WO2025045293A1 - Betätigungsvorrichtung mit einer tilgereinrichtung sowie hydraulisches betätigungssystem mit der betätigungsvorrichtung - Google Patents

Betätigungsvorrichtung mit einer tilgereinrichtung sowie hydraulisches betätigungssystem mit der betätigungsvorrichtung Download PDF

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WO2025045293A1
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annular
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Kirill PROKHOROV
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    • F16D2300/00—Special features for couplings or clutches
    • F16D2300/22—Vibration damping

Definitions

  • the invention relates to an actuating device for actuating a clutch device with the features of the preamble of claim 1. Furthermore, the invention relates to a hydraulic actuating system with the actuating device.
  • Concentric slave cylinders are usually used in hybrid and purely electric vehicle drives. These are used, for example, to separate the electric motor from the combustion engine or to change gear.
  • Such slave cylinders essentially consist of an annular housing and an annular piston that can be moved axially in the annular housing, with the annular piston being operatively connected to a clutch in such a way that the clutch is actuated, in particular closed.
  • the publication DE 10 2020 109 989 A1 discloses a clutch device for a motor vehicle, with a shaft, wherein the shaft extends axially, with a clutch section, wherein the clutch section is arranged coaxially to the shaft and rotates with the shaft, wherein axial and radial forces act on the shaft and/or on the clutch section when the shaft rotates, wherein at least the radial forces can cause a radial offset of the clutch section and/or a misalignment of the clutch section and/or the shaft, and with a release bearing, wherein the release bearing is axially movable to transmit an actuating force to the clutch section, wherein the release bearing is guided through the shaft and/or on the shaft in the radial direction to compensate for the axial offset and/or the misalignment. It is an object of the present invention to propose an actuating device which is characterized by a high level of operational reliability when actuating the coupling device.
  • the subject of the invention is an actuating device which is designed and/or suitable for actuating a clutch device.
  • the actuating device serves to transmit an actuating force to the clutch device in order to open or close the clutch device.
  • the clutch device is preferably designed as a friction clutch, preferably a friction disk clutch.
  • the actuating device is particularly preferably hydraulically actuable.
  • the actuating device has a concentric slave cylinder, also known as a “concentric slave cylinder (CSC)", which essentially comprises an annular piston and an annular housing.
  • CSC concentric slave cylinder
  • the concentric slave cylinder is designed as a central release.
  • the annular piston and the annular housing are preferably arranged coaxially and/or concentrically to one another with respect to a main axis.
  • the annular housing preferably has a central through-opening, in particular a bore, through which at least one shaft can be guided when the actuating cylinder is installed.
  • the main axis is preferably defined by a rotation axis of the shaft.
  • the annular piston is preferably designed to be rotationally symmetrical with respect to the main axis.
  • the ring housing has an annular space surrounding the main axis, wherein the ring piston is axially movable in relation to the main axis in the annular space of the ring housing.
  • the ring space is delimited axially in relation to the main axis by the ring piston, so that a pressure chamber that can be filled with a hydraulic fluid is formed between the ring piston and the ring housing.
  • the ring space is open on one side in the axial direction delimited by the ring piston and closed in an axial opposite direction.
  • the hydraulic fluid is a hydraulic fluid, specifically a hydraulic oil.
  • the intermediate pressure chamber is fluidically connected to the pressure chamber via at least or exactly one fluid opening formed in the ring housing and to a pressure connection via a pressure connection channel formed in the housing section.
  • the ring housing can have exactly one fluid opening, which can be arranged at any position viewed in the circumferential direction.
  • the ring housing can also have several of the fluid openings, which are distributed in the circumferential direction and/or evenly spaced from one another.
  • the at least one fluid opening can be arranged on a radial outer side of the ring housing and/or open radially into the pressure chamber or the intermediate pressure chamber.
  • the fluid opening can be formed for this purpose by a bore or the like made radially in the ring housing.
  • the pressure connection serves to connect a pressure line.
  • the pressure connection can be arranged on a radial outer side of the housing section.
  • the pressure connection channel can be formed by at least or exactly one bore or the like made in the housing section.
  • a flow path runs via the pressure connection channel, the intermediate pressure chamber and the at least one fluid opening into the pressure chamber.
  • the pressure chamber can be supplied with fluid from the pressure connection via the pressure connection channel, the intermediate pressure chamber and the at least one fluid opening.
  • the pressure line is particularly preferably connected directly to the pressure connection.
  • the actuating device has a damper device arranged in the pressure connection channel, which is designed and/or suitable for damping and/or dampening a flow of hydraulic fluid displaced by the ring piston that pulsates at least temporarily when the ring piston moves, in particular from the intermediate pressure chamber in the direction of the pressure connection.
  • the damper device serves to reduce or compensate for pressure pulsations when the slave cylinder is actuated by increasing the flow resistance and generating a counterpressure or counterforce that counteracts the pressure pulsation.
  • the damper device is preferably designed as a so-called "inline damper" that is arranged in the flow path, in particular the pulsating flow, and counteracts the pulsating flow.
  • the damper device can be inserted completely into the pressure connection channel. Alternatively, however, the damper device can also be arranged in sections in the pressure connection channel.
  • the damper device is preferably designed as a separate structural unit.
  • the invention is based on the finding that during the actuation of the slave cylinder in combination with a slanted clutch device, high vibrations/dynamics occur, which manifest themselves as a strong wobbling movement in the Ring pistons. Strong fluid dynamics arise, which lead to pressure pulsations. The pressure pulsations have a negative effect on the entire system and can even lead to failure or to the actuating device no longer being able to be pressure-controlled.
  • the damper device has at least or exactly one piston, which is arranged in a flow path of the pulsating flow and can be excited to oscillate depending on the pulsating flow in order to dampen the pulsating flow.
  • the piston carries out an axial, oscillating movement depending on the pulsating flow or in the case of strong pressure pulsations, which has at least one component in the direction of the flow path.
  • the piston works against the pressure pulsation.
  • the piston particularly preferably generates an antiphase oscillation depending on the pressure pulsation.
  • a damper device is thus proposed which enables load-adaptive damping of the pressure pulsations and increases the damping effect as pressure pulsations increase.
  • the damper device has a spring element which is designed to push the piston against a deflection from a End position to be subjected to a restoring force.
  • the piston is set in motion by the pulsating flow, whereby the piston is always returned to its starting position or the end position under the influence of the restoring force.
  • the piston is set into vibration by a compensation of the spring element, which counteracts the pulsating flow or the pressure pulsation. This stabilizes the system and dampens the vibrations.
  • the piston can be moved against the restoring force of the spring element and/or is subjected to the restoring force against the flow direction.
  • a damping device is therefore proposed which is characterized by an oscillating piston.
  • the damper device has a further piston, wherein the spring element is arranged between the two pistons in order to apply the restoring force to the two pistons against deflection from an end position.
  • the two pistons are set in motion by the pulsating flow, wherein the pistons are always returned to their starting position or the end position under the action of the restoring force.
  • the pistons are set in vibration by a compensation of the spring element, which counteracts the pulsating flow or the pressure pulsation both in one flow direction and in an opposite flow direction.
  • the spring element is particularly preferably supported on one side by one piston and on the other side by the other piston.
  • one piston can be displaced against the restoring force of the spring element when there is an incoming flow in the flow direction and the other piston can be displaced against the incoming flow in the opposite flow direction.
  • one piston is subjected to the restoring force against the flow direction and the other piston against the opposite flow direction.
  • the spring element is designed as a helical compression spring.
  • the helical compression spring is designed to increase the restoring force during compensation.
  • the flow path particularly preferably runs through the helical compression spring.
  • the damper device has a cylinder housing which is mounted in the pressure connection channel in a captive manner, with a flow path of the pulsating flow running through the cylinder housing.
  • the cylinder housing can be mounted in the pressure connection channel in a force-fitting manner, e.g. via a press fit.
  • the cylinder housing can also be mounted in the pressure connection channel in a form-fitting manner, e.g. via a screw connection.
  • the at least one piston is movably mounted in the cylinder housing.
  • the spring element can be supported on the one hand on the piston and on the other hand on the cylinder housing.
  • the spring element is supported within the cylinder housing between the two pistons.
  • the piston and possibly the further piston are supported in the end position on an end stop of the cylinder housing.
  • the cylinder housing is constructed in two parts, with the housing parts of the cylinder housing being connected to one another after assembly of all components, in particular the at least one piston and the spring element.
