WO2011120488A1 - Hydrauliksystem - Google Patents

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WO2011120488A1
WO2011120488A1 PCT/DE2011/000257 DE2011000257W WO2011120488A1 WO 2011120488 A1 WO2011120488 A1 WO 2011120488A1 DE 2011000257 W DE2011000257 W DE 2011000257W WO 2011120488 A1 WO2011120488 A1 WO 2011120488A1
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WO
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hydraulic pump
hydraulic
pressure
conical
hydraulic system
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PCT/DE2011/000257
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English (en)
French (fr)
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Reinhard Stehr
Maximilian Podschwadt
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Schaeffler Technologies AG and Co KG
Original Assignee
Schaeffler Technologies AG and Co KG
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Ceased legal-status Critical Current

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    • 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
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
    • F16H61/662—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members
    • F16H61/66272—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members characterised by means for controlling the torque transmitting capability of the gearing
    • 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
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/0021—Generation or control of line pressure
    • F16H61/0025—Supply of control fluid; Pumps therefor

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic system with a hydraulic pump for the hydraulic supply of a transmission, in particular a conical-pulley, which is associated with a torque sensor and a power supply by means of the hydraulic system.
  • the transmission can be, for example, a conical-pulley transmission with a variably adjustable transmission ratio.
  • the conical-pulley belt drive can be connected to a drive source, for example an internal combustion engine, and can set a drive ratio, for example, as part of a drive train of a motor vehicle.
  • conical-pulley-belt transmissions usually have two pairs of conical disks, which are looped by a belt. To set the translation, a distance of each paired conical disks can be varied, wherein by means of a contact pressure of the conical disks against the belt member a friction necessary for torque transmission is generated.
  • the object of the invention is to provide a hydraulic system according to the preamble of claim 1, which is simple in construction and inexpensive to produce.
  • the efficiency of the hydraulic system should be improved.
  • the object is achieved in a hydraulic system with a hydraulic pump for supplying hydraulic power to a transmission, in particular a conical-pulley, which is associated with a torque sensor, characterized in that the hydraulic pump is arranged in the torque flow of the transmission that the hydraulic pump is dependent on a moment of the torque flow Provides pressure.
  • the pressure can be used directly for setting a torque-independent contact pressure on conical disks of the transmission.
  • the hydraulic pump in only one unit fulfills the function of the hydraulic supply of the hydraulic system and that of the torque sensor.
  • the pressure is not dependent on an operating state possibly further existing hydraulic components.
  • an overall efficiency of the hydraulic system and thus of the transmission can be improved.
  • a preferred embodiment of the conical-pulley belt transmission is characterized in that the pressure is applied as a contact pressure on a belt of the conical pulley Umschlingungsgetriebes, wherein a related to a rotation angle of the hydraulic pump Pumpenhubvolumen the hydraulic pump and related to a linear adjustment of conical disks stroke volume of Contact chambers of the conical-pulley belt drive are coordinated so that the passed through the hydraulic pump torque controls the contact pressure so that it is above a minimum torque required for transmitting the Anpressschwelltik. Under a Anpressschwelltik that contact pressure can be understood, in which a slipping of the Umschlingungsorgans can be just barely avoided.
  • the hydraulic pump is arranged in a torque flow of the transmission, in particular a drive train, which has the transmission.
  • a volume flow depends advantageously not on a speed of the drive source and / or the transmission, but by a slip occurring by means of the hydraulic pump in the drive train.
  • This is a tion recording of the hydraulic pump substantially dependent on a volume requirement of downstream hydraulic components.
  • slip occurs due to the hydraulic pump only when actually downstream consumers of the hydraulic system tap into a volume flow.
  • from a system pressure to a tank pressure reduced and funded in the tank loss volume flows can be avoided.
  • a further preferred embodiment of the conical-pulley belt-type transmission is characterized in that the hydraulic pump is designed as a radial piston pump and the lifting pistons are arranged radially inside a cam ring having the lifting cams.
  • the radial piston pump can be arranged with a comparatively small space requirement in the moment flux, wherein if no volumetric flow is tapped off, it runs along as a block, ie has no power consumption.
  • a comparatively low leakage can be realized in a small space and with little effort.
  • a further preferred embodiment of the conical-pulley belt transmission is characterized in that the hydraulic pump is part of a starting unit of the transmission.
  • a volume flow conveyed by the pump can be adjusted, for example by means of a controllable valve connected downstream of the hydraulic pump, wherein the slip is adjusted infinitely between one hundred percent and a minimum slip occurring during driving, for example, of zero percent during a starting process can be.
  • the hydraulic pump completely replaces an otherwise usually existing clutch.
  • an otherwise usually existing clutch is still provided, but this is designed smaller.
  • each of the reciprocating piston is preceded by an inlet valve and an outlet valve connected downstream.
  • a volume of the piston supplied and discharged be controlled flow, so that per piston reciprocating pulsating flow.
  • a further preferred embodiment of the conical-pulley belt transmission is characterized in that the pistons are stepped.
  • more pistons can thus be provided within the cam ring, resulting in an overall more uniform volumetric flow and / or a more uniform transmission ratio of the hydraulic pump which is dependent on a rotational angle.
  • a further preferred embodiment of the conical-pulley belt transmission is characterized in that a partial surface of the pistons is assigned to a high-pressure side of the hydraulic pump.
  • a back dividing the piston, in particular for performing a suction work take place due to a pressure force of the high pressure side induced on the partial surfaces.
  • the invention further relates to a transmission, in particular a conical-pulley, with a hydraulic system described above. This results in the advantages described above.
  • Figure 1 is a schematic view of a hydraulic system for supplying a belt pulley according to the prior art
  • Figure 2 is a schematic view of a hydraulic system according to the invention for supplying a conical-pulley belt drive
  • FIG. 3 shows a cross section of a hydraulic pump of the hydraulic system shown in FIG. 2 and FIG.
  • FIG. 4 shows a longitudinal section of the hydraulic pump shown in FIG.
  • FIG. 1 shows a schematic view of a hydraulic system 1 with a hydraulic pump 3 for the hydraulic supply of a conical-pulley transmission 5 to which a torque sensor 7 is assigned.
  • the hydraulic system 1 shown in Figure 1 is carried out according to the prior art.
  • the conical-pulley 5 is part of a drive train of a motor vehicle 9 only partially shown.
  • the drive train of the motor vehicle 9 has a drive source 11, for example in the form of an internal combustion engine.
  • the drive source 11 is a starter unit 13 downstream.
  • the starter unit 13 can have, for example, a dry multi-plate clutch, a wet multi-plate clutch, a hydrodynamic converter, an electric machine and / or the like.
  • the starter unit 13 is the torque sensor 7 downstream.
  • the torque sensor 7 has, for example, a torque-dependent pressure relief valve 15, which may have, for example, by means of two spreading discs not shown in more detail and rolling on rolling elements, which are arranged in the torque flow of the drive train.
  • the moment sensor 7, the conical-pulley 5 is connected downstream.
  • the conical-pulley 5, a drive device 17, in particular a further gear stage or a differential and drive wheels of the motor vehicle 9 are connected downstream.
  • the conical-pulley comprises two conical disk pairs 19, which are looped by a belt member 21, for example a link chain.
  • the torque flow from the drive source 11 to the drive device 17 is effected by an input side cone pulley pair 19, which is connected downstream of the torque sensor 7 via the belt 21 on an output side cone pulley pair 19, which is the drive device 17 upstream.
  • the cone pulley pairs 19 are each connected by means of a hydraulic pressure chamber 23 with a torque of one in the drive train of the motor vehicle. zeugs 9 held torque flow dependent contact pressure against the Umschlingungsorgan 21 pressed.
  • the conical disk pairs 19 are adjusted to set a translation of the conical-pulley 5 by means of an adjusting device, not shown.
  • the hydraulic contact pressure chambers 23 are respectively connected downstream of the hydraulic pump 3.
  • the torque sensor 7 or the torque-independent pressure limiting valve 15 of the hydraulic pump 3 is connected downstream.
  • the hydraulic pump 3 is mechanically associated as an accessory of the drive source 11, wherein a drive speed of the hydraulic pump 3 directly depends on a rotational speed of the drive source 11.
  • FIG. 2 shows a schematic view of a hydraulic system 1 according to the invention with a hydraulic pump 3.
  • the hydraulic pump 3 is arranged in the drive train, that is to say in the torque flow of the drive train of the motor vehicle 9.
  • a drive speed of the hydraulic pump 3 depends on a slip or a speed difference between the drive source 11 and an input shaft of the conical-pulley 5.
  • the hydraulic pump 3 is the Anpressschn 23 downstream, in contrast, the hydraulic pump 3 itself provides a dependent of the moment of the drive train of the motor vehicle 9 pressure as output pressure.
  • the torque-dependent pressure limiting valve 15 shown in FIG. 1 and connected downstream of the hydraulic pump 3 is not necessary.
  • the drive train of the motor vehicle 9 according to the illustration of Figure 2 no separate coupling. Rather, the hydraulic pump 3 in addition to the function of the torque sensor 7 also fulfills the function of the starting unit 13.
  • a slip of the hydraulic pump 3 can be set to one hundred percent.
  • Corresponding, necessary for this hydraulic control valves, which derive a corresponding, promoted in this slip volume flow in a tank 25 of the hydraulic system 1, are not shown in detail in Figure 2.
  • FIG. 3 shows a cross section of the hydraulic pump 3 shown in FIG. 2.
  • FIG. 4 shows a longitudinal section of the hydraulic pump 3 shown in FIGS. 2 and 3. Reference will be made below to FIGS. 3 and 4 together.
  • the hydraulic pump 3 has an outer housing forming cam ring 27.
  • the cam ring 27 has lift cams 29, roll on the reciprocating piston 31.
  • the lifting piston 31 roll by means of associated rolling bearings 33 on the lifting cam 29 of the cam ring 27 from.
  • the reciprocating pistons 13 are stepped and mounted radially displaceable longitudinally in a stepped bore 35 of a rotor 37 of the hydraulic pump 3.
  • the rotor 37 is rotatably supported by two rolling bearings 39 to the cam ring 27.
  • the hydraulic pump 3 has a low-pressure inlet 41 and a high-pressure outlet 43.
  • the high pressure outlet 43 is associated with the stepped bores 35 so that an output pressure of the hydraulic pump 3 acts on a reduced cross sectional area of the stepped reciprocating pistons 29, whereby the reciprocating pistons 29 are exposed to high pressure.
  • the low-pressure inlet 41 is a suction valve 45 connected downstream of each piston 31.
  • the suction valves 45, the respective reciprocating piston 31 and a stroke volume 47 of the corresponding reciprocating piston 31 is connected downstream.
  • the stroke volume 47 and the corresponding reciprocating piston 31 is followed by an outlet valve 49 in each case.
  • the suction valves 45 and the outlet valves 49 are each designed as check valves.
  • the stroke volume 47 of the hydraulic pump 3 is designed so that a transmitted drive torque of the drive train of the motor vehicle 9 required in the Anpressschwelln 23 hydraulic pressure or in a variator of the Cone pulley 5 produces required mechanical contact pressure.
  • Decisive is a contact pressure in a so-called Underdrive (UD) or a minimum in this operating condition for a perfect torque transfer Anpressschwelltik.
  • Other translations require lower contact pressures at a given moment. If appropriate, which is not shown in FIG. 2, they can be generated from the basic pressure of the hydraulic pump 3 by means of a suitable hydraulic circuit.
  • the delivery rate and thus a slip speed of the hydraulic pump 3 are advantageous for a flow rate of these downstream hydraulic consumers. This advantageously ensures demand-based power consumption.
  • the hydraulic pump 3 as shown in Figures 3 and 4, is designed as a radial piston pump.
  • the cam ring 27 rotates around a cylinder star of the rotor 37 having the lifting pistons 31 with the individually movable lifting pistons 31, which each have a suction valve 45 or an inlet valve and an outlet valve 49.
  • the valves 45 and 49 are not positively controlled, designed as check valves, thereby advantageously the hydraulic pump 3 can generate a hydraulic pressure at the high-pressure outlet 43 equally even with an alternating torque sign. This can be advantageous, for example, in a push and pull operation of the motor vehicle 9.
  • the staging offers the possibility of applying a preferably small partial area for issuing the reciprocating pistons 31 with the outlet pressure, that is to assign them to the high-pressure outlet 43.
  • the lifting piston 31 roll on a Hubringkontur or the lifting cam 29 preferably roller bearings by means of bearings 33 from.
  • a number of reciprocating pistons 31 and a number of lifting cams 29 are preferably matched to one another in such a way that the smallest possible fluctuation in a conversion factor arises moment to pressure.
  • prime numbers can be provided for this purpose.
  • the hydraulic pump 3 can be designed so that the smallest possible transverse force between the cam ring or the cam ring 27 and the cylinder star or the rotor 37 results.
  • the hydraulic pump 3 can be designed symmetrically.
  • the number of reciprocating pistons 31 may be 9, for example.
  • the reciprocating piston 31 shown in Figures 3 and 4 are against the stepped bore 35 by means of a gap fit in a fluid-tight abutting contact.
  • additional sealing elements in particular elastomeric seals and / or piston rings.
  • the hydraulic pump 3 is arranged to fulfill the function of the torque sensor 7 in the torque flow of the conical-pulley 5 and supplies a torque-dependent pressure to the high-pressure outlet 43, which is fed to the contactor 23 for pressing the conical disk pairs 19 against the belt 21.
  • a torque-dependent pressure to the high-pressure outlet 43, which is fed to the contactor 23 for pressing the conical disk pairs 19 against the belt 21.
  • the differential speed of the hydraulic pump 3 and thus the power consumption of a retrieved oil quantity dependent.
  • the housing of the hydraulic pump rotates.
  • the output pressure at the high pressure outlet 43 results from the passed moment.
  • a speed difference n1 minus n2 results from a demanded volume flow and the stroke volume 47 related to a rotation angle.
  • the hydraulic pump 3 according to Figure 2, the moment, for example, a drive torque or a braking torque, impressed.
  • pi are the circle number
  • M is the applied moment
  • V is the displacement volume of the hydraulic pump 3.
  • the contact pressure force can additionally be adapted to a ratio of the conical disk belt drive 1. This can be done, for example, by switching off individual reciprocating pistons 31, in particular by means of rotary valves on a shaft of the hydraulic pump 3.
  • a pump rotational speed or the rotational speed difference n1 minus n2 is advantageously set as slip between the drive source 11 and the conical-disk belt transmission 1, depending on a removed volume flow Q itself.
  • the hydraulic pump 3 then operates as a torque sensor 7, which advantageously requires no auxiliary power in the form of oil flow or flow of the pressure medium.
  • a controllable pressure relief valve limit a maximum transmittable torque of the drive source 11, a flow restrictor, in particular a diaphragm, a throttle and / or a flow control valve, set or control in series with the pressure relief valve or instead of the pressure relief valve maximum slip speed at a start.

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Abstract

Hydrauliksystem mit einer Hydraulikpumpe zur Hydraulikversorgung eines Getriebes, insbesondere eines Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebes, dem ein Momentenfühler zugeordnet ist. Um ein verbessertes Hydrauliksystem bereitzustellen, ist vorgesehen, dass die Hydraulikpumpe so in einem Momentenfluss des Getriebes angeordnet ist, dass die Hydraulikpumpe einen von einem Moment des Momentenflusses abhängigen Druck bereitstellt.

Description

Hydrauliksystem
Die Erfindung betrifft ein Hydrauliksystem mit einer Hydraulikpumpe zur Hydraulikversorgung eines Getriebes, insbesondere eines Kegelscheiben- Umschlingungsgetriebes, dem ein Momentenfühler zugeordnet ist sowie ein mittels des Hydrauliksystems versorgbares Getriebe.
Hydrauliksysteme zur Hydraulikversorgung eines Getriebes sind bekannt. Bei dem Getriebe kann es sich beispielsweise um ein Kegelscheiben- Umschlingungsgetriebe mit einem variabel einstellbaren Übersetzungsverhältnis handeln. Das Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebe ist einer Antriebsquelle, beispielsweise einem Verbrennungsmotor nachschaltbar und kann beispielsweise als Teil eines Triebstrangs eines Kraftfahrzeugs eine Fahrübersetzung einstellen. Dazu weisen Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebe üblicherweise zwei Paare von Kegelscheiben auf, die von einem Umschlingungsorgan umschlungen sind. Zum Einstellen der Übersetzung kann ein Abstand der jeweils paarweise angeordneten Kegelscheiben variiert werden, wobei mittels eines Anpressdrucks der Kegelscheiben gegen das Umschlingungsorgan eine zur Drehmomentübertragung notwendige Reibung erzeugt wird. Es ist bekannt, diese Anpressung an ein tatsächlich in dem Triebstrang beziehungsweise dem Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebe vorhandenes Drehmoment anzupassen, insbesondere die Anpressung in Abhängigkeit des Momentenfühlers zu steuern. Bei bekannten Hydrauliksystemen zum Einstellen des Anpressdrucks ist die Hydraulikpumpe als Nebenaggregat dem Triebstrang, insbesondere der Antriebsquelle zugeordnet, wobei eine Drehzahl und davon abhängig ein Volumenstrom der Hydraulikpumpe von einer Drehzahl des Triebstrangs beziehungsweise der Antriebsquelle abhängen. Eine auftretende Verlustleistung des Hydrauliksystems hängt damit von einem Betriebszustand nachgeschalteter Hydraulikkomponenten des Hydrauliksystems, einem aktuellen Systemdruck und von der Drehzahl des Triebstrangs ab.
Aufgabe der Erfindung ist es, ein Hydrauliksystem gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1 zu schaffen, das einfach aufgebaut und kostengünstig herstellbar ist. Insbesondere soll der Wirkungsgrad des Hydrauliksystems verbessert werden. Die Aufgabe ist bei einem Hydrauliksystem mit einer Hydraulikpumpe zur Hydraulikversorgung eines Getriebes, insbesondere eines Kegelscheiben- Umschlingungsgetriebes, dem ein Momentenfühler zugeordnet ist, dadurch gelöst, dass die Hydraulikpumpe so im Momentenfluss des Getriebes angeordnet ist, dass die Hydraulikpumpe einen von einem Moment des Momentenflusses abhängigen Druck bereitstellt. Vorteilhaft kann der Druck direkt zum Einstellen eines momente- nabhängigen Anpressdrucks auf Kegelscheiben des Getriebes verwendet werden. Vorteilhaft erfüllt die Hydraulikpumpe in nur einem Aggregat die Funktion der Hydraulikversorgung des Hydrauliksystems und die des Momentenfühlers. Vorteilhaft ist der Druck nicht von einem Betriebszustand eventuell weiterer vorhandener Hydraulikkomponenten abhängig. Vorteilhaft ergibt sich am Ausgang der Hydraulikpumpe, sofern diese lediglich zum Bereitstellen des hydraulischen Drucks und damit zum Messen des Moments verwendet wird, kein wesentlicher hydraulischer Fluss, wobei ein Wirkungsgrad des Hydrauliksystems vorteilhaft nicht mehr von der Drehzahl des Getriebes abhängt. Vorteilhaft kann dadurch ein Gesamtwirkungsgrad des Hydrauliksystems und damit des Getriebes verbessert werden.
Ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebes ist dadurch gekennzeichnet, dass der Druck als Anpressdruck auf ein Umschlin- gungsorgan des Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebes geleitet ist, wobei ein auf einen Drehwinkel der Hydraulikpumpe bezogenes Pumpenhubvolumen der Hydraulikpumpe und ein auf eine lineare Verstellung von Kegelscheiben bezogenes Hubvolumen von Anpresskammern des Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebes so aufeinander abgestimmt sind, dass das durch die Hydraulikpumpe durchgeleitete Moment den Anpressdruck so steuert, dass dieser über einem zum Übertragen des Moments mindestens erforderlichen Anpressschwelldruck liegt. Unter einem Anpressschwelldruck kann derjenige Anpressdruck verstanden werden, bei dem ein Durchrutschen des Umschlingungsorgans gerade noch sicher vermieden werden kann. Vorteilhaft kann also durch die Auslegung der Hydraulikpumpe und des Getriebes beziehungsweise eines Variators des Getriebes sichergestellt werden, dass in allen Betriebszuständen des Getriebes ein Durchrutschen des Umschlingungsorgans vermieden werden kann. Vorteilhaft ist die Hydraulikpumpe in einem Momentenfluss des Getriebes, insbesondere einem Triebstrang, der das Getriebe aufweist, angeordnet. Ein Volumenstrom hängt dabei vorteilhaft nicht von einer Drehzahl der Antriebsquelle und/oder des Getriebes ab, sondern von einem mittels der Hydraulikpumpe in dem Triebstrang auftretenden Schlupf. Damit ist eine Leis- tungsaufnahme der Hydraulikpumpe im Wesentlichen von einer Volumenanforderung nachgeschalteter Hydraulikkomponenten abhängig. Vorteilhaft tritt ein Schlupf aufgrund der Hydraulikpumpe nur dann auf, wenn auch tatsächlich nachgeschaltete Verbraucher des Hydrauliksystems einen Volumenstrom abgreifen. Vorteilhaft können von einem Systemdruck auf einen Tankdruck geminderte und in den Tank geförderte Verlust-Volumenströme vermieden werden.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Kegelscheiben- Umschlingungsgetriebes ist dadurch gekennzeichnet, dass die Hydraulikpumpe als Radialkolbenpumpe ausgeführt ist und die Hubkolben radial innerhalb eines die Hubnocken aufweisenden Nockenrings angeordnet sind. Vorteilhaft kann die Radialkolbenpumpe mit einem vergleichsweise geringen Bauraumbedarf in dem Mo- mentenfluss angeordnet werden, wobei diese, falls kein Volumenstrom abgegriffen wird, als Block mitläuft, also keine Leistungsaufnahme aufweist. Vorteilhaft kann mittels der Hubkolben eine vergleichsweise geringe Leckage auf kleinem Bauraum und mit einem geringen Aufwand realisiert werden.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Kegelscheiben- Umschlingungsgetriebes ist dadurch gekennzeichnet, dass die Hydraulikpumpe Teil einer Anfahreinheit des Getriebes ist. Vorteilhaft kann ein von der Pumpe geförderter Volumenstrom eingestellt werden, beispielsweise mittels eines der Hydraulikpumpe nachgeschalteten und dem Tank vorgeschalteten steuerbaren Ventils, wobei vorteilhaft bei einem Anfahrvorgang der Schlupf stufenlos zwischen hundert Prozent und einem während des Fahrbetriebs auftretenden minimalen Schlupf, beispielsweise von null Prozent, eingestellt werden kann. Es ist dabei denkbar, dass die Hydraulikpumpe eine sonst üblicherweise vorhandene Kupplung gänzlich ersetzt. Alternativ und/oder zusätzlich ist es denkbar, dass eine sonst üblicherweise vorhandene Kupplung zwar noch vorgesehen ist, diese jedoch kleiner ausgelegt ist.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Kegelscheiben- Umschlingungsgetriebes ist dadurch gekennzeichnet, dass jedem der Hubkolben jeweils ein Einlassventil vorgeschaltet und ein Auslassventil nachgeschaltet ist. Mittels der Ventile kann ein den Hubkolben zugeführter und abgeführter Volumen- strom gesteuert werden, so dass pro Hubkolben ein pulsierender Förderstrom entsteht.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Kegelscheiben- Umschlingungsgetriebes ist dadurch gekennzeichnet, dass die Kolben gestuft ausgeführt sind. Vorteilhaft können dadurch mehr Kolben innerhalb des Nockenrings vorgesehen werden, so dass sich ein insgesamt gleichmäßigerer Volumenstrom und/oder ein gleichmäßigeres, von einem Drehwinkel abhängiges Übersetzungsverhältnis der Hydraulikpumpe ergibt.
Ein weiteres bevorzugtes Ausführungsbeispiel des Kegelscheiben- Umschlingungsgetriebes ist dadurch gekennzeichnet, dass eine Teilfläche der Kolben einer Hochdruckseite der Hydraulikpumpe zugeordnet ist. Vorteilhaft kann ein Rücksteilen der Kolben, insbesondere zum Verrichten einer Saugarbeit, aufgrund einer auf die Teilflächen induzierten Druckkraft der Hochdruckseite erfolgen.
Die Erfindung betrifft des Weiteren ein Getriebe, insbesondere ein Kegelscheiben- Umschlingungsgetriebe, mit einem vorab beschriebenen Hydrauliksystem. Es ergeben sich die vorab beschriebenen Vorteile.
Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung, in der unter Bezug auf die Zeichnung ein Ausführungsbeispiel im Einzelnen beschrieben ist. Gleiche, ähnliche und/oder funktionsgleiche Teile sind mit gleichen Bezugszeichen versehen. Es zeigen:
Figur 1 eine schematische Ansicht eines Hydrauliksystems zur Versorgung eines Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebes gemäß dem Stand der Technik;
Figur 2 eine schematische Ansicht eines erfindungsgemäßen Hydrauliksystems zur Versorgung eines Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebes;
Figur 3 einen Querschnitt einer Hydraulikpumpe des in Figur 2 gezeigten Hydrauliksystems und
Figur 4 einen Längsschnitt der in Figur 3 gezeigten Hydraulikpumpe. Figur 1 zeigt eine schematische Ansicht eines Hydrauliksystems 1 mit einer Hydraulikpumpe 3 zur Hydraulikversorgung eines Kegelscheiben- Umschlingungsgetriebes 5, dem ein Momentenfühler 7 zugeordnet ist. Das in Figur 1 gezeigte Hydrauliksystem 1 ist gemäß dem Stand der Technik ausgeführt.
Das Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebe 5 ist Teil eines Triebstrangs eines nur teilweise dargestellten Kraftfahrzeugs 9. Der Triebstrang des Kraftfahrzeugs 9 weist eine Antriebsquelle 11 auf, beispielsweise in Form einer Brennkraftmaschine. Der Antriebsquelle 11 ist eine Anfahreinheit 13 nachgeschaltet. Die Anfahreinheit 13 kann dazu beispielsweise eine trockene Lamellenkupplung, eine nasse Lamellenkupplung, einen hydrodynamischen Wandler, eine Elektromaschine und/oder Ähnliches aufweisen.
Der Anfahreinheit 13 ist der Momentenfühler 7 nachgeschaltet. Der Momentenfühler 7 weist beispielsweise ein momentenabhängiges Druckbegrenzungsventil 15 auf, das beispielsweise mittels zwei nicht näher dargestellten und auf Wälzkörpern abrollenden Spreizscheiben, die in dem Momentenfluss des Triebstrangs angeordnet sind, aufweisen kann.
Dem Momentenfühler 7 ist das Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebe 5 nachgeschaltet. Dem Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebe 5 sind eine Antriebsvorrichtung 17, insbesondere eine weitere Getriebestufe oder ein Differenzial und Antriebsräder des Kraftfahrzeugs 9 nachgeschaltet.
Das Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebe weist zwei Kegelscheibenpaare 19 auf, die von einem Umschlingungsorgan 21 , beispielsweise einer Gliederkette, umschlungen sind. Der Momentenfluss von der Antriebsquelle 11 auf die Antriebsvorrichtung 17 erfolgt von einem eingangsseitigen Kegelscheibenpaar 19, das dem Momentenfühler 7 nachgeschaltet ist über das Umschlingungsorgan 21 auf ein ausgangsseitiges Kegelscheibenpaar 19, das der Antriebsvorrichtung 17 vorgeschaltet ist.
Die Kegelscheibenpaare 19 sind jeweils mittels einer hydraulischen Anpresskammer 23 mit einem von einem Moment eines in dem Antriebsstrang des Kraftfahr- zeugs 9 stattfindenden Momentenflusses abhängigen Anpressdruck gegen das Umschlingungsorgan 21 gepresst.
Ferner werden die Kegelscheibenpaare 19 zum Einstellen einer Übersetzung des Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebes 5 mittels einer nicht näher dargestellten Versteileinrichtung verstellt.
Die hydraulischen Anpresskammern 23 sind jeweils der Hydraulikpumpe 3 nachgeschaltet. Außerdem ist der Momentenfühler 7 beziehungsweise das momente- nabhängige Druckbegrenzungsventil 15 der Hydraulikpumpe 3 nachgeschaltet. Damit wirkt ein mittels des Momentenfühlers 7 erzeugter und von dem Moment abhängiger Druck auf die Anpresskamjnern 23 und damit eine entsprechend von dem Druck abhängige hydraulische Kraft auf das Umschlingungsorgan 21.
Die Hydraulikpumpe 3 ist als Nebenaggregat der Antriebsquelle 11 mechanisch zugeordnet, wobei eine Antriebsdrehzahl der Hydraulikpumpe 3 von einer Drehzahl der Antriebsquelle 11 direkt abhängt.
Figur 2 zeigt eine schematische Ansicht eines erfindungsgemäßen Hydrauliksystems 1 mit einer Hydraulikpumpe 3. Gleiche Teile sind mit gleichen Bezugszeichen versehen, so dass im Folgenden lediglich auf die Unterschiede eingegangen wird. Im Unterschied zur Darstellung gemäß Figur 1 ist die Hydraulikpumpe 3 im Triebstrang, also in dem Momentenfluss des Triebstrangs des Kraftfahrzeugs 9 angeordnet.
Eine Antriebsdrehzahl der Hydraulikpumpe 3 hängt von einem Schlupf beziehungsweise einer Drehzahldifferenz zwischen der Antriebsquelle 11 und einer Eingangswelle des Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebes 5 ab. Die Hydraulikpumpe 3 ist den Anpresskammern 23 nachgeschaltet, wobei im Unterschied die Hydraulikpumpe 3 selbst einen von dem Moment des Triebstrangs des Kraftfahrzeugs 9 abhängigen Druck als Ausgangsdruck liefert. Vorteilhaft ist das in Figur 1 gezeigte, der Hydraulikpumpe 3 nachgeschaltete momentenabhängige Druckbegrenzungsventil 15 nicht erforderlich. Als weiterer Unterschied weist der Triebstrang des Kraftfahrzeugs 9 gemäß der Darstellung der Figur 2 keine separate Kupplung auf. Vielmehr erfüllt die Hydraulikpumpe 3 neben der Funktion des Momentenfühlers 7 auch die Funktion der Anfahreinheit 13. Dazu kann zum Anfahren des Kraftfahrzeugs 9 ein Schlupf der Hydraulikpumpe 3 auf hundert Prozent eingestellt werden. Entsprechende, dafür notwendige hydraulische Steuerventile, die einen entsprechenden, bei diesem Schlupf geförderten Volumenstrom in einen Tank 25 des Hydrauliksystems 1 ableiten, sind in Figur 2 nicht näher dargestellt.
Figur 3 zeigt einen Querschnitt der in Figur 2 dargestellten Hydraulikpumpe 3. Figur 4 zeigt einen Längsschnitt der in den Figuren 2 und 3 dargestellten Hydraulikpumpe 3. Im Folgenden wird auf die Figuren 3 und 4 gemeinsam Bezug genommen.
Die Hydraulikpumpe 3 weist einen ein äußeres Gehäuse bildenden Nockenring 27 auf. Der Nockenring 27 weist Hubnocken 29 auf, auf dem Hubkolben 31 abrollen. Die Hubkolben 31 rollen mittels zugeordneten Wälzlagern 33 auf den Hubnocken 29 des Nockenrings 27 ab.
Die Hubkolben 13 sind gestuft ausgeführt und radial längsverschieblich in einer Stufenbohrung 35 eines Rotors 37 der Hydraulikpumpe 3 gelagert. Der Rotor 37 ist mittels zwei Wälzlagern 39 drehbar zu dem Nockenring 27 gelagert.
Die Hydraulikpumpe 3 weist einen Niederdruckeingang 41 und einen Hochdruckausgang 43 auf. Der Hochdruckausgang 43 ist den Stufenbohrungen 35 zugeordnet, so dass ein Ausgangsdruck der Hydraulikpumpe 3 auf eine verkleinerte Querschnittsfläche der gestuften Hubkolben 29 wirkt, wodurch die Hubkolben 29 hochdruckbeaufschlagt ausgestellt werden.
Dem Niederdruckeingang 41 ist je Hubkolben 31 ein Saugventil 45 nachgeschaltet. Den Saugventilen 45 ist der jeweilige Hubkolben 31 beziehungsweise ein Hubvolumen 47 des entsprechenden Hubkolbens 31 nachgeschaltet. Dem Hubvolumen 47 beziehungsweise den entsprechenden Hubkolben 31 ist jeweils ein Auslassventil 49 nachgeschaltet. Die Saugventile 45 und die Auslassventile 49 sind jeweils als Rückschlagventile ausgelegt. Vorteilhaft wird erfindungsgemäß, insbesondere im Vergleich zur Darstellung der Figur 1 , zum Aufrechterhalten des Anpressdrucks gegen das Umschlingungsorgan 21 kein stets vorhandener Volumenstrom benötigt. Vorteilhaft fällt also keine dauerhafte hydraulische Leistung, unabhängig von einem eigentlichen Bedarf an, so dass ein Wirkungsgrad des Hydrauliksystems 1 vorteilhaft erhöht ist.
Die in Figur 2 dargestellte Hydraulikpumpe 3 befindet sich in dem Momentenfluss des Antriebsstrangs des Kraftfahrzeugs 9. Das Hubvolumen 47 der Hydraulikpumpe 3 ist so ausgelegt, dass ein durchgeleitetes Antriebsmoment des Triebstrangs des Kraftfahrzeugs 9 den in den Anpresskammern 23 erforderlichen hydraulischen Druck beziehungsweise in einem Variator des Kegelscheiben- Umschlingungsgetriebes 5 erforderlichen mechanischen Anpressdruck erzeugt. Maßgeblich ist eine Anpressung in einem sogenannten Underdrive (UD) beziehungsweise ein in diesem Betriebszustand für eine einwandfreie Momentenübertragung mindestens erforderlicher Anpressschwelldruck. Andere Übersetzungen erfordern geringere Anpressdrücke bei gegebenem Moment. Sie können gegebenenfalls, was nicht in Figur 2 dargestellt ist, durch geeignete Hydraulikbe- schaltung aus dem Grunddruck der Hydraulikpumpe 3 erzeugt werden.
Die Fördermenge und damit eine Schlupfdrehzahl der Hydraulikpumpe 3 richten sich vorteilhaft nach einer Volumenstromaufnahme dieser nachgeschalteter hydraulischen Verbraucher. Damit ist vorteilhaft eine bedarfsgerechte Leistungsaufnahme sichergestellt.
Die Hydraulikpumpe 3, wie in den Figuren 3 und 4 dargestellt, ist als Radialkolbenpumpe ausgeführt. Außen dreht sich der Nockenring 27 um einen die Hubkolben 31 aufweisenden Zylinderstern des Rotors 37 mit den einzeln beweglichen Hubkolben 31 , die jeweils ein Saugventil 45 beziehungsweise ein Einlassventil und ein Auslassventil 49 aufweisen. Die Ventile 45 und 49 sind nicht zwangsgesteuert, als Rückschlagventile ausgelegt, wobei dadurch vorteilhaft die Hydraulikpumpe 3 auch bei einem wechselnden Momentenvorzeichen gleichermaßen einen hydraulischen Druck an dem Hochdruckausgang 43 erzeugen kann. Dies kann beispielsweise in einem Schub- und einem Zugbetrieb des Kraftfahrzeugs 9 von Vorteil sein. Vorzugsweise sind die Hubkolben 31 , wie in Abbildung 3 dargestellt, gestuft ausgeführt. Damit können sie vorteilhaft trotz einer vergleichsweise großen Führungslänge sehr eng an einem Umfang des Rotors 37 angeordnet werden. Außerdem bietet die Stufung die Möglichkeit, eine vorzugsweise kleine Teilfläche zum Ausstellen der Hubkolben 31 mit dem Ausgangsdruck zu beaufschlagen, also diese dem Hochdruckausgang 43 zuzuordnen.
Die Hubkolben 31 rollen auf einer Hubringkontur beziehungsweise den Hubnocken 29 vorzugsweise wälzgelagert mittels der Wälzlager 33 ab.
Eine Anzahl der Hubkolben 31 und eine Anzahl der Hubnocken 29 sind vorzugsweise so aufeinander abgestimmt, dass eine möglichst geringe Schwankung in einem Wandlungsfaktor Moment zu Druck entsteht. Vorteilhaft können dazu Primzahlen vorgesehen sein. Alternativ und/oder zusätzlich kann die Hydraulikpumpe 3 so ausgelegt werden, dass sich eine möglichst geringe Querkraft zwischen dem Hubring beziehungsweise dem Nockenring 27 und dem Zylinderstern beziehungsweise dem Rotor 37 ergibt. Dazu kann die Hydraulikpumpe 3 symmetrisch ausgelegt werden. Die Anzahl der Hubkolben 31 kann beispielsweise 9 betragen.
Die in den Figuren 3 und 4 dargestellten Hubkolben 31 sind gegen die Stufenbohrung 35 mittels einer Spaltpassung in einem fluiddichtenden Anlagekontakt. Alternativ und/oder zusätzlich ist es möglich, zusätzliche Dichtelemente, insbesondere Elastomerdichtungen und/oder Kolbenringe vorzusehen.
Alternativ und/oder zusätzlich ist es möglich, die Hydraulikpumpe 3 mit Axialkolben auszuführen und/oder die Hubkolben 31 außen liegend auf einem radial innerhalb liegenden Mehrfach nocken abzurollen.
Erfindungsgemäß ist die Hydraulikpumpe 3 zur Erfüllung der Funktion des Momentenfühlers 7 im Momentenfluss des Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebes 5 angeordnet und liefert einen momentenabhängigen Druck an den Hochdruckausgang 43, der für die Anpressung der Kegelscheibenpaare 19 an das Umschlingungsor- gan 21 auf die Anpresskammern 23 geleitet ist. Alternativ und/oder zusätzlich ist es möglich, mittels nicht näher dargestellten weiterer Ventile den an dem Hochdruck- ausgang 43 bereitgestellten Druck an einen veränderten Anpressbedarf anzupassen und/oder für weitere Verbraucher herunterzuregeln.
Vorteilhaft sind die Differenzdrehzahl der Hydraulikpumpe 3 und damit die Leistungsaufnahme von einer abgerufenen Ölmenge abhängig.
Alternativ und/oder zusätzlich ist es denkbar, der Hydraulikpumpe 3 weitere hydraulische Verbraucher nachzuschalten, beispielsweise Verstellräume des Kegel- scheiben-Umschlingungsgetriebes 5, Kupplungsaktoren und/oder eine Ölkühlung und/oder weitere hydraulische Verbraucher.
Das Gehäuse der Hydraulikpumpe rotiert. Der Ausgangsdruck am Hochdruckausgang 43 ergibt sich aus dem durchgeleiteten Moment. Eine Drehzahldifferenz n1 minus n2 ergibt sich aus einem abverlangten Volumenstrom und dem auf einen Drehwinkel bezogenen Hubvolumen 47.
Der Hydraulikpumpe 3 gemäß Figur 2 wird das Moment, beispielsweise ein Antriebsmoment oder ein Bremsmoment, aufgeprägt. Vorteilhaft erzeugt diese einen momentenproportionalen Ausgangsdruck beziehungsweise Systemdruck p = 2*ρϊ*ΜΛ wie er direkt für die Anpressung der Kegelscheiben der Kegelscheibenpaare 19 gegen das Umschlingungsorgan 21 verwendbar ist. Dabei sind pi die Kreiszahl, M das anliegende Moment und V das Verdrängervolumen der Hydraulikpumpe 3.
Alternativ und/oder zusätzlich ist es möglich, das Hubvolumen 47 der Hydraulikpumpe 3 verstellbar auszulegen, wobei die Anpresskraft zusätzlich an eine Übersetzung des Kegelschei- benumschlingungsgetriebes 1 anpassbar ist. Dies kann beispielsweise durch Abschalten einzelner Hubkolben 31 erfolgen, insbesondere mittels Drehschiebern auf einer Welle der Hydraulikpumpe 3.
Eine Pumpendrehzahl beziehungsweise die Drehzahldifferenz n1 minus n2 stellt sich vorteilhaft als Schlupf zwischen der Antriebsquelle 11 und dem Kegelscheibenumschlingungsgetrie- be 1 je nach einem abgenommenen Volumenstrom Q selbst ein. Damit ist vorteilhaft auch eine aufgenommene Leistung der Hydraulikpumpe 3 Ppumpe = 2*pi*M1*(n1 - n2) = 2*pi*M1*Q/V verbrauchsorientiert. Ohne Verstellung der Kegelscheiben, ohne weitere Verbraucher und ohne Leckagen würde Q = 0 und die Hydraulikpumpe 3 mit n1 = n2 und M1 = M2 als Block um- laufen und eine Antriebsleistung der Antriebsquelle 11 verlustfrei durchleiten. Die Hydraulikpumpe 3 arbeitet dann als Momentenfühler 7, der vorteilhaft keine Hilfsenergie in Form von Öldurchfluss beziehungsweise Durchfluss des Druckmittels benötigt.
Alternativ und/oder zusätzlich ist es möglich, der Hydraulikpumpe 3 nachgeschaltet und dem Tank 25 vorgeschaltet ein ansteuerbares Ventil vorzusehen, das zu dem Tank 25 hin öffnet, und die Hydraulikpumpe 3 auch als die Anfahreinheit 13 zu nutzen. Dabei können ein ansteuerbares Druckbegrenzungsventil ein maximal übertragbares Moment der Antriebsquelle 11 begrenzen, ein Volumenstrombegrenzer, insbesondere eine Blende, eine Drossel und/oder ein Volumenstromregelventil, in Reihe mit der Druckbegrenzungsventil oder statt des Druckbegrenzungsventils eine maximale Schlupfdrehzahl bei einem Anfahren festlegen beziehungsweise steuern.
Alternativ und/oder zusätzlich ist es denkbar, den Anpressdruck beziehungsweise Anpressflächen der Kegelscheiben vergleichsweise klein auszulegen, so dass der Anpressdruck stets systemdruckbestimmend ist. Alternativ und/oder zusätzlich ist es denkbar, den Druck an dem Hochdruckausgang 43 der Hydraulikpumpe 3 kurzeitig über den eigentlich erforderlichen Anpressdruck anzuheben, um so eine sichere Versorgung nachgeschalteter Verbraucher sicherzustellen.
Bezuqszeichenliste
I Hydrauliksystem
3 Hydraulikpumpe
5 Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebe
7 Momentenfühler
9 Kraftfahrzeug
I I Antriebsquelle
13 Anfahreinheit
15 Druckbegrenzungsventil
17 Antriebsvorrichtung
19 Kegelscheibenpaare
21 Umschlingungsorgan
23 hydraulische Anpresskammer
25 Tank
27 Nockenring
29 Hubnocken
31 Hubkolben
33 Wälzlager
35 Stufenbohrung
37 Rotor
39 Wälzlager
41 Niederdruckeingang
43 Hochdruckausgang
45 Saugventil
47 Hubvolumen
49 Auslassventil

Claims

Patentansprüche
1. Hydrauliksystem (1 ) mit einer Hydraulikpumpe (3) zur Hydraulikversorgung eines Getriebes, insbesondere eines Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebes (5), dem ein Momentenfühler (7) zugeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Hydraulikpumpe (3) so in einem Momentenfluss des Getriebes angeordnet ist, dass die Hydraulikpumpe (3) einen momentenflussabhängigen Druck bereitstellt.
2. Hydrauliksystem nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Druck als Anpressdruck auf ein Umschlingungsorgan (21) des Kegelscheiben- Umschlingungsgetriebes (5) geleitet ist, wobei ein auf einen Drehwinkel der Hydraulikpumpe (3) bezogenes Pumpenhubvolumen der Hydraulikpumpe (3) und ein auf eine lineare Verstellung von Kegelscheiben bezogenes Hubvolumen von Anpresskammern (23) des Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebes (5) so aufeinander abgestimmt sind, dass das durch die Hydraulikpumpe (3) durchgeleitete Moment den Anpressdruck so steuert, dass dieser über einem zum Übertragen des Moments mindestens erforderlichen Anpressschwelldruck liegt.
3. Hydrauliksystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Hydraulikpumpe (3) auf Hubkolben (31) der Hydraulikpumpe (3) wirkende Hubnocken (29) aufweist, die bezüglich der Drehrichtung der Hydraulikpumpe (3) a- symmetrisch gestaltet sind.
4. Hydrauliksystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Hydraulikpumpe (3) als Radialkolbenpumpe ausgeführt ist und die Hubkolben (31) radial innerhalb eines die Hubnocken (29) aufweisenden Nockenrings (27) angeordnet sind.
5. Hydrauliksystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Hydraulikpumpe (3) Teil einer Anfahreinheit (13) des Getriebes ist.
6. Hydrauliksystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass jedem der Hubkolben (31) jeweils ein Saugventil (45) vorgeschaltet und ein Auslassventil (49) nachgeschaltet ist. Hydrauliksystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Hubkolben (31 ) gestuft ausgeführt sind.
Hydrauliksystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Teilfläche der Hubkolben (31) einer Hochdruckseite, insbesondere einem Hochdruckausgang (43), der Hydraulikpumpe (3) zugeordnet ist.
Getriebe, insbesondere Kegelscheiben-Umschlingungsgetriebe (5), mit einem Hydrauliksystem (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche.
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