WO2010022967A1 - Antriebssystem für ein kraftfahrzeug - Google Patents

Antriebssystem für ein kraftfahrzeug Download PDF

Info

Publication number
WO2010022967A1
WO2010022967A1 PCT/EP2009/006253 EP2009006253W WO2010022967A1 WO 2010022967 A1 WO2010022967 A1 WO 2010022967A1 EP 2009006253 W EP2009006253 W EP 2009006253W WO 2010022967 A1 WO2010022967 A1 WO 2010022967A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
pressure
switching valve
drive system
pressure chamber
pump
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/EP2009/006253
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Thomas Linortner
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Magna Powertrain GmbH and Co KG
Original Assignee
Magna Powertrain GmbH and Co KG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Magna Powertrain GmbH and Co KG filed Critical Magna Powertrain GmbH and Co KG
Priority to US13/061,129 priority Critical patent/US8602151B2/en
Publication of WO2010022967A1 publication Critical patent/WO2010022967A1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

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
    • F16D43/00—Automatic clutches
    • F16D43/28—Automatic clutches actuated by fluid pressure
    • F16D43/284—Automatic clutches actuated by fluid pressure controlled by angular speed
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K17/00—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles
    • B60K17/34—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles for driving both front and rear wheels, e.g. four wheel drive vehicles
    • B60K17/348—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles for driving both front and rear wheels, e.g. four wheel drive vehicles having differential means for driving one set of wheels, e.g. the front, at one speed and the other set, e.g. the rear, at a different speed
    • B60K17/35—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles for driving both front and rear wheels, e.g. four wheel drive vehicles having differential means for driving one set of wheels, e.g. the front, at one speed and the other set, e.g. the rear, at a different speed including arrangements for suppressing or influencing the power transfer, e.g. viscous clutches