  • the cylinder housing can be divided either axially or radially.
  • the cylinder housing and/or the at least one piston can be made of a plastic and/or metal, such as a steel or aluminum alloy.
  • the at least one piston and possibly the spring element are held together by the cylinder housing to form a common structural unit.
  • the cylinder housing is designed as a cylinder bush.
  • a damping device is thus proposed which is characterized by a simple structure and particularly simple assembly.
  • a cylinder space of the cylinder housing is divided into at least two working chambers by the at least one piston, wherein the at least one piston can be and/or is excited to oscillate when the pressure conditions between the two working chambers change.
  • a dynamic pressure is created in one of the working chambers depending on the flow direction, wherein a counterpressure is created in the other working chamber depending on a flow resistance of the piston and/or a spring stiffness of the spring element, which counteracts the dynamic pressure.
  • the counterpressure results from a fluid pressure prevailing in the working chamber and the restoring force of the spring, which act on a side of the piston facing away from the dynamic pressure. If the dynamic pressure on the piston is greater than the counterpressure, the piston is moved in the cylinder housing against the restoring force and the spring element is compressed. When pressure pulsations occur, the at least one piston begins to move or oscillate axially back and forth, whereby the spring element is alternately relaxed and compressed.
  • a damping device is thus proposed which enables damping of pressure pulsations, in particular high-frequency ones, depending on the volume flow.
  • the cylinder housing protrudes at least in sections into the intermediate pressure chamber, wherein the cylinder housing forms an interference contour and/or a braking gap in the intermediate pressure chamber to increase the flow resistance.
  • the pulsating flow and/or the flow path from the intermediate pressure chamber in the direction of the pressure connection is braked or diverted by the interference contour.
  • the pulsating flow is braked by the braking gap, which is formed radially between the end of the cylinder housing protruding into the intermediate pressure chamber and the ring housing.
  • the cylinder housing protrudes so far into the intermediate pressure chamber that a radial distance between the cylinder housing and the ring housing is smaller than a minimum distance between the housing section and the ring housing.
  • the cylinder housing extends into the intermediate pressure chamber by more than 40%, preferably more than 60%, in particular more than 80% of a radial distance between the pressure connection channel and the ring housing. This makes it easy to slow down the pulsating flows from the intermediate pressure chamber into the pressure connection channel. This means that the pressure pulsations at the outlet of the damper device can be significantly reduced.
  • the at least one piston, preferably the two pistons, and/or the cylinder housing have a central through-opening with an opening cross-section that is reduced compared to the pressure connection channel in order to increase flow resistance.
  • the dynamic pressure or the counter-pressure is determined or co-determined by the opening cross-section of the through-opening.
  • the hydraulic fluid is pressed through the through-opening with a reduced cross-section, which leads to a damping effect.
  • the dynamic pressure or the counter-pressure will be set depending on the size of the through-opening.
  • the cylinder housing and/or the piston(s) form a type of aperture.
  • the reduced opening cross-section can be reduced by at least 10%, preferably more than 30%, in particular more than 50% compared to an opening cross-section of the through-opening.
  • the damper device particularly preferably has the reduced opening cross-section at least on the input side on the side of the intermediate pressure chamber.
  • the invention is based on the idea that pulsating flows or pressure pulsations can be influenced via the flow resistance. The higher the flow resistance, the higher the damping effect. By reducing the opening cross-section, the pulsating flow can thus be influenced or pre-damped in a simple manner.
  • Another subject of the invention relates to a hydraulic actuation system for a vehicle, with the actuation device as already described above.
  • the actuation system serves to hydraulically generate an actuation pressure when the slave cylinder is actuated, so that a The actuating force resulting from the actuating pressure is transferred to the annular piston and this is disengaged axially.
  • the actuation system comprises a pump which is designed and/or suitable for generating an actuation volume flow for the slave cylinder, the pump being connected to the pressure connection of the housing section on a pressure side via a pressure line.
  • the pump serves to build up and maintain the actuation pressure on the pressure side or in the pressure chamber of the slave cylinder.
  • the pump is designed as an electrically operated pump. This means that the pump can be driven by a separate electric motor.
  • the fluid pump is preferably connected to a fluid source on a suction side via a suction line.
  • the actuation system also has a pressure control valve connected in parallel to the pump, which is designed and/or suitable for limiting an actuation pressure on the pressure side.
  • the pressure control valve is designed to control the fluid flow on the pressure side depending on the actuation pressure on the pressure side.
  • the pressure control valve is closed until the actuation pressure is reached and maintained and is opened when it is exceeded and the actuation pressure is reduced.
  • the pump and the pressure control valve are part of a Smart Hydraulic Actuator (SHA).
  • SHA Smart Hydraulic Actuator
  • the pressure control valve can be connected to a branch point of the pressure line on the slave cylinder side.
  • Fig. 1 is a schematic representation of a drive train as an embodiment of the invention
  • Fig. 2 is a schematic representation of a hydraulic actuation system for actuating a clutch device
  • Fig. 3 is a sectional view of a coupling arrangement with a
  • Fig. 4 is a schematic sectional view of a damper device of the
  • Fig. 5 shows the damper device in an operating situation in the same representation as shown in Fig. 4.
  • Figure 1 shows a highly schematic drive train 1 for a vehicle as an embodiment of the invention.
  • the drive train 1 has a drive module 2 with a clutch arrangement 3 and a drive machine 4.
  • the drive train 1 also has a further drive machine 5, which is and/or can be coupled to the drive machine 4 via the clutch arrangement 3.
  • the drive machine 4 and the further drive machine 5 can each be designed as an electric machine.
  • the further drive machine 5 can also be designed as an internal combustion engine.
  • the drive module 2 can be designed as a so-called hybrid module.
  • the clutch arrangement 3 is designed as a separating clutch, also called a KO clutch, which is designed to interrupt a drive torque between the two drive machines 4, 5.
  • a shaft 6, e.g. a rotor shaft, of the drive machine 4 and another shaft 7, e.g. a crankshaft, of the other drive machine 5 are coupled to one another in a rotationally fixed manner and can be rotated relative to one another in an open state.
  • the drive train 1 also has a transmission device 8, which is connected on the input side to the drive engine 4 or the additional drive engine 5 and on the output side to a differential 9, wherein a torque generated by the drive engine 4 and/or the additional drive engine 5 is transmitted or translated via the transmission device 8 to the differential 9 and thus to the driven wheels 10 of the vehicle.
  • the transmission device 8 can be designed as a dual-clutch transmission.
  • FIG 2 shows a hydraulic actuation system 11 which is designed and/or suitable for actuating the clutch arrangement 3.
  • the actuation system 11 has an actuation device 12 with a concentric slave cylinder 13, abbreviated to CSC, which is arranged or can be arranged coaxially and/or concentrically to the shaft 6 and/or the further shaft 7.
  • the slave cylinder 13 serves to actuate a clutch device 30, as shown in Figures 3 and 4, wherein the slave cylinder 13 is coupled in motion to an actuation element of the clutch device 30 for this purpose.
  • the slave cylinder 13 has an annular housing 14 and an annular piston 15 accommodated in the annular housing 14, which is movable axially relative to the annular housing 14 in relation to a main axis 100 of the shaft 6 or the further shaft 7 between an engaged and a disengaged end position 101, 102.
  • the annular housing 14 and the annular piston 15 are arranged coaxially and concentrically to one another in relation to the main axis 100.
  • the slave cylinder 13 is actuated to open the coupling device 30.
  • the shaft 6 and the further shaft 7 are thus separated from each other in terms of drive technology, so that no energy is transferred to the wheels 10 and the vehicle continues to roll without actively consuming energy from the battery.
  • the ring piston 15 is in radial sealing contact within the ring housing 14, so that a pressure chamber 16 is axially limited or sealed by the ring piston 15.
  • the slave cylinder 13 can be actuated hydraulically, whereby the pressure chamber 16 is or will be filled with a hydraulic fluid, e.g. a hydraulic oil, in an operating state.
  • the ring housing 14 has at least one fluid opening 17 on a radial outer side, via which the pressure chamber 16 is supplied with the hydraulic fluid.
  • the actuating device 12 has a housing section 18 in which the ring housing 14 is accommodated at least in sections.
  • An intermediate pressure chamber 19 is formed radially between the ring housing 14 and the housing section 18, which surrounds the main axis 100 and is fluidically connected to a pressure connection 21 of the housing section 18 via a pressure connection channel 20 formed in the housing section 18.
