WO2011113766A1 - Antriebsvorrichtung für ein nebenaggregat - Google Patents

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WO2011113766A1
WO2011113766A1 PCT/EP2011/053718 EP2011053718W WO2011113766A1 WO 2011113766 A1 WO2011113766 A1 WO 2011113766A1 EP 2011053718 W EP2011053718 W EP 2011053718W WO 2011113766 A1 WO2011113766 A1 WO 2011113766A1
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valve
coupling
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PCT/EP2011/053718
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Alexander Fürschuss
Herbert Steinwender
Franz Gratzer
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Magna Powertrain Ag & Co Kg
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    • F16H55/32Friction members
    • F16H55/36Pulleys

Definitions

  • the present invention relates to a drive device for an accessory of an engine, especially in a motor vehicle, having a shaft and a pulley serving as an input member and an output member, and having a speed-change shiftable transmission unit between the shaft and the pulley is effective.
  • Such a device can be used to transmit a torque from an internal combustion engine to one or more ancillary components of the internal combustion engine, such as a generator, a power steering pump, an air conditioning compressor and / or a water pump.
  • ancillary components of the internal combustion engine such as a generator, a power steering pump, an air conditioning compressor and / or a water pump.
  • it may be in the shaft of the drive device may be the crankshaft of the internal combustion engine, or the shaft of the drive device may be drivingly coupled to the crankshaft of the internal combustion engine.
  • the shaft of the drive device can be coupled to an electric motor, which serves as the drive source of the vehicle.
  • the transmission of torque to an accessory via the pulley and a V-ribbed belt, which drives a corresponding input pulley of the accessory.
  • the shiftable gear unit makes it possible to increase the speed of the accessory if necessary, so as to better exploit the performance of the accessory. For example, at low engine speed, a gear ratio can be set at high speed and at high engine speed, a transmission-free drive from the crankshaft to the accessory. In this way, to meet the performance requirements be used correspondingly smaller accessory. By using smaller ancillaries, costs can be saved and fuel consumption reduced.
  • Gear units of the type mentioned have a plurality of transmission elements and a first and a second coupling device for braking one of the transmission elements and / or for coupling two transmission elements.
  • the first coupling device is a pump arranged in a hydraulic circuit with a first pump part and a second pump part which are rotatable relative to one another, wherein a hydraulic fluid of the hydraulic circuit can be conveyed relative to one another by a rotational movement of the first pump part of the second pump part is. By throttling the flow rate of the pump, the first pump part and the second pump part are operational
  • the flow rate of the pump can optionally be throttled, whereby the pressure in the hydraulic circuit changes.
  • it is possible to block the two by blocking the flow on the suction side or on the pressure side of the pump rotatable pump parts set against each other and thus to couple two connected to the pump parts gear elements of the transmission unit substantially rotationally fixed to each other. If one of the two pump parts is fixed to the housing, the pump can also be used as a brake.
  • the second coupling device is often designed as a freewheel, as it automatically switches and thus does not have to be actively activated.
  • the second coupling device is often designed as a freewheel, as it automatically switches and thus does not have to be actively activated.
  • the second coupling device can be controlled by changing the pressure in the hydraulic circuit.
  • the throttle device is used for switching the gear unit on the one hand to reduce the flow rate of the pump to operatively couple the first pump part and the second pump part, and on the other hand synchronously to actuate the second coupling means. It is therefore only for the throttle device to provide a control, as it indirectly controls the second coupling device due to the pressure change. A freewheel is not required because the automatic switching is accomplished by the throttle device itself.
  • the first pump part may be a pump rotor.
  • the second pump part may be a further rotor or a housing of the pump.
  • the transmission unit is switchable between a first and a second transmission ratio and designed such that by throttling the flow rate of the pump, the lower of the two transmission ratios is set.
  • the throttle device comprises an iliehkraftpress effective valve.
  • a purely passive control of the throttle device can be provided.
  • the valve is effective depending on a rotational speed of the driving device, for example, when the valve rotates together with said shaft.
  • the centrifugal force-dependent effective valve can be designed to interrupt the flow of the pump as soon as the speed of the input member exceeds a predetermined threshold.
  • the threshold may be set depending on the operating parameters of the engine and the power requirements of the accessory or ancillaries. In the transition from the low to the high engine speed range so the valve blocks the hydraulic fluid line on the suction side or on the pressure side of the pump, thus ensuring that the pump no longer delivers hydraulic fluid in the high speed range.
  • the iliehkraftpress effective valve comprises a relative to the axis of the input shaft radially movable shut-off element, which is latched in a first and / or in a second end position.
  • the shut-off element can be arranged to be movable back and forth in a valve seat, as is basically known.
  • the locking can serve in particular to bring about a relatively abrupt onset of movement of the shut-off at a predetermined amount of centrifugal force.
  • resilient locking elements in the Valve seat be provided, which engage in corresponding recesses in the shut-off or vice versa. The shut-off can thus be moved only when overcoming the spring force. In this way, a particularly fast and reliable opening and closing of the valve can be made possible.
  • a hysteresis effect can be provided which prevents unwanted repeated switching of the gear unit in the transition speed range.
  • the second coupling device may comprise a hydraulically actuable brake or clutch.
  • the brake or the clutch can act frictionally or positively.
  • the hydraulically actuated brake or clutch is biased, in particular in the closing direction.
  • the second coupling device may be associated with a control piston, which is acted upon by the hydraulic fluid. When the pressure in the hydraulic circuit is increased, the control piston is displaced in a corresponding fluid chamber and thus actuates the second coupling device. If the second coupling device is a brake which is preloaded in the closing direction, the control piston thus opens the brake when the fluid pressure is increased and thus releases a corresponding gear element of the gear unit.
  • control piston and the centrifugal force-dependent effective valve are arranged in a common control chamber of the hydraulic circuit, wherein the centrifugal force-dependent effective valve itself forms the control piston.
  • a housing of the centrifugal force-dependent valve can form the control piston and have respective openings for a fluid inlet and a fluid outlet. sen, wherein the arranged inside the housing shut-off valve of the valve blocks or releases depending on the position of the fluid inlet and the fluid outlet.
  • the transmission unit may comprise at least one planetary gearset arranged in the torque transmission path between the input element and the output element.
  • the first pump part and the second pump part can each be in connection with different elements of the planetary gear set, ie with a sun gear, a planetary carrier or a ring gear.
  • the pump can be designed as a gear pump, in particular as gerotor pump.
  • the planetary gear set may be integrated into the hydraulic circuit to cause or assist by means of rotating gear elements of the planetary gear set a conveyance of the hydraulic fluid and thereby to form the pump or part of the pump.
  • the planetary gear set of the gear unit can thus be used in an advantageous manner except for providing two different gear ratios additionally as a pump.
  • suitable supply and discharge lines may be provided which open into cavities formed between the sun gear and the ring gear.
  • a separate pump can be saved in this embodiment, which is advantageous in terms of manufacturing costs.
  • two elements of the planetary gear set can be coupled together to set a block revolution of the planetary gear set.
  • the efficiency of a planetary gear set is particularly favorable at block circulation.
  • the pump is blocked, whereby pumping losses are avoided, on the other hand, the planetary gear runs as a block and causes only low friction losses.
  • at least one check valve may be arranged in the hydraulic circuit, in particular in a branch of the hydraulic circuit and / or in a shunt line bypassing the pump.
  • a, in particular in the pump integrated, pressure relief valve may be arranged.
  • a pressure relief valve By such a pressure relief valve undesirable pressure peaks can be intercepted, which are caused by torsional vibrations of the motor.
  • the two pump parts a mutual rotation corresponding to a discharged through the pressure relief valve oil quantity is possible.
  • a, in particular integrated into the pump, compensation chamber may be arranged, the receiving volume is controllable by a pressure-dependent movable piston.
  • the piston moves and ensures that a certain amount of hydraulic fluid is temporarily absorbed in the compensation chamber, so as to intercept the pressure peak.
  • Fig. 1 shows schematically a drive device according to
  • FIG. 2 shows the drive device according to FIG. 1 in a second operating state.
  • FIG. 3 shows a drive device according to an alternative embodiment of the invention.
  • Fig. 4 shows an end view of a planetary gear
  • FIG. 5 shows a sectional view of a structural design of the drive device according to FIG. 3.
  • FIG. 6 shows a sectional view of a centrifugal force-dependent valve of a drive device according to the invention.
  • Fig. 7 shows a pressure relief valve and a compensation chamber for a pump of a drive device according to the invention.
  • Fig. 8 shows a drive device which is configured similar to that shown in Fig. 3, wherein a vibration damper is arranged in the power transmission path.
  • 9 shows the drive device according to FIG. 8 with an alternatively configured vibration damper.
  • Fig. 10 a) to f) show a transmission unit of an inventive
  • Fig. I I a) to f) show the gear unit of FIG. 10 with a
  • FIG. 12 a) to d) show the gear unit of FIG. 10 with two additional check valves.
  • Fig. 13 a) to d) show the gear unit of FIG. 10 with four additional check valves.
  • a drive device 10 is attached to a not shown in detail internal combustion engine of a motor vehicle.
  • the drive device 10 serves to transmit a torque output by the internal combustion engine to a belt pulley 14, via which an unillustrated V-ribbed belt runs to drive an auxiliary unit of the internal combustion engine, for example a power steering pump or an air conditioning compressor.
  • the drive device 10 comprises a shiftable transmission unit 16, which che between the crankshaft 12 of the engine and the pulley 14 is arranged.
  • the gear unit 16 is accommodated in a housing 17 and comprises a planetary gear set 18 with a sun gear 20, an arrangement of planet gears 21 and a ring gear 22.
  • the planetary gears 21 are mounted on a planet carrier 24, which is rotatably connected to the crankshaft 12, and mesh both with the sun gear 20 and with the ring gear 22.
  • the ring gear 22 is rotatably connected to the pulley 14 or formed integrally therewith.
  • a first coupling device 26 and a second coupling device 28 serve to switch the transmission unit 16 back and forth between a first and a second transmission ratio.
  • the first coupling device 26 is designed as a pump, which is arranged in a hydraulic circuit 30 and two against each other
  • the pump 26 includes rotatable pump parts.
  • One of the two pump parts is rotatably connected to the planet carrier 24, while the other part of the pump is rotatably connected to the sun gear 20.
  • the hydraulic fluid in the hydraulic circuit 30 is pumped in a relative rotation of the first pump part relative to the second pump part in the hydraulic circuit 30.
  • the relative rotation of the two pump parts is inhibited or prevented and thus brought about an operational coupling of the first pump part with the second pump part.
  • the pump 26 may be a gerotor pump.
  • the second coupling device 28 is designed as a frictionally acting brake, by means of which the sun gear 20 can be fixed to the housing 17.
  • a spring element 34 biases the brake in the closing direction.
  • the second coupling device 28 is connected via thrust bearing 99 with the gear unit 16, so that a rotation between the sun gear 20 and planet carrier 24 is made possible.
  • a hydraulic control device 32 which serves for the synchronous switching of the pump 26 and the brake 28.
  • the hydraulic control device 32 comprises a control piston 38 which is arranged in a fluid chamber 36 and which is hollow and accommodates a shut-off element 40 movable in the radial direction with respect to the axis of the crankshaft 12.
  • the shut-off element 40 is biased by means of a spring 42 in a radially inwardly pointing direction and assumes the inner end position shown in Fig. 1 with the engine stopped. Due to the action of the spring element 34, furthermore, the hollow control piston 38 assumes the left-hand end position within the fluid chamber 36, as shown in FIG.
  • a passage is provided, through which hydraulic fluid can be delivered when the shut-off element 40 is in the radially inner end position.
  • the brake 28 is open against the biasing force of the spring element 34.
  • the sun gear 20 is blocked and the crankshaft 12 drives via the planet carrier 24 to the planetary gears 21, which roll on the fixed sun gear 20 and in turn drive the ring gear 22, wherein the pump 26 promotes hydraulic fluid in the hydraulic circuit 30.
  • the rotational movement of the crankshaft 12 is translated here in the fast.
  • the sun gear 20 is released by opening the brake 28.
  • the diameter of the pulley 14 may be slightly smaller than the diameter of the downstream further Riemenschei- be. If a gear ratio of almost 1: 1 is set at the gear unit 16 at high engine speed, thus takes place with respect to the speed of the accessory total to a slow gear, while (of course, with a sufficiently large gear ratio of the gear unit 16) on the auxiliary aggregate still a translation into Quick is achieved when at low engine speed, the brake 28 is closed and the transmission unit 16 is thus activated.
  • a drive device 10 ' according to an alternative embodiment of the invention is shown.
  • the first coupling device 26 ' is formed here by the driven as a gear pump planetary gear set 18 itself.
  • suitable suction lines 50 and pressure lines 52 are provided for the hydraulic fluid of the hydraulic circuit, which open into the cavities 54 between the ring gear 22 and the sun gear 20.
  • the cavities 54 are thus integrated into the hydraulic circuit 30 'and the planetary gear 18 acts as a gear pump.
  • Fig. 5 shows a structural configuration of the drive device 10 '.
  • Fig. 6 shows a centrifugal force-dependent effective valve 45 in an enlarged view.
  • a latching device 56 which comprises a spring-biased locking ball 58 which engages in a circumferential groove 60 of the shut-off element 40.
  • the breakout force is adjustable by the size and the direction of the spring force and the shape of the groove 60.
  • the closing of the valve 45 could be controlled by a similarly designed second arrangement of locking ball and groove.
  • Fig. 7 shows measures for reducing pressure peaks in the hydraulic circuit 30, which can be caused by torsional vibrations of the internal combustion engine.
  • An effective between the pressure chamber D and the suction chamber S of the pump 26 pressure relief valve 62 ensures that when an occurrence of pressure peaks a certain amount of hydraulic fluid is discharged and the pump parts of the pump 26 can thus rotate slightly.
  • a compensation chamber 64 is provided, the receiving volume for hydraulic fluid by a spring-biased, pressure-dependent movable piston 66 is controllable. At pressure peaks, an additional amount of fluid can be accommodated in the compensation chamber 64, so that even by this measure, the two pump parts can be slightly rotated against each other.
  • Fig. 8 and 9 ways are shown to use the planet carrier 24 of the planetary gear set 18 (ie the rotatably coupled to the crankshaft 12 gear member) as a vibration damper.
  • the planet carrier 24 is executed divided, wherein the two parts with respect to the Axle of the crankshaft 12 rotatable relative to each other and are coupled by a resilient damping element 70, preferably made of rubber, torsionally elastic with each other.
  • the mass of the planet carrier 24 can thus be used as Schwingungstilgermasse.
  • a separate flywheel element 72 is attached to the planet carrier 24, wherein an elastic, preferably made of rubber, connecting element 74 between the planet carrier 24 and the flywheel element 72 is arranged for decoupling.
  • the planet carrier 24 can be used as a hub.
  • the parallel attachment of a separate vibration on the crankshaft 12 before or after the transmission unit 16 is possible.
  • the moment of inertia of the accessory can lead to a brief change in the direction of action of the pump 26, 26 'during a pronounced engine deceleration, as occurs, for example, during a gear change.
  • the gear unit 16 is driven in the state of the block circulation (FIG. 2), the planet carrier 24 always runs somewhat faster than the aborted ring gear 22 due to gap leaks in the pump 26, 26 ', and the sun gear 20 therefore rotates somewhat faster than the tarpaulin - 24.
  • the engine speed drops rapidly, whereas the pulley 14 tends to maintain the speed due to the inertia of the connected accessory.
  • the ring gear 22 thus runs faster than the planet carrier 24, even if only for a short time, and the sun gear 20 accordingly rotates more slowly than the planet carrier 24.
  • the pump 26, 26 ' in the blocked state, suction momentarily changes. and print side. Further, in the original pressure chamber D, the pressure is no longer maintained, but within the pump 26, 26 ', hydraulic fluid is supplied from the pressure chamber D to the suction chamber S, whereby the control piston 38 is displaced in the closing direction and thus the brake 28 is closed.
  • the thus threatening state of braking of said drive device 10 (brake 28 is closed and pump 26, 26 'is substantially blocked) can be avoided by the provision of one or more check valves, as will be explained in more detail below.
  • FIG. 10 a the brake 28 is blocked in traction operation and at low rotational speed and the pump 26 is running.
  • FIG. 10 b the brake 28 is opened and the pump 26 is blocked.
  • FIG. 10 c It is achieved according to FIG. LOD) a state in which both the brake 28 and the pump 26 is blocked. This condition can also be referred to as "double lock mode”.
  • FIG. 10 e the brake 28 opens while the pump 26 remains blocked. When reducing the speed finally closes the brake 28 and the pump 26 is running. Unfavorable is in particular the state according to
  • a shunt line 90 can be provided which directly connects the pressure side and the suction side of the pump 26 combines.
  • a check valve 92 is arranged, in such a way that the check valve 92, the bypass line 90 closes when the pump delivers hydraulic fluid in the normal conveying direction shown in Fig. II a), which corresponds to the normal operating condition.
  • the simultaneous blocking of the pump 26 and the brake 28 is prevented according to FIG. 11 d) in that the pump 26 can pump over the shunt line 90 when the pumping direction is reversed and thus can run, as illustrated by arrows.
  • the check valve 92 is thus opened in this transition state of the drive device.
  • FIG. 12 a) to d a constellation is shown in which an additional check valve 94 is arranged in the hydraulic circuit 30, namely outside the shunt line 90 between the control piston 38 (see Figures 1 and 2) and those Side of the pump 26, which forms the pressure side in a pump operation in the normal conveying direction shown in FIG. 12 a).
  • the second check valve 94 holds as shown in FIG. 12 c) during the thrust operation at high speed, the brake 28 until the opening of the centrifugal force-acting valve 45 open by the second check valve 94, a return flow of the
  • Hydraulic fluid to the pump 26 prevents.
  • FIGS. 13 a) to d) show a further constellation according to which the hydraulic circuit 30 comprises a first branch and a second branch which respectively connect the pressure side of the pump 26 to the suction side of the pump 26 via the valve 45 ,
  • a first pair of check valves 96, 97 is disposed in the first branch in the flow direction in front of and behind the valve 45. These two check valves 96, 97 are opened when the pump in the normal conveying direction shown in Fig. 13 a) promotes hydraulic fluid.
  • a second pair of check valves 95, 98 are arranged in the flow direction in front of and behind the valve 45. These two check valves 95, 98 are closed when the pump delivers hydraulic fluid in the normal conveying direction shown in FIG.

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Abstract

Eine Antriebsvorrichtung (10) für ein Nebenaggregat eines Motors umfasst eine Welle (12) und eine Riemenscheibe (14), die als Eingangselement und Ausgangselement dienen, sowie eine schaltbare Getriebeeinheit (16) zur Drehzahlanpassung, die zwischen der Welle (12) und der Riemenscheibe (14) wirksam ist. Die Getriebeeinheit (16) weist mehrere Getriebeelemente (20, 22, 24) sowie eine erste und eine zweite Kopplungseinrichtung (26,28) zum Bremsen eines der Getriebeelemente (20, 22, 24) oder zum Koppeln zweier Getriebeelemente (20, 22, 24) auf. Die erste Kopplungseinrichtung (26) ist eine in einem hydraulischen Kreislauf (30) angeordnete Pumpe (26) mit einem ersten Pumpenteil und einem zweiten Pumpenteil, die relativ zueinander verdrehbar sind, wobei durch eine Drehbewegung des ersten Pumpenteils und des zweiten Pumpenteils relativ zueinander ein Hydraulikfluid des hydraulischen Kreislaufs (30) förderbar ist und wobei durch ein Drosseln des Förderstroms der Pumpe das erste Pumpenteil und das zweite Pumpenteil betrieblich koppelbar sind. Es ist eine steuerbare Drosseleinrichtung (45) vorgesehen, um den Förderstrom der Pumpe wahlweise zu drosseln und hierdurch den Druck in dem hydraulischen Kreislauf zu ändern. Die zweite Kopplungseinrichtung (28) ist durch die Änderung des Drucks in dem hydraulischen Kreislauf (30) hydraulisch steuerbar.

Description

ANTRIEBSVORRICHTUNG FÜR EIN NEBENAGGREGAT Die vorliegende Erfindung betrifft eine Antriebsvorrichtung für ein Nebenaggregat eines Motors, insbesondere in einem Kraftfahrzeug, mit einer Welle und einer Riemenscheibe, die als Eingangselement und Ausgangselement dienen, und mit einer schaltbaren Getriebeeinheit zur Drehzahlanpassung, die zwischen der Welle und der Riemenscheibe wirksam ist.
Eine derartige Vorrichtung kann dazu genutzt werden, ein Drehmoment von einem Verbrennungsmotor auf ein oder mehrere Nebenaggregate des Verbrennungsmotors, wie beispielsweise einen Generator, eine Lenkhilfepumpe, einen Klimakompressor und/oder eine Wasserpumpe zu übertra- gen. Insofern kann es sich bei der Welle der Antriebsvorrichtung um die Kurbelwelle des Verbrennungsmotors handeln, oder die Welle der Antriebsvorrichtung kann antriebswirksam mit der Kurbelwelle des Verbrennungsmotors gekoppelt sein. Alternativ oder zusätzlich zu dem genannten Verbrennungsmotor kann die Welle der Antriebsvorrichtung mit einem Elektromotor gekoppelt sein, der als Antriebsquelle des Fahrzeugs dient. Die Übertragung des Drehmoments auf ein Nebenaggregat erfolgt über die Riemenscheibe und einen Keilrippenriemen, welcher eine entsprechende Eingangsriemenscheibe des Nebenaggregats antreibt. Die schaltbare Getriebeeinheit ermöglicht es, die Drehzahl des Nebenaggregats im Bedarfsfall anzuheben, um so die Leistung des Nebenaggregats besser auszunutzen. Beispielsweise kann bei niedriger Motordrehzahl eine Übersetzung ins Schnelle und bei hoher Motordrehzahl ein übersetzungsfreier Durchtrieb von der Kurbelwelle zu dem Nebenaggregat eingestellt werden. Auf diese Weise kann zur Erfüllung der Leistungsvorgaben ein entsprechend kleineres Nebenaggregat eingesetzt werden. Durch den Einsatz von kleineren Nebenaggregaten können Kosten gespart und die Kraftstoffverbrauchswerte gesenkt werden. Alternativ ist es auch möglich, die Antriebsvorrichtung an ein Nebenaggregat eines Verbrennungsmotors anzubringen, wobei die genannte Welle in diesem Fall durch die Antriebswelle des Nebenaggregats gebildet wird oder mit dieser antriebswirksam verbunden ist. Die Drehmomentübertragung erfolgt bei dieser Konfiguration nicht von der Welle zur Riemenschei- be, sondern umgekehrt von der Riemenscheibe zur Welle. Dementsprechend bildet die Riemenscheibe das Eingangselement und die Welle bildet das Ausgangselement. Für eine Drehzahlerhöhung des Nebenaggregats gegenüber der Kurbelwelle des Verbrennungsmotors muss in diesem Fall die Übersetzung von der Riemenscheibe zu der Welle ins Schnelle erfolgen.
Getriebeeinheiten der genannten Art weisen mehrere Getriebeelemente sowie eine erste und eine zweite Kopplungseinrichtung zum Bremsen eines der Getriebeelemente und/ oder zum Koppeln zweier Getriebeelemente auf. Bei der ersten Kopplungseinrichtung handelt es sich um eine in ei- nem hydraulischen Kreislauf angeordnete Pumpe mit einem ersten Pumpenteil und einem zweiten Pumpenteil, die relativ zueinander verdrehbar sind, wobei durch eine Drehbewegung des ersten Pumpenteils des zweiten Pumpenteils relativ zueinander ein Hydraulikfluid des hydraulischen Kreislaufs förderbar ist. Durch ein Drosseln des Förderstroms der Pumpe sind das erste Pumpenteil und das zweite Pumpenteil betrieblich
koppelbar, um ein Drehmoment übertragen zu können. Mittels einer steuerbaren Drosseleinrichtung kann der Förderstrom der Pumpe wahlweise gedrosselt werden, wodurch sich der Druck in dem hydraulischen Kreislauf ändert. Beispielsweise ist es möglich, durch ein Blockieren des För- derstroms auf der Saugseite oder auf der Druckseite der Pumpe die beiden verdrehbaren Pumpenteile gegeneinander festzulegen und somit zwei mit den Pumpenteilen verbundene Getriebeelemente der Getriebeeinheit im Wesentlichen drehfest miteinander zu koppeln. Sofern eines der beiden Pumpenteile gehäusefest ist, kann die Pumpe auch als Bremse eingesetzt werden.
Bei herkömmlichen Antriebsvorrichtungen der genannten Art ist die zweite Kopplungseinrichtung häufig als Freilauf ausgebildet, da dieser automatisch umschaltet und somit nicht aktiv angesteuert werden muss. Es existiert eine Vielzahl an möglichen Konstellationen, um mittels einer
Pumpe und eines Freilaufs eine zwischen zwei Übersetzungsverhältnissen schaltbare Getriebeeinheit vorzusehen, wie beispielsweise aus der Patentschrift DE 37 40 082 C2 hervorgeht. Allen dort offenbarten Konstellationen ist jedoch gemeinsam, dass bei einem Drosseln oder Blockieren der Pumpe der Freilauf läuft, um das höhere von zwei Übersetzungsverhältnissen einzustellen. Umgekehrt läuft die Pumpe und der Freilauf sperrt, sofern das geringere von zwei Übersetzungsverhältnissen eingestellt ist.
Dabei besteht insofern ein Problem, als ein Motor üblicherweise haupt- sächlich im höheren Drehzahlbereich betrieben wird. Der am häufigsten vorliegende Betriebszustand ist also derjenige, bei welchem das Eingangselement mit relativ hoher Drehzahl rotiert und somit an der Getriebeeinheit das geringere von zwei Übersetzungsverhältnissen einzustellen ist. Das bedeutet, dass während des Betriebs des Verbrennungsmotors die Pumpe die meiste Zeit über mitläuft und Hydraulikfluid in dem hydraulischen Kreislauf umpumpt, was hinsichtlich des Wirkungsgrads des Motors nachteilig ist.
Es besteht somit ein Bedürfnis, bei Antriebsvorrichtungen der genannten Art Verlustleistungen zu verringern und insbesondere dafür zu sorgen, dass im Hauptbetriebszustand des Motors möglichst wenig Hydraulikfluid umgepumpt wird.
Diese Aufgabe wird durch eine Antriebsvorrichtung mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst.
Erfindungsgemäß ist die zweite Kopplungseinrichtung durch die Änderung des Drucks in dem hydraulischen Kreislauf steuerbar. Somit dient die Drosseleinrichtung dazu, zum Schalten der Getriebeeinheit einerseits den Förderstrom der Pumpe zu drosseln, um das erste Pumpenteil und das zweite Pumpenteil betrieblich zu koppeln, und andererseits synchron hierzu die zweite Kopplungseinrichtung zu betätigen. Es ist also lediglich für die Drosseleinrichtung eine Ansteuerung vorzusehen, da diese indirekt aufgrund der Druckänderung die zweite Kopplungseinrichtung ansteuert. Ein Freilauf ist nicht erforderlich, da das automatische Umschalten durch die Drosseleinrichtung selbst bewerkstelligt wird.
Bei dem ersten Pumpenteil kann es sich um einen Pumpenrotor handeln. Bei dem zweiten Pumpenteil kann es sich um einen weiteren Rotor oder ein Gehäuse der Pumpe handeln.
Vorzugsweise ist die Getriebeeinheit zwischen einem ersten und einem zweiten Übersetzungsverhältnis schaltbar und derart ausgebildet, dass durch das Drosseln des Förderstroms der Pumpe das geringere der beiden Übersetzungsverhältnisse eingestellt wird. Dies ermöglicht wie vorstehend erwähnt einen besonders wirtschaftlichen Motorbetrieb, da im hauptsächlich vorliegenden Betriebszustand kein oder nur wenig Hydraulikfluid gefördert wird und somit die Pumpenverluste gering gehalten werden. Gemäß einer Ausführungsform der Erfindung umfasst die Drosseleinrichtung ein iliehkraftabhängig wirksames Ventil. Durch ein derartiges Ventil kann eine rein passive Steuerung der Drosseleinrichtung vorgesehen werden. Dies ermöglicht einen besonders einfachen konstruktiven Aufbau und eine kostengünstige Herstellung der Getriebeeinheit. Insbesondere sind keine aufwändigen Steuerleitungen, Steuergeräte und dergleichen vorzusehen. Stattdessen ist das Ventil abhängig von einer Drehzahl der Antriebsvorrichtung wirksam, beispielsweise wenn das Ventil gemeinsam mit der genannten Welle rotiert.
Das fliehkraftabhängig wirksame Ventil kann dazu ausgebildet sein, den Förderstrom der Pumpe zu unterbrechen, sobald die Drehzahl des Eingangselements einen vorgegebenen Schwellenwert überschreitet. Der Schwellenwert kann in Abhängigkeit von den Betriebsparametern des Motors sowie den Leistungsanforderungen des Nebenaggregats oder der Nebenaggregate vorgegeben werden. Bei Übergang vom niedrigen in den hohen Motordrehzahlbereich sperrt also das Ventil die Hydraulikfluidlei- tung an der Saugseite oder an der Druckseite der Pumpe und sorgt so dafür, dass die Pumpe im hohen Drehzahlbereich kein Hydraulikfluid mehr fördert.
Gemäß einer Ausgestaltung der Erfindung umfasst das iliehkraftabhängig wirksame Ventil ein bezüglich der Achse der Eingangswelle radial bewegliches Absperrelement, welches in einer ersten und/ oder in einer zweiten Endlage verrastbar ist. Das Absperrelement kann in einem Ventilsitz hin und her beweglich angeordnet sein, wie es grundsätzlich bekannt ist. Die Verrastung kann dabei insbesondere dazu dienen, bei einer vorbestimmten Betrag der Fliehkraft eine relativ abrupt einsetzende Bewegung des Absperrelements herbeizuführen. Zur Einstellung des bewegungsauslö- senden Kraftbetrags können insbesondere federnde Rastelemente in dem Ventilsitz vorgesehen sein, welche in entsprechende Ausnehmungen in dem Absperrelement eingreifen oder umgekehrt. Das Absperrelement lässt sich also erst bei Überwinden der Federkraft bewegen. Auf diese Weise kann ein besonders schnelles und zuverlässiges Öffnen und Schließen des Ventils ermöglicht werden. Darüberhinaus kann ein Hysterese-Effekt bereitgestellt werden, der ein unerwünschtes wiederholtes Umschalten der Getriebeeinheit im Bereich der Übergangsdrehzahl verhindert.
Die zweite Kopplungseinrichtung kann eine hydraulisch betätigbare Bremse oder Kupplung umfassen. Die Bremse oder die Kupplung kann reibschlüssig oder formschlüssig wirken. Vorzugsweise ist die hydraulisch betätigbare Bremse oder Kupplung vorgespannt, insbesondere in Schließrichtung. Der zweiten Kopplungseinrichtung kann ein Steuerkolben zugeordnet sein, der durch das Hydraulikfluid beaufschlagt wird. Bei einer Erhöhung des Drucks in dem hydraulischen Kreislauf wird der Steuerkolben in einer entsprechenden Fluidkammer verschoben und betätigt somit die zweite Kopplungseinrichtung. Sofern es sich bei der zweiten Kopplungseinrich- tung um eine in Schließrichtung vorgespannte Bremse handelt, öffnet der Steuerkolben also bei einer Erhöhung des Fluiddrucks die Bremse und gibt somit ein entsprechendes Getriebeelement der Getriebeeinheit frei.
Gemäß einer Ausführungsform sind der Steuerkolben und das fliehkraft- abhängig wirksame Ventil in einer gemeinsamen Steuerkammer des hydraulischen Kreislaufs angeordnet, wobei das fliehkraftabhängig wirksame Ventil selbst den Steuerkolben bildet. Dies ermöglicht eine besonders einfache und Platz sparende Konstruktion. Insbesondere kann ein Gehäuse des fliehkraftabhängig wirksamen Ventils den Steuerkolben bilden und jeweilige Öffnungen für einen Fluideinlass und einen Fluidauslass aufwei- sen, wobei das im Inneren des Gehäuses angeordnete Absperrelement des Ventils je nach Stellung den Fluideinlass und den Fluidauslass sperrt oder freigibt. Die Getriebeeinheit kann wenigstens einen im Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Eingangselement und dem Ausgangselement angeordneten Planetenradsatz umfassen. Das erste Pumpenteil und das zweite Pumpenteil können jeweils mit unterschiedlichen Elementen des Planetenradsatzes, also mit einem Sonnenrad, einem Planetenträger oder einem Hohlrad, in Verbindung stehen.
Die Pumpe kann als Zahnradpumpe, insbesondere als Gerotorpumpe ausgebildet sein. Alternativ kann der Planetenradsatz in den hydraulischen Kreislauf integriert sein, um mittels rotierender Zahnradelemente des Planetenradsatzes eine Förderung des Hydraulikfluids zu bewirken oder zu unterstützen und hierdurch die Pumpe oder einen Teil der Pumpe zu bilden. Der Planetenradsatz der Getriebeeinheit kann somit in vorteilhafter Weise außer zum Bereitstellen zweier unterschiedlicher Übersetzungsverhältnisse zusätzlich auch als Pumpe genutzt werden. Zu diesem Zweck können beispielsweise geeignete Zufuhr- und Ablaufleitungen vorgesehen sein, welche in zwischen dem Sonnenrad und dem Hohlrad ausgebildete Hohlräume münden. Eine separate Pumpe kann bei dieser Ausführungsform eingespart werden, was hinsichtlich der Herstellungskosten von Vorteil ist.
Vorzugsweise sind durch ein Drosseln der Pumpe zwei Elemente des Planetenradsatzes miteinander koppelbar, um einen Blockumlauf des Planetenradsatzes einzustellen. Der Wirkungsgrad eines Planetenradsatzes ist bei Blockumlauf besonders günstig. Somit ist im hauptsächlich vorliegen- den Betriebszustand des Motors auf zweifache Weise für einen optimalen Wirkungsgrad gesorgt. Zum einen ist die Pumpe blockiert, wodurch Pumpverluste vermieden werden, zum anderen läuft der Planetenradsatz als Block um und verursacht nur geringe Reibungsverluste. In dem hydraulischen Kreislauf kann ferner wenigstens ein Rückschlagventil angeordnet sein, insbesondere in einem Zweig des hydraulischen Kreislaufs und/oder in einer die Pumpe umgehenden Nebenschlussleitung. Durch ein Rückschlagventil zwischen der Saug- und der Druckseite der Pumpe können ein unerwünschtes Blockieren der Antriebsvorrichtung in Übergangszu ständen und insbesondere ein Abbremsen des Motors im Schubbetrieb verhindert werden, da die Pumpe in diesem Fall durch das Rückschlagventil freigegeben werden kann. Durch eine Anordnung aus mehreren Rückschlagventilen kann das Verhalten des Systems im Schubbetrieb weiter verbessert werden.
Weiterhin kann in dem hydraulischen Kreislauf ein, insbesondere in die Pumpe integriertes, Überdruckventil angeordnet sein. Durch ein derartiges Überdruckventil können unerwünschte Druckspitzen abgefangen werden, welche durch Drehschwingungen des Motors herbeigerufen werden. Den beiden Pumpenteilen ist ein gegenseitiges Verdrehen entsprechend einer durch das Überdruckventil abgelassenen Ölmenge möglich.
Alternativ oder zusätzlich kann in dem hydraulischen Kreislauf eine, insbesondere in die Pumpe integrierte, Ausgleichskammer angeordnet sein, deren Aufnahmevolumen durch einen druckabhängig bewegbaren Kolben steuerbar ist. Bei einer auftretenden Druckspitze in dem hydraulischen Kreislauf bewegt sich der Kolben und sorgt dafür, dass eine bestimmte Menge Hydraulikfluid vorübergehend in der Ausgleichskammer aufgenommen wird, um so die Druckspitze abzufangen. Weitere Ausgestaltungen der Erfindung sind auch den Unteransprüchen, der Beschreibung sowie der beigefügten Zeichnung zu entnehmen.
Die Erfindung wird im Folgenden beispielhaft unter Bezugnahme auf die Zeichnung beschrieben.
Fig. 1 zeigt schematisch eine Antriebsvorrichtung gemäß
einer Ausführungsform der Erfindung in einem ersten Betriebszustand.
Fig. 2 zeigt die Antriebsvorrichtung gemäß Fig. 1 in einem zweiten Betriebszustand.
Fig. 3 zeigt eine Antriebsvorrichtung gemäß einer alternati- ven Ausführungsform der Erfindung.
Fig. 4 zeigt eine Stirnansicht eines Planetenradsatzes der
Antriebsvorrichtung gemäß Fig. 3. Fig. 5 zeigt eine Schnittansicht einer konstruktiven Ausgestaltung der Antriebsvorrichtung gemäß Fig. 3.
Fig. 6 zeigt eine Schnittansicht eines fliehkraftabhängig wirksamen Ventils einer erfindungsgemäßen Antriebsvor- richtung.
Fig. 7 zeigt ein Überdruckventil und eine Ausgleichskammer für eine Pumpe einer erfindungsgemäßen Antriebsvorrichtung. Fig. 8 zeigt eine Antriebsvorrichtung, die ähnlich ausgestaltet ist wie die in Fig. 3 gezeigte, wobei ein Schwingungsdämpfer im Kraftübertragungsweg angeordnet ist. Fig. 9 zeigt die Antriebsvorrichtung gemäß Fig. 8 mit einem alternativ ausgestalteten Schwingungsdämpfer.
Fig. 10 a) bis f) zeigen eine Getriebeeinheit einer erfindungsgemäßen
Antriebsvorrichtung in verschiedenen Betriebszustän- den.
Fig. I I a) bis f) zeigen die Getriebeeinheit gemäß Fig. 10 mit einem
zusätzlichen Rückschlagventil. Fig. 12 a) bis d) zeigen die Getriebeeinheit gemäß Fig. 10 mit zwei zusätzlichen Rückschlagventilen.
Fig. 13 a) bis d) zeigen die Getriebeeinheit gemäß Fig. 10 mit vier zusätzlichen Rückschlagventilen.
Gemäß Fig. 1 ist eine Antriebsvorrichtung 10 an einem nicht im einzelnen dargestellten Verbrennungsmotor eines Kraftfahrzeugs befestigt. Die Antriebsvorrichtung 10 dient dazu, ein von dem Verbrennungsmotor abgegebenes Drehmoment auf eine Riemenscheibe 14 zu übertragen, über wel- che ein nicht dargestellter Keilrippenriemen zum Antrieb eines Nebenaggregats des Verbrennungsmotors, z.B. einer Lenkhilfepumpe oder eines Klimakompressors, läuft. Um die Drehzahl der Riemenscheibe 14 und somit der anzutreibenden Eingangswelle des Nebenaggregats an unterschiedliche Betriebszustände des Verbrennungsmotors anzupassen, um- fasst die Antriebsvorrichtung 10 eine schaltbare Getriebeeinheit 16, wel- che zwischen der Kurbelwelle 12 des Verbrennungsmotors und der Riemenscheibe 14 angeordnet ist. Die Getriebeeinheit 16 ist in einem Gehäuse 17 untergebracht und umfasst einen Planetenradsatz 18 mit einem Sonnenrad 20, einer Anordnung von Planetenrädern 21 sowie einem Hohlrad 22. Die Planetenräder 21 sind auf einem Planetenträger 24 gelagert, welcher drehfest mit der Kurbelwelle 12 verbunden ist, und kämmen sowohl mit dem Sonnenrad 20 als auch mit dem Hohlrad 22. Das Hohlrad 22 ist drehfest mit der Riemenscheibe 14 verbunden oder einstückig mit dieser ausgebildet.
Eine erste Kopplungseinrichtung 26 und eine zweite Kopplungseinrichtung 28 dienen dazu, die Getriebeeinheit 16 zwischen einem ersten und einem zweiten Übersetzungsverhältnis hin und herzuschalten. Die erste Kopplungseinrichtung 26 ist als Pumpe ausgebildet, welche in einem hyd- raulischen Kreislauf 30 angeordnet ist und zwei gegeneinander
verdrehbare Pumpenteile umfasst. Eines der beiden Pumpenteile ist drehfest mit dem Planetenträger 24 verbunden, während das andere Pumpenteil drehfest mit dem Sonnenrad 20 verbunden ist. Das in dem hydraulischen Kreislauf 30 befindliche Hydraulikfluid wird bei einer rela- tiven Verdrehung des ersten Pumpenteils gegenüber dem zweiten Pumpenteil in dem hydraulischen Kreislauf 30 umgepumpt. Bei einem Drosseln oder Blockieren des Förderstroms an einer geeigneten Stelle des hydraulischen Kreislaufs 30 wird die Relativdrehung der beiden Pumpenteile gehemmt oder unterbunden und somit eine betriebliche Kopplung des ersten Pumpenteils mit dem zweiten Pumpenteil herbeigeführt. Somit kann also durch Blockieren des Förderstroms der Planetenträger 24 mit dem Sonnenrad 20 antriebswirksam gekoppelt werden. Beispielsweise kann es sich bei der Pumpe 26 um eine Gerotorpumpe handeln. Die zweite Kopplungseinrichtung 28 ist als reibschlüssig wirkende Bremse ausgebildet, mittels welcher das Sonnenrad 20 an dem Gehäuse 17 festgelegt werden kann. Ein Federelement 34 spannt die Bremse in Schließrichtung vor. Die zweite Kopplungseinrichtung 28 ist über Axiallager 99 mit der Getriebeeinheit 16 verbunden, sodass ein Verdrehen zwischen Sonnenrad 20 und Planetenträger 24 ermöglicht wird.
In dem hydraulischen Kreislauf 30 ist eine hydraulische Steuervorrichtung 32 vorgesehen, welche zum synchronen Schalten der Pumpe 26 und der Bremse 28 dient. Die hydraulische Steuervorrichtung 32 umfasst einen in einer Fluidkammer 36 angeordneten Steuerkolben 38, welcher hohl ausgebildet ist und ein in bezüglich der Achse der Kurbelwelle 12 radialer Richtung bewegbares Absperrelement 40 aufnimmt. Das Absperrelement 40 ist mittels einer Feder 42 in radial nach innen weisender Richtung vorgespannt und nimmt bei stillstehendem Motor die in Fig. 1 dargestellte innere Endlage ein. Aufgrund der Wirkung des Federelements 34 nimmt ferner der hohle Steuerkolben 38 die gemäß Fig. 1 linke Endlage innerhalb der Fluidkammer 36 ein. Durch eine in dem Steuerkolben 38 ausgebildete Einlassöffnung 46 sowie eine zu dieser axial gegenüberliegend angeordnete Auslassöffnung 48 ist ein Durchläse bereitgestellt, durch welchen bei in der radial inneren Endlage befindlichem Absperrelement 40 Hydraulik- fluid gefördert werden kann.
Bei rotierendem Planetenträger 24 drückt die Fliehkraft das Absperrele- ment 40 entgegen der Kraft der Feder 42 nach außen, so dass es sich dementsprechend bewegt und ab einer bestimmten Drehzahl der Kurbelwelle 12 bzw. des Planetenträgers 24 vor die Einlassöffnung 46 und die Auslassöffnung 48 gerät, welche somit verschlossen werden. Dadurch wird der Förderstrom in dem hydraulischen Kreislauf 30 unterbrochen, so dass die beiden Pumpenteile nicht mehr gegeneinander rotieren können. Dieser Zustand ist in Fig. 2 dargestellt. Durch den hohlen Steuerkolben 38, das Absperrelement 40 sowie die Feder 42 wird also ein fliehkraftabhängig wirksames Ventil 45 gebildet. Bei einem Blockieren der Einlassöffnung 46 und der Auslassöffnung 48 wird der Druck in dem hydraulischen Kreislauf 30 erhöht, wodurch der durch das Hydraulikfluid beaufschlagte Steuerkolben 38 in die rechte Endlage gemäß Fig. 2 gedrückt wird. In dieser Endlage ist die Bremse 28 entgegen der Vorspannkraft des Federelements 34 geöffnet. Bei niedriger Motordrehzahl ist also das Sonnenrad 20 blockiert und die Kurbelwelle 12 treibt über den Planetenträger 24 die Planetenräder 21 an, welche an dem feststehenden Sonnenrad 20 abwälzen und ihrerseits das Hohlrad 22 antreiben, wobei die Pumpe 26 Hydraulikfluid in dem hydraulischen Kreislauf 30 fördert. Die Drehbewegung der Kurbelwelle 12 wird hierbei ins Schnelle übersetzt. Bei höherer Motordrehzahl wird der Planetenträger 24 über die blockierte Pumpe 26 im Wesentlichen drehfest mit dem Sonnenrad 20 gekoppelt und synchron hierzu wird das Sonnenrad 20 durch Öffnen der Bremse 28 freigegeben. Der Planetenradsatz 18 läuft als Block um und es erfolgt eine Drehzahlübertragung im Verhältnis von nahezu 1 : 1 (d.h. i= l) von der Kurbelwelle 12 auf die Riemenscheibe 14.
Zum Schalten der hydraulischen Steuervorrichtung 32 sind keinerlei Steuerleitungen erforderlich, da beide Kopplungseinrichtungen 26, 28 mittels der hydraulischen Steuervorrichtung 32 synchron und automa- tisch aufgrund der Fliehkraft geschaltet werden. Das höhere der beiden Übersetzungsverhältnisse, welches während des Motorbetriebs am häufigsten zum Einsatz kommt, zeichnet sich durch einen besonders hohen Wirkungsgrad aus, da zum einen die Pumpe 26 blockiert ist und zum anderen der Planetenradsatz 18 als Block umläuft. Die gezeigte Riemenscheibe 14 treibt über den genannten Keilrippenriemen wenigstens eine nicht dargestellte weitere Riemenscheibe des betreffenden Nebenaggregats an, wobei durch unterschiedliche Durchmesser der beiden Riemenscheiben ein weiteres Übersetzungsverhältnis definiert wird, welches dem schaltbaren Übersetzungsverhältnis der Getriebeeinheit 16 überlagert ist. Auf diese Weise kann die Drehzahl der Kurbelwelle 12 auch wahlweise ins Schnelle oder ins Langsame übersetzt werden. Beispielsweise kann der Durchmesser der Riemenscheibe 14 etwas geringer sein als der Durchmesser der nachgeordneten weiteren Riemenschei- be. Wenn an der Getriebeeinheit 16 bei hoher Motordrehzahl ein Übersetzungsverhältnis von nahezu 1 : 1 eingestellt ist, erfolgt somit bezüglich der Drehzahl des Nebenaggregats insgesamt eine Übersetzung ins Langsame, während (natürlich bei ausreichend großem Übersetzungsverhältnis der Getriebeeinheit 16) am Nebenaggregat insgesamt noch eine Übersetzung ins Schnelle erreicht wird, wenn bei niedriger Motordrehzahl die Bremse 28 geschlossen und die Getriebeeinheit 16 somit aktiviert ist.
In Fig. 3 ist eine Antriebsvorrichtung 10' gemäß einer alternativen Ausführungsform der Erfindung dargestellt. Die erste Kopplungseinrichtung 26' ist hier durch den als Zahnradpumpe betriebenen Planetenradsatz 18 selbst gebildet. Zu diesem Zweck sind gemäß Fig. 4 geeignete Saugleitungen 50 und Druckleitungen 52 für das Hydraulikfluid des hydraulischen Kreislaufs vorgesehen, welche in die Hohlräume 54 zwischen dem Hohlrad 22 und dem Sonnenrad 20 münden. Die Hohlräume 54 sind somit in den hydraulischen Kreislauf 30' integriert und der Planetenradsatz 18 wirkt als Zahnradpumpe. Auf eine separate Pumpe kann somit verzichtet werden. Fig. 5 zeigt eine konstruktive Ausgestaltung der Antriebsvorrichtung 10'. Fig. 6 zeigt ein fliehkraftabhängig wirksames Ventil 45 in einer vergrößerten Darstellung. Aus dieser Darstellung geht hervor, dass eine Rastvorrichtung 56 vorgesehen ist, die eine federvorgespannte Arretierkugel 58 umfasst, welche in eine umlaufende Nut 60 des Absperrelements 40 ein- greift. Durch die Rasteinrichtung 56 wird erreicht, dass die Bewegung des Absperrelements 40 bei einer exakt definierten Losbrechkraft abrupt beginnt und das Ventil 45 dann relativ schnell schließt. Die Losbrechkraft ist dabei durch die Größe und die Richtung der Federkraft sowie die Form der Nut 60 einstellbar. Grundsätzlich könnte durch eine ähnlich gestaltete zweite Anordnung aus Arretierkugel und Nut auch das Schließen des Ventils 45 gesteuert werden.
Fig. 7 zeigt Maßnahmen zur Minderung von Druckspitzen in dem hydraulischen Kreislauf 30, welche durch Drehschwingungen des Verbrennungsmotors hervorgerufen werden können. Ein zwischen der Druckkammer D und der Saugkammer S der Pumpe 26 wirksames Überdruckventil 62 sorgt dafür, dass bei einem Auftreten von Druckspitzen eine gewisse Menge an Hydraulikfluid abgelassen wird und sich die Pumpenteile der Pumpe 26 somit geringfügig verdrehen können. Zusätzlich ist eine Ausgleichskammer 64 vorgesehen, deren Aufnahmevolumen für Hydraulikfluid durch einen federvorgespannten, druckabhängig bewegbaren Kolben 66 steuerbar ist. Bei Druckspitzen kann eine zusätzliche Fluid- menge in der Ausgleichskammer 64 aufgenommen werden, so dass auch durch diese Maßnahme die beiden Pumpenteile geringfügig gegeneinander verdreht werden können.
In Fig. 8 und 9 sind Möglichkeiten gezeigt, um den Planetenträger 24 des Planetenradsatzes 18 (also das mit der Kurbelwelle 12 drehfest gekoppelte Getriebeelement) als Schwingungstilger zu nutzen. Gemäß Fig. 8 ist der Planetenträger 24 geteilt ausgeführt, wobei die beiden Teile bezüglich der Achse der Kurbelwelle 12 relativ zueinander verdrehbar und durch ein elastisches Dämpfungselement 70, vorzugsweise aus Gummi, miteinander drehelastisch gekoppelt sind. Die Masse des Planetenträgers 24 kann somit als Schwingungstilgermasse genutzt werden. Bei der in Fig. 9 dar- gestellten Ausgestaltung ist ein separates Schwungmassenelement 72 am Planetenträger 24 angebracht, wobei zur Entkopplung ein elastisches, vorzugsweise aus Gummi gefertigtes, Verbindungselement 74 zwischen dem Planetenträger 24 und dem Schwungmassenelement 72 angeordnet ist. Dadurch kann der Planetenträger 24 als Nabe genutzt werden. Auch die parallele Anbringung eines eigenen Schwingungstilgers auf der Kurbelwelle 12 vor oder nach der Getriebeeinheit 16 ist möglich.
Das Massenträgheitsmoment des Nebenaggregats kann während einer ausgeprägten Motorverzögerung, wie sie z.B. bei einem Gangwechsel auf- tritt, zu einem kurzzeitigen Wechsel der Wirkrichtung der Pumpe 26, 26' führen. Beim Antrieb der Getriebeeinheit 16 im Zustand des Blockumlaufs (Fig. 2) läuft der Planetenträger 24 aufgrund von Spalt- Leckagen in der Pumpe 26, 26' stets etwas schneller als das abgetriebene Hohlrad 22, und das Sonnenrad 20 rotiert dementsprechend etwas schneller als der Plane- tenträger 24. Während eines Gangwechsels fällt die Motordrehzahl schnell ab, wohingegen die Riemenscheibe 14 aufgrund der Trägheit des angeschlossenen Nebenaggregats dazu neigt, die Drehzahl aufrecht zu erhalten. Im Übergang zum Schubbetrieb läuft somit - wenn auch nur kurzzeitig - das Hohlrad 22 schneller als der Planetenträger 24, und das Sonnen- rad 20 rotiert dementsprechend langsamer als der Planetenträger 24. Bei der Pumpe 26, 26' wechseln somit im geblockten Zustand kurzzeitig Saug- und Druckseite. Ferner wird in der ursprünglichen Druckkammer D der Druck nicht mehr aufrecht erhalten, sondern innerhalb der Pumpe 26, 26' wird Hydraulikfluid von der Druckkammer D zu der Saugkammer S geför- dert, wodurch der Steuerkolben 38 in Schließrichtung verschoben und mithin die Bremse 28 geschlossen wird. Der dadurch drohende Zustand eines Abbremsens der genannten Antriebsvorrichtung 10 (Bremse 28 ist geschlossen und Pumpe 26, 26' ist im Wesentlichen blockiert) kann durch das Vorsehen von einem oder mehreren Rückschlagventilen vermieden werden, wie nachfolgend näher ausgeführt wird.
Zur Verdeutlichung des Verhaltens einer erfindungsgemäßen Antriebsvorrichtung 10 bei einem Wechsel zwischen Zug- und Schubbetrieb des Motors ist die Getriebeeinheit 16 in Fig. 10 a) bis f) in verschiedenen Be- triebszu ständen dargestellt. Gemäß Fig. 10 a) ist im Zugbetrieb und bei niedriger Drehzahl die Bremse 28 blockiert und die Pumpe 26 läuft. Bei höheren Drehzahlen wird gemäß Fig. 10 b) die Bremse 28 geöffnet und die Pumpe 26 blockiert. Bei einem Übergang auf Schubbetrieb wird gemäß Fig. 10 c) die Bremse allmählich geschlossen. Es wird gemäß Fig. lOd) ein Zustand erreicht, in dem sowohl die Bremse 28 als auch die Pumpe 26 blockiert ist. Dieser Zustand kann auch als "double lock mode" bezeichnet werden. Bei einer Rückkehr in den Zugbetrieb bei hoher Drehzahl gemäß Fig. 10 e) öffnet die Bremse 28, während die Pumpe 26 blockiert bleibt. Bei Verringerung der Drehzahl schließt schließlich die Bremse 28 und die Pumpe 26 läuft. Ungünstig ist insbesondere der Zustand gemäß
Fig. 10 d), bei welchem der Motor gegen das Getriebegehäuse gebremst wird.
Zur Abhilfe kann gemäß Fig. I I a) bis f), in welchen die gleichen Betriebs- zustände dargestellt sind wie in Fig. 10 a) bis f), eine Nebenschlussleitung 90 vorgesehen sein, welche die Druckseite und die Saugseite der Pumpe 26 unmittelbar miteinander verbindet. In der Nebenschlussleitung 90 ist ein Rückschlagventil 92 angeordnet, und zwar derart, dass das Rückschlagventil 92 die Nebenschlussleitung 90 verschließt, wenn die Pumpe Hydraulikfluid in der in Fig. I I a) gezeigten Normalförderrichtung fördert, welche dem normalen Betriebszustand entspricht. Das gleichzeitige Blockieren von Pumpe 26 und Bremse 28 wird gemäß Fig. 1 1 d) dadurch verhindert, dass die Pumpe 26 bei einer Umkehr der Pumprichtung über die Nebenschlussleitung 90 umpumpen und somit laufen kann, wie durch Pfeile verdeutlicht ist. Das Rückschlagventil 92 ist in diesem Übergangszustand der Antriebsvorrichtung also geöffnet.
In den Fig. 12 a) bis d) ist eine Konstellation dargestellt, bei welcher in dem hydraulischen Kreislauf 30 ein zusätzliches Rückschlagventil 94 angeordnet ist, und zwar außerhalb der Nebenschlussleitung 90 zwischen dem Steuerkolben 38 (vgl. Fig. 1 und 2) und derjenigen Seite der Pumpe 26, die bei einem Pumpenbetrieb in der Normalförderrichtung gemäß Fig. 12 a) die Druckseite bildet. Das zweite Rückschlagventil 94 hält gemäß Fig. 12 c) während des Schubbetriebs bei hoher Drehzahl die Bremse 28 bis zum Öffnen des fliehkraftabhängig wirksamen Ventils 45 offen, indem das zweite Rückschlagventil 94 ein Rückströmen des
Hydraulikfluids zur Pumpe 26 verhindert.
Fig. 13 a) bis d) zeigen eine weitere Konstellation, gemäß welcher der hyd- raulische Kreislauf 30 einen ersten Zweig und einen zweiten Zweig um- fasst, die jeweils die Druckseite der Pumpe 26 über das Ventil 45 mit der Saugseite der Pumpe 26 verbinden. Ein erstes Paar von Rückschlagventilen 96, 97 ist in dem ersten Zweig in Strömungsrichtung vor bzw. hinter dem Ventil 45 angeordnet. Diese beiden Rückschlagventile 96, 97 sind geöffnet, wenn die Pumpe in der in Fig. 13 a) gezeigten Normalförderrichtung Hydraulikfluid fördert. In dem zweiten Zweig des hydraulischen Kreislaufs 30 ist ein zweites Paar von Rückschlagventilen 95, 98 in Strömungsrichtung vor bzw. hinter dem Ventil 45 angeordnet. Diese beiden Rückschlagventile 95, 98 sind geschlossen, wenn die Pumpe in der in Fig. 13 a) gezeigten Normalförderrichtung Hydraulikfluid fördert. Im Fall einer kurzzeitigen Umkehr der Pumprichtung während des erläuterten Schubbetriebs können die Rückschlagventile 95, 98 des genannten zweiten Zweigs sich öffnen, wie in Fig. 13 c) gezeigt ist. Hierdurch bleibt die Bremse 28 zuverlässig offen, um den unerwünschten "double lock mode" zu vermeiden. Bei dieser Konstellation kann ein Druckabbau durch Leckagen verhindert werden, da sowohl im Zugbetrieb als auch im Schubbetrieb Hydraulikfluid in die Fluidkammer 36 nachgefördert wird, um den Steuerkolben 38 in Öffnungsrichtung zu beaufschlagen (vgl. Fig. 2). Bei geschlossenem Ventil 45 öffnet hier die Bremse 28 nie.
Bezugszeichenliste
10 Antriebsvorrichtung
12 Kurbelwelle
14 Riemenscheibe
16 Getriebeeinheit
17 Gehäuse
18 Planetenradsatz
20 Sonnenrad
21 Planetenrad
22 Hohlrad
24 Planetenträger
26, 26' erste Kopplungseinrichtung
28 zweite Kopplungseinrichtung 30, 30' hydraulischer Kreislauf
32 hydraulische Steuervorrichtung
34 Federelement
36 Fluidkammer
38 Steuerkolben
40 Absperrelement
42 Feder
45 Ventil
46 Einlassöffnung
48 Auslassöffnung
50 Zulaufleitung
52 Ablaufleitung
54 Hohlraum
56 Rasteinrichtung
58 Arretierkugel
60 Nut 62 Überdruckventil 64 Ausgleichskammer
66 Kolben
70 elastisches Dämpfungselement 72 Schwungmassenelement 74 Verbindungselement
90 Nebenschlussleitung
92 Rückschlagventil
94 Rückschlagventil
95 Rückschlagventil
96 Rückschlagventil
97 Rückschlagventil
98 Rückschlagventil
99 Axiallager
D Druckkammer
S Saugkammer

Claims

Patentansprüche
Antriebsvorrichtung ( 10) für ein Nebenaggregat eines Motors, mit einer Welle ( 12) und einer Riemenscheibe ( 14), die als Eingangselement und Ausgangselement dienen, und mit einer schaltbaren Getriebeeinheit ( 16) zur Drehzahlanpassung, die zwischen der Welle ( 12) und der Riemenscheibe ( 14) wirksam ist,
wobei die Getriebeeinheit ( 16) mehrere Getriebeelemente (20, 22, 24) sowie eine erste und eine zweite Kopplungseinrichtung (26, 26', 28) zum Bremsen eines der Getriebeelemente (20, 22, 24) oder zum Koppeln zweier Getriebeelemente (20, 22, 24) aufweist,
wobei die erste Kopplungseinrichtung (26, 26') eine in einem hydraulischen Kreislauf (30, 30') angeordnete Pumpe mit einem ersten Pumpenteil und einem zweiten Pumpenteil ist, die relativ zueinander verdrehbar sind, wobei durch eine Drehbewegung des ersten Pumpenteils und des zweiten Pumpenteils relativ zueinander ein Hydraulikfluid des hydraulischen Kreislaufs (30, 30') förderbar ist und wobei durch ein Drosseln des Förderstroms der Pumpe das erste Pumpenteil und das zweite Pumpenteil betrieblich koppelbar sind, und
wobei eine steuerbare Drosseleinrichtung (45) vorgesehen ist, um den Förderstrom der Pumpe wahlweise zu drosseln und hierdurch den Druck in dem hydraulischen Kreislauf (30, 30') zu ändern,
dadurch g e k e n n z e i c h n e t ,
dass die zweite Kopplungseinrichtung (28) durch die Änderung des Drucks in dem hydraulischen Kreislauf (30, 30') hydraulisch steuerbar ist.
2. Vorrichtung nach Anspruch 1 ,
wobei die Getriebeeinheit ( 16) zwischen einem ersten und einem zweiten Übersetzungsverhältnis schaltbar ist und derart ausgebildet ist, dass durch das Drosseln des Förderstroms der Pumpe (26, 26') das geringere der beiden Übersetzungsverhältnisse eingestellt wird.
3. Vorrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, wobei die Drosseleinrichtung (45) ein iliehkraftabhängig wirksames Ventil umfasst.
4. Vorrichtung nach Anspruch 3,
wobei das iliehkraftabhängig wirksame Ventil dazu ausgebildet ist, den Förderstrom der Pumpe (26, 26') zu unterbrechen, sobald die Drehzahl des Eingangselements ( 12) einen vorgegebenen Schwellenwert überschreitet.
5. Vorrichtung nach Anspruch 3 oder 4,
wobei das fliehkraftabhängig wirksame Ventil (45) ein radial bewegliches Absperrelement (40) umfasst, welches in einer ersten und in einer zweiten Endlage verrastbar ist.
6. Vorrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, wobei die zweite Kopplungseinrichtung (28) eine hydraulisch betätigbare Bremse oder Kupplung umfasst.
7. Vorrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, wobei der zweiten Kopplungseinrichtung (28) ein Steuerkolben (38) zugeordnet ist, der durch das Hydraulikfluid beaufschlagt wird.
8. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 3 bis 5 und nach Anspruch 7,
wobei der Steuerkolben (38) und das fliehkraftabhängig wirksame Ventil (45) in einer gemeinsamen Steuerkammer (36) des hydraulischen Kreislaufs (30, 30') angeordnet sind, wobei das fliehkraftabhängig wirksame Ventil (45) den Steuerkolben bildet.
9. Vorrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, wobei die Pumpe (26, 26') als Zahnradpumpe, insbesondere als Gerotorpumpe, ausgebildet ist.
10. Vorrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, wobei die Getriebeeinheit ( 16) wenigstens einen im Drehmomentübertragungsweg zwischen dem Eingangselement ( 12) und dem Ausgangselement ( 14) angeordneten Planetenradsatz ( 18) umfasst.
1 1. Vorrichtung nach Anspruch 10,
wobei der Planetenradsatz ( 18) in den hydraulischen Kreislauf (30') integriert ist, um mittels rotierender Zahnradelemente (20, 21, 22) des Planetenradsatzes ( 18) eine Förderung des Hydraulikfluids zu bewirken oder zu unterstützen und hierdurch die Pumpe oder einen Teil der Pumpe zu bilden.
12. Vorrichtung nach Anspruch 10 oder 1 1,
wobei durch ein Drosseln der Pumpe (26, 26') zwei Elemente des Planetenradsatzes ( 18) miteinander koppelbar sind, um einen
Blockumlauf des Planetenradsatzes ( 18) einzustellen.
13. Vorrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, wobei eine Nebenschlussleitung (90) vorgesehen ist, welche eine Druckseite und eine Saugseite der Pumpe (26, 26') miteinander verbindet und in welcher ein erstes Rückschlagventil (92) angeordnet ist.
14. Vorrichtung nach Anspruch 13,
wobei in dem hydraulischen Kreislauf (30, 30') zwischen der Drosseleinrichtung (45) und der Pumpe (26, 26') ein zweites Rückschlagventil (94) angeordnet ist.
15. Vorrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, wobei der hydraulische Kreislauf (30, 30') einen ersten Zweig und einen zweiten Zweig aufweist, wobei ein erstes Paar von Rückschlagventilen (96, 97) in dem ersten Zweig vor und hinter der Drosseleinrichtung (45) angeordnet ist, und wobei ein zweites Paar von Rückschlagventilen (95, 98) in dem zweiten Zweig vor und hinter der Drosseleinrichtung (45) angeordnet ist.
16. Vorrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, wobei in dem hydraulischen Kreislauf (30, 30') ein, insbesondere in die Pumpe (26, 26') integriertes, Überdruckventil (62) angeordnet ist.
17. Vorrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, wobei in dem hydraulischen Kreislauf (30, 30') eine, insbesondere in die Pumpe (26, 26') integrierte, Ausgleichskammer (64) angeordnet ist, deren Aufnahmevolumen durch einen druckabhängig bewegba- ren Kolben (66) steuerbar ist.
18. Vorrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, wobei ein Element der Getriebeeinheit ( 16), insbesondere ein Planetenträger (24), wenigstens zwei zueinander drehbewegliche Teile aufweist, die durch ein elastisches Dämpfungselement (70) miteinander gekoppelt sind.
19. Vorrichtung nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche, wobei an einem Element der Getriebeeinheit ( 16), insbesondere an einem Planetenträger (24), ein Drehschwingungsdämpfer angebracht ist, wobei der Drehschwingungsdämpfer insbesondere ein
Schwungmassenelement (72) und ein elastisches Verbindungselement (74) zum Koppeln des Schwungmassenelements (72) mit dem Element der Getriebeeinheit ( 16) umfasst.
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