Definitions

  • the invention relates to a drive system for a motor vehicle with a permanently driven primary axis and an optionally driven secondary axis.
  • a torque transmission device which selectively transmits the example provided by an internal combustion engine drive torque to the secondary axis, namely a differential gear which is effective between the wheels of the secondary axis.
  • a torque transmission device may have a clutch - in particular a multi-plate clutch - and a pump responsive to a speed difference between the primary axis and the secondary axis of the vehicle (or between an input element and an output element of the clutch).
  • the pump Upon occurrence of such a speed difference, the pump generates a hydraulic pressure in a pressure space of the clutch (hereinafter referred to as the first pressure space). This pressure allows actuation of the clutch.
  • a pressure increase in the first pressure space caused by a rotational speed difference between the primary axis and the secondary axis thus causes engagement of the clutch and thus an increase in the part of the drive torque transmitted to the secondary axis. Since the connection of the secondary axis or the gradual locking of the clutch helps to reduce the rotational speed difference between the primary axis and the secondary axis again, such an arrangement acts essentially self-regulating. It is also known to hydraulically couple such a torque transmitting device with an actuating member, which allows at least partial locking of said differential gear of the secondary axis. As a result, the traction of the vehicle can be further increased, namely by reducing a speed difference between the wheels of the secondary axis.
  • the said actuator may also be a multi-plate clutch.
  • the actuating member is associated with a pressure chamber, which is referred to below as the second pressure chamber.
  • the first pressure chamber ie the pressure chamber of the coupling of the torque transmission device
  • the second pressure chamber pressure chamber of the actuating member of the differential gear
  • said first pressure chamber can be connected via a discharge line to a low-pressure chamber (for example pump sump).
  • a switching valve is arranged, which can be opened to reduce the pressure in said first pressure chamber (and ultimately also in said second pressure chamber via the connecting line), even if there is a rotational speed difference between the primary axis and the secondary axis.
  • said second pressure chamber may be connected via a further discharge line with the low-pressure chamber in order to reduce the pressure in the second pressure chamber and thereby cancel a previous locking of the differential gear.
  • EP 1 320 470 B1 (corresponding to US Pat. No. 6,776,275 B2) describes a drive system of the aforementioned type. While the known drive systems already allow satisfactory driving characteristics, it is desirable to be able to further simplify the construction of such drive systems and at the same time be able to set different traction characteristics in order to be able to react appropriately to different driving conditions.
  • a drive system with the features of claim 1, and in particular by the fact that a passive pressure reducing organ is arranged in the connecting line between the first pressure chamber and the second pressure chamber, in the first outlet line or in the second outlet line.
  • the first pressure chamber pressure chamber of the clutch
  • the second pressure chamber pressure chamber of the actuating element of the differential gear
  • first and second switching valve respectively.
  • the drive system has a particularly simple structure, since only two simple switching valves are required.
  • a special feature is that in the connecting line between the first pressure chamber and the second pressure chamber, or in said first drain line, or in said second drain line, a pressure-reducing member is arranged.
  • two different characteristics can be set for the coupling of the torque transmission device, ie two different dependencies of the clutch torque (ie the torque transmitted by the clutch) from the speed difference (between the input element and the output element of the torque transmission device).
  • a mean characteristic is obtained, namely, when the hydraulic fluid from the first pressure chamber (pressure chamber of the clutch) is discharged via said pressure-reducing member.
  • the pressure reduction in the first pressure chamber is limited possible.
  • the torque transmission device is thus active. However, only a small part of the drive torque is transmitted to the secondary axis.
  • This operating condition can be adjusted by closing the relevant switching valve (to basically activate the torque transmitting device) and by opening the respective other switching valve (in order to permit a limited pressure reduction via the pressure reduction member for the coupling of the torque transmission device). Due to the open other switching valve, the actuating member of the differential gear is not or only limited activates, depending on whether said pressure reduction member in the connecting line (ie in the flow direction before the actuator) or in one of the two said discharge lines is arranged.
  • a steep clutch characteristic of the torque transmitting device can be adjusted by closing both the first switching valve and the second switching valve, thereby substantially preventing pressure reduction in the hydraulic system (first pressure space and second pressure space).
  • a maximum proportion of the drive torque is transmitted to the secondary axis. Due to the hydraulic coupling of the second pressure chamber with the first pressure chamber is also a maximum locking of the differential gear. As a result, the vehicle is brought into a state of maximum traction.
  • the hydraulic pressure in the second pressure chamber (pressure chamber of the actuating member of the differential gear) is always determined by the pressure in the first pressure chamber (pressure chamber of the clutch) regardless of the switching state of the two switching valves.
  • Another advantage of such a drive system is that due to the said connection line between the first pressure chamber and the second pressure chamber for the actuating member of the differential gear ultimately two drain lines are available.
  • the second pressure chamber is connected to the low-pressure space via the second outlet line (with the second switching valve).
  • a pressure reduction in said second pressure chamber is also possible via the said connection line and subsequently via the first outlet line (with the first switching valve).
  • the possibility of pressure reduction in the actuator of the differential gear is thus designed redundant, which is advantageous in terms of safety.
  • Another advantage consists in the fact that a simple venting of the second pressure chamber (pressure chamber of the actuating member of the differential gear) is possible.
  • the first switching valve is closed, while the second switching valve is open, so that the hydraulic fluid delivered by the pump of the torque transmission device flows via the said connecting line into the second pressure chamber and via the second outlet line the second pressure line. spatially reloaded, wherein the air contained in the second pressure chamber is carried.
  • Said depressurizing member is formed as a passive element, i. without active control of the pressure reduction characteristics. This also results in a particularly simple construction of the drive system.
  • the pressure-reducing member is preferably arranged in the connecting line between the first pressure chamber and the second pressure chamber. This results in increasing pressure build-up in the first pressure chamber (pressure chamber of the clutch) a delayed pressure build-up in the second pressure chamber (pressure chamber of the actuator of the differential gear) when the first switching valve and the second switching valve are closed.
  • first pressure chamber pressure chamber of the clutch
  • second pressure chamber pressure chamber of the actuator of the differential gear
  • the torque transmitting device coupling and the differential gear actuator may also be desirable for the torque transmitting device coupling and the differential gear actuator to be actuated substantially simultaneously upon the occurrence of a rotational speed difference between the primary axis and the secondary axis.
  • the pressure reduction member may be arranged in the first discharge line or in the second discharge line, that is not along the flow path between the first pressure chamber and the second pressure chamber.
  • the second pressure chamber (actuator of the differential lock) is also pressurized when a mean clutch characteristic is set, namely by closing the one switching valve and opening the other switching valve.
  • the differential gear is thereby partially or only locked to a negligible extent.
  • the pressure-reducing member is to be arranged in the connecting line or in the first or second outlet line, this also includes that the pressure-reducing element is provided at the inlet or outlet of the connecting line or the relevant outlet line, in particular at a branching point, at a switching valve or at an inlet or outlet of said second pressure chamber.
  • Said pressure reduction member may be formed for example by a throttle having a constant opening cross section.
  • the pressure-reducing member is a diaphragm with a constant opening cross-section and with a substantially temperature-independent leakage characteristic.
  • the leakage of a diaphragm is generally pressure-dependent.
  • it is important that the leakage rate of the orifice (leakage volume / time) is substantially independent of the temperature of the hydraulic fluid.
  • the temperature dependence of the leakage rate of the pump is relativized when the hydraulic fluid flows through the aperture in the low-pressure chamber (first switching valve closed, second switching valve open).
  • the temperature dependence of said flat clutch characteristic is significantly reduced.
  • ⁇ denotes the resistance number
  • A the area of the opening cross-section
  • p the density of the fluid
  • ⁇ p the pressure difference.
  • the orifice has a leakage rate which approximately corresponds to the leakage rate of the pump at the operating temperature of the hydraulic fluid, that is, when the internal pump leakage is comparatively high.
  • a suitable leakage rate of the orifice is, for example, in the range of about 0.4 to 0.9 l / min (liters / minute) at a pressure difference of about 10 bar.
  • the diaphragm is interchangeable, wherein aperture with different size of the opening cross-section are used to tune the driving dynamics of the vehicle, for example in the sense of a torque transmission to the secondary axis at wheel slip on the primary axis due to high engine power, high lateral acceleration or at other dynamic vehicle movements.
  • the driving dynamics of the vehicle can thus be influenced solely by exchanging the aforementioned diaphragm-with otherwise unchanged drive system. This allows the drive system to easily reach a specific
  • Vehicle model to be adapted For example, in a vehicle with a permanently driven front axle, a smaller orifice size contributes to oversteering drivability because the smaller orifice size corresponds to reduced leakage and thus transmission of an increased amount of drive torque to the secondary axis.
  • a larger diaphragm diameter increased leakage and thus lower pressure in the pressure chamber of the clutch contributes to an understeering driving behavior.
  • the shutter forms an opening channel having an inner diameter in a range of about 0.4 mm to 0.8 mm and a length in a range of about 0.2 mm to 0.5 mm. This results in a function of pressure of the hydraulic fluid, a suitable leakage rate, which is substantially independent of the temperature of the hydraulic fluid.
  • a particularly simple and cost-effective realization of the diaphragm results when it is formed by a bore in a thin disc which is inserted into the flow path of the hydraulic fluid (connecting line or second outlet line) and extends there perpendicular to the flow direction of the hydraulic fluid ,
  • the disk is preferably made of metal, as this can form particularly sharp transitions or edges on the peripheral boundary of the bore to produce the desired turbulent flow.
  • the orifice may be formed by a bore in a bottom portion of a substantially cup-shaped insert inserted in the flow path of the hydraulic fluid.
  • a substantially cup-shaped insert inserted in the flow path of the hydraulic fluid.
  • Such an insert can be made in an advantageous simple and cost-effective manner as a deep-drawn part made of metal, and such an insert can also be easily fastened in a conduit.
  • Said bottom portion extends in this case substantially perpendicular to the flow direction of the hydraulic fluid.
  • the aforementioned disc or the bottom portion of the aforementioned cup-shaped insert may have a thickness of about 0.2 mm to 0.5 mm.
  • Fig. 1 shows a drive train of a motor vehicle.
  • FIGS. 2a to 2c show various embodiments of a drive system with a torque transmission device and a differential gear.
  • Fig. 3 shows a cross-sectional view of a Gero gate pump.
  • Fig. 4 shows that in an embodiment according to Fig. 2a to
  • Fig. 1 shows a schematic representation of a drive train of a motor vehicle.
  • a motor 1 1 drives via a gear unit 13 and a front-axle differential gear (not shown) to two wheels 15 of a front axle 17.
  • the front axle 17 thus forms a primary axis.
  • the motor 11 drives via the gear unit 13, a propeller shaft 19 and a drive system 21 explained in more detail below, two half-shafts 23 and two associated wheels 25 of a rear axle 27.
  • the rear axle 27 in this case forms a secondary axis of the vehicle.
  • An electronic control unit 29 of the vehicle is connected on the input side to four wheel speed sensors 31 which are assigned to the front wheels 15 and the rear wheels 25.
  • the control unit 29 can optionally be connected to other sensors, for example a steering angle sensor, a yaw rate sensor, etc. (not shown). On the output side, the control unit 29 is connected to the drive system 21.
  • the drive system 21 serves to transmit part of the drive torque of the motor 11 to the rear axle 27, in dependence on control signals. len of the control unit 29. If a drive torque is transmitted to the rear axle 27 via the drive system 21, the vehicle is driven allradge.
  • Fig. 2a shows a schematic representation of an embodiment of the drive system 21.
  • the drive system 21 has a torque transmitting device 39 with an input shaft 41 which is rotatably connected to the propeller shaft 19 of FIG. 1 and with a rotatable inner housing 43 of the torque transmitting device 39.
  • the torque transmitting device 39 further has an output shaft 45 which is rotatable relative to the input shaft 41.
  • the input shaft 41 and the output shaft 45 are rotatably supported on a stationary outer casing of the torque transmitting device 39 (not shown).
  • the torque transmission device 39 further has a friction clutch 47 with a plurality of inner disks 49 and a plurality of outer disks 51 in an alternating arrangement.
  • the inner plates 49 are axially displaceable with the output shaft 45, but rotatably connected.
  • the outer disk 51 are axially displaceable with the inner housing 43 (and thus also with the input shaft 41), but rotatably connected.
  • the friction clutch 47 further has an annular, axially displaceable An horrkolben 53, which selectively presses with its front side, the inner disks 49 and the outer disk 51 together to transmit a torque from the input shaft 41 to the output shaft 45.
  • the rear side of the pressure piston 53 faces a first hydraulic pressure chamber 55 of the friction clutch 47.
  • the torque transmission device 39 further has a pump 57.
  • This is driven by a rotational movement of the input shaft 41 and the output shaft 45 relative to each other and in this case generates in the first pressure chamber 55 a hydraulic pressure to the Antik- to move piston 53 in Ein Wegsinn the friction clutch 47.
  • the pump 57 can be any hydraulic pump which responds to a speed difference, in particular a circulation displacer or a displacement displacer.
  • the pump 57 is a Gero gate pump whose structure is explained below with reference to FIG. 3.
  • FIG. 3 shows a cross-sectional view of a gerotor pump 57 according to FIG. 2a.
  • the pump 57 has an internal rotor 59, which is non-rotatably connected to the output shaft 45 according to FIG. 2a and is rotated about an axis A1.
  • the pump 57 has a ring portion 61 which is rotatably connected to the pump housing (not shown) and to the inner housing 43 of the clutch assembly 21 shown in FIG. 2a and accordingly also with the input shaft 41.
  • the ring portion 61 also rotates about the axis Al.
  • the ring portion 61 has a circular recess 63 whose center is offset with respect to the axis of rotation Al.
  • the pump 57 has an external rotor 65, which is rotatably mounted in the recess 63 of the annular portion 61 about an axis A2 and surrounds the inner rotor 59 and is in contact therewith.
  • the inner rotor 59 has an outer toothing
  • the outer rotor 65 has an internal toothing, wherein the number of teeth of the outer rotor 65 is larger by one tooth than the number of teeth of the inner rotor 59th
  • a first connection opening 67 and a second connection opening 69 can be seen, which are formed on a section of the pump housing which is axially offset with respect to the cross-sectional plane shown in FIG.
  • the first connection opening 67 serves as Pump inlet and the second port 69 as a pump outlet, or vice versa.
  • the inner rotor 59 As the inner rotor 59 rotates relative to the ring portion 61 and the port openings 67, 69, the inner rotor 59 delivers hydraulic fluid provided at one of the port openings 67, 69 in the circumferential direction to the other port 69, 67. This is thereon due to the hydraulic fluid being trapped in a gap formed between the inner rotor 59 and the outer rotor 65. Since during the rotation of the inner rotor 5, the volume of this gap changes, the hydraulic fluid is sucked from the one port 67, 69 and ejected into the other port 69 and 67, respectively.
  • the change in the volume of the respective gap during the rotation of the inner rotor 59 is in turn due to the fact that the inner rotor 59 drives the outer rotor 65 to a rotational movement, which set different rotational speeds due to the different numbers of teeth, i. the outer rotor 65 rotating about the axis A2 rotates more slowly than the inner rotor 59.
  • connection openings 67, 69 of the pump 57 explained in connection with FIG. 3 are also shown here.
  • the pump 57 is associated with a suction line 71. This is connected to the two connection openings 67, 69 of the pump 57 via a respective suction-side check valve 73. Contrary to the
  • the suction line 71 is connected via a rotary feedthrough 75 with a pump sump 79.
  • the sump 79 is arranged in the already mentioned stationary outer housing of the torque transmission device 39.
  • the pump 57 is connected via two non-return valves 81 to a pressure line 83. connected, which leads to said first pressure chamber 55 of the friction clutch 47. From the first pressure chamber 55, the hydraulic fluid can flow via an outlet 85 and a further rotary union 87 to the sump 79, as will be explained below.
  • the pump 57 is driven by a rotational movement of the inner rotor 59 relative to the pump housing with ring section 61 (FIG. 3), corresponding to a rotation of the input shaft 41 relative to the output shaft 45 (Fig. 2a).
  • the hydraulic fluid is sucked in via one of the check valves 73 and conveyed via one of the check valves 81 into the first pressure chamber 55 (FIG. 2 a).
  • the pressure piston 53 is moved in the direction of the fins 49, 51 of the friction clutch 47 due to the hydraulic pressure built up in the first pressure chamber 55 in order to increase the frictional engagement with the fins 49, 51 bring.
  • the input shaft 41 and the output shaft 45 are increasingly coupled to each other in an effective rotational manner, so that a drive torque is transmitted from the input shaft 41 via the clutch assembly 21 to the output shaft 45.
  • the torque transmitting device 39 generally acts self-regulating.
  • a differential gear 99 of the rear axle 27 (Fig. 1), which is drivable by the torque transmitting device 39.
  • a bevel gear 101 is provided on the output shaft 45 of the torque transmission device 39, which meshes with a ring gear 103, which is rotatably connected to a basket 105 of the differential gear 99.
  • the differential gear 99 is, for example, a conventional bevel gear differential gear whose output shafts are formed by the two half shafts 23 of the rear axle 27.
  • the differential gear 99 has an actuator 107 which allows at least partial locking of the differential gear 99.
  • the actuating member 107 may have a similar structure as the coupling part of the torque transmitting device 39, ie with a friction clutch 109, a pressure piston 111 and a second pressure chamber 113. If a hydraulic pressure is built up in the second pressure chamber 113, this leads to a movement of the pressure piston 111 such that the friction clutch 109 is actuated.
  • the friction clutch 109 couples the ring gear 103 and the differential carrier 105 increasingly with that half-wave 23 to which the actuator 107 is arranged. As a result, the respective half-wave 23 is ultimately locked relative to the other half-wave 23.
  • the torque transfer device 39 and the differential gear 99 is associated with a common hydraulic actuation system, as will be explained below:
  • the outlet 85 of the first pressure chamber 55 of the torque transfer device 39 leads via the rotary union 87 into a first discharge line 121.
  • At a branching point 125 of the first discharge line 121, with respect to the flow direction of the hydraulic fluid is located in front of the first switching valve 123, branches off a connecting line 127, which leads via a rotary feedthrough 129 to said second pressure chamber 113 of the differential gear 99.
  • a second discharge line 131 also to the sump 79, wherein in the second discharge line 131, a second switching valve 133 is arranged.
  • the second exhaust pipe 131 is formed separately from the connecting pipe 127 and also separately from the first exhaust pipe 121.
  • a passive pressure-reducing member in the form of a diaphragm 135 is arranged in the connecting line 127 between the branching point 125 and the second pressure chamber 113.
  • the aperture 135 has a simple structure with a constant opening cross-section.
  • the first pressure chamber 55 of the torque transmitting device 39 via the first drain line 121 and the branch point 125 is connected to a pressure line 137, which leads to the sump 79.
  • a pressure relief valve 139 is arranged in the pressure line 137.
  • the two switching valves 123, 133 may be simple 2/2-way valves, in particular 2/2-way seat valves, which are biased in the opening direction in each case.
  • the two valves 123, 133 are designed here as solenoid valves, which can be controlled electrically by the control unit 29 (FIG. 1). Alternatively, hydraulically controlled valves can also be used.
  • the two switching valves 123, 133 can be arranged in a stationary housing section of the drive system 21, so that no sliding contacts or the like are required in order to transmit electrical control signals to the valves 123, 133.
  • the mode of operation of the drive system 21 shown in FIG. 2a will be explained below:
  • the control unit 29 evaluates various sensor signals to determine a driving state of the vehicle, as explained in connection with FIG. 1.
  • the control unit 29 opens the first switching valve 123 and the second switching valve 133.
  • the rear axle 27 is thereby substantially decoupled from the drive of the motor vehicle, and the actuating member 107 of the differential gear 99 is opened, ie the two half-shafts 23 of the rear axle 27 are freely rotatable relative to one another.
  • the dependence of the clutch torque M of the friction clutch 47 of the torque transmitting device 39 on the rotational speed difference ⁇ n between the input shaft 41 and the output shaft 45 is determined substantially by drag torques. This results in a very flat clutch characteristic Kl, as shown in Fig. 4.
  • control unit 29 detects the necessity of longitudinal stabilization of the vehicle due to the sensor signals, for example, if a predetermined speed difference between the wheels 15 of the front axle 17 and the wheels 25 of the rear axle 27 is detected, the control unit 29 closes the first shift valve 123, while the second shift valve 133 remains open. As a result, a certain hydraulic pressure is generated in the first pressure chamber 55 of the torque transmission device 39, since the hydraulic fluid can no longer flow out directly into the sump 29 via the switching valve 123. Instead, the hydraulic fluid must now pass through the aperture 135. The backlog caused thereby leads to a pressure increase in the first pressure chamber 55 due to the action of the pump 57.
  • the second switching valve 133 is closed in addition to the first switching valve 123. Since the hydraulic fluid delivered by the pump 57 into the first pressure chamber 55 can thus no longer flow into the sump 79, a maximum hydraulic pressure is generated in the first pressure chamber 55 which corresponds to a strongly progressive characteristic K3 of the friction clutch 47 (cf. Fig. 4). This means that even at low speed differences between the input shaft 41 and the output shaft 45 (or between the front axle 17 and the rear axle 27) a large portion of the drive torque is transmitted to the rear axle 27. The pressure generated in the first pressure chamber 55 is ultimately present in the second pressure chamber 113 of the differential gear 99.
  • the diaphragm 135 in this case causes a delayed pressure build-up in the second pressure chamber 113 and thus a delayed activation of the actuator 107th
  • a particular advantage of the drive system 21 shown is that by using two simple switching valves 123, 133 two Different steep clutch characteristics K2, K3 can be adjusted, at the same time the differential gear 99 of the rear axle 27 is locked if the maximum traction is adjusted in the longitudinal direction.
  • the diaphragm 135 effects an advantageous damping in order to avoid undesired load impacts.
  • a particular advantage of using the diaphragm 135 as a pressure-reducing member is the effect of the diaphragm 135 for temperature compensation.
  • the clutch characteristics K1, K2 and K3 shown in FIG. 4 are shown only in idealized form.
  • the pump 57 has a general internal pump leakage due to design. Due to the temperature dependence of the viscosity of the hydraulic fluid, the leakage rate of the pump 57 is highly temperature-dependent. Accordingly, the pump power is temperature-dependent, resulting in the explained temperature dependence of the clutch characteristics.
  • the desired temperature independence of the leakage rate of orifice 135 is based on the fact that - in particular in the Unlike a throttle - the aperture creates a turbulent flow, so that the volume flow at the relevant temperature ranges here essentially depends only on the pressure of the hydraulic fluid.
  • the resulting temperature dependence of the clutch characteristic curve K2 according to FIG. 4 is reduced to an acceptable level by the provision of a diaphragm 135 as a pressure-reducing element.
  • the switching valves 123, 133 are controlled by the control unit 29 in a pulse-width-modulated manner.
  • the overpressure valve 139 is a passive valve which is provided for safety purposes and has no function with regard to the explained adjustability of different characteristic curves K1, K2 and K3 according to FIG.
  • the orifice 135 can also be arranged at a different position, in particular in the first outlet line 121 (with respect to the flow direction behind the branching point 125 and before or after the first switching valve 123) or in the second outlet line 131 (FIG. with respect to the flow direction behind the actuator 107 and before or after the second switching valve 133).
  • the aperture 135 should with respect to the flow direction of the hydraulic fluid may be located behind the branching point 125 and in front of the sump 79. This is shown in Fig. 2b and 2c, wherein like parts as in Fig. 2a are identified by the same reference numerals.
  • the aperture 135 is arranged in the first outlet line 121 behind the branching point 125.
  • a two-wheel drive is set, as in FIG. 2 a, corresponding to the flat clutch characteristic curve K according to FIG. 4. This is also the case when only the first switching valve 123 is closed.
  • the hydraulic fluid delivered by the pump 57 into the first pressure chamber 55 can no longer flow into the sump 79.
  • a maximum hydraulic pressure is generated in the first pressure chamber 55 and in the second pressure chamber 113, which corresponds to a strongly progressive characteristic curve K3 of the friction clutch 47 (cf., FIG. 4).
  • the actuating member 107 of the differential gear 99 is strongly activated to a corresponding extent in order to at least partially lock the differential gear 99.
  • the actuator 107 of the differential gear 99 is activated in Fig. 2b without delay.
  • Fig. 2c shows an arrangement which corresponds functionally substantially to that of Fig. 2b.
  • the aperture 135 in the second Ahlasslei- 135 is arranged. This makes it possible to set the same operating states as in the embodiment according to FIG. 2b.
  • the adjustment of the average characteristic K2 is performed by closing the first switching valve 123 while the second switching valve 133 is opened.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Transportation (AREA)
  • Arrangement And Driving Of Transmission Devices (AREA)
  • Arrangement And Mounting Of Devices That Control Transmission Of Motive Force (AREA)