  • the fluid opening 17 fluidically connects the pressure chamber 16 to the intermediate pressure chamber 19.
  • the housing section 18 is designed as a housing of the drive machine 4, the further drive machine 5 or the transmission 8.
  • the hydraulic actuation system 11 has a Smart Hydraulic Actuator (SHA), which essentially comprises a pump 22, a pressure control valve 23 and a check valve 24.
  • the pump 22 is fluidically connected to the pressure connection 21 of the housing section 18 on a pressure side 25 via a pressure line 27, wherein the pump 22 generates an actuation volume flow 103 which, during operation, flows from the pump 22 via the pressure line 27 and the intermediate pressure chamber 19 into the pressure chamber 16, whereby a pressure in the pressure chamber 16 is increased and an actuation force is applied to the annular piston 15.
  • the pump 22 is connected to a fluid source 29 on a suction side 26 via a suction line 28.
  • the fluid source 29 can be an oil sump.
  • the check valve 24 is connected on the pressure side 25 in series with the pump 22 in the pressure line 27, whereby the check valve 24 allows a flow in the direction of the slave cylinder 13 and prevents it in the direction of the pump 22.
  • the check valve 24 serves to maintain the actuating pressure in the slave cylinder 13 when the pump 22 is at a standstill.
  • the pressure control valve 23 is connected on the pressure side 25 in parallel to the pump 22, whereby the pressure control valve 23 limits the actuation pressure.
  • the pressure control valve 23 can be switched at least between a blocking position and an open position depending on the actuation pressure on the pressure side 25, whereby a pressure build-up takes place in the blocking position and a pressure reduction takes place in the open position.
  • the pump 22 delivers hydraulic fluid into the pressure chamber 16 until a specified target pressure is reached, with the pressure control valve 23 switching to the open position at least briefly when the target pressure is reached in order to keep the actuation pressure at a constant pressure level.
  • the pressure control valve 23 can be designed as a pressure-controlled directional valve, e.g. a 2/2-way valve.
  • the excess amount of hydraulic fluid can be returned directly to the fluid source 29 via the pressure control valve 23, as shown in Fig. 2.
  • the excess amount of hydraulic fluid can also be supplied elsewhere, e.g. for cooling and/or lubricating the drive machine 4 and/or the further drive machine 5 and/or the transmission 8.
  • the clutch arrangement 3 is essentially made up of the clutch device 30 and the actuating device 12, which are arranged coaxially with respect to a main axis 100.
  • the shaft 6 forms an output shaft and the further shaft 7 an input shaft of the clutch arrangement 3 or the clutch device 30.
  • the shaft 6 and the further shaft 7 are arranged coaxially and/or concentrically with respect to the main axis 100, the shaft 6 being designed as a hollow shaft and the Shaft 7 is designed as a solid shaft guided through the hollow shaft or as a further hollow shaft.
  • the ring housing 14 has an annular space 31 that is open on one side axially with respect to the main axis 100, in which the annular piston 15 is accommodated so that it can be displaced axially with respect to the main axis 100 and delimits the pressure chamber 16.
  • the slave cylinder 13 has an outer and an inner seal 32, 33, wherein the annular piston 15 rests sealingly against the ring housing 14 in a radial direction via the outer seal 32 in a radial direction with respect to the main axis 100 and via the inner seal 33 in a radially opposite direction with respect to the main axis 100 within the annular space 31.
  • the two sealing rings 32, 33 are each designed as an elastomer seal, in particular as groove sealing rings, which are securely attached to the annular piston 15.
  • the slave cylinder 13 has a retaining ring 34 which is designed to secure the two sealing rings 32, 33 axially with respect to the main axis 100 against loss and/or against slipping on the annular piston 15.
  • the intermediate pressure chamber 19 is formed radially between the ring housing 14 and the housing section 18.
  • the slave cylinder 13 has a first and a second sealing ring 35, 36, which seal the intermediate pressure chamber 19 in a fluid-tight manner.
  • the two sealing rings 35, 36 are fixed to the radial outside of the ring housing 14, the first sealing ring 35 resting circumferentially on a radial inside of the housing section 18 with respect to the main axis 100 in the radial direction in order to seal the intermediate pressure chamber 19 with respect to the main axis 100 in an axial direction, and the second sealing ring 36 resting radially on the housing 16 in order to seal the intermediate pressure chamber 19 with respect to the main axis 100 in an axial opposite direction.
  • the actuating device 11 also has a release bearing 37 and a pressure pot 38, which are coupled in motion to the annular piston 15 for transmitting an actuating force of the slave cylinder 12.
  • the release bearing 37 is designed as an angular contact ball bearing, which is designed and/or suitable for absorbing radial and axial forces in relation to the main axis 100.
  • the release bearing 37 is arranged radially inside the annular piston 15 or concentrically to the annular piston 15, wherein the release bearing 37 is supported on the one hand, e.g. with an inner ring, axially on the pressure pot 38 and on the other hand, e.g. with an outer ring, axially via an intermediate disk 39, e.g. a shim disk, on the annular piston 15.
  • the coupling device 30 has an outer disk carrier 40 and an inner disk carrier 41, wherein the outer disk carrier 40 carries several outer disks 42 designed as steel disks and the inner disk carrier 41 carries several inner disks 43 designed as friction disks, which are arranged alternately one behind the other.
  • the outer disk carrier 40 is connected to the shaft 6 and the inner disk carrier 41 is connected to the further shaft 7 in a rotationally fixed manner.
  • a hydraulic column is displaced in the direction of the slave cylinder 13, with the hydraulic fluid flowing via the pressure connection channel 20 into the intermediate pressure chamber 19 and via the fluid opening 17 into the pressure chamber 16, thereby increasing a fluid pressure in the pressure chamber 16 and applying the actuating force to the annular piston 15.
  • the annular piston 15 is moved axially in order to transfer the actuating force to the coupling device 30 via the release bearing 37 and the pressure pot 38, whereby the inner and outer plates 42, 43 are pressed together in a frictional manner in order to close the coupling device 30.
  • a damping device 44 is provided in the pressure connection channel 20 between the pressure connection 21 and the pressure chamber 16, which is designed to dampen or dampen a flow that pulsates at least temporarily during a movement of the annular piston 15 along a flow path 104.
  • the damper device 44 has a cylinder housing 45 and two pistons 46, 47 arranged in the cylinder housing 45 so as to be movable relative to one another and which are resiliently supported against one another via a spring element 48.
  • the cylinder housing 45 can be designed in two parts, with the housing parts being connected to one another, e.g. non-positively and/or materially, after the pistons 46, 47 and the spring element 48 have been assembled.
  • the cylinder housing 45 can, for example, be pressed or screwed into the pressure connection channel 20.
  • the cylinder housing 45 has a cylinder chamber 49 through which the flow path 104 runs.
  • the cylinder chamber 49 is divided by the two pistons 46, 47 into an input-side and an output-side working chamber 50, 51 depending on the flow direction, the input-side working chamber 50 being formed between the cylinder housing 45 and one of the two pistons 46, 47 depending on the flow direction and the output-side working chamber 51 being formed between the two pistons 46, 47.
  • the pistons 46, 47 are arranged coaxially to a center axis 105 of the cylinder housing 45.
  • the cylinder housing 45 and the two pistons 46, 47 each have a through-opening 52, 53, through which the flow path 104 runs through the damper device 44.
  • the through-opening 52 of the Cylinder housing 45 has a reduced opening cross-section compared to the pressure connection channel 20 and the through opening 53 of the pistons 46, 47 has a reduced opening cross-section compared to the through opening 52 of the cylinder housing 45.
  • the reduced opening cross-sections increase the flow resistance along the flow path 104 by forcing part of the displaced hydraulic fluid or the pulsating flow through the through openings 52, 53 when the annular piston 15 moves. This enables pressure pulsations to be dampened depending on the flow resistance.
  • a dynamic pressure is generated in the inlet-side working chamber 50 at the reduced cross-section of the piston 46 or the further piston 47.
  • the spring element 48 is clamped axially in relation to the center axis 105 of the cylinder housing 45 between the two pistons 46, 47 in order to apply a restoring force 106 to the two pistons 46, 47 in the direction of an end stop 54, 55 of the cylinder housing 45.
  • the spring element 48 is designed for this purpose as a helical compression spring, so that the restoring force 106 is increased during compression.
  • the two pistons 46, 47 thus rest against the respective end stop 54, 55 under the action of the restoring force 106.
  • the end stops 54, 55 are each formed by a radial projection running in a ring shape around the through opening 52.
  • the inlet-side volume flow 107 As long as the inlet-side volume flow 107 is low, no or only a low dynamic pressure is created at the cross-sectional reduction of the piston 53 or in the working chamber 53 and the spring element 48 is not compressed. If the inlet-side volume flow 107 increases, the dynamic pressure prevailing at the cross-sectional constriction of the piston 53 or in the working chamber 53 is increased and the spring element 48 is compressed. If pressure pulsations or a pulsating flow of the inlet-side volume flow 107 occur, the piston 46 and/or the piston 47 are excited to oscillate in the axial direction due to the fluctuating dynamic pressure, whereby the spring element 48 is alternately relaxed and compressed.
  • Cylinder chamber input-side working chamber, output-side working chamber, through-hole, further through-hole

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Abstract

Es wird eine Betätigungsvorrichtung (12) zur Betätigung einer Kupplungsvorrichtung (30), mit einem konzentrischen Nehmerzylinder (13), welcher einen Ringkolben (15) und ein Ringgehäuse (14) aufweist, wobei der Ringkolben (15) axial beweglich in einem die Hauptachse (100) umlaufenden Ringraum (31) des Ringgehäuses (14) aufgenommen ist und den Ringraum (31) axial in Bezug auf die Hauptachse (100) begrenzt, so dass ein mit einem Hydraulikfluid befüllbarer Druckraum (16) zwischen dem Ringkolben (15) und dem Ringgehäuse (14) gebildet ist, mit einem Gehäuseabschnitt (18), wobei das Ringgehäuse (14) in dem Gehäuseabschnitt (18) aufgenommen ist und radial zwischen dem Ringgehäuse (14) und dem Gehäuseabschnitt (18) ein die Drehachse (100) umlaufender Zwischendruckraum 16 gebildet ist, welcher über mindestens eine in dem Ringgehäuse (14) ausgebildeten Fluidöffnung (17) einerseits mit dem Druckraum (16) und andererseits über einen in dem Gehäuseabschnitt (16) ausgebildeten Druckanschlusskanal (20) mit einem Druckanschluss (21) fluidtechnisch verbunden ist; vorgeschlagen, wobei die Betätigungsvorrichtung (12) eine in dem Druckanschlusskanal (20) angeordnete Tilgereinrichtung (44) aufweist, welche ausgebildet ist, eine bei einer Bewegung des Ringkolbens (15) zumindest zeitweise pulsierende Strömung eines durch den Ringkolben (15) verdrängten Hydraulikfluids zu dämpfen und/oder zu tilgen.

Description

Betätiqunqsvorrichtunq mit einer Tilqereinrichtunq sowie hydraulisches Betätiqunqssystem mit der Betätiqunqsvorrichtunq
Die Erfindung betrifft eine Betätigungsvorrichtung zur Betätigung einer Kupplungsvorrichtung mit den Merkmalen des Oberbegriffs des Anspruchs 1. Ferner betrifft die Erfindung ein hydraulisches Betätigungssystem mit der Betätigungsvorrichtung.
Konzentrische Nehmerzylinder (CSC) werden üblicherweise in hybriden als auch in rein elektrischen Antrieben von Fahrzeugen eingesetzt. Diese dienen beispielsweise zum Trennen des Elektromotors vom Verbrennungsmotor oder zum Gangwechsel. Derartige Nehmerzylinder bestehen im Wesentlichen aus einem Ringgehäuse und einem in dem Ringgehäuse axial verlagerbaren Ringkolben, wobei der Ringkolben derart mit einer Kupplung in Wirkverbindung steht, dass die Kupplung betätigt, insbesondere geschlossen, wird.
Die Druckschrift DE 10 2020 109 989 A1 offenbart eine Kupplungseinrichtung für ein Kraftfahrzeug, mit einer Welle, wobei sich die Welle axial erstreckt, mit einem Kupplungsabschnitt, wobei der Kupplungsabschnitt koaxial zu der Welle angeordnet ist und mit der Welle rotiert, wobei bei der Rotation der Welle axiale und radiale Kräfte auf die Welle und/oder auf den Kupplungsabschnitt wirken, wobei zumindest die radialen Kräfte einen Radialversatz des Kupplungsabschnitts und/oder eine Schiefstellung des Kupplungsabschnitts und/oder der Welle verursachen können, und mit einem Ausrücklager, wobei das Ausrücklager zur Übertragung einer Betätigungskraft auf den Kupplungsabschnitt axialbeweglich ist, wobei das Ausrücklager zur Kompensation des Axialversatzes und/oder der Schiefstellung in radialer Richtung durch die Welle und/oder auf der Welle geführt ist. Es ist Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Betätigungsvorrichtung vorzuschlagen, welche sich durch eine hohe Betriebssicherheit bei einer Betätigung der Kupplungsvorrichtung auszeichnet.
Diese Aufgabe wird durch eine Betätigungsvorrichtung mit den Merkmalen des Anspruchs 1 , ein hydraulisches Betätigungssystem mit den Merkmalen des Anspruchs 9 sowie ein Antriebsstrang mit den Merkmalen des Anspruchs 10 gelöst. Bevorzugte oder vorteilhafte Ausführungsformen der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen, der nachfolgenden Beschreibung sowie den beigefügten Figuren.
Gegenstand der Erfindung ist eine Betätigungsvorrichtung, welche zur Betätigung einer Kupplungsvorrichtung ausgebildet und/oder geeignet ist. Insbesondere dient die Betätigungsvorrichtung dazu, eine Betätigungskraft auf die Kupplungsvorrichtung zu übertragen, um die Kupplungsvorrichtung zu öffnen oder zu schließen. Vorzugsweise ist die Kupplungsvorrichtung als eine Reibkupplung, vorzugsweise eine Reiblamellenkupplung, ausgebildet. Besonders bevorzugt ist die Betätigungsvorrichtung hydraulisch betätigbar.
Hierzu weist die Betätigungsvorrichtung einen konzentrischen Nehmerzylinder, auch als „Concentric-Slave-Cylinder (CSC)“ bekannt, auf, welcher im Wesentlichen einen Ringkolben und ein Ringgehäuse umfasst. Insbesondere ist der konzentrische Nehmerzylinder als ein Zentralausrücker ausgebildet. Vorzugsweise sind der Ringkolben und das Ringgehäuse in Bezug auf eine Hauptachse koaxial und/oder konzentrisch zueinander angeordnet. Das Ringgehäuse weist vorzugsweise eine zentrale Durchgangsöffnung, insbesondere eine Bohrung, auf, durch welche in einer Einbausituation des Betätigungszylinders mindestens eine Welle hindurchgeführt sein kann. Bevorzugt ist die Hauptachse durch eine Rotationsachse der Welle definiert. Vorzugsweise ist der Ringkolben in Bezug auf die Hauptachse rotationssymmetrisch ausgebildet.
Das Ringgehäuse weist einen die Hauptachse umlaufenden Ringraum auf, wobei der Ringkolben axial in Bezug auf die Hauptachse beweglich in dem Ringraum des Ringgehäuses aufgenommen ist. Der Ringraum ist axial in Bezug auf die Hauptachse durch den Ringkolben begrenzt, so dass ein mit einem Hydraulikfluid befüllbarer Druckraum zwischen dem Ringkolben und dem Ringgehäuse gebildet ist. Insbesondere ist der Ringraum hierzu in der durch den Ringkolben begrenzten axialen Richtung einseitig geöffnet und in einer axialen Gegenrichtung geschlossen ausgebildet. Bei einer Betätigung des Nehmerzylinders wird der Druck auf das Hydraulikfluid erhöht, wobei die Betätigungskraft aufgrund des in dem Druckraum steigenden Drucks erzeugt und auf den Ringkolben übertragen wird, so dass dieser axial ausgerückt wird. Insbesondere ist das Hydraulikfluid eine hydraulische Flüssigkeit, im Speziellen ein Hydrauliköl.
Weiterhin weist die Betätigungsvorrichtung einen Gehäuseabschnitt auf, wobei das Ringgehäuse in dem Gehäuseabschnitt aufgenommen ist und radial zwischen dem Ringgehäuse und dem Gehäuseabschnitt ein die Drehachse umlaufender Zwischendruckraum gebildet ist. Der Gehäuseabschnitt kann durch ein Kupplungsgehäuse, ein Getriebegehäuse oder ein Motorgehäuse gebildet sein. Vorzugsweise ist der Zwischendruckraum in radialer Richtung einerseits durch einen Innenumfang des Gehäuseabschnittes und andererseits durch einen Außenumfang des Ringgehäuses begrenzt.
Der Zwischendruckraum ist einerseits über mindestens oder genau eine in dem Ringgehäuse ausgebildete Fluidöffnung mit dem Druckraum und andererseits über einen in dem Gehäuseabschnitt ausgebildeten Druckanschlusskanal mit einem Druckanschluss fluidtechnisch verbunden. Das Ringgehäuse kann prinzipiell genau eine Fluidöffnung aufweisen, welche in Umfangsrichtung betrachtet an beliebiger Position angeordnet sein kann. Alternativ kann das Ringgehäuse jedoch auch mehrere der Fluidöffnungen aufweisen, welche in Umfangsrichtung verteilt und/oder gleichmäßig voneinander beabstandet sind. Die mindestens eine Fluidöffnung kann an einer radialen Außenseite des Ringgehäuses angeordnet sein und/oder radial in dem Druckraum bzw. den Zwischendruckraum münden. Die Fluidöffnung kann hierzu durch eine radial in das Ringgehäuse eingebrachte Bohrung oder dergleichen gebildet sein. Insbesondere dient der Druckanschluss zum Anschluss einer Druckleitung. Der Druckanschluss kann an einer radialen Außenseite des Gehäuseabschnittes angeordnet sein. Beispielsweise kann der Druckanschlusskanal durch mindestens oder genau eine in den Gehäuseabschnitt eingebrachte Bohrung oder dergleichen ausgebildet sein. Insbesondere verläuft ein Strömungsweg über den Druckanschlusskanal, den Zwischendruckraum und die mindestens eine Fluidöffnung in den Druckraum. Anders formuliert, ist der Druckraum über den Druckanschlusskanal, den Zwischendruckraum und die mindestens eine Fluidöffnung mit Fluid vom Druckanschluss versorgbar. Besonders bevorzugt ist die Druckleitung unmittelbar mit dem Druckanschluss verbunden.
Im Rahmen der Verbindung wird vorgeschlagen, dass die Betätigungsvorrichtung eine in dem Druckanschlusskanal angeordnete Tilgereinrichtung aufweist, welche ausgebildet und/oder geeignet ist, eine bei einer Bewegung des Ringkolbens zumindest zeitweise pulsierende Strömung, insbesondere aus dem Zwischendruckraum in Richtung des Druckanschlusses, eines von dem Ringkolben verdrängten Hydraulikfluids zu dämpfen und/oder zu tilgen. Insbesondere dient die Tilgereinrichtung zur Reduzierung bzw. Kompensation von Druckpulsationen bei einer Betätigung des Nehmerzylinders durch eine Erhöhung des Strömungswiderstandes und Erzeugung eines der Druckpulsation entgegenwirkenden Gegendrucks bzw. einer Gegenkraft. Vorzugsweise ist die Tilgereinrichtung als ein sogenannter „Inline-Tilger“ ausgebildet, welcher in dem Strömungsweg, insbesondere der pulsierenden Strömung, angeordnet ist und der pulsierenden Strömung entgegenwirkt. Prinzipiell kann die Tilgereinrichtung vollständig in den Druckanschlusskanal eingesetzt sein. Alternativ kann die Tilgereinrichtung jedoch auch nur abschnittsweise in dem Druckanschlusskanal angeordnet sein. Bevorzugt ist die Tilgereinrichtung als eine separate Baueinheit ausgebildet.
Der Erfindung liegt die Erkenntnis zugrunde, dass während der Betätigung des Nehmerzylinders in Kombination mit einer schiefen Kupplungsvorrichtung hohe Schwingungen/Dynamiken auftreten, die sich als starke Taumelbewegung im Ringkolben wiederspiegeln. Es entstehen starke Fluiddynamiken, die zu Druckpulsationen führen. Die Druckpulsationen beeinflussen das gesamte System negativ und können sogar zum Ausfall führen bzw. dazu führen, dass die Betätigungsvorrichtung nicht mehr druckgesteuert geregelt werden kann.
Der Vorteil der Erfindung besteht darin, dass die durch die Taumelbewegung erzeugten Druckpulsationen durch die Anordnung einer Tilgereinrichtung in dem Strömungsweg gedämpft bzw. getilgt werden können, so dass am Ausgang der Tilgereinrichtung nur noch geringere bis keine Druckpulsationen vorhanden sind. Ein weiterer Vorteil besteht darin, dass die Tilgereinrichtung in einfacher Weise in den vorhandenen Druckanschlusskanal und somit nahe an der Entstehung der Druckpulsationen eingebaut werden kann. Die Tilgereinrichtung ist somit in einfacher Weise in eine bestehende Betätigungsvorrichtung integrierbar bzw. nachrüstbar. Es wird somit eine Betätigungsvorrichtung vorgeschlagen, welche sich durch eine hohe Betriebssicherheit sowie einen robusten Betrieb, insbesondere in Kombination mit einer schiefen Kupplungsvorrichtung, auszeichnet.
In einer konkreten Ausgestaltung ist vorgesehen, dass die Tilgereinrichtung mindestens oder genau einen Kolben aufweist, welcher in einem Strömungsweg der pulsierenden Strömung angeordnet ist und in Abhängigkeit der pulsierenden Strömung zu Schwingungen anregbar ist, um die pulsierende Strömung zu dämpfen. Insbesondere führt der Kolben in Abhängigkeit der pulsierenden Strömung bzw. bei starken Druckpulsationen eine axiale, oszillierende Bewegung aus, welche zumindest eine Komponente in Richtung des Strömungsweges aufweist. Vereinfacht dargestellt, arbeitet der Kolben entgegen der Druckpulsation. Besonders bevorzugt erzeugt der Kolben in Abhängigkeit der Druckpulsation eine gegenphasige Schwingung. Es wird somit eine Tilgereinrichtung vorgeschlagen, welche eine lastadaptive Dämpfung der Druckpulsationen ermöglicht und bei steigenden Druckpulsationen die Dämpfungswirkung erhöht.
In einer Weiterbildung ist vorgesehen, dass die Tilgereinrichtung ein Federelement aufweist, welches ausgebildet ist, den Kolben entgegen einer Auslenkung aus einer Endlage mit einer Rückstellkraft zu beaufschlagen. Insbesondere wird der Kolben durch die pulsierende Strömung in Bewegung versetzt, wobei der Kolben unter Einwirkung der Rückstellkraft stets in seine Ausgangsposition bzw. die Endlage zurückgestellt wird. Vereinfacht gesagt, wird der Kolben durch eine Kompensation des Federelements in Schwingung versetzt, welche der pulsierenden Strömung bzw. der Druckpulsation entgegenwirkt. Dadurch wird das System stabilisiert und die Schwingungen werden gedämpft. Insbesondere ist der Kolben bei einer Anströmung in einer Strömungsrichtung entgegen der Rückstellkraft des Federelements verschiebbar und/oder entgegen der Strömungsrichtung mit der Rückstellkraft beaufschlagt. Es wird somit eine Tilgereinrichtung vorgeschlagen, welche sich durch einen schwingfähigen Kolben auszeichnet.
In einer Weiterbildung ist vorgesehen, dass die Tilgereinrichtung einen weiteren Kolben aufweist, wobei das Federelement zwischen den beiden Kolben angeordnet ist, um die beiden Kolben entgegen einer Auslenkung aus einer Endlage mit der Rückstellkraft zu beaufschlagen. Insbesondere werden die beiden Kolben durch die pulsierende Strömung in Bewegung versetzt, wobei die Kolben unter Einwirkung der Rückstellkraft stets in ihre Ausgangsposition bzw. die Endlage zurückgestellt werden. Vereinfacht gesagt, werden die Kolben durch eine Kompensation des Federelements in Schwingung versetzt, welche der pulsierenden Strömung bzw. der Druckpulsation sowohl in einer Strömungsrichtung als auch in einer Strömungsgegenrichtung entgegenwirkt. Besonders bevorzugt ist das Federelement auf der einen Seite an dem einen Kolben und an auf der anderen Seite an dem anderen Kolben abgestützt. Insbesondere ist der eine Kolben bei einer Anströmung in der Strömungsrichtung und der andere Kolben bei einer Anströmung in der Strömungsgegenrichtung entgegen der Rückstellkraft des Federelements verschiebbar. Alternativ ist der eine Kolben entgegen der Strömungsrichtung und der andere Kolben entgegen der Strömungsgegenrichtung mit der Rückstellkraft beaufschlagt. Dadurch wird das System deutlich schneller stabilisiert und die Schwingungen können besonders effektiv gedämpft werden. In einer Konkretisierung ist vorgesehen, dass das Federelement als eine Schraubendruckfeder ausgebildet ist. Insbesondere ist die Schraubendruckfeder ausgebildet, die Rückstellkraft bei einer Kompensation zu erhöhen. Besonders bevorzugt verläuft der Strömungsweg durch die Schraubendruckfeder. Es wird somit eine besonders einfache und kostengünstige Tilgereinrichtung vorgeschlagen, wobei der Dämpfungseffekt auf die pulsierende Strömung in einfacher Weise durch die Änderung der Federsteifigkeit beeinflusst werden kann.
In einer weiteren konkreten Realisierung ist vorgesehen, dass die Tilgereinrichtung ein Zylindergehäuse aufweist, welches verliersicher in dem Druckanschlusskanal montiert ist, wobei ein Strömungsweg der pulsierenden Strömung über das Zylindergehäuse verläuft. Prinzipiell kann das Zylindergehäuse kraftschlüssig, z.B. über eine Presspassung, in dem Druckanschlusskanal montiert sein. Alternativ kann das Zylindergehäuse jedoch auch formschlüssig, z.B. über eine Schraubverbindung, in dem Druckanschlusskanal moniert sein. Insbesondere ist der mindestens eine Kolben in dem Zylindergehäuse beweglich gelagert. Prinzipiell kann das Federelement hierbei einerseits an dem Kolben und andererseits an dem Zylindergehäuse abgestützt. Bevorzugt jedoch ist das Federelement innerhalb des Zylindergehäuses zwischen den beiden Kolben abgestützt. Im Speziellen ist der Kolben und ggf. der weitere Kolben in der Endlage an einem Endanschlag des Zylindergehäuses abgestützt. Vorzugsweise ist das Zylindergehäuse zweiteilig aufgebaut, wobei die Gehäuseteile des Zylindergehäuses nach der Montage sämtlicher Bauteile, insbesondere des mindestens einen Kolbens und des Federelements, miteinander verbunden werden. Das Zylindergehäuse kann hierzu wahlweise axial oder radial geteilt sein. Das Zylindergehäuse und/oder der mindestens eine Kolben können aus einem Kunststoff und/oder Metall, wie z.B. einer Stahl- oder Aluminiumlegierung, gefertigt sein. Besonders bevorzugt sind der mindestens eine Kolben und ggf. das Federelement durch das Zylindergehäuse zu einer gemeinsamen Baueinheit zusammengehalten. Beispielsweise ist das Zylindergehäuse als eine Zylinderbuchse ausgebildet. Es wird somit eine Tilgereinrichtung vorgeschlagen, welche sich durch einen einfachen Aufbau sowie eine besonders einfache Montage auszeichnet. In einer konkreten Umsetzung ist vorgesehen, dass ein Zylinderraum des Zylindergehäuses durch den mindestens einen Kolben in mindestens zwei Arbeitskammern unterteilt ist, wobei der mindestens eine Kolben bei einer Änderung der Druckverhältnisse zwischen den beiden Arbeitskammern zur Schwingung anregbar ist und/oder angeregt wird. Insbesondere entsteht mit steigenden Volumenstrom an dem Kolben in Abhängigkeit der Strömungsrichtung ein Staudruck in einer der Arbeitskammern, wobei in Abhängigkeit eines Strömungswiderstands des Kolbens und/oder einer Federsteifigkeit des Federelements ein Gegendruck in der anderen Arbeitskammer entsteht, welcher dem Staudruck entgegenwirkt. Anders formuliert, resultiert der Gegendruck aus einem in der Arbeitskammer herrschenden Fluiddruck und der Rückstellkraft der Feder, welche auf einer dem Staudruck abgewandten Seite des Kolbens wirken. Wenn der an dem Kolben anstehende Staudruck größer als der Gegendruck ist, wird der Kolben entgegen der Rückstellkraft in dem Zylindergehäuse bewegt und das Federelement komprimiert. Bei auftretenden Druckpulsationen beginnt der mindestens eine Kolben sich axial hin und her zu bewegen bzw. zu schwingen, wobei das Federelement abwechselnd entspannt und komprimiert wird. Es wird somit eine Tilgereinrichtung vorgeschlagen, welches in Abhängigkeit des Volumenstroms eine Dämpfung von, insbesondere hochfrequenten, Druckpulsationen ermöglicht.
In einer Weiterentwicklung ist vorgesehen, dass das Zylindergehäuse zumindest abschnittsweise in den Zwischendruckraum ragt, wobei das Zylindergehäuse zur Erhöhung des Strömungswiderstandes eine Störkontur und/oder einen Bremspalt in dem Zwischendruckraum bildet. Insbesondere wird die pulsierende Strömung und/oder der Strömungsweg aus dem Zwischendruckraum in Richtung des Druckanschlusses durch die Störkontur gebremst bzw. umgelenkt. Alternativ oder optional ergänzend wird die pulsierende Strömung durch den Bremspalt gebremst, welcher radial zwischen dem in den Zwischendruckraum ragenden Ende des Zylindergehäuses und dem Ringgehäuse gebildet ist. Vorzugsweise ragt das Zylindergehäuse so weit in den Zwischendruckraum, dass ein radialer Abstand zwischen dem Zylindergehäuse und dem Ringgehäuse kleiner ist als ein minimaler Abstand zwischen dem Gehäuseabschnitt und dem Ringgehäuse. Besonders bevorzugt ragt das Zylindergehäuse zu mehr als 40%, vorzugsweise mehr als 60%, im Speziellen mehr als 80% eines radialen Abstandes zwischen dem Druckanschlusskanal und dem Ringgehäuse in den Zwischendruckraum. Somit kann in einfacher Weise die pulsierenden Strömungen aus dem Zwischendruckraum in den Druckanschlusskanal gebremst werden. Dies führt dazu, dass am Ausgang der Tilgereinrichtung die Druckpulsationen deutlich reduziert werden können.
In einer weiteren Konkretisierung ist vorgesehen, dass der mindestens eine Kolben, vorzugsweise die beiden Kolben, und/oder das Zylindergehäuse eine zentrale Durchgangsöffnung mit einem gegenüber dem Druckanschlusskanal reduzierten Öffnungsquerschnitt zur Erhöhung eines Strömungswiderstandes aufweisen. Insbesondere ist der Staudruck bzw. der Gegendruck durch den Öffnungsquerschnitt der Durchgangsöffnung bestimmt bzw. mitbestimmt. Insbesondere wird die Hydraulikflüssigkeit durch die querschnittsreduzierte Durchgangsöffnung gedrückt, was zu einem Dämpfungseffekt führt. Abhängig von der Größe der Durchgangsöffnung, wird sich der Staudruck bzw. der Gegendruck einstellen. Vereinfacht formuliert, bilden das Zylindergehäuse und/oder der bzw. die Kolben eine Art Blende. Beispielsweise kann der reduzierte Öffnungsquerschnitt um mindestens 10%, vorzugsweise mehr als 30%, im Speziellen mehr als 50% gegenüber einem Öffnungsquerschnitt der Durchgangsöffnung reduziert sein. Besonders bevorzugt weist die Tilgereinrichtung zumindest eingangsseitig auf der Seite des Zwischendruckraums den reduzierten Öffnungsquerschnitt auf. Die Erfindung beruht auf der Idee, dass pulsierende Strömungen bzw. Druckpulsationen über den Strömungswiderstand beeinflusst werden können. Je höher der Strömungswiderstand ist, desto höher ist der Dämpfungseffekt. Durch die Reduzierung des Öffnungsquerschnittes kann die pulsierende Strömung somit in einfacher Weise beeinflusst bzw. vorbedämpft werden.
Ein weiterer Gegenstand der Erfindung betrifft ein hydraulisches Betätigungssystem für ein Fahrzeug, mit der Betätigungsvorrichtung, wie diese bereits zuvor beschrieben wurde. Insbesondere dient das Betätigungssystem dazu, bei einer Betätigung des Nehmerzylinders einen Betätigungsdruck hydraulisch zu erzeugen, so dass eine aus dem Betätigungsdruck resultierende Betätigungskraft auf den Ringkolben übertragen wird und dieser axial ausgerückt wird.
Hierzu umfasst das Betätigungssystem eine Pumpe, welche zur Erzeugung eines Betätigungsvolumenstroms für den Nehmerzylinder ausgebildet und/oder geeignet ist, wobei die Pumpe auf einer Druckseite über eine Druckleitung mit dem Druckanschluss des Gehäuseabschnittes verbunden ist. Insbesondere dient die Pumpe zum Aufbau und Aufrechterhaltung des Betätigungsdrucks auf der Druckseite bzw. in dem Druckraum des Nehmerzylinders. Insbesondere ist die Pumpe als eine elektrisch betriebene Pumpe ausgebildet. Dies bedeutet, dass die Pumpe durch einen separaten Elektromotor antreibbar ist. Bevorzugt ist die Fluidpumpe auf einer Saugseite über eine Saugleitung mit einer Fluidquelle verbunden.
Weiterhin weist das Betätigungssystem ein parallel zu der Pumpe geschaltetes Drucksteuerventil auf, welches zur Begrenzung eines Betätigungsdrucks auf der Druckseite ausgebildet und/oder geeignet ist. Insbesondere ist das Drucksteuerventil ausgebildet, in Abhängigkeit des Betätigungsdrucks auf der Druckseite den Fluidfluss auf der Druckseite zu kontrollieren. Vorzugsweise ist vorgesehen, dass das Drucksteuerventil bis zum Erreichen und zur Aufrechterhaltung des Betätigungsdrucks geschlossen ist und bei einer Überschreitung und zum Abbau des Betätigungsdrucks geöffnet wird. Im Speziellen sind die Pumpe und das Drucksteuerventil Teil eines Smart Hydraulic Actuators (SHA). Das Drucksteuerventil kann hierzu an eine nehmerzylinderseitige Verzweigungsstelle der Druckleitung angeschlossen sein.
Weitere Merkmale, Vorteile und Wirkung der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsbeispiele der Erfindung. Dabei zeigen:
Fig. 1 eine schematische Darstellung eines Antriebsstrangs als ein Ausführungsbeispiel der Erfindung; Fig. 2 eine schematische Darstellung eines hydraulischen Betätigungssystems zur Betätigung einer Kupplungsvorrichtung;
Fig. 3 eine Schnittdarstellung einer Kupplungsanordnung mit einer
Betätigungsvorrichtung und einer Kupplungsvorrichtung;
Fig. 4 eine schematische Schnittdarstellung einer Tilgereinrichtung der
Betätigungsvorrichtung aus Fig. 3;
Fig. 5 die Tilgereinrichtung in einer Betriebssituation in gleicher Darstellung wie in Fig. 4 gezeigt.
Figur 1 zeigt einen stark schematisierten Antriebstrang 1 für ein Fahrzeug als ein Ausführungsbeispiel der Erfindung. Der Antriebsstrang 1 weist ein Antriebsmodul 2 mit einer Kupplungsanordnung 3 und einer Antriebsmaschine 4 auf.
Der Antriebsstrang 1 weist weiterhin eine weitere Antriebsmaschine 5 auf, welche über die Kupplungsanordnung 3 mit der Antriebsmaschine 4 antriebstechnisch gekoppelt und/oder koppelbar ist. Die Antriebsmaschine 4 und die weitere Antriebsmaschine 5 können jeweils als eine elektrische Maschine ausgebildet sein. Alternativ kann die weitere Antriebsmaschine 5 jedoch auch als eine Verbrennungskraftmaschine ausgebildet sein. Beispielsweise kann das Antriebsmodul 2 als ein sogenanntes Hybridmodul ausgebildet sein.
Die Kupplungsanordnung 3 ist als eine Trennkupplung, auch KO-Kupplung genannt, welche zur Unterbrechung eines Antriebsmoments zwischen den beiden Antriebsmaschinen 4, 5 eingerichtet ist. In einem geschlossenen Zustand der Kupplungsanordnung 3 sind eine Welle 6, z.B. eine Rotorwelle, der Antriebsmaschine 4 und eine weitere Welle 7, z.B. eine Kurbelwelle, der weiteren Antriebsmaschine 5 drehfest miteinander gekoppelt und in einem offenen Zustand relativ zueinander verdrehbar. Der Antriebsstrang 1 weist zudem eine Getriebevorrichtung 8 auf, welche eingangsseitig mit der Antriebsmaschine 4 bzw. der weiteren Antriebsmaschine 5 und ausgangseitig mit einem Differential 9 getriebetechnisch verbunden ist, wobei ein von der Antriebsmaschine 4 und/oder der weiteren Antriebsmaschine 5 erzeugtes Drehmoment über die Getriebevorrichtung 8 auf das Differential 9 und somit auf die angetriebenen Räder 10 des Fahrzeuges übertragen bzw. übersetzt wird. Beispielsweise kann die Getriebevorrichtung 8 als ein Doppelkupplungsgetriebe ausgeführt sein.
Figur 2 zeigt ein hydraulisches Betätigungssystem 11 , welches zur Betätigung der Kupplungsanordnung 3 ausgebildet und/oder geeignet ist. Das Betätigungssystem 11 weist hierzu eine Betätigungsvorrichtung 12 mit einem konzentrischen Nehmerzylinder 13, kurz CSC, auf, welcher koaxial und/oder konzentrisch zu der Welle 6 und/oder der weiteren Welle 7 angeordnet bzw. anordenbar ist. Der Nehmerzylinder 13 dient zur Betätigung einer Kupplungsvorrichtung 30, wie in den Figuren 3 und 4 dargestellt, wobei der Nehmerzylinder 13 hierzu mit einem Betätigungsorgan der Kupplungsvorrichtung 30 bewegungsgekoppelt ist.
Der Nehmerzylinder 13 weist ein Ringgehäuse 14 sowie einen in dem Ringgehäuse 14 aufgenommenen Ringkolben 15 auf, welcher relativ zu dem Ringgehäuse 14 axial in Bezug auf eine Hauptachse 100 der Welle 6 bzw. der weiteren Welle 7 zwischen einer eingerückten und einer ausgerückten Endstellung 101 , 102 bewegbar ist. Das Ringgehäuse 14 und der Ringkolben 15 sind in Bezug auf die Hauptachse 100 koaxial und konzentrisch zueinander angeordnet.
In bestimmten Fährbetrieben in denen keine Antriebsenergie benötigt wird, wie z.B. einem Segelbetrieb, wird der Nehmerzylinder 13 betätigt, um die Kupplungsvorrichtung 30 zu öffnen. Die Welle 6 und die weitere Welle 7 sind somit antriebstechnisch voneinander getrennt, so dass keine Energie auf die Räder 10 übertragen wird und das Fahrzeug weiterrollt ohne aktiv Energie von der Batterie zu verbrauchen. Der Ringkolben 15 liegt innerhalb des Ringgehäuses 14 radial dichtend an, so dass ein Druckraum 16 axial durch den Ringkolben 15 begrenzt bzw. abgedichtet ist. Der Nehmerzylinder 13 ist hydraulisch betätigbar, wobei der Druckraum 16 hierzu in einem Betriebszustand mit einem Hydraulikfluid, z.B. ein Hydrauliköl, befüllt ist bzw. befüllt wird. Das Ringgehäuse 14 weist hierzu an einer radialen Außenseite mindestens eine Fluidöffnung 17 auf, über welche der Druckraum 16 mit dem Hydraulikfluid versorgt wird.
Die Betätigungsvorrichtung 12 weist einen Gehäuseabschnitt 18 auf, in welchem das Ringgehäuse 14 zumindest abschnittsweise aufgenommen ist. Dabei ist radial zwischen dem Ringgehäuse 14 und dem Gehäuseabschnitt 18 ein die Hauptachse 100 umlaufender Zwischendruckraum 19 gebildet, welcher über eine in dem Gehäuseabschnitt 18 ausgebildeten Druckanschlusskanal 20 fluidtechnisch mit einem Druckanschluss 21 des Gehäuseabschnittes 18 strömungstechnisch verbunden ist. Die Fluidöffnung 17 verbindet dabei den Druckraum 16 strömungstechnisch mit dem Zwischendruckraum 19. Beispielweise ist der Gehäuseabschnitt 18 als ein Gehäuse der Antriebsmaschine 4, der weiteren Antriebsmaschine 5 oder des Getriebes 8 ausgebildet.
Das hydraulische Betätigungssystem 11 weist einen Smart Hydraulic Actuator (SHA) auf, welcher im Wesentlichen eine Pumpe 22, ein Drucksteuerventil 23 und ein Rückschlagventil 24 umfasst. Die Pumpe 22 ist auf einer Druckseite 25 über eine Druckleitung 27 fluidtechnisch mit dem Druckanschluss 21 des Gehäuseabschnittes 18 verbunden, wobei die Pumpe 22 einen Betätigungsvolumenstrom 103 erzeugt, welcher im Betrieb von der Pumpe 22 über die Druckleitung 27 und den Zwischendruckraum 19 in den Druckraum 16 strömt, wodurch ein Druck in dem Druckraum 16 erhöht und eine Betätigungskraft auf den Ringkolben 15 aufgebracht wird. Hierzu ist die Pumpe 22 auf einer Saugseite 26 über eine Saugleitung 28 mit einer Fluidquelle 29 verbunden. Beispielsweise kann die Fluidquelle 29 ein Ölsumpf sein. Das Rückschlagventil 24 ist auf der Druckseite 25 in Reihe zu der Pumpe 22 in der Druckleitung 27 geschaltet, wobei das Rückschlagventil 24 eine Strömung in Richtung des Nehmerzylinders 13 zulässt und in Richtung der Pumpe 22 verhindert. Das Rückschlagventil 24 dient dazu den Betätigungsdruck in dem Nehmerzylinder 13 bei einem Stillstand der Pumpe 22 zu halten.
Das Drucksteuerventil 23 ist auf der Druckseite 25 parallel zu der Pumpe 22 geschaltet, wobei das Drucksteuerventil 23 den Betätigungsdruck begrenzt. Hierzu ist das Drucksteuerventil 23 in Abhängigkeit des Betätigungsdruckes auf der Druckseite 25 zumindest zwischen einer Sperrstellung und einer Offenstellung schaltbar, wobei in der Sperrstellung ein Druckaufbau und in der Offenstellung ein Druckabbau stattfindet.
Bei einer Betätigung des Nehmerzylinders 13 fördert die Pumpe 22 solange das Hydraulikfluid in den Druckraum 16 bis ein festgelegter Zieldruck erreicht ist, wobei das Drucksteuerventil 23 bei Erreichen des Zieldrucks zumindest kurzzeitig in die Offenstellung umschaltet, um den Betätigungsdruck auf einem konstanten Druckniveau zu halten. Hierzu kann das Drucksteuerventil 23 als ein druckgesteuertes Wegeventil, z.B. ein 2/2 -Wegeventil, ausgestaltet sein. Prinzipiell kann die Übermenge an Hydraulikfluid über das Drucksteuerventil 23 unmittelbar an die Fluidquelle 29, wie in Fig. 2 dargestellt, zurückgeführt werden. Alternativ kann die Übermenge an Hydraulikfluid jedoch auch an anderer Stelle, z.B. zur Kühlung und/oder Schmierung der Antriebsmaschine 4 und/oder der weiteren Antriebsmaschine 5 und/oder des Getriebes 8, zugeführt werden.
Wie in Figur 3 dargestellt, ist die Kupplungsanordnung 3 im Wesentlichen aus der Kupplungsvorrichtung 30 und der Betätigungsvorrichtung 12 aufgebaut, welche in Bezug auf eine Hauptachse 100 koaxial zueinander angeordnet sind. Dabei bildet die Welle 6 eine Ausgangswelle und die weitere Welle 7 eine Eingangswelle der Kupplungsanordnung 3 bzw. der Kupplungsvorrichtung 30. Die Welle 6 und die weitere Welle 7 sind dabei in Bezug auf die Hauptachse 100 koaxial und/oder konzentrisch zueinander angeordnet, wobei die Welle 6 als eine Hohlwelle und die Welle 7 als eine durch die Hohlwelle geführte Vollwelle oder weitere Hohlwelle ausgebildet ist.
Das Ringgehäuse 14 weist einen axial in Bezug auf die Hauptachse 100 einseitig geöffneten Ringraum 31 auf, in welchem der Ringkolben 15 axial in Bezug auf die Hauptachse 100 verschiebbar aufgenommen ist und den Druckraum 16 begrenzt. Zur Abdichtung des Druckraums 16 weist der Nehmerzylinder 13 einen äußeren und einen inneren Dichtung 32, 33 auf, wobei der Ringkolben 15 in radialer Richtung über den äußeren Dichtung 32 in einer radialen Richtung bezüglich der Hauptachse 100 und über den inneren Dichtung 33 in einer radialen Gegenrichtung bezüglich der Hauptachse 100 innerhalb des Ringraums 31 dichtend an dem Ringgehäuse 14 anliegt. Die beiden Dichtringe 32, 33 sind jeweils als eine Elastomerdichtung, insbesondere als Nutdichtringe, ausgebildet, welche verliersicher an dem Ringkolben 15 festgelegt sind. Hierzu weist der Nehmerzylinder 13 einen Haltering 34 auf, welcher ausgebildet ist, die beiden Dichtringe 32, 33 axial in Bezug auf die Hauptachse 100 gegen Verlieren und/oder gegen Verrutschen an dem Ringkolben 15 zu sichern.
Wie bereits in Figur 2 beschrieben, ist radial zwischen dem Ringgehäuse 14 und dem Gehäuseabschnitt 18 der Zwischendruckraum 19 gebildet. Der Nehmerzylinder 13 weist einen ersten und einen zweiten Dichtring 35, 36 auf, welche den Zwischendruckraum 19 fluiddicht abdichten. Hierzu sind die beiden Dichtringe 35, 36 an der radialen Außenseite des Ringgehäuses 14 festgelegt, wobei der erste Dichtring 35 bezüglich der Hauptachse 100 in radialer Richtung an einer radialen Innenseite des Gehäuseabschnittes 18 umlaufend anliegt, um den Zwischendruckraum 19 bezüglich der Hauptachse 100 in einer axialen Richtung abzudichten, und der zweite Dichtring 36 in radialer Richtung an dem Gehäuse 16 anliegt, um den Zwischendruckraum 19 bezüglich der Hauptachse 100 in einer axialen Gegenrichtung abzudichten. , wobei die Fluidöffnung 17 axial zwischen den beiden Dichtringen 35, 36 angeordnet ist bzw. in dem Zwischendruckraum 19 mündet. Die Betätigungsvorrichtung 11 weist zudem ein Ausrücklager 37 und einen Drucktopf 38 auf, welche zur Übertragung einer Betätigungskraft des Nehmerzylinders 12 mit dem Ringkolben 15 bewegungsgekoppelt sind. Beispielsweise ist das Ausrücklager 37 als ein Schrägkugellager ausgebildet, welches zur Aufnahme von radialen und axialen Kräften in Bezug auf die Hauptachse 100 ausgebildet und/oder geeignet ist.
Das Ausrücklager 37 ist radial innerhalb des Ringkolbens 15 bzw. konzentrisch zu dem Ringkolben 15 angeordnet, wobei das Ausrücklager 37 einerseits, z.B. mit einem Innenring, axial an dem Drucktopf 38 und andererseits, z.B. mit einem Außenring, axial über eine Zwischenscheibe 39, z.B. eine Shim-Scheibe, an dem Ringkolben 15 abgestützt ist.
Die Kopplungsvorrichtung 30 weist einen Außenlamellenträger 40 und einen Innenlamellenträger 41 auf, wobei der Außenlamellenträger 40 mehrere als Stahllamellen ausgebildete Außenlamellen 42 und der Innenlamellenträger 41 mehrere als Reiblamellen ausgebildete Innenlamellen 43 trägt, welche abwechselnd hintereinander angeordnet sind. Der Außenlamellenträger 40 ist dabei mit der Welle 6 und der Innenlamellenträger 41 mit der weiteren Welle 7 drehfest verbunden.
Bei einer Betätigung des Geberzylinders wird eine hydraulische Säule in Richtung des Nehmerzylinders 13 verschoben, wobei das Hydraulikfluid über die Druckanschlusskanal 20 in den Zwischendruckraum 19 und über die Fluidöffnung 17 in den Druckraum 16 strömt, wodurch ein Fluiddruck in dem Druckraum 16 erhöht und die Betätigungskraft auf den Ringkolben 15 aufgebracht wird. Dabei wird der Ringkolben 15 axial bewegt, um die Betätigungskraft über das Ausrücklager 37 und den Drucktopf 38 auf die Kopplungsvorrichtