom drosselbar ist. Bei dem Drosselventil kann es sich beispielsweise um eine seitlich verfahrbare Lochblende oder um einen axial verfahrbaren Schieber handeln, der mit einem kegelförmigen Ende ein Sitzventil bildet.
Es kann weiterhin vorgesehen sein, dass der Druckraum der Pumpe über das Drosselventil direkt, d.h. ohne zwischengeschaltete Vordruckpumpe und unter Umgehung eines Pumpensumpfs, mit einer Saugleitung der Pumpe koppelbar ist. Insbesondere bei großen Drehzahldifferenzen muss nämlich ein großer Fluidstrom gefördert werden. Eine Speisepumpe zum Bereitstellen eines Minimaldrucks des Fluids und zum Ausgleich von Leckageverlusten kann somit wesentlich kleiner dimensioniert werden. Insbesondere erfolgt die genannte direkte Kopplung des Druckraums über das Drosselventil mit der Saugleitung innerhalb oder entlang desselben Pumpenteils. Somit kann eine Hochdruck-Drehdurchführung für die Pumpe entfallen.
Gemäß einer kompakten Weiterbildung der erfindungsgemäßen Drehmomentübertragungseinrichtung ist das Drosselventil an dem ersten Pura- penteil (z.B. Pumpengehäuse) angeordnet oder in das erste Pumpenteil integriert. Bei einem um eine Rotationsachse drehbaren ersten Pumpenteil kann das daran oder darin angeordnete Drosselventil derart orientiert sein, dass seine Aktuierungsrichtung senkrecht zur Rotationsachse des drehbaren ersten Pumpenteils verläuft, wobei das Drosselventil derart ausgestaltet ist, dass eine bei Rotation des ersten Pumpenteils wirkende Zentrifugalkraft ein Öffnen des Drosselventils unterstützt. Dies stellt einen zusätzlichen Sicherheitsaspekt dar.
Weiterhin kann vorgesehen sein, dass entlang einer Verbindungsstrecke des Druckraums der Pumpe mit einer Saugleitung der Pumpe - das heißt beispielsweise in einem beliebigen Abschnitt dieser Strecke - eine Kühleinrichtung zum Kühlen des mittels des Drosselventils gedrosselten hydraulischen Fluids angeordnet ist, wobei die Kühleinrichtung an einem stationären Gehäuse der Drehmomentübertragungseinrichtung angeord- net ist. Eine derartige Kühleinrichtung ermöglicht auf effiziente Weise das Abführen der bei Betrieb der Drehmomentübertragungseinrichtung, insbesondere in einer Anfahr Situation, entstehenden Abwärme.
Das Drosselventil kann eine Eingangsöffnung, eine erste Ausgangsöffnung und eine zweite Ausgangsöffnung aufweisen, wobei die Eingangsöffnung mit dem Druckraum der Pumpe in Verbindung steht. Die erste Ausgangsöffnung steht über eine erste Verbindungsleitung, die entlang des ersten Pumpenteils verläuft, direkt mit dem Saugraum der Pumpe in Verbindung, während die zweite Ausgangsöffnung über eine zweite Verbindungs- leitung, die - zumindest teilweise - entlang einer Kühleinrichtung verläuft, mit dem Saugraum der Pumpe in Verbindung steht. Durch die im Wesentlichen direkte Verbindung der ersten Ausgangsöffnung mit dem Saugraum der Pumpe werden Strömungswiderstände und damit einhergehende Leistungsverluste verringert. Die Kühleinrichtung hingegen muss somit nicht an dem ersten Pumpenteil angeordnet sein, sondern kann beispielsweise an einem stationären Gehäuse der Drehmomentübertragungseinrichtung angeordnet sein, d.h. in diesem Fall verläuft die genannte zweite Verbindungsleitung - zumindest teilweise - entlang eines stationären Gehäuses. Hierdurch kann eine verbesserte Kühlleistung erzielt werden.
Gemäß einer Weiterbildung ist das Drosselventil derart ausgestaltet, dass die durch die Ausgangsöffnungen jeweils ausströmenden Anteile des in das Drosselventil einströmenden Hydraulikfluids durch das Drosselventil steuerbar sind. Mit anderen Worten kann die Drehmomentübertragungs- einrichtung durch das steuerbare Aufteilen des das Drosselventil durch- strömenden Hydraulikfluids auf die Ausgangsöffnungen effizienter betrieben werden. Beispielsweise kann vorgesehen sein, dass in bestimmten Zuständen der ersten Ausgangsöffnung viel Hydraulikfluid zugeführt wird, um Leistungsverluste in der Drehmomentübertragungseinrichtung zu minimieren, während umgekehrt in anderen Zuständen der zweiten Ausgangsöffnung viel Hydraulikfluid zugeführt wird, etwa wenn das Hydraulikfluid stärker gekühlt werden soll.
Die Drucksteuereinrichtung kann derart ansteuerbar sein, dass ein varia- bei bestimmbarer Anteil eines Drehmoments zwischen dem ersten Pumpenteil und dem zweiten Pumpenteil übertragbar ist.
Bei einer weiteren Ausführungsform der erfindungsgemäßen Drehmomentübertragungseinheit ist wenigstens eines der Pumpenteile von einem Ringraum (insbesondere dem Saugraum der Pumpe) umfänglich umgeben, der im Wesentlichen vollständig mit dem hydraulischen Fluid befüllt ist. Somit wird ein das betreffende Pumpenteil umfänglich umgebender Öl- mantel gebildet, der eine vorteilhafte akustische Dämpfung bewirkt. Vorzugsweise sind sowohl das erste Pumpenteil als auch das zweite Pumpen- teil umfänglich von dem hydraulischen Fluid umgeben.
Alternativ oder zusätzlich weist der Saugraum der Pumpe einen Ringraum auf, der beispielsweise seitlich und/ oder radial außenseitig zumindest teilweise durch eine elastische Ringwand begrenzt ist, die eine Volumen- änderung des Saugraums in Abhängigkeit des Fluiddrucks im Inneren des Saugraums ermöglicht. Eine vorteilhafte Variante der Ringwand ist als Ringhaube ausgeführt, die zumindest teilweise durch eine Metallhülle oder einen Metallbalg gebildet ist. Durch die elastische Saugraumbegrenzung wird ein Druckspeicher geschaffen, der unter anderem dazu beiträgt, dass das Auftreten von Kavitation in dem Hydraulikfluid verhindert wird, beispielsweise wenn es zu schlagartigen Druckveränderungen in dem Saugraum kommt.
Vorheilhafterweise ist das erste Pumpenteil der Pumpe als ein Eingang der Drehmomentübertragungseinrichtung und das zweite Pumpenteil als ein Ausgang der Drehmomentübertragungseinrichtung vorgesehen. Weiterhin ist es bevorzugt, wenn es sich bei der Pumpe um eine Radialkolbenpumpe handelt.
Gemäß einer Weiterbildung der erfindungsgemäßen Drehmomentübertragungseinrichtung ist eine Steuereinheit vorgesehen, mittels derer die Drucksteuereinrichtung derart ansteuerbar ist, dass für ein im Wesentli- chen vollständiges Übertragen eines Drehmoments zwischen dem ersten Pumpenteil und dem zweiten Pumpenteil das Drosselventil zum hydraulischen Blockieren der Pumpe vollständig geschlossen wird, und dass für ein gegenseitiges Entkoppeln des ersten Pumpenteils und des zweiten Pumpenteils das Drosselventil zum hydraulischen Kurzschließen der Pumpe vollständig geöffnet wird. Die Steuereinheit kann auch derart ansteuerbar sein, dass zum Erhöhen des zwischen dem ersten Pumpenteil und dem zweiten Pumpenteil übertragenen Drehmoments eine Durchflussrate des Hydraulikfluids durch das Drosselventil verringert wird, und dass zum Verringern des zwischen dem ersten Pumpenteil und dem zwei- ten Pumpenteil übertragenen Drehmoments die Durchflussrate des Hydraulikfluids durch das Drosselventil erhöht wird.
Vorzugsweise ist das erste Pumpenteil über einen Drehschwingungsdämpfer mit einem Schwungrad verbunden. In dieser Konstellation bildet das erste Pumpenteil funktionell ebenfalls ein Schwungrad. Auf ein herkömm- licherweise vorgesehenes zweites Schwungrad kann somit verzichtet werden. Die Drehmomentübertragungseinrichtung kann somit zusätzlich zu der genannten Pumpe den Drehschwingungsdämpfer und das Schwungrad umfassen.
Bei einer weiteren Ausführungsform der Drehmomentübertragungseinrichtung sind das erste Pumpenteil mit einem Ausgangselement einer Antriebseinheit des Kraftfahrzeugs und das zweite Pumpenteil mit einer Eingangswelle eines Hauptgetriebes verbunden.
Die Erfindung betrifft außerdem einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs mit einer Antriebseinheit, einem Hauptgetriebe und einer Drehmomentübertragungseinrichtung gemäß einer der vorstehend beschriebenen Ausführungsformen, wobei die Drehmomentübertragungseinrichtung zwischen der Antriebseinheit und dem Hauptgetriebe angeordnet ist.
Die Erfindung wird im Folgenden rein beispielhaft anhand vorteilhafter Ausführungsformen und unter Bezugnahme auf die Zeichnungen beschrieben. Es zeigen:
Fig. 1 eine schematische Darstellung einer Ausführungsform des erfindungsgemäßen Antriebsstrangs,
Fig. 2 einen Schnitt durch eine Radialkolbenpumpe,
Fig. 3 bis 6 verschiedene Ausgestaltungen einer Drucksteuereinrichtung einer Ausführungsform der erfindungsgemäßen Drehmomentübertragungseinrichtung,
Fig. 7 eine Ausführungsform eines Drosselventils, Fig. 8 einen Schnitt durch einen Teil einer Ausführungsform der erfindungsgemäßen Drehmomentübertragungseinrichtung,
Fig. 9 einen Schnitt durch die in Fig. 8 dargestellte Ausführungsform senkrecht zur Bildebene der Fig. 8,
Fig. IO eine schematische Darstellung einer weiteren Ausfüh- rungsform des erfindungsgemäßen Antriebsstrangs.
Fig. 1 zeigt eine Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Antriebsstrangs 10 eines Fahrzeugs, der einen Motor 12 (z. B. Verbrennungskraftmaschine oder Elektromotor), ein Hauptgetriebe 14, eine als Haupt- kupplung dienende Drehmomentübertragungseinrichtung 16 sowie ein Schwungrad 18 aufweist. Die Drehmomentübertragungseinrichtung 16 bildet in der dargestellten Ausführungsform eine bauliche Einheit aus einem Torsionsdämpfer 20 und einer hydrostatischen Pumpe 22, wobei der Torsionsdämpfer 20 mit einem Pumpengehäuse 24 der Pumpe 22 direkt verbunden ist. Grundsätzlich kann auch eine Drehmomentübertragungseinrichtung 16 ohne integrierten Torsionsdämpfer 20 vorgesehen sein, so dass die Drehmomentübertragungseinrichtung 16 im Wesentlichen aus einer Pumpe 22 und einer dieser zugeordneten Drucksteuereinrichtung (in Fig. 1 nicht gezeigt) besteht.
Der Torsionsdämpfer 20 ist wiederum über ein Schwungrad 18 mit dem Motor 12 gekoppelt. Ein Rotor 26 der Pumpe 22 ist drehfest mit einer Eingangswelle 28 des Hauptgetriebes 14 gekoppelt. Das Hauptgetriebe 14 wird im Folgenden nicht ausführlicher beschrieben, da dessen Ausgestal- tung grundsätzlich bekannt und für die Funktion der erfindungsgemäßen Drehmomentübertragungseinrichtung 16 nicht weiter von Relevanz ist. Das Hauptgetriebe 14 kann beispielsweise ein manuelles oder automatisiertes Schaltgetriebe oder ein Automatikgetriebe sein.
Das Pumpengehäuse 24 bildet das erste Pumpenteil, und der Rotor 26 bildet das zweite Pumpenteil, die relativ zueinander verdrehbar sind.
Das Ensemble aus motorseitigem Schwungrad 18 und der Drehmomentübertragungseinrichtung 16 erfüllt mehrere Funktionen. Zum einen kön- nen dadurch die von dem Motor 12 in den Antriebsstrang 10 eingeleiteten Drehungleichförmigkeiten reduziert werden, da das vorstehend genannte Ensemble wie ein Zweimassenschwungrad wirkt. Das getriebeseitige Schwungrad wird dabei durch das Pumpengehäuse 24 gebildet, welches über den Torsionsdämpfer 20 mit dem motorseitigen Schwungrad 18 ver- bunden ist. Zusätzlich kann die hydrostatische Pumpe als Anfahr- und Schaltkupplung - bei einem manuellen oder automatisierten Schaltgetriebe - oder als Drehmomentwandler - bei einem Automatikgetriebe - genutzt werden.
Wie eingangs ausgeführt, liegt bei einem Anfahren des Fahrzeugs die Situation vor, dass eine Motorausgangswelle 29 durch den Motor 12 zu einer Rotation mit einer bestimmten Drehzahl angetrieben wird, während das Fahrzeug steht und damit die Getriebeeingangswelle 28 in Ruhe ist. Ein antriebswirksames Verbinden des Motors 12 mit dem Hauptgetriebe 14 erfordert daher ein allmähliches Übertragen des Antriebsdrehmoments des Motors 12 auf die Getriebeeingangswelle 28, bis der Zustand einer Drehzahlgleichheit erreicht ist. Wie dies mittels der hydrostatischen Pumpe 22 zu bewerkstelligen ist, wird nachstehend ausführlich anhand der folgenden Figuren beschrieben. Ein für die Verwendung in einer Drehmomentübertragungseinrichtung 16 besonders geeigneter Pumpentyp sind Radialkolbenpumpen. Die Funktionsweise einer Radialkolbenpumpe 22 wird anhand von Fig. 2 erläutert, die einen Schnitt durch eine Radialkolbenpumpe 22 zeigt. Die dargestellte Radialkolbenpumpe 22 lässt sich - neben ihrer Pumpenfunktion - im Prinzip auch als Motor betreiben, das heißt sie kann durch gesteuerte Druckbeaufschlagung eine Drehbewegung erzeugen. Da allerdings in der vorliegenden Anwendung lediglich die Pumpenfunktion - das heißt die Förderung eines Hydraulikfluids bei Drehzahldifferenz zwischen dem Pumpengehäuse 24 und dem Rotor 26 - von Bedeutung ist, werden lediglich die für das Verständnis der Drehmomentübertragungseinrichtung 16 notwendigen Aspekte der Radialkolbenpumpe 22 betrachtet. Mit anderen Worten kann in einer Drehmomentübertragungseinrichtung 16 eine vereinfachte Version der beispielhaft dargestellten Radialkolbenpumpe 22 verwendet werden, und aufgrund des einfachen Aufbaus ist dies auch bevorzugt.
Die dargestellte Radialkolbenpumpe 22 umfasst den Rotor 26, der im Bereich der Pumpe 22 einen kreisrunden Umriss besitzt, wobei der Mittel- punkt 30 der Kreisform bezüglich der gemeinsamen Rotationsachse 32 des Pumpengehäuses 24 und des Rotors 26 bzw. der zugeordneten Eingangswelle 28 des Hauptgetriebes 14 versetzt ist. Mit anderen Worten handelt es sich bei dem Rotor 26 um einen Exzenter. Der Rotor 26 steht mit fünf Kolben 34 in Antriebsverbindung, die jeweils einen Kolbenraum 36 aufweisen. Bei einer Drehung des Rotors 26 relativ zu dem Gehäuse 24 werden die Volumina der Kolbenräume 36 alternierend vergrößert bzw. verkleinert. Mit anderen Worten wird durch die Drehbewegung des Rotors 26 relativ zu dem Gehäuse 24 ein Hydraulikfluid, welches zunächst durch ein Ventil 38 einströmt, anschließend durch ein weiteres Ventil 38' des jeweiligen Kolbens 34 wieder ausgestoßen. Es wird somit ein Hydraulikflu- id von einem mit dem Ventil 38 in Verbindung stehenden Saugraum (nicht gezeigt) zu einem Druckraum (nicht gezeigt) gefördert, der mit dem Ventil 38' in Verbindung steht. Die Ventile 38, 38' können bei einer reinen Pumpe 22 - also ohne hydraulische Motorfunktion - einfache Rückschlagventi- Ie im Form von passiven Sitzventilen sein.
In dem in Fig. 2 dargestellten Zustand wird bei einer Drehung des Rotors 26 gegen den Uhrzeigersinn anfänglich Hydraulikfluid in den Kolbenraum 36 eines Zylinders 40a der Radialkolbenpumpe 22 angesaugt, da der KoI- benraum 36 zunächst ein minimales Volumen aufweist. In der Ansaugphase befinden sich auch die Kolben 34 der Zylinder 40b und 40c. Ist ein maximales Volumen des jeweiligen Kolbenraums 36 erreicht, wird durch die Wirkung der Drehung des Rotors 26 nun das Volumen des Kolbenraums 36 wieder verringert, das heißt der Fluiddruck erhöht. Bei Zunah- me des Drucks schließt das als Rückschlagventil wirkende Ventil 38 automatisch. Durch die weitere Drehung des Rotors 26 wird das Volumen des Kolbenraums 36 weiter verringert, und das Hydraulikfluid wird weiter unter Druck gesetzt, bis ab einem gewissen Schwellwert das Ventil 38' - zum Beispiel ein federkraftbeaufschlagtes Kugelventil - öffnet und das Hydraulikfluid in den nicht gezeigten Druckraum abgegeben wird. Aus der beschriebenen Funktionsweise der Radialkolbenpumpe 22 ist leicht ersichtlich, dass die pro Zeiteinheit geförderte Menge des Hydraulikfluids lediglich von einer Drehzahldifferenz zwischen dem Pumpengehäuse 24 und dem Rotor 26 abhängt. Mit anderen Worten wird kein Hydraulikfluid gefördert, wenn sich das Gehäuse 24 und der Rotor 26 mit der gleichen Drehzahl drehen.
Bei der hier beschriebenen Anwendung der Radialkolbenpumpe 22 ist allerdings nicht die Förderung eines Hydraulikfluids von zentraler Bedeu- tung, sondern eine gesteuerte hydrostatische Kopplung des Gehäuses 24 mit dem Rotor 26, um Drehmoment von dem Motor 12 auf das Hauptgetriebe 14 übertragen zu können. Dies lässt sich in Umkehrung des vorstehend beschriebenen Funktionsprinzips der Radialkolbenpumpe 22 dadurch realisieren, dass die Förderung des Hydraulikfluids bewusst ver- hindert wird. Kann die Pumpe 22 nämlich durch das Ventil 38' kein Hydraulikfluid abgeben, so kann sich der Rotor 26 gegenüber dem Gehäuse 24 nicht mehr drehen. Die Kopplung wird aufgehoben, indem die Hydraulikfluidförderung wieder zugelassen wird.
Die Drehmomentübertragung durch die Drehmomentübertragungseinrichtung 16 basiert somit im Wesentlichen auf einer Drucksteuerung des durch die Pumpe 22 geförderten Hydraulikfluids bzw. auf der Steuerung des druckraumseitig vorliegenden Pumpendrucks. Eine schematische Ansicht einer Ausführungsform einer Drucksteuerung 42 ist in Fig. 3 gezeigt.
Die Pumpe 22 ist mit einer Druckleitung 44 und einer Saugleitung 46 verbunden. Die Druckleitung 44 steht über einen Hydraulikfluidfilter 48, eine Drehdurchführung 50 und ein Rückschlagventil 52 mit der Sauglei- tung 46 in Verbindung. Die Drehdurchführung 50 ist notwendig, da die Pumpe 22, die Saugleitung 46 und Teile der Druckleitung 44 rotieren (rotierender Bereich Ro oberhalb der gestrichelten Linie), während die restlichen, zum Teil noch nachfolgend zu beschreibenden Komponenten der Steuerung 42 stationär angeordnet sind (stationärer Bereich S unter- halb der gestrichelten Linie).
Die Drucksteuerung 42 weist außerdem eine hydraulische Steuereinheit (hydraulic control unit, HCU) 54 auf, die mit der Druckleitung 44 in Verbindung steht. Der hydraulischen Steuereinheit 54 wird unter Druck ste- hendes Hydraulikfluid durch eine mit einem Motor M in Verbindung ste- hende Pumpe 56 zugeführt, wobei der Motor M durch eine Getriebesteuereinheit (transmission control unit, TCU) 58 elektrisch angesteuert wird. Die Pumpe 56 entnimmt das Hydraulikfluid einem Sumpf 60.
Um die durch die Pumpe 22 geförderte Hydraulikfluidmenge steuern zu können, weist die Druckleitung 44 der Pumpe 22 ein Drosselventil D auf, das durch die Getriebesteuereinheit 58 elektrisch ansteuerbar ist. Grundsätzlich ist auch eine hydraulische Steuerung des Drosselventils D durch die hydraulische Steuereinheit 54 möglich, oder beispielsweise eine elekt- romechanische Steuerung. In Strömungsrichtung des Hydraulikfluids hinter dem Drosselventil D der Druckleitung 44 ist ein Wärmetauscher 62 angeordnet, der zur Reduktion der Temperatur des Hydraulikfluids dient. Das Drosselventil D ist im stationären Bereich S angeordnet, weshalb eine Drehdurchführung 50 auch im relativ zu dem Drosselventil D stromauf- wärtigen Verlauf der Druckleitung 44 vorgesehen ist.
Die dargestellte Ausführungsform der Drucksteuerung 42 zeichnet sich durch seine einfache Konzeption aus. Die Steuerung der Drehmomentübertragungseinrichtung 16 erfolgt über die Steuerung des Drosselventils D. Im Stand des Fahrzeugs ist das Drosselventil D geöffnet, so dass aufgrund der Drehzahldifferenz zwischen dem durch den Motor 12 angetriebenen Pumpengehäuse 24 und dem mit der Eingangswelle 28 des Hauptgetriebes 14 drehfest verbundenen Rotor 26 Hydraulikfluid im Wesentlichen ungedrosselt durch das geöffnete Drosselventil D gefördert wird. Etwaige Verluste von Hydraulikfluid - beispielsweise durch Leckage an den Drehdurchführungen 50 - werden durch die Zufuhr von Hydraulikfluid durch die hydraulische Steuereinheit 54 ausgeglichen. In diesem Zustand sind der Motor 12 und das Hauptgetriebe 14 im Wesentlichen entkoppelt, wobei lediglich geringe Schleppmomente und Leistungsverluste aufgrund der Zirkulation des Hydraulikfluids in dem Hydraulikkreislauf auftreten. Die durch die Pumpleistung anfallende Wärme kann effizient über den Wärmetauscher 62 abgegeben werden.
Um eine Drehmomentübertragung von dem rotierenden Pumpengehäuse 24 auf den noch ruhenden Rotor 26 einzuleiten, wird das Drosselventil D allmählich geschlossen. Durch die Drosselung mittels des Drosselventils D erhöht sich der Druck in der Druckleitung 44 der Pumpe 22, wodurch zunehmend mehr Drehmoment von dem Pumpengehäuse 24 auf den Rotor 26 übertragen wird. Durch die zunehmende Übertragung von Dreh- moment gleicht sich auch allmählich die Drehzahl des Rotors 26 an die Drehzahl des durch den Motor 12 angetriebenen Pumpengehäuses 24 an. Dieser Vorgang setzt sich so lange fort, bis das Drosselventil D vollständig geschlossen ist. Durch die Sperrung des Drosselventils D wird der Rotor 26 gegenüber dem Pumpengehäuse 24 mechanisch blockiert, so dass - abgesehen von Fluidverlusten aufgrund von unvermeidbaren Undichtigkeiten - beide im Wesentlichen mit gleicher Drehzahl rotieren. In diesem Zustand findet eine im Wesentlichen verlustfreie Übertragung von Drehmoment von dem Pumpengehäuse 24 auf den Rotor 26 statt.
Eine Entkopplung des Motors 12 von dem Hauptgetriebe 14 erfolgt analog in Umkehrung des vorstehend beschriebenen Vorgangs.
Aus der vorstehenden Beschreibung wird deutlich, dass die Drehmomentübertragungseinrichtung 16 basierend auf einer hydrostatischen Pumpe 22 eine Reibungskupplung als Anfahrelement bei einem manuellen oder automatisierten Schaltgetriebe ersetzen kann, wobei auf eine separate Einrichtung zur Kühlung verzichtet werden kann, da die Kühlung des Anfahrelements - also der Pumpe 22 - durch das Aktuierungsfluid selbst erfolgt und daher sehr effizient ist, weshalb eine eigene Kühlmittelpumpe nicht erforderlich ist. Gegenüber einem herkömmlichen Drehmoment- wandler ergibt sich unter anderem der Vorteil, dass die vorliegende Drehmomentübertragungseinrichtung 16 keine feste Drehmomentübertragungscharakteristik aufweist, sondern entsprechend der Anforderungen individuell gesteuert werden kann. Außerdem entfällt die Notwendigkeit, eine Drehmomentwandlerüberbrückungskupplung vorzusehen, da die Drehmomentübertragung in dem blockierten Zustand im Wesentlichen verlustfrei ist.
Fig. 4 zeigt eine weitere Ausführungsform der Drucksteuerung 42. Diese Ausführungsform weist zusätzlich eine den Druckraum der Pumpe 22 mit dem Saugraum direkt verbindende Kurzschlussleitung 64 auf, durch die die Leerlaufzirkulation des Hydraulikfluids im entkoppelten Zustand der Drehmomentübertragungseinrichtung 16 noch verlustärmer gestaltet werden kann. Die Kurzschlussleitung 64 kann durch ein Steuerventil V je nach Bedarf geöffnet und geschlossen werden. Das Steuerventil V wird durch eine hydraulische Steuerleitung 66 von der hydraulische Steuereinheit 54 betätigt. Eine elektrische oder elektromechanische Ansteuerung des Ventils V ist ebenfalls möglich. Bei dem Steuerventil V kann es sich um ein einfaches EIN/AUS-Ventil handeln.
Fig. 5 zeigt eine weitere Variante der Drucksteuerung 42. Das Drosselventil D ist bei dieser Ausführungsform in dem rotierenden Bereich Ro der Steuerung 42 angeordnet und wird hydraulisch durch die hydraulische Steuereinheit 54 angesteuert. Durch die Anordnung des Drosselventils D in dem rotierenden Bereich Ro werden die Leckageverluste an der Drehdurchführung 50 aufgrund des geringeren Hydraulikdrucks in Strömungsrichtung hinter dem Drosselventil D minimiert. Außerdem wird dadurch eine besonders kompakte und robuste Bauweise ermöglicht. Fig. 6 zeigt eine weitere Variante der Drucksteuerung 42, die im Gegensatz zu den Varianten der Fig. 4 und 5 keine Kurzschlussleitung 64 mit einem Steuerventil V aufweist. Ein Eingang HP des Drosselventils D' ist mit der Druckleitung 44 der Pumpe 22 verbunden. Ein erster Ausgang R des Drosselventils D' steht über das Rückschlagventil 52 innerhalb des rotierenden Bereichs Ro direkt mit der Saugleitung 46 und somit dem Saugraum der Pumpe 22 in Verbindung. Insbesondere verläuft die entsprechende Verbindungsleitung entlang oder innerhalb des rotierenden ersten Pumpenteils 24. Ein zweiter Ausgang LPO des Drosselventils D' steht über den Wärmetauscher 62 indirekt mit der Saugleitung 46 der Pumpe 22 in Verbindung. Die entsprechende Verbindungsleitung verläuft insbesondere innerhalb des stationären Bereichs S, d.h. entlang oder innerhalb eines stationären Gehäuses der Drehmomentübertragungseinrichtung. Über die Steuerleitung 66 werden dem Drosselventil D1 hydraulische Steuersignale zugeführt.
Das Drosselventil D' übernimmt in dieser Ausführungsform neben ihrer Drosselfunktion somit zusätzlich die Aufgaben des Steuerventils V, was eine vereinfachte Bauweise und Ansteuerung der Drucksteuerung 42 mit sich bringt.
Auch bei den Ausführungsformen gemäß Fig. 5 und 6 ist alternativ eine elektromechanische Steuerung des Drosselventils D bzw. D' möglich.
Eine Ausführungsform des Drosselventils D' - in Fig. 6 gemeinsam mit dem Rückschlagventil 52 durch einen gestrichelten Kasten hervorgehoben - wird nachstehend anhand von Fig. 7 beschrieben.
Fig. 7 zeigt einen Querschnitt durch ein Drosselventil D'. Die dem Eingang HP und den Ausgängen R und LPO des Drosselventils D' zugeordneten Dreiecke symbolisieren die Strömungsrichtung des Hydraulikfluids durch die entsprechenden Öffnungen.
Das Drosselventil D' weist ein Ventilgehäuse 68 und einen darin angeord- neten Ventilschieber 70 auf. Das in Fig. 7 dargestellte Drosselventil D' befindet sich in einem vollständig geschlossenen Zustand. In einem geöffneten Zustand, das heißt wenn der Ventilschieber 70 gegenüber der dargestellten Position nach rechts verschoben ist, erhält das Drosselventil D' von der Pumpe 22 gefördertes Hydraulikfluid durch den Eingang HP, wel- ches das Drosselventil D' durch den Ausgang LPO wieder verlässt. Ist der Ventilschieber 70 um mehr als einen Versatz X nach rechts verschoben, wird ein Großteil des Hydraulikfluids über den Ausgang R abgesaugt und dem Saugraum der Pumpe 22 zugeführt. In diesem Fall schließt das Drosselventil D' die Pumpe 22 kurz und übernimmt die Funktion der Kurz- Schlussleitung 64 der vorstehend diskutierten Ausführungsformen. Der Großteil des Hydraulikfluids verbleibt daher im rotierenden Bereich Ro, wodurch die durch die Drucksteuerung 42 verursachten Leistungsverluste minimiert werden.
Wie vorstehend bereits angesprochen, ist das Drosselventil D1 in der Darstellung gemäß Fig. 7 vollständig geschlossen. Der Strom von Fluid von dem Eingang HP zu den Ausgängen LPO und/ oder R wird durch den Ventilschieber 70 blockiert. Dies führt zu einer Blockierung der Pumpe 22, die somit Drehmoment von dem Gehäuse 24 auf den Rotor 26 überträgt.
Durch Variieren eines gegen die von einer Feder 72 ausgeübte Federkraft wirkenden Steuerdrucks in den Steuerleitungen 66 und 66a kann die Stellung des Ventilschiebers 70 verändert werden. Ausgehend von einem geöffneten Zustand des Drosselventils D' werden nachfolgend das Schlie- ßen des Drosselventils D' und die Auswirkungen dieses Vorganges beschrieben.
Bei Betätigung des Drosselventils D' bewegt sich der Ventilschieber 70 aus dem geöffneten Zustand nach links. Hierdurch wird zunächst der Ausgang R geschlossen. Das von der Pumpe 22 geförderte Fluid entweicht somit über den Ausgang LPO und verlässt den rotierenden Bereich Ro. Aufgrund des verlängerten Strömungswegs des Hydraulikfluids werden nun Schleppmomente erzeugt, die jedoch zunächst kaum spürbar sind. Schließlich nähert sich der Ventilschieber 70 einer Steuerkante 74. Dies bedeutet, dass an der Pumpe 22 ein zunehmender Druck aufgebaut wird und dementsprechend ein zunehmender Teil des Drehmoments des Motors 12 über die Pumpe 22 übertragen wird. Die durch die verstärkte Leistung der Pumpe 22 erzeugte Wärme wird durch das geförderte Hydrau- likfluid über den Ausgang LPO abgeführt und dem Fluid im stationären Bereich S durch den Wärmetauscher 62 wieder entzogen.
Fig. 8 zeigt einen Querschnitt durch einen Teil einer konstruktiven Umsetzung einer Ausführungsform der Drehmomentübertragungseinrichtung 16. Rechts im Bild ist die Pumpe 22 zu sehen, die das rotierende Pumpengehäuse 24 und den Rotor 26 umfasst. Der Rotor 26 ist mit der Eingangswelle 28 des Hauptgetriebes 14 verbunden.
Wie Fig. 8 zu entnehmen ist, zeichnet sich der Rotor 26 durch eine kom- pakte Bauweise insbesondere in radialer Richtung aus. Dadurch ist dessen Trägheitsmoment bezüglich der Rotationsachse 32 sehr gering. Das geringe Trägheitsmoment des Rotors 26 verringert die Trägheit des ein- gangsseitigen Teils des Hauptgetriebes 14, wodurch sich Gangwechsel in dem Hauptgetriebe 14 schneller und leichter durchführen lassen. Außer- dem können in dem Hauptgetriebe 14 gegebenenfalls vorhandene Syn- chronisiereinrichtungen weniger aufwändig konzipiert werden, was ein zusätzliches Einsparpotential darstellt.
Ein nach links ragender Fortsatz 76 des Pumpengehäuses 24 nimmt das Drosselventil D' und Abschnitte der der Pumpe 22 zugeordneten Druckleitung 44 und Saugleitung 46 auf. Mit anderen Worten ist das Drosselventil D' in das rotierende Pumpengehäuse 24 integriert.
Durch Drehdurchführungen 50 in einem stationären Gehäuse 78 sind der Ausgang LPO des Drosselventils D' mit der Druckleitung 44 und der Ausgang R mit der Saugleitung 46 im stationären Bereich S verbunden. Eine Drehdurchführung 50 ist auch für die Steuerleitung 66 vorgesehen. Die mit dem Ausgang R verbundene Saugleitung 46 der Pumpe 22 steht mit einem Saugraum 80 in Verbindung.
Die integrierte und kompakte Anordnung der Pumpe 22 und des diese steuernden Drosselventils D1 ermöglicht kurze - und damit Schleppmomenten minimierende - Strömungskanäle für das Umwälzen des Fluids im Leerlauf der Pumpe 22. Die Bauweise ist außerdem robust und einfach.
Nachfolgend wird der Strömungsweg des Hydraulikfluids beschrieben, wobei das Vorliegen einer Drehzahldifferenz zwischen der Eingangswelle 28 des Hauptgetriebes 14 einerseits und dem in Lagern 81 drehbar gelagerten Pumpengehäuse 24 - und damit dem mit diesem verbundenen Motor 12 - andererseits vorausgesetzt wird. Dazu müsste das Drosselventil D' - entgegen der Darstellung in Fig. 8 - geöffnet sein.
Wenn sich der Rotor 26 aus der in der Fig. 8 dargestellten Position bewegt, wird Hydraulikfluid durch das Ventil 38 aus dem Saugraum 80 in den Kolbenraum des Kolbens 34 gesaugt. Bei einer fortgesetzten Drehung des Rotors 26 wird das nun in dem Kolbenraum befindliche Hydraulikflu- id unter Druck gesetzt, bis der Fluiddruck die Federkraft einer Feder in dem Ventil 38' übertrifft, wodurch das Ventil 38' geöffnet wird und Hydraulikfluid durch die Druckleitung 44 zu dem Eingang HP des Dros- selventils D' strömen kann. Wie vorstehend beschrieben, wird ein Großteil des Fluids bei einem entsprechend weit nach rechts verschobenen Ventilschieber 70 über den Ausgang R und die Saugleitung 46 wieder dem Saugraum 80 zugeführt. Ein Teil des Fluids kann bei geöffnetem Drosselventil D' auch durch den Ausgang LPO entweichen und über die Drucklei- tung 44 einem Wärmetauscher 62 zugeführt werden. Das abgeführte
Hydraulikfluid kann durch die Leitung 46 und eine Drehdurchführung 50 wieder in den rotierenden Bereich Ro eingespeist werden.
Der allen Zylindern 40a - 4Oe der Pumpe 22 gemeinsame Saugraum 80 ist als Ringraum ausgebildet, der die Pumpe 22 im Umfangsrichtung umschließt und entlang seines Umfangs mit dem hydraulischen Fluid befüllt ist. Der Saugraum 80 ist einerseits durch das Pumpengehäuse 24 und andererseits durch eine Ringhaube 82 begrenzt. Bei der Ringhaube 82 handelt es sich um eine zumindest abschnittsweise elastische Hülle, ins- besondere aus Metall, beispielsweise einen Metallbalg. Zwei entsprechend geformte Stahlbleche werden beispielsweise entlang einer mittigen, in Umfangsrichtung verlaufenden Verbindungsstelle umgebördelt und miteinander verschweißt. Alternativ kann beispielsweise eine einteilige Ringhaube vorgesehen sein, die wenigstens eine elastische Seitenwand (also eine elastische sich in radialer Richtung erstreckende Ringwand) und eine im Wesentlichen inelastische Deckfläche aufweist (also eine im Wesentlichen inelastische sich in axialer Richtung erstreckende Ringwand). Hierdurch ist die Aufnahmekapazität des Saugraums 80 unabhängig von der Drehzahl, da keine oder nur eine geringfügige Vergrößerung des Saug- raums aufgrund von Zentrifugalkräften erfolgt. Die Verwendung der Ringhaube 82 bietet eine Reihe von Vorteilen. Insbesondere wirkt der Saugraum 80 durch die elastische Eigenschaften der Ringhaube 82 als Druckspeicher, wodurch beispielsweise Kavitation in dem Fluid verhindert wird, die ansonsten bei großen Druckveränderungen im Saugraum 80 entstehen kann, etwa bei einem plötzlichen Betrieb der Pumpe 22, wenn eine große Drehzahldifferenz zwischen dem Rotor 26 und dem Gehäuse 24 vorliegt, wie etwa beim Anfahren. Kavitation kann unter anderem zu einer Schädigung der Bauteile und des Hydraulikfluids füh- ren und ist deshalb möglichst zu vermeiden.
Weiterhin verbessert die Ringhaube 82 - da das hydraulische Fluid die Pumpe 22 umfänglich umgibt und somit einen umfänglich geschlossenen Ölmantel bildet - die Kühlung des Fluids, und sie vermindert die Ge- räuschentwicklung sowie aerodynamische Verluste, wobei diese Vorteile auch ohne die erläuterte elastische Ausbildung der Ringhaube 82 erzielt werden.
In dem Fluid im Inneren des Saugraums 80 eventuell vorhandene Gasblä- sehen werden durch die Zentrifugalkraft radial nach innen gedrängt und sammeln sich aufgrund von zwei dachartigen Schrägen 84 am Einlass eines Entlüftungskanals 86, so dass das Gas über ein Entlüftungsventil 88 entweichen kann.
Abweichend von der in Fig. 8 gezeigten Ausführungsform kann das Drosselventil D1 bezüglich der Rotationsachse 32 um 90° gedreht angeordnet sein, so dass die Fliehkraft eine Öffnungsbewegung des Drosselventils D' unterstützt. Fig. 9 zeigt einen Schnitt durch den Gehäusefortsatz 76 entlang der Schnittlinie AA', wobei Einzelheiten des Drosselventils D' nicht dargestellt sind. Fig. 9 verdeutlicht schematisch eine beispielhafte Anordnung der Druckleitungen 44 und Saugleitungen 46 in dem Fortsatz 76. Aus Fig. 9 ist zu entnehmen, dass die Pumpe 22 in dem dargestellten Beispiel fünf Kolben aufweist, da fünf Druckleitungen 44 und fünf Saugleitungen 46 vorhanden sind. Die Pumpe 22 kann aber auch andere Kolbenzahlen aufweisen.
Fig. 10 zeigt eine weiteren Drehmomentübertragungseinrichtung 16', die eine Pumpe 22 und einen Torsionsdämpfer 20 umfasst, wobei diese in Abweichung von der Drehmomentübertragungseinrichtung 16 nicht unmittelbar miteinander verbunden sind. In Fig. 10 ist die Drehmomentübertragungseinrichtung 16' mit einem Automatikgetriebe 90 verbunden und ersetzt hier somit einen hydrodynamischen Drehmomentwandler.
Es ist darauf hinzuweisen, dass die erfindungsgemäße Drehmomentübertragungseinrichtung nicht nur als Ersatz einer Hauptkupplung im Antriebsstrang eines Fahrzeugs verwendet werden kann, sondern sich für eine Vielzahl von Anwendungen eignet, bei denen eine zuverlässige und robuste Drehmomentübertragung von Bedeutung ist, insbesondere auch an anderer Position in einem Antriebsstrang. Beispielsweise kann eine derartige Drehmomentübertragungseinrichtung in einem Verteilergetriebe eines Kraftfahrzeugs mit zuschaltbarem Allradantrieb zum Einsatz gelan- gen, oder bei einer Sperre oder einem Überlagerungsgetriebe für ein Differentialgetriebe. Bezugszeichenliste
10 Antriebsstrang
12 Motor
14 Hauptgetriebe
16, 16' Drehmomentübertragungseinrichtung
18 Schwungrad
20 Torsionsdämpfer
22 hydrostatische Pumpe
24 Pumpengehäuse
26 Rotor
28 Getriebeeingangswelle
29 Motorausgangswelle
30 Mittelpunkt
32 Rotationsachse
34 Kolben
36 Kolbenraum
38, 38' Ventil
40a - e Zylinder
42 Drucksteuerung
44 Druckleitung
46 Saugleitung
48 Hydraulikfluidfilter
50 Drehdurchführung
52 Rückschlagventil
54 hydraulische Steuereinheit
56 Pumpe
58 Getriebesteuereinheit
60 Sumpf
62 Wärmetauscher
64 Kurzschlussleitung
66, 66a Steuerleitung
68 Ventilgehäuse
70 Ventilschieber
72 Feder
74 Steuerkante
76 Gehäusefortsatz
78 stationäres Gehäuse
80 Saugraum
81 Lager
82 Ringhaube
84 Schräge
86 Entlüftungskanal 88 Entlüftungsventil
90 Automatikgetriebe
D, D' Drosselventil
M Motor
V Steuerventil
HP Drosselventileingang
LPO, R Drosselventilausgang
X Versatz

Claims

Patentansprüche
1. Drehmomentübertragungseinrichtung für einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, mit einer Pumpe (22), die ein erstes Pumpenteil (24), ein zweites Pumpenteil (26), einen Saugraum und einen Druckraum aufweist, wobei das erste Pumpenteil (24) und das zwei- te Pumpenteil (26) relativ zueinander drehbar sind, wobei durch eine
Drehbewegung des ersten Pumpenteils (24) relativ zum zweiten Pumpenteil (26) ein hydraulisches Fluid aus dem Saugraum in den Druckraum der Pumpe (22) förderbar ist, wobei über das hydraulische Fluid ein Drehmoment zwischen dem ersten Pumpenteil (24) und dem zweiten Pumpenteil (26) übertragbar ist, das von dem von der Pumpe (22) erzeugten Pumpendruck abhängt, wobei der Pumpe (22) zumindest eine Drucksteuereinrichtung (42) zugeordnet ist, mittels derer ein von der Pumpe (22) geförderter Fluidstrom variabel drosselbar ist, um die Drehgeschwindigkeit des ersten Pumpenteils (24) und des zweiten Pumpenteils (26) relativ zueinander zu variieren.
2. Drehmomentübertragungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass das erste Pumpenteil (24) und das zweite Pumpenteil (26) drehbar angeordnet sind.
3. Drehmomentübertragungseinrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass mittels der Drucksteuereinrichtung (42) die Pumpe (22) hydraulisch blockierbar ist, um das zweiten Pumpenteil (26) mit dem ersten Pumpenteil (24) der Pumpe (22) im Wesentlichen drehfest zu verbinden.
4. Drehmomentübertragungseinrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass mittels der Drucksteuereinrichtung die Pumpe (22) hydraulisch kurzschließbar ist, um das zweite Pumpenteil (26) von dem ersten
Pumpenteil (24) der Pumpe (22) zu entkoppeln.
5. Drehmomentübertragungseinrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass eine den Druckraum und den Saugraum verbindende Kurzschlussleitung (64) der Pumpe (22) entlang des ersten Pumpenteils (24) verläuft.
6. Drehmomentübertragungseinrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Drucksteuereinrichtung (42) ein Steuerventil (V) aufweist, durch welches die Kurzschlussleitung (64) wahlweise zu öffnen oder sperrbar ist.
7. Drehmomentübertragungseinrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drucksteuereinrichtung (42) zumindest ein steuerbares Drosselventil (D, D') umfasst, mittels dessen der von der Pumpe (22) geför- derte Fluidstrom drosselbar ist.
8. Drehmomentübertragungseinrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Druckraum der Pumpe (22) über das Drosselventil (D, D') direkt mit einer Saugleitung (46) der Pumpe (22) koppelbar ist.
9. Drehmomentübertragungseinrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Druckraum (44) der Pumpe (22), das Drosselventil (D') und die Saugleitung (46) der Pumpe (22) an demselben Pumpenteil (24) ausgebildet sind, wobei die direkte Kopplung des Druckraums mit der Saugleitung innerhalb oder entlang dieses Pumpenteils (24) erfolgt.
10. Drehmomentübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Drosselventil (D, D') an dem ersten Pumpenteil (24) angeordnet ist.
11. Drehmomentübertragungseinrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass das Drosselventil (D, D') eine Aktuierungsrichtung aufweist, die senkrecht zu einer Rotationsachse (32) des ersten Pumpenteils (24) verläuft, wobei das Drosselventil (D, D') derart ausgestaltet ist, dass eine bei Rotation des ersten Pumpenteils (24) wirkende Zentrifugalkraft ein Öffnen des Drosselventils (D, D') unterstützt.
12. Drehmomentübertragungseinrichtung nach zumindest einem der
Ansprüche 7 bis 11 , dadurch gekennzeichnet, dass entlang einer Verbindungsstrecke des Druckraums der Pumpe (22) mit einer Saugleitung (46) der Pumpe (22) eine Kühleinrichtung (62) zum Kühlen des mittels des Drosselventils (D, D') gedrosselten hydraulischen Fluids angeordnet ist, wobei die Kühleinrichtung (62) an einem stationären Gehäuse (78) der Drehmomentübertragungseinrichtung angeordnet ist.
13. Drehmomentübertragungseinrichtung nach zumindest einem der Ansprüche 7 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass das Drosselventil (D') eine Eingangsöffnung (HP), eine erste Ausgangsöffnung (R) und eine zweite Ausgangsöffnung (LPO) aufweist, wobei die Eingangsöffnung mit dem Druckraum der Pumpe (HP) in Verbindung steht, wobei die erste Ausgangsöffnung (R) über eine erste Verbindungsleitung, die entlang des ersten Pumpenteils (24) verläuft, direkt mit dem Saugraum (60) der Pumpe (22) in Verbindung steht, und wobei die zweite Ausgangsöffnung (LPO) über eine zweite Verbindungsleitung, die entlang einer Kühleinrichtung (62) verläuft, mit dem Saugraum der Pumpe (22) in Verbindung steht.
14. Drehmomentübertragungseinrichtung nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass das Drosselventil (D') derart ausgestaltet ist, dass die durch die Ausgangsöffnungen (R, LPO) jeweils ausströmenden Anteile des in das Drosselventil (D') einströmenden Hydraulikfluids durch das
Drosselventil (D') steuerbar sind.
15. Drehmomentübertragungseinrichtung nach Anspruch 13 oder 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Kühleinrichtung (62) an einem stationären Gehäuse (78) der Drehmomentübertragungseinrichtung angeordnet ist.
16. Drehmomentübertragungseinrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drucksteuereinrichtung (42) derart ansteuerbar ist, dass ein variabel bestimmbarer Anteil eines Drehmoments zwischen dem ersten Pumpenteil (24) und dem zweiten Pumpenteil (26) übertragbar ist.
17. Drehmomentübertragungseinrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass dass wenigstens eines der Pumpenteile (24, 26) von einem Ringraum
(80) umfänglich umgeben ist, der mit dem hydraulischen Fluid befüllt ist.
18. Drehmomentübertragungseinrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Saugraum (80) einen Ringraum aufweist, der zumindest teilweise durch eine elastische Ringwand begrenzt ist, die eine Volumenänderung des Saugraums (80) in Abhängigkeit des Fluiddrucks im Saugraum (80) ermöglicht.
19. Drehmomentübertragungseinrichtung nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, dass die Ringwand Teil einer Ringhaube (82) ist oder durch eine Ring- haube (82) gebildet ist, die aus Metall ausgeführt ist.
20. Drehmomentübertragungseinrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Pumpenteil (24) der Pumpe (22) einen Eingang der Drehmomentübertragungseinrichtung bildet und das zweite Pumpenteil (26) einen Ausgang der Drehmomentübertragungseinrichtung bildet.
21. Drehmomentübertragungseinrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Pumpe (22) eine Radialkolbenpumpe ist.
22. Drehmomentübertragungseinrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Steuereinheit vorgesehen ist, mittels derer die Drucksteuereinrichtung (42) derart ansteuerbar ist, dass für ein im Wesentlichen vollständiges Übertragen eines Drehmoments zwischen dem ersten Pumpenteil (24) und dem zweiten Pumpenteil (26) der Pumpe (22) die Drucksteuereinrichtung zum hydraulischen Blockieren der Pumpe (22) vollständig geschlossen wird, und dass für ein gegenseitiges Entkoppeln des ersten Pumpenteils (24) und des zweiten Pumpenteils (26) die Drucksteuereinrichtung zum hydraulischen Kurz- schließen der Pumpe (22) vollständig geöffnet wird.
23. Drehmomentübertragungseinrichtung nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, dass die Drucksteuereinrichtung (42) derart ansteuerbar ist, dass zum Erhöhen des zwischen dem ersten Pumpenteil (24) und dem zweiten Pumpenteil (26) übertragenen Drehmoments eine Durchflussrate des Hydraulikfluids durch die Drucksteuereinrichtung verringert wird, und dass zum Verringern des zwischen dem ersten Pumpenteil (24) und dem zweiten Pumpenteil (26) übertragenen Drehmoments die Durchflussrate des Hydraulikfluids durch die Drucksteuereinrichtung erhöht wird.
24. Drehmomentübertragungseinrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Pumpenteil (24) über einen Drehschwingungsdämpfer (20) mit einem Schwungrad (18) verbunden ist.
25. Drehmomentübertragungseinrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Pumpenteil (24) mit einem Ausgangselement (29) einer Antriebseinheit (12) des Kraftfahrzeugs und das zweite Pumpenteil (26) mit einer Eingangswelle (28) eines Hauptgetriebes (14) verbun- den sind.
26. Drehmomentübertragungseinrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Pumpenteil (24) ein Pumpengehäuse der Pumpe (22) ist.
27. Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs mit einer Antriebseinheit (12), einem Hauptgetriebe (14) und einer Drehmomentübertragungseinrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, wobei die Drehmomentübertragungseinrichtung zwischen der Antriebseinheit (12) und dem Hauptgetriebe (14) angeordnet ist.
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