Abstract

Ein Antriebssystem für ein Kraftfahrzeug mit einer permanent angetriebenen Primärachse und einer wahlweise angetriebenen Sekundärachse besitzt ein zwischen den Rädern der Sekundärachse wirksames Differentialgetriebe (99) und eine Drehmomentübertragungseinrichtung (39) zum Übertragen eines Antriebsmoments auf das Differentialgetriebe. Die Drehmomentübertragungseinrichtung weist eine Kupplung (47) und eine Pumpe (57) auf, wobei die Pumpe bei Auftreten einer Drehzahldifferenz zwischen der Primärachse und der Sekundärachse einen hydraulischen Druck in einem ersten Druckraum (55) der Kupplung erzeugt. Der erste Druckraum ist über eine Verbindungsleitung (127) mit einem zweiten Druckraum (113) verbunden, der einem Betätigungsorgan (107) des Differentialgetriebes zugeordnet ist, so dass der von der Pumpe erzeugte Druck auch ein zumindest teilweises Sperren des Differentialgetriebes ermöglicht. Der erste Druckraum ist mit einem Niederdruckraum (79) über eine erste Ablassleitung (121) verbunden, in der ein erstes Schaltventil (123) angeordnet ist. Der zweite Druckraum ist mit dem Niederdruckraum (79) über eine zweite Ablassleitung (131) verbunden, in der ein zweites Schaltventil (133) angeordnet ist. Ein Druckverminderungsorgan (135) ist in der Verbindungsleitung zwischen dem ersten Druckraum und dem zweiten Druckraum, in der ersten Ablassleitung oder in der zweiten Ablassleitung angeordnet.

Description

Antriebssystem für ein Kraftfahrzeug
Die Erfindung betrifft ein Antriebssystem für ein Kraftfahrzeug mit einer permanent angetriebenen Primärachse und einer wahlweise angetriebenen Sekundärachse.
Hierzu ist es bekannt, eine Drehmomentübertragungseinrichtung vorzusehen, die das beispielsweise von einem Verbrennungsmotor bereitgestellte Antriebsmoment wahlweise auf die Sekundärachse überträgt, nämlich auf ein Differentialgetriebe, das zwischen den Rädern der Sekundärachse wirksam ist. Eine solche Drehmomentübertragungseinrichtung kann eine Kupplung - insbesondere eine Lamellenkupplung - und eine Pumpe aufweisen, die auf eine Drehzahldifferenz zwischen der Primärachse und der Sekundärachse des Fahrzeugs (bzw. zwischen einem Eingangselement und einem Ausgangselement der Kupplung) anspricht. Bei Auftreten einer solchen Drehzahldifferenz erzeugt die Pumpe einen hydraulischen Druck in einem Druckraum der Kupplung (nachfolgend als der erste Druckraum bezeichnet). Dieser Druck ermöglicht eine Betätigung der Kupplung. Ein durch eine Drehzahldifferenz zwischen der Primärachse und der Sekundärachse verursachter Druckanstieg in dem genannten ersten Druckraum bewirkt also ein Einrücken der Kupplung und somit eine Erhöhung des auf die Sekundärachse übertragenen Teils des Antriebsmoments. Da das Zuschalten der Sekundärachse bzw. das allmähliche Sperren der Kupplung dazu beiträgt, die Drehzahldifferenz zwischen der Primärachse und der Sekundärachse wieder zu verringern, wirkt eine derartige Anordnung im Wesentlichen selbstregelnd. Es ist ferner bekannt, eine derartige Drehmomentübertragungseinrichtung mit einem Betätigungsorgan hydraulisch zu koppeln, welches ein zumindest teilweises Sperren des genannten Differentialgetriebes der Sekundärachse ermöglicht. Hierdurch kann die Traktion des Fahrzeugs noch weiter erhöht werden, nämlich durch das Vermindern einer Drehzahldifferenz zwischen den Rädern der Sekundärachse. Bei dem genannten Betätigungsorgan kann es sich ebenfalls um eine Lamellenkupplung handeln. Dem Betätigungsorgan ist ein Druckraum zugeordnet, der nachfolgend als der zweite Druckraum bezeichnet wird. Der erste Druckraum (also der Druckraum der Kupplung der Drehmomentübertragungseinrichtung) und der zweite Druckraum (Druckraum des Betätigungsorgans des Differentialgetriebes) sind über eine Verbindungsleitung hydraulisch gekoppelt.
Um einen automatischen Allrad-Antrieb deaktivieren zu können, beispielsweise im Falle eines Eingriffs einer übergeordneten Fahrdynamikre- gelungseinrichtung oder aus Komfortgründen, kann der genannte erste Druckraum über eine Ablassleitung mit einem Niederdruckraum (z.B. Pumpensumpf) verbunden sein. In dieser Ablassleitung ist ein Schaltventil angeordnet, das geöffnet werden kann, um den Druck in dem genannten ersten Druckraum (und über die Verbindungsleitung letztlich auch in dem genannten zweiten Druckraum) zu verringern, selbst wenn eine Drehzahldifferenz zwischen der Primärachse und der Sekundärachse vorliegt. Auch der genannte zweite Druckraum kann über eine weitere Ablassleitung mit dem Niederdruckraum verbunden sein, um den Druck in dem zweiten Druckraum verringern zu können und hierdurch ein vorheriges Sperren des Differentialgetriebes aufzuheben.
Die EP 1 320 470 Bl (entsprechend US 6 776 275 B2) beschreibt ein An- triebssystem der vorgenannten Art. Während die bekannten Antriebssysteme bereits zufrieden stellende Fahreigenschaften ermöglichen, ist es wünschenswert, den Aufbau derartiger Antriebssysteme noch weiter zu vereinfachen und zugleich verschiedene Traktionseigenschaften einstellen zu können, um angemessen auf unterschiedliche Fahrbedingungen reagieren zu können.
Es ist eine Aufgabe der Erfindung, ein Antriebssystem zu schaffen, das bei einem einfachen Aufbau das Einstellen unterschiedlicher Traktionseigen- Schäften gestattet.
Diese Aufgabe wird durch ein Antriebssystem mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst, und insbesondere dadurch, dass ein passives Druckverminderungsorgan in der Verbindungsleitung zwischen dem ersten Druckraum und dem zweiten Druckraum, in der ersten Ablassleitung oder in der zweiten Ablassleitung angeordnet ist.
Bei dem erfindungsgemäßen Antriebssystem ist also der erste Druckraum (Druckraum der Kupplung) über eine erste Ablassleitung mit dem Nieder- druckraum verbunden, und auch der zweite Druckraum (Druckraum des Betätigungsorgans des Differentialgetriebes) ist über eine eigene, zweite Ablassleitung mit dem Niederdruckraum verbunden. In jeder dieser beiden Ablassleitungen, und zwar in einem von der genannten Verbindungsleitung separaten Abschnitt, ist ein jeweiliges Schaltventil vorgesehen (erstes bzw. zweites Schaltventil). Hierdurch ist eine besonders einfache und robuste Steuerung des Antriebssystems möglich, um einen automatischen Allrad-Antrieb zu aktivieren oder zu deaktivieren, und um bei aktiviertem Allrad-Antrieb zwei unterschiedliche Traktionseigenschaften einstellen zu können. Mittels eines der beiden Schaltventile kann nämlich die Längsmomentenverteilung mittels Kupplung aktiviert werden. Falls die Kupplung aktiviert ist, kann mittels des anderen Schaltventils die Kupplungskennlinie eingestellt werden und/oder das Betätigungsorgan des Differentialgetriebes aktiviert werden, um das Differentialgetriebe zumindest teilweise zu sperren.
Das Antriebssystem besitzt einen besonders einfachen Aufbau, da lediglich zwei einfache Schaltventile erforderlich sind.
Eine Besonderheit besteht darin, dass in der Verbindungsleitung zwischen dem ersten Druckraum und dem zweiten Druckraum, oder in der genannten ersten Ablassleitung, oder in der genannten zweiten Ablassleitung ein Druckverminderungsorgan angeordnet ist. Hierdurch können für die Kupplung der Drehmomentübertragungseinrichtung zwei unterschiedliche Kennlinien eingestellt werden, also zwei unterschiedliche Abhängigkeiten des Kupplungsmoments (also des von der Kupplung übertragenen Drehmoments) von der Drehzahldifferenz (zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement der Drehmomentübertragungseinrichtung) . Eine mittlere Kennlinie ergibt sich nämlich, wenn das hydraulische Fluid aus dem ersten Druckraum (Druckraum der Kupplung) über das genannte Druckverminderungsorgan abgelassen wird. Der Druckabbau in dem ersten Druckraum ist hierbei nur eingeschränkt möglich. Die Drehmomentübertragungseinrichtung ist somit aktiv. Es wird jedoch nur ein geringer Teil des Antriebsmoments auf die Sekundärachse übertragen. Dieser Betriebszustand lässt sich einstellen, indem das betreffende Schaltventil geschlossen wird (um die Drehmomentübertragungseinrichtung grundsätzlich zu aktivieren) und indem das jeweilige andere Schaltventil geöffnet wird (um für die Kupplung der Drehmomentübertragungseinrichtung einen eingeschränkten Druckabbau über das Druckverminderungsorgan zu ermöglichen). Aufgrund des geöffneten anderen Schaltventils wird das Betätigungsorgan des Differentialgetriebes nicht oder ebenfalls nur einge- schränkt aktiviert, je nachdem, ob das genannte Druckverminderungsorgan in der Verbindungsleitung (also in Strömungsrichtung vor dem Betätigungsorgan) oder in einer der beiden genannten Ablassleitungen angeordnet ist.
Eine steile Kupplungskennlinie der Drehmomentübertragungseinrichtung lässt sich hingegen einstellen, indem sowohl das erste Schaltventil als auch das zweite Schaltventil geschlossen werden, um hierdurch einen Druckabbau in dem hydraulischen System (erster Druckraum und zweiter Druckraum) im Wesentlichen zu verhindern. Hierdurch wird ein maximaler Anteil des Antriebsmoments auf die Sekundärachse übertragen. Aufgrund der hydraulischen Kopplung des zweiten Druckraums mit dem ersten Druckraum erfolgt auch ein maximales Sperren des Differentialgetriebes. Hierdurch wird das Fahrzeug also in einen Zustand maximaler Traktion gebracht.
Um die beiden vorstehend erläuterten unterschiedlichen Traktionseigenschaften einzustellen, ist lediglich eine Ansteuerung der beiden genannten Schaltventile erforderlich, so dass sich eine besonders einfache Steuerung ergibt. Insbesondere kann zwischen den verschiedenen Kupplungskennlinien durch einfaches EIN/AUS-Schalten der Schaltventile gewechselt werden.
Aufgrund der Einstellbarkeit zweier unterschiedlicher Traktionseigen- schaften des Antriebssystems ist auch ein weicher Übergang auf die erläuterte maximale Traktion möglich, nämlich indem bei einem Wechsel zwischen deaktivierter Drehmomentübertragungseinrichtung (erstes und zweites Schaltventil geöffnet) und maximaler Traktion (erstes und zweites Schaltventil geschlossen) zwischenzeitlich die erläuterte mittiere Kupp- lungskennlinie eingestellt wird (ein Schaltventil geschlossen, das andere Schaltventil geöffnet). Das Druckverminderungsorgan hat hierbei eine dämpfende Wirkung.
Da die Schaltventile in den Ablassleitungen außerhalb der genannten Verbindungsleitung angeordnet sind, ist der hydraulische Druck in dem zweiten Druckraum (Druckraum des Betätigungsorgans des Differentialgetriebes) unabhängig von dem Schaltzustand der beiden Schaltventile stets durch den Druck in dem ersten Druckraum (Druckraum der Kupplung) vorgegeben.
Ein weiterer Vorteil eines solchen Antriebssystems besteht darin, dass aufgrund der genannten Verbindungsleitung zwischen dem ersten Druckraum und dem zweiten Druckraum für das Betätigungsorgan des Differentialgetriebes letztlich zwei Ablassleitungen zur Verfügung stehen. Zum einen ist der zweite Druckraum nämlich über die genannte zweite Ablassleitung (mit dem zweiten Schaltventil) mit dem Niederdruckraum verbunden. Zum anderen ist ein Druckabbau in dem genannten zweiten Druckraum auch über die genannte Verbindungsleitung und hieran anschließend über die erste Ablassleitung (mit dem ersten Schaltventil) möglich. Die Möglichkeit eines Druckabbaus in dem Betätigungsorgan des Differentialgetriebes ist somit redundant ausgelegt, was unter Sicherheitsaspekten von Vorteil ist.
Ein weiterer Vorteil besteht auch darin, dass ein einfaches Entlüften des zweiten Druckraums (Druckraum des Betätigungsorgans des Differentialgetriebes) möglich ist. Hierfür wird das erste Schaltventil geschlossen, während das zweite Schaltventil geöffnet ist, so dass das von der Pumpe der Drehmomentübertragungseinrichtung geförderte hydraulische Fluid über die genannte Verbindungsleitung in den zweiten Druckraum ein- strömt und über die genannte zweite Ablassleitung den zweiten Druck- räum wieder verläset, wobei die in dem zweiten Druckraum enthaltene Luft mitgeführt wird.
Das genannte Druckverminderungsorgan ist als ein passives Element ausgebildet, d.h. ohne aktive Steuerung der Druckverminderungseigenschaften. Auch hierdurch ergibt sich ein besonders einfacher Aufbau des Antriebssystems.
Das Druckverminderungsorgan ist vorzugsweise in der Verbindungslei- tung zwischen dem ersten Druckraum und dem zweiten Druckraum angeordnet. Hierdurch ergibt sich bei zunehmendem Druckaufbau in dem ersten Druckraum (Druckraum der Kupplung) ein verzögerter Druckaufbau in dem zweiten Druckraum (Druckraum des Betätigungsorgans des Differentialgetriebes), wenn das erste Schaltventil und das zweite Schalt- ventil geschlossen sind. Somit wird also erreicht, dass zunächst ein zunehmender Anteil des Antriebsmoments auf die Sekundärachse übertragen wird, während erst mit einer gewissen zeitlichen Verzögerung das Differentialgetriebe der Sekundärachse gesperrt wird. In diesem Fall ist die Differentialsperre deaktiviert, wenn das zweite Schaltventil geöffnet ist.
Für manche Anwendungen kann es jedoch auch wünschenswert sein, dass die Kupplung der Drehmomentübertragungseinrichtung und das Betätigungsorgan des Differentialgetriebes bei Auftreten einer Drehzahldifferenz zwischen der Primärachse und der Sekundärachse im Wesentlichen gleichzeitig betätigt werden. In diesem Fall kann das Druckverminderungsorgan in der ersten Ablassleitung oder in der zweiten Ablassleitung angeordnet sein, also nicht entlang des Strömungsweges zwischen dem ersten Druckraum und dem zweiten Druckraum. In diesem Fall wird der zweite Druckraum (Betätigungsorgan der Differentialsperre) auch druck- beaufschlagt, wenn eine mittlere Kupplungskennlinie eingestellt wird, nämlich durch Schließen des einen Schaltventils und Öffnen des anderen Schaltventils. Je nach Auslegung (beispielsweise der Ausrückfedern des Betätigungsorgans) wird das Differentialgetriebe hierdurch teilweise oder lediglich in vernachlässigbarem Umfang gesperrt.
Sofern im Zusammenhang mit der Erfindung ausgeführt ist, dass das Druckverminderungsorgan in der Verbindungsleitung oder in der ersten oder zweiten Ablassleitung angeordnet sein soll, so schließt dies auch ein, dass das Druckverminderungsorgan am Eingang oder Ausgang der Ver- bindungsleitung oder der betreffenden Ablassleitung vorgesehen ist, insbesondere an einer Abzweigungs stelle, an einem Schaltventil oder an einem Einlass oder Auslass des genannten zweiten Druckraums.
Das genannte Druckverminderungsorgan kann beispielsweise durch eine Drossel mit einem konstanten Öffnungsquerschnitt gebildet sein. Gemäß einer besonders vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung handelt es sich bei dem Druckverminderungsorgan jedoch um eine Blende mit einem konstanten Öffnungsquerschnitt und mit einer im Wesentlichen temperaturunabhängigen Leckagecharakteristik. Die Leckage einer Blende ist zwar generell druckabhängig. Wichtig ist jedoch, dass die Leckagerate der Blende (Leckagevolumen/Zeit) im Wesentlichen unabhängig ist von der Temperatur des hydraulischen Fluids. Hierdurch wird nämlich die Temperaturabhängigkeit der Leckagerate der Pumpe relativiert, wenn das hydraulische Fluid durch die Blende in den Niederdruckraum abfließt (erstes Schaltventil geschlossen, zweites Schaltventil geöffnet). Somit ist die Temperaturabhängigkeit der genannten flachen Kupplungskennlinie deutlich verringert.
Die erwünschte Unabhängigkeit der Leckagerate von der Temperatur wird also dadurch erzielt, dass als Druckverminderungsorgan eine Blende (ori- fice) vorgesehen ist. Diese erlaubt - im Unterschied beispielsweise zu einem Drosselventil (throttle) - lediglich eine turbulente Strömung des durch die Blende tretenden hydraulischen Fluids, so dass der Strömungswiderstand praktisch kaum temperaturabhängig ist.
So berechnet sich die Durchflussrate Q (= Volumen pro Zeit, ΔV/Δt) einer turbulenten Strömung durch eine Blende wie folgt:
Figure imgf000011_0001
Hierbei bezeichnen α die Widerstandszahl, A die Fläche des Öffnungsquerschnitts, p die Dichte des Fluids und Δp den Druckunterschied. Die Widerstandszahl α ist eine dimensionslose Konstante, die lediglich von der Geometrie der Blende abhängt. Sie beträgt für eine scharfe Blende ca. 0,6. Dies entspricht einem Widerstandskoeffizient (resistance coeffϊcient) ζ = 1/α2 von ca. 2,7 bis 2,8.
Demgegenüber beträgt die Durchflussrate Q einer Drossel im Modell einer laminaren Strömung durch ein Rohr gemäß dem Hagen-Poiseuille-Gesetz:
Q = ^-Ap
Hierbei bezeichnen r den Radius des Öffnungsquerschnitts, η die dynamische Viskosität des Fluids, 1 die Länge des Rohrs bzw. der Drossel und Δp den Druckunterschied. Da die dynamische Viskosität η der üblicherweise verwendeten hydraulischen Fluide temperaturabhängig ist, ist auch die Durchflussrate Q einer Drossel temperaturabhängig. Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform besitzt die Blende eine Leckagerate, die ungefähr der Leckagerate der Pumpe bei Betriebstemperatur des hydraulischen Fluids entspricht, also wenn die innere Pumpenleckage vergleichsweise hoch ist. Hierdurch wird die Temperaturabhängigkeit der Pumpenleckage und somit die Temperaturabhängigkeit der Kupplungskennlinie bereits deutlich verringert. Eine geeignete Leckagerate der Blende liegt beispielsweise in dem Bereich von ca. 0,4 bis 0,9 l/min (Liter/Minute) bei einem Druckunterschied von ca. 10 bar.
Gemäß einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform ist die Blende austauschbar, wobei Blenden mit unterschiedlicher Größe des Öffnungsquerschnitts dazu verwendet werden, die Fahrdynamik des Fahrzeugs abzustimmen, beispielsweise im Sinne einer Momentenübertragung an die Sekundärachse bei Radschlupf an der Primärachse aufgrund von hoher Motorleistung, bei hoher Querbeschleunigung oder bei sonstigen dynamischen Fahrzeugbewegungen. Mit anderen Worten kann somit allein durch Austauschen der genannten Blende - bei ansonsten unverändertem Antriebssystem - die Fahrdynamik des Fahrzeugs beeinflusst werden. Hier- durch kann das Antriebssystem auf einfache Weise an ein bestimmtes
Fahrzeugmodell adaptiert werden. Zum Beispiel trägt bei einem Fahrzeug mit permanent angetriebener Vorderachse eine geringere Blendengröße zu einem übersteuernden Fahrverhalten bei, da die geringere Blendengröße einer reduzierten Leckage und somit einer Übertragung eines erhöhten Anteils des Antriebsmoments auf die Sekundärachse entspricht. Ein größerer Blendendurchmesser hingegen (erhöhte Leckage und somit geringerer Druck im Druckraum der Kupplung) trägt zu einem untersteuernden Fahrverhalten bei. Es ist ferner bevorzugt, wenn die Blende einen Öffnungskanal bildet, der einen Innendurchmesser in einem Bereich von ca. 0,4 mm bis 0,8 mm und eine Länge in einem Bereich von ca. 0,2 mm bis 0,5 mm besitzt. Hierdurch ergibt sich in Abhängigkeit von Druck des hydraulischen Fluids eine geeignete Leckagerate, die im Wesentlichen unabhängig von der Temperatur des hydraulischen Fluids ist.
Eine besonders einfache und kostengünstige Realisierung der Blende ergibt sich, wenn diese durch eine Bohrung in einer dünnen Scheibe gebil- det ist, die in den Strömungsweg des hydraulischen Fluids (Verbindungsleitung oder zweite Ablassleitung) eingesetzt ist und sich dort senkrecht zur Strömungsrichtung des hydraulischen Fluids erstreckt. Die Scheibe ist vorzugsweise aus Metall gefertigt, da sich hierdurch besonders scharfe Übergänge oder Kanten an der umfänglichen Begrenzung der Bohrung ausbilden lassen, um die erwünschte turbulente Strömung zu erzeugen.
Alternativ hierzu kann die Blende durch eine Bohrung in einem Bodenabschnitt eines im Wesentlichen becherförmigen Einsatzes gebildet sein, der in den Strömungsweg des hydraulischen Fluids eingesetzt ist. Ein solcher Einsatz kann in vorteilhaft einfacher und kostengünstiger Weise als ein Tiefziehteil aus Metall gefertigt sein, und ein solcher Einsatz lässt sich auch leicht in einer Leitung befestigen. Der genannte Bodenabschnitt erstreckt sich hierbei im Wesentlichen senkrecht zur Strömungsrichtung des hydraulischen Fluids.
Die vorgenannte Scheibe oder der Bodenabschnitt des vorgenannten becherförmigen Einsatzes kann eine Dicke von ca. 0,2 mm bis 0,5 mm aufweisen. Die Erfindung wird nachfolgend lediglich beispielhaft unter Bezugnahme auf die Zeichnungen erläutert.
Fig. 1 zeigt einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs.
Fig. 2a bis 2c zeigen verschiedene Ausführungsformen eines Antriebssystems mit einer Drehmomentübertragungseinrichtung und einem Differentialgetriebe.
Fig. 3 zeigt eine Querschnittsansicht einer Gero tor- Pumpe.
Fig. 4 zeigt die bei einer Ausführungsform gemäß Fig. 2a bis
2c einstellbaren Kupplungskennlinien.
Fig. 1 zeigt in einer schematischen Darstellung einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs. Ein Motor 1 1 treibt über eine Getriebeeinheit 13 und ein Vorderachs-Differentialgetriebe (nicht gezeigt) zwei Räder 15 einer Vorderachse 17 an. Die Vorderachse 17 bildet somit eine Primärachse. Außerdem treibt der Motor 11 über die Getriebeeinheit 13, eine Kardanwelle 19 und ein nachfolgend noch näher erläutertes Antriebssystem 21 zwei Halbwellen 23 bzw. zwei zugeordnete Räder 25 einer Hinterachse 27 an. Die Hinterachse 27 bildet hierbei eine Sekundärachse des Fahrzeugs. Eine elektronische Steuereinheit 29 des Fahrzeugs ist eingangsseitig mit vier Raddrehzahlsensoren 31 verbunden, die den Vorderrädern 15 und den Hinterrädern 25 zugeordnet sind. Die Steuereinheit 29 kann optional mit weiteren Sensoren, beispielsweise einem Lenkwinkelsensor, einem Gierratensensor etc. verbunden sein (nicht dargestellt). Ausgangs seitig ist die Steuereinheit 29 mit dem Antriebssystem 21 verbunden. Das Antriebssystem 21 dient dazu, einen Teil des Antriebsmoments des Motors 11 auf die Hinterachse 27 zu übertragen, und zwar in Abhängigkeit von Steuersigna- len der Steuereinheit 29. Sofern über das Antriebssystem 21 ein Antriebsmoment auf die Hinterachse 27 übertragen wird, ist das Fahrzeug allradge trieben .
Fig. 2a zeigt in schematischer Darstellung ein Ausführungsbeispiel des Antriebssystems 21. Das Antriebssystem 21 besitzt eine Drehmomentübertragungseinrichtung 39 mit einer Eingangswelle 41 , die mit der Kardanwelle 19 gemäß Fig. 1 und mit einem drehbaren Innengehäuse 43 der Drehmomentübertragungseinrichtung 39 drehfest verbunden ist. Die Drehmomentübertragungseinrichtung 39 besitzt ferner eine Ausgangswelle 45, die relativ zu der Eingangswelle 41 verdrehbar ist. Die Eingangswelle 41 und die Ausgangswelle 45 sind an einem stationären Außengehäuse der Drehmomentübertragungseinrichtung 39 (nicht gezeigt) drehbar gelagert. Die Drehmomentübertragungseinrichtung 39 besitzt ferner eine Rei- bungskupplung 47 mit mehreren Innenlamellen 49 und mehreren Außenlamellen 51 in einer alternierenden Anordnung. Die Innenlamellen 49 sind mit der Ausgangswelle 45 axial verschiebbar, jedoch drehfest verbunden. Die Außenlamellen 51 sind mit dem Innengehäuse 43 (und somit auch mit der Eingangswelle 41) axial verschiebbar, jedoch drehfest verbunden. Die Reibungskupplung 47 besitzt ferner einen ringförmigen, axial verschiebbaren Andruckkolben 53, der mit seiner Vorderseite wahlweise die Innenlamellen 49 und die Außenlamellen 51 aneinander presst, um ein Drehmoment von der Eingangswelle 41 auf die Ausgangswelle 45 zu übertragen. Die Rückseite des Andruckkolbens 53 ist einem ersten hydrauli- sehen Druckraum 55 der Reibungskupplung 47 zugewandt.
Die Drehmomentübertragungseinrichtung 39 besitzt ferner eine Pumpe 57. Diese wird durch eine Drehbewegung der Eingangswelle 41 und der Ausgangswelle 45 relativ zueinander angetrieben und erzeugt hierbei in dem ersten Druckraum 55 einen hydraulischen Druck, um den Andruck- kolben 53 im Einrücksinn der Reibungskupplung 47 zu bewegen. Bei der Pumpe 57 kann es sich grundsätzlich um eine beliebige auf eine Drehzahldifferenz ansprechende hydraulische Pumpe handeln, insbesondere um einen Umlaufverdränger oder einen Hubverdränger. Bevorzugt handelt es sich bei der Pumpe 57 um eine Gero tor- Pumpe, deren Aufbau nachfolgend anhand von Fig. 3 erläutert wird.
Fig. 3 zeigt eine Querschnittsansicht einer Gerotor-Pumpe 57 gemäß Fig. 2a. Die Pumpe 57 besitzt einen Innenläufer 59, der mit der Aus- gangswelle 45 gemäß Fig. 2a drehfest verbunden ist und um eine Achse Al rotiert. Ferner besitzt die Pumpe 57 einen Ringabschnitt 61, der mit dem Pumpengehäuse (nicht gezeigt) sowie mit dem Innengehäuse 43 der Kupplungsanordnung 21 gemäß Fig. 2a und dementsprechend auch mit der Eingangswelle 41 drehfest verbunden ist. Der Ringabschnitt 61 rotiert dabei ebenfalls um die Achse Al. Der Ringabschnitt 61 besitzt eine kreisrunde Ausnehmung 63, deren Mittelpunkt bezüglich der Drehachse Al versetzt ist. Außerdem besitzt die Pumpe 57 einen Außenläufer 65, der in der Ausnehmung 63 des Ringabschnitts 61 um eine Achse A2 drehbar gelagert ist und der den Innenläufer 59 umgibt und mit diesem in Berüh- rung steht. Der Innenläufer 59 besitzt eine Außenverzahnung, und der Außenläufer 65 besitzt eine Innenverzahnung, wobei die Zähnezahl des Außenläufers 65 um einen Zahn größer ist als die Zähnezahl des Innenläufers 59.
Außerdem sind in Fig. 3 eine erste Anschlussöffnung 67 und eine zweite Anschlussöffnung 69 zu erkennen, die an einem Abschnitt des Pumpengehäuses ausgebildet sind, der bezüglich der in Fig. 3 gezeigten Querschnittsebene axial versetzt ist. Je nach Drehsinn des Innenläufers 59 relativ zu dem Ringabschnitt 61 dient die erste Anschlussöffnung 67 als Pumpeneinlass und die zweite Anschlussöffnung 69 als Pumpenauslass, oder umgekehrt.
Sofern sich der Innenläufer 59 relativ zu dem Ringabschnitt 61 und den Anschlussöffnungen 67, 69 dreht, fördert der Innenläufer 59 hydraulisches Fluid, das an einer der Anschlussöffnungen 67, 69 bereitgestellt wird, in Umfangsrichtung zu der anderen Anschlussöffnung 69 bzw. 67. Dies ist darauf zurückzuführen, dass das hydraulische Fluid in einem Spalt eingeschlossen wird, der zwischen dem Innenläufer 59 und dem Außenläufer 65 gebildet wird. Da sich während der Rotation des Innenläufers 5 das Volumen dieses Spalts ändert, wird das hydraulische Fluid aus der einen Anschlussöffnung 67, 69 angesaugt und in die andere Anschlussöffnung 69 bzw. 67 ausgestoßen. Die Änderung des Volumens des jeweiligen Spalts während der Rotation des Innenläufers 59 ist wiederum darauf zurückzuführen, dass der Innenläufer 59 den Außenläufer 65 zu einer Drehbewegung antreibt, wobei sich aufgrund der unterschiedlichen Zähnezahlen verschiedene Drehgeschwindigkeiten einstellen, d.h. der um die Achse A2 rotierende Außenläufer 65 dreht sich langsamer als der Innenläufer 59.
Wiederum Bezug nehmend auf die Fig. 2a, so sind auch hier die im Zusammenhang mit der Fig. 3 erläuterten Anschlussöffnungen 67, 69 der Pumpe 57 gezeigt. Der Pumpe 57 ist eine Saugleitung 71 zugeordnet. Diese ist mit den beiden Anschlussöffnungen 67, 69 der Pumpe 57 über ein jeweiliges saugseitiges Rückschlagventil 73 verbunden. Entgegen der
Strömungsrichtung des hydraulischen Fluids ist die Saugleitung 71 über eine Drehdurchführung 75 mit einem Pumpensumpf 79 verbunden. Der Sumpf 79 ist in dem bereits genannten stationären Außengehäuse der Drehmomentübertragungseinrichtung 39 angeordnet. Druckseitig ist die Pumpe 57 über zwei Rückschlagventile 81 mit einer Druckleitung 83 ver- bunden, die zu dem genannten ersten Druckraum 55 der Reibungskupplung 47 führt. Von dem ersten Druckraum 55 kann das hydraulische Fluid über einen Auslass 85 und eine weitere Drehdurchführung 87 zu dem Sumpf 79 strömen, wie nachfolgend noch erläutert wird.
Nachstehend wird jedoch zunächst die grundsätzliche Funktionsweise der Drehmomentübertragungseinrichtung 39 erläutert: Die Pumpe 57 wird durch eine Drehbewegung des Innenläufers 59 relativ zu dem Pumpengehäuse mit Ringabschnitt 61 angetrieben (Fig. 3) , entsprechend einer Ro ta- tion der Eingangswelle 41 relativ zu der Ausgangswelle 45 (Fig. 2a). Bezogen auf die Fig. 1 bedeutet dies, dass die Pumpe 57 hydraulisches Fluid fördert, wenn eine Drehzahldifferenz zwischen den Rädern 15 der Vorderachse 17 einerseits und den Rädern 25 der Hinterachse 27 andererseits vorliegt. Je nachdem, ob die Eingangswelle 41 schneller oder langsamer rotiert als die Ausgangswelle 45, wird das hydraulische Fluid über eines der Rückschlagventile 73 angesaugt und über eines der Rückschlagventile 81 in den ersten Druckraum 55 gefördert (Fig. 2a). Sofern der Auslass 85 des ersten Druckraums 55 geschlossen ist, wird aufgrund des in dem ersten Druckraum 55 aufgebauten hydraulischen Drucks der Andruck- kolben 53 in Richtung der Lamellen 49, 51 der Reibungskupplung 47 verfahren, um die Lamellen 49, 51 in zunehmenden Reibschluss miteinander zu bringen. Hierdurch werden die Eingangswelle 41 und die Ausgangswelle 45 in zunehmendem Maße miteinander drehwirksam gekoppelt, so dass ein Antriebsmoment von der Eingangswelle 41 über die Kupplungsanordnung 21 auf die Ausgangswelle 45 übertragen wird. Dies bedeutet letztlich eine stärkere Kopplung der Hinterachse 27 mit der Vorderachse 17 (Fig. 1), was wiederum zu einer Verringerung der Drehzahldifferenz beiträgt. Somit wirkt die Drehmomentübertragungseinrichtung 39 generell selbstregelnd. Das in Fig. 2a gezeigte Antriebssystem 21 besitzt ferner ein Differentialgetriebe 99 der Hinterachse 27 (Fig. 1), welches von der Drehmomentübertragungseinrichtung 39 antreibbar ist. Hierfür ist an der Ausgangswelle 45 der Drehmomentübertragungseinrichtung 39 ein Kegelrad 101 vorge- sehen, das mit einem Tellerrad 103 kämmt, welches mit einem Korb 105 des Differentialgetriebes 99 drehfest verbunden ist. Bei dem Differentialgetriebe 99 handelt es sich beispielsweise um ein übliches Kegelrad- Differentialgetriebe, dessen Abtriebswellen durch die beiden Halbwellen 23 der Hinterachse 27 gebildet sind.
Das Differentialgetriebe 99 besitzt ein Betätigungsorgan 107, das ein zumindest teilweises Sperren des Differentialgetriebes 99 ermöglicht. Das Betätigungsorgan 107 kann einen ähnlichen Aufbau besitzen wie der Kupplungsteil der Drehmomentübertragungseinrichtung 39, also mit einer Reibungskupplung 109, einem Andruckkolben 111 und einem zweiten Druckraum 113. Falls in dem zweiten Druckraum 113 ein hydraulischer Druck aufgebaut wird, führt dies zu einer Bewegung des Andruckkolbens 111 derart, dass die Reibungskupplung 109 betätigt wird. Hierbei koppelt die Reibungskupplung 109 das Tellerrad 103 bzw. den Differentialkorb 105 in zunehmendem Maße mit derjenigen Halbwelle 23, an der das Betätigungsorgan 107 angeordnet ist. Hierdurch wird letztlich die betreffende Halbwelle 23 relativ zu der anderen Halbwelle 23 gesperrt.
Der Drehmomentübertragungseinrichtung 39 und dem Differentialgetriebe 99 ist ein gemeinsames hydraulisches Betätigungssystem zugeordnet, wie nachstehend erläutert wird: Der Auslass 85 des ersten Druckraums 55 der Drehmomentübertragungseinrichtung 39 mündet über die Drehdurchführung 87 in eine erste Ablassleitung 121. Diese führt über ein erstes Schaltventil 123 zu einem Sumpf 79. An einer Verzweigungsstelle 125 der ersten Ablassleitung 121, die bezüglich der Strömungsrichtung des hydraulischen Fluids vor dem ersten Schaltventil 123 liegt, zweigt eine Verbindungsleitung 127 ab, die über eine Drehdurchführung 129 zu dem genannten zweiten Druckraum 113 des Differentialgetriebes 99 führt. Von dem zweiten Druckraum 113 des Differentialgetriebes 99 führt über eine Drehdurchführung 130 eine zweite Ablassleitung 131 ebenfalls zu dem Sumpf 79, wobei in der zweiten Ablassleitung 131 ein zweites Schaltventil 133 angeordnet ist. Die zweite Ablassleitung 131 ist separat von der Verbindungsleitung 127 und auch separat von der ersten Ablassleitung 121 ausgebildet. In der Verbindungsleitung 127 zwischen der Verzweigungs- stelle 125 und dem zweiten Druckraum 113 ist ein passives Druckverringerungsorgan in Form einer Blende 135 angeordnet. Die Blende 135 besitzt einen einfachen Aufbau mit einem konstanten Öffnungsquerschnitt. Schließlich ist der erste Druckraum 55 der Drehmomentübertragungseinrichtung 39 über die erste Ablassleitung 121 und die Verzweigungs stelle 125 mit einer Überdruckleitung 137 verbunden, welche zu dem Sumpf 79 führt. In der Überdruckleitung 137 ist ein Überdruckventil 139 angeordnet.
Bei den beiden Schaltventilen 123, 133 kann es sich um einfache 2/2- Wegeventile, insbesondere um 2/2-Wege-Sitzventile handeln, die jeweils in Öffnungsrichtung vorgespannt sind. Die beiden Ventile 123, 133 sind hier als Magnetventile ausgeführt, die von der Steuereinheit 29 (Fig. 1) elektrisch angesteuert werden können. Alternativ können auch hydraulisch angesteuerte Ventile zum Einsatz gelangen. Wie aus Fig. 2a ersichtlich ist, können die beiden Schaltventile 123, 133 in einem stationären Gehäuseabschnitt des Antriebssystems 21 angeordnet sein, so dass keine Schleifkontakte oder dergleichen erforderlich sind, um elektrische Steuersignale an die Ventile 123, 133 zu übertragen. Nachfolgend wird die Funktionsweise des in Fig. 2a gezeigten Antriebssystems 21 erläutert:
Die Steuereinheit 29 wertet verschiedene Sensorsignale aus, um einen Fahrzustand des Fahrzeugs zu ermitteln, wie im Zusammenhang mit Fig. 1 erläutert wurde. Um einen Zweirad-Antrieb (2WD) einzustellen, öffnet die Steuereinheit 29 das erste Schaltventil 123 und das zweite Schaltventil 133. Die Hinterachse 27 ist hierdurch von dem Antrieb des Kraftfahrzeugs im Wesentlichen entkoppelt, und das Betätigungsorgan 107 des Differen- tialgetriebes 99 ist geöffnet, d.h. die beiden Halbwellen 23 der Hinterachse 27 sind frei relativ zueinander drehbar. In diesem Zustand ist die Abhängigkeit des Kupplungsmoments M der Reibungskupplung 47 der Drehmomentübertragungseinrichtung 39 von der Drehzahldifferenz Δn zwischen der Eingangswelle 41 und der Ausgangswelle 45 im Wesentlichen durch Schleppmomente bestimmt. Es ergibt sich eine sehr flache Kupplungskennlinie Kl, wie in Fig. 4 gezeigt ist.
Sofern die Steuereinheit 29 aufgrund der Sensorsignale die Notwendigkeit einer Längsstabilisierung des Fahrzeugs feststellt, beispielsweise wenn eine vorbestimmte Drehzahldifferenz zwischen den Rädern 15 der Vorderachse 17 und den Rädern 25 der Hinterachse 27 detektiert wird, schließt die Steuereinheit 29 das erste Schaltventil 123, während das zweite Schaltventil 133 geöffnet bleibt. Hierdurch wird ein gewisser hydraulischer Druck in dem ersten Druckraum 55 der Drehmomentübertragungsein- richtung 39 erzeugt, da das hydraulische Fluid nicht mehr über das Schaltventil 123 direkt in den Sumpf 29 abströmen kann. Stattdessen muss das hydraulische Fluid nun die Blende 135 passieren. Der hierdurch verursachte Rückstau führt zu einem Druckanstieg in dem ersten Druckraum 55 aufgrund der Tätigkeit der Pumpe 57. Stromabwärts von der Blende 135 kann das hydraulische Fluid jedoch ungehindert über die zweite Ablassleitung 131 durch das geöffnete zweite Schaltventil 133 in den Sumpf 79 abströmen. Das Betätigungsorgan 107 des Differentialgetriebes 99 wird in diesem Zustand also nicht betätigt. Für die Reibungskupplung 49 der Drehmomentübertragungseinheit 39 ergibt sich hierbei eine mittlere Kennlinie K2, die deutlich steiler ist als die genannte Kennlinie Kl (wenn auch das erste Schaltventil 123 geöffnet ist), jedoch noch nicht der maximalen Traktion entspricht (4WD Automatic).
Sofern die Steuereinheit 29 aufgrund der Sensorsignale feststellt, dass eine maximale Traktion mit einer Stabilisierung auch in Querrichtung erforderlich ist, wird zusätzlich zu dem ersten Schaltventil 123 das zweite Schaltventil 133 geschlossen. Da das von der Pumpe 57 in den ersten Druckraum 55 geförderte hydraulische Fluid somit nicht mehr in den Sumpf 79 abfließen kann, wird in dem ersten Druckraum 55 ein maxima- ler hydraulischer Druck erzeugt, der einer stark progressiven Kennlinie K3 der Reibungskupplung 47 entspricht (vgl. Fig. 4). Dies bedeutet, dass auch bei geringen Drehzahldifferenzen zwischen der Eingangswelle 41 und der Ausgangswelle 45 (bzw. zwischen der Vorderachse 17 und der Hinterachse 27) ein großer Anteil des Antriebsmoments auf die Hinterachse 27 übertragen wird. Der in dem ersten Druckraum 55 erzeugte Druck liegt letztlich auch in dem zweiten Druckraum 113 des Differentialgetriebes 99 vor. Dies bedeutet, dass das Betätigungsorgan 107 nun in Abhängigkeit von dem Pumpendruck aktiviert wird, so dass das Differentialgetriebe 99 in entsprechendem Maße gesperrt wird (4WD High Traction LSD) . Die Blende 135 bewirkt hierbei einen verzögerten Druckaufbau in dem zweiten Druckraum 113 und somit eine verzögerte Aktivierung des Betätigungsorgans 107.
Ein besonderer Vorteil des gezeigten Antriebssystems 21 besteht darin, dass durch Verwendung zweier einfacher Schaltventile 123, 133 zwei un- terschiedlich steile Kupplungskennlinien K2, K3 eingestellt werden können, wobei zugleich das Differentialgetriebe 99 der Hinterachse 27 gesperrt wird, falls in Längsrichtung die maximale Traktion eingestellt wird. Beim Umschalten zwischen den genannten verschiedenen Betriebszu- ständen bewirkt die Blende 135 eine vorteilhafte Dämpfung, um unerwünschte Lastschläge zu vermeiden.
Ein besonderer Vorteil der Verwendung der Blende 135 als Druckverminderungsorgan besteht in der Wirkung der Blende 135 zur Temperatur- kompensation. Die in Fig. 4 gezeigten Kupplungskennlinien Kl, K2 und K3 sind dort nämlich lediglich idealisiert dargestellt. Tatsächlich ist zu berücksichtigen, dass die Pumpe 57 bauartbedingt generell eine innere Pumpenleckage besitzt. Aufgrund der Temperaturabhängigkeit der Viskosität des hydraulischen Fluids ist die Leckagerate der Pumpe 57 stark temperaturabhängig. Dementsprechend ist auch die Pumpleistung temperaturabhängig, wodurch sich die erläuterte Temperaturabhängigkeit der Kupplungskennlinien ergibt.
Eine derartige starke Temperaturabhängigkeit des Kennlinienverlaufs bei aktivierter Drehmomentübertragungseinrichtung 39 ist unerwünscht, da sich je nach Temperatur des hydraulischen Fluids eine sehr unterschiedliche Charakteristik der Drehmomentübertragung und somit des Fahrverhaltens des Fahrzeugs einstellen würde. Da jedoch als Druckverminderungsorgan in der Verbindungsleitung 127 eine Blende 135 verwendet wird, die eine im Wesentlichen temperaturunabhängige Leckagecharakteristik besitzt, wird bei geöffnetem zweitem Schaltventil 133 gezielt eine zusätzliche Leckage des hydraulischen Fluids aus dem ersten Druckraum 55 bewirkt, wodurch die Temperaturabhängigkeit der Leckagerate der Pumpe 57 relativiert wird. Die erwünschte Temperaturunabhängigkeit der Leckagerate der Blende 135 beruht darauf, dass - insbesondere im Unter- schied zu einer Drossel - die Blendenöffnung eine turbulente Strömung erzeugt, so dass der Volumenstrom bei den hier relevanten Temperaturbereichen im Wesentlichen lediglich von dem Druck des hydraulischen Fluids abhängt. Die sich somit ergebende Temperaturabhängigkeit der Kupp- lungskennlinie K2 gemäß Fig. 4 wird durch das Vorsehen einer Blende 135 als Druckverminderungsorgan auf ein akzeptables Maß reduziert.
Hinsichtlich der Kennlinie K3 gemäß Fig. 4 ist eine derartige Temperaturkompensation nicht vorgesehen. In der Praxis ist dies jedoch auch nicht erforderlich, da die Kennlinie K3 einem Betriebszustand entspricht, der ohnehin einer maximalen Traktion und Verspannung des Antriebsstrangs entspricht, so dass Temperatureffekte sich kaum bemerkbar machen.
Um Übergänge zwischen den verschiedenen Kennlinien Kl, K2 und K3 gemäß Fig. 4 zu ermöglichen, ist es auch möglich, dass die Schaltventile 123, 133 von der Steuereinheit 29 pulsweitenmoduliert angesteuert werden.
Bei dem Überdruckventil 139 handelt es sich um ein passives Ventil, das zu Sicherheitszwecken vorgesehen ist und hinsichtlich der erläuterten Einstellbarkeit von unterschiedlichen Kennlinien Kl, K2 und K3 gemäß Fig. 4 keine Funktion besitzt.
Alternativ zu der Anordnung gemäß Fig. 2a kann die Blende 135 auch an einer anderen Position angeordnet sein, insbesondere in der ersten Ablassleitung 121 (bezüglich der Strömungsrichtung hinter der Verzweigungsstelle 125 und vor oder nach dem ersten Schaltventil 123) oder in der zweiten Ablassleitung 131 (bezüglich der Strömungsrichtung hinter dem Betätigungsorgan 107 und vor oder nach dem zweiten Schaltventil 133). Generell soll die Blende 135 bezüglich der Strömungsrichtung des hydraulischen Fluids hinter der Verzweigungsstelle 125 und vor dem Sumpf 79 angeordnet sein. Dies ist in Fig. 2b und 2c gezeigt, wobei gleichartige Teile wie in Fig. 2a mit denselben Bezugszeichen gekennzeichnet sind.
In Fig. 2b ist die Blende 135 in der ersten Ablassleitung 121 hinter der Verzweigungsstelle 125 angeordnet. Wenn beide Schaltventile 123, 133 geöffnet sind, ist - wie bei Fig. 2a - ein Zweirad-Antrieb eingestellt, entsprechend der flachen Kupplungskennlinie Kl gemäß Fig. 4. Dies ist auch der Fall, wenn lediglich das erste Schaltventil 123 geschlossen wird.
Wenn jedoch die Steuereinheit 29 das zweite Schaltventil 133 schließt, während das erste Schaltventil 123 geöffnet ist, so wird bezüglich der Strömungsrichtung des hydraulischen Fluids vor der Blende 135 ein ge- wisser Druck erzeugt, der sowohl in dem ersten Druckraum 55 der Drehmomentübertragungseinrichtung 39 als auch in dem zweiten Druckraum 113 des Differentialgetriebes 99 wirksam ist. Für die Reibungskupplung 49 der Drehmomentübertragungseinheit 39 ergibt sich hierbei eine mittlere Kennlinie K2 gemäß Fig. 4. Das Betätigungsorgan 107 des Differential- getriebes 99 wird in diesem Zustand entsprechend schwach aktiviert.
Sofern die Steuereinheit 29 das erste Schaltventil 123 und das zweite Schaltventil 133 schließt, kann das von der Pumpe 57 in den ersten Druckraum 55 geförderte hydraulische Fluid nicht mehr in den Sumpf 79 abfließen. Hierdurch wird in dem ersten Druckraum 55 und in dem zweiten Druckraum 113 ein maximaler hydraulischer Druck erzeugt, der einer stark progressiven Kennlinie K3 der Reibungskupplung 47 entspricht (vgl. Fig. 4). Das Betätigungsorgan 107 des Differentialgetriebes 99 wird in entsprechendem Maße stark aktiviert, um das Differentialgetriebe 99 zu- mindest teilweise zu sperren. Im Unterschied zu der Anordnung gemäß Fig. 2a wird das Betätigungsorgan 107 des Differentialgetriebes 99 in Fig. 2b ohne zeitliche Verzögerung aktiviert.
Fig. 2c zeigt eine Anordnung, die funktional im Wesentlichen jener gemäß Fig. 2b entspricht. In Fig. 2c ist die Blende 135 in der zweiten Ahlasslei- tung 135 angeordnet. Hierdurch lassen sich dieselben Betriebszustände wie bei der Ausführungsform gemäß Fig. 2b einstellen. Allerdings erfolgt das Einstellen der mittleren Kennlinie K2 dadurch, dass das erste Schaltventil 123 geschlossen wird, während das zweite Schaltventil 133 geöffnet ist.
Bezugszeichenliste
1 1 Motor
13 Getriebe
15 Vorderrad
17 Vorderachse
19 Kardanwelle
21 Antriebssystem
23 Halbwelle
25 Hinterrad
27 Hinterachse
29 Steuereinheit
31 Raddrehzahlsensor
39 Drehmomentübertragungseinrichtung
41 Eingangswelle
43 Innengehäuse
45 Ausgangswelle
47 Reibungskupplung
49 Innenlamelle
51 Außenlamelle
53 Andruckkolben
55 erster Druckraum
57 Pumpe
59 Innenläufer
61 Ringabschnitt
63 Ausnehmung
65 Außenläufer
67 erste Anschlussöffnung
69 zweite Anschlussöffnung 71 Saugleitung
73 Rückschlagventil
75 Drehdurchführung
79 Sumpf
81 Rückschlagventil
83 Druckleitung
85 Auslas s
87 Drehdurchführung
99 Differentialgetriebe
101 Kegelrad
103 Tellerrad
105 Differentialkorb
107 Betätigungsorgan
109 Reibungskupplung
1 11 Andruckkolben
113 zweiter Druckraum
121 erste Ablassleitung
123 erstes Schaltventil
125 Verzweigungs stelle
127 Verbindungsleitung
129 Drehdurchführung
130 Drehdurchführung
131 zweite Ablassleitung
133 zweites Schaltventil
135 Blende
137 Überdruckleitung
139 Überdruckventil
Al Drehachse
A2 Drehachse
Δn Drehzahldifferenz M übertragenes Drehmoment
Kl Kupplungskennlinie
K2 Kupplungskennlinie
K3 Kupplungskennlinie

Claims

Pate ntansprüche
1. An triebssy stem (21) für ein Kraftfahrzeug mit einer permanent angetriebenen Primärachse (17) und einer wahlweise angetriebenen Se- kundärachse (27), mit einem zwischen den Rädern (25) der Sekundärachse (27) wirk- samen Differentialgetriebe (99) und einer Drehmomentübertragungseinrichtung (39) zum Übertragen eines Antriebsmoments auf das Differentialgetriebe, wobei die Drehmomentübertragungseinrichtung eine Kupplung (47) und eine Pumpe (57) aufweist, wobei die Pumpe (57) bei Auftreten einer Drehzahldifferenz zwischen der Pri- märachse und der Sekundärachse einen hydraulischen Druck in einem ersten Druckraum (55) der Kupplung erzeugt, welcher Druck eine Betätigung der Kupplung (47) ermöglicht, wobei der erste Druckraum (55) über eine Verbindungsleitung (127) mit einem zweiten Druckraum (113) verbunden ist, der einem Betätigungsorgan (107) des Differentialgetriebes (99) zugeordnet ist, so dass der von der Pumpe erzeugte Druck auch ein zumindest teilweises Sperren des Differentialgetriebes ermöglicht, wobei der erste Druckraum (55) mit einem Niederdruckraum (79) über eine erste Ablassleitung (121) verbunden ist, wobei in einem Abschnitt der ersten Ablassleitung (121), der von der Verbindungsleitung (127) separat ausgebildet ist, ein erstes Schaltventil (123) angeordnet ist, und wobei der zweite Druckraum (113) mit dem Niederdruckraum (79) über eine zweite Ablassleitung (131) verbunden ist, wobei in einem Abschnitt der zweiten Ablassleitung (131), der von der Verbindungsleitung (127) separat ausgebildet ist, ein zweites Schaltventil (133) angeordnet ist, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, dass ein passives Druckverminderungsorgan (135) in der Verbindungsleitung (127) zwischen dem ersten Druckraum (55) und dem zweiten Druckraum (113), in der ersten Ablassleitung (121) oder in der zweiten Ablassleitung (131) angeordnet ist.
2. Antriebssystem nach Anspruch 1, wobei das erste Schaltventil (123) und das zweite Schaltventil (133) als ein jeweiliges 2/2-Wegeventil, insbesondere als ein 2/2-Wege-Sitzventil ausgebildet sind.
3. Antriebssystem nach Anspruch 1 oder 2, wobei das erste Schaltventil (123) und das zweite Schaltventil (133) jeweils in Öffnungsrichtung vorgespannt sind.
4. Antriebssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei das erste Schaltventil (123) und das zweite Schaltventil (133) in einem stationären Gehäuseabschnitt des Antriebssystems angeordnet sind.
5. Antriebssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei das Antriebssystem eine Steuereinrichtung (29) aufweist, die dazu ausgebildet ist, das erste Schaltventil (123) und das zweite Schaltventil (133) zu öffnen, um einen Zweirad-Antrieb einzustellen; - eines der beiden Schaltventile (123, 133) zu schließen und das andere Schaltventil zu öffnen, um einen Allrad-Antrieb mit einer flachen Kupplungskennlinie (K2) und einem freien oder einem teilweise gesperrten Differentialgetriebe (99) einzustellen; oder das erste Schaltventil (123) und das zweite Schaltventil (133) zu schließen, um einen Allrad- Antrieb mit einer steilen Kupplungskennlinie (K3) und einem zumindest teilweise gesperrten Differentialgetriebe (99) einzustellen.
6. Antriebssystem nach Anspruch 5, wobei die Steuereinrichtung (29) dazu ausgebildet ist, das erste Schaltventil (123) und/ oder das zweite Schaltventil (133) pulsweitenmoduliert anzusteuern.
7. Antriebssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei das Druckverminderungsorgan (135) einen konstanten Öffnungsquerschnitt besitzt.
8. Antriebssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei das Druckverminderungsorgan als eine Blende (135) mit einer im
Wesentlichen temperaturunabhängigen Leckagecharakteristik ausgebildet ist.
9. Antriebssystem nach Anspruch 8, wobei die Blende (135) eine Le- ckagerate besitzt, die ungefähr der Leckagerate der Pumpe (57) bei
Betriebstemperatur entspricht.
10. Antriebssystem nach Anspruch 8 oder 9, wobei die Blende (135) austauschbar ist und durch eine Blende mit einem anderen Öff- nungsquerschnitt ersetzbar ist, um die Fahrdynamik des Kraftfahrzeugs zu modifizieren.
11. Antriebssystem nach einem der Ansprüche 8 bis 10, wobei die Blende (135) einen Öffnungskanal aufweist, der einen Innendurchmesser in einem Bereich von ca. 0,4 mm bis 0,8 mm und eine Länge in einem Bereich von ca. 0,2 mm bis 0,5 mm besitzt.
12. Antriebssystem nach einem der Ansprüche 8 bis 11, wobei die Blen- de (135) gebildet ist durch eine Bohrung in einer Scheibe, die in den Strömungsweg des hydraulischen Fluids eingesetzt ist, oder eine Bohrung in einem Bodenabschnitt eines becherförmigen Einsatzes, der in den Strömungsweg des hydraulischen Fluids eingesetzt ist.
13. Antriebssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei von dem ersten Druckraum (55) zu dem Niederdruckraum (79) eine Überdruckleitung (137) verläuft, an der ein Überdruckventil (139) angeordnet ist.
PCT/EP2009/006253 2008-09-01 2009-08-28 Antriebssystem für ein kraftfahrzeug Ceased WO2010022967A1 (de)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US13/061,129 US8602151B2 (en) 2008-09-01 2009-08-28 Drive system for a motor vehicle

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102008045264A DE102008045264A1 (de) 2008-09-01 2008-09-01 Antriebssystem für ein Kraftfahrzeug
DE102008045264.5 2008-09-01

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2010022967A1 true WO2010022967A1 (de) 2010-03-04

Family

ID=41351503

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/EP2009/006253 Ceased WO2010022967A1 (de) 2008-09-01 2009-08-28 Antriebssystem für ein kraftfahrzeug

Country Status (3)

Country Link
US (1) US8602151B2 (de)
DE (1) DE102008045264A1 (de)
WO (1) WO2010022967A1 (de)

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US9074671B2 (en) * 2012-10-10 2015-07-07 Eaton Corporation Limited slip differential

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4865176A (en) * 1988-02-26 1989-09-12 Caterpillar Inc. Modulating inching valve with automatic pressure control
US5103930A (en) * 1987-12-01 1992-04-14 Zahnradfabrik Friedrichshafen Ag Apparatus for electrohydraulic actuation of a clutch assembly for locking the differential transmission of a motor vehicle
DE4221883A1 (de) * 1991-07-04 1993-01-14 Honda Motor Co Ltd Kraftuebertragungssystem fuer fahrzeug mit vierradantrieb
US5259476A (en) * 1991-04-26 1993-11-09 Fuji Jukogyo Kabushiki Kaisha Torque distribution control system for a four-wheel drive motor vehicle
US6776275B2 (en) * 2000-09-27 2004-08-17 Steyr Powertrain Ag & Co. Kg Drive system for an all-wheel driven motor vehicle
WO2006004525A1 (en) * 2004-07-05 2006-01-12 Haldex Traction Ab All-wheel drive system for vehicles

Family Cites Families (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3724289A (en) * 1971-03-29 1973-04-03 Caterpillar Tractor Co Limited slip differential with clutch control means
DE3600873C1 (de) * 1986-01-15 1987-06-11 Daimler Benz Ag Schaltvorrichtung fuer zwei Kupplungen zum Umschalten zwischen einachsigem Standardantrieb und zweiachsigem Allradantrieb bei einem Kraftfahrzeug mit zwei antreibbaren Fahrzeugachsen
SE9400336L (sv) * 1994-02-02 1995-08-03 Borgudd Slim Differentialdrivanordning
GB2338271B (en) * 1998-06-13 2000-04-26 Perry Forbes G D Bleed closures for hydraulically limited slip differentials
DE19927079A1 (de) * 1999-06-15 2000-12-21 Hydraulik Ring Gmbh Betätigungseinrichtung für eine Sperre, vorzugsweise eine Reibschlußsperre, eines Differentialgetriebes
US6360156B1 (en) * 2000-11-01 2002-03-19 General Motors Corporation Method and system of determining an acceptable torque level to be applied to at least one clutch pack of an automobile
US6776252B1 (en) * 2003-01-24 2004-08-17 Visteon Global Technologies, Inc. Steer-by-wire system and method for actuating road wheels of a vehicle
DE102007038156A1 (de) * 2007-08-13 2009-02-19 Magna Powertrain Ag & Co Kg Kupplungsanordnung
DE102007038150B4 (de) * 2007-08-13 2010-04-29 Magna Powertrain Ag & Co Kg Steuerverfahren für Kupplungsanordnung

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5103930A (en) * 1987-12-01 1992-04-14 Zahnradfabrik Friedrichshafen Ag Apparatus for electrohydraulic actuation of a clutch assembly for locking the differential transmission of a motor vehicle
US4865176A (en) * 1988-02-26 1989-09-12 Caterpillar Inc. Modulating inching valve with automatic pressure control
US5259476A (en) * 1991-04-26 1993-11-09 Fuji Jukogyo Kabushiki Kaisha Torque distribution control system for a four-wheel drive motor vehicle
DE4221883A1 (de) * 1991-07-04 1993-01-14 Honda Motor Co Ltd Kraftuebertragungssystem fuer fahrzeug mit vierradantrieb
US6776275B2 (en) * 2000-09-27 2004-08-17 Steyr Powertrain Ag & Co. Kg Drive system for an all-wheel driven motor vehicle
WO2006004525A1 (en) * 2004-07-05 2006-01-12 Haldex Traction Ab All-wheel drive system for vehicles

Also Published As

Publication number Publication date
US20110172045A1 (en) 2011-07-14
US8602151B2 (en) 2013-12-10
DE102008045264A1 (de) 2010-03-04

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE112009001198B4 (de) Kraftübertragungsvorrichtung
DE102007038156A1 (de) Kupplungsanordnung
DE69001704T2 (de) Antriebsuebertragungssystem fuer kraftfahrzeuge.
EP3468826B1 (de) Hydraulisches kupplungsbetätigungssystem mit on-demand kupplungsbeölung
DE102004033439C5 (de) Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug
DE69834308T2 (de) Hydraulische Kupplung für Fahrzeugkraftübertragungssystem
DE102007038150B4 (de) Steuerverfahren für Kupplungsanordnung
DE10318423A1 (de) Drehmomentübertragende Vorrichtung zum bedarfsabhängigen Betreiben einer Nebenantriebsachsanordnung eines allradgetriebenen Fahrzeugs
DE60016640T2 (de) Hydromechanische Kupplung mit drehmomentbegrenzender und temperaturempfindlicher Lösecharakteristik
DE3702352A1 (de) Antriebssystem fuer einen vierradantrieb von fahrzeugen
AT512343B1 (de) Antriebsanordnung mit hydraulischer aktuierung
AT502457B1 (de) Drehmoment-übertragungseinrichtung und differenzialgetriebe
AT503600A2 (de) Hydrostatische kupplungsanordnung mit zahnringmaschine
WO2002026517A1 (de) Antriebssystem für ein allradgetriebenes kraftfahrzeug
EP1557580B1 (de) Verfahren zur Steuerung einer Kupplung oder eines Gangstellers eines Kraftfahrzeuges
DE102017205396A1 (de) Verteilergetriebe
DE102006061516B4 (de) Hydraulikanordnung zur Ansteuerung zweier Aktuatoren
DE102017130920B4 (de) Aktuatoranordnung für einen Kraftfahrzeugantriebsstrang und Verfahren zu dessen Betreiben
DE112007001520B4 (de) Hydraulische kupplungsbetätigung für einen allradantrieb
EP1224405A1 (de) Drehzahldifferenzabhängige hydraulische kupplung mit steuerventilen
WO2010022967A1 (de) Antriebssystem für ein kraftfahrzeug
DE102013013693B4 (de) Sperrdifferenzialgetriebe für eine Antriebsachse eines Kraftfahrzeugs sowie Verfahren zum Betätigen des Sperrdifferenzialgetriebes
EP2828544B1 (de) Verfahren zur füllmengenbestimmung
DE102005059832B4 (de) System zur Momentverteilung
EP1687546A2 (de) Drehmomenten bertragungseinrichtung

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 09778183

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 13061129

Country of ref document: US

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 09778183

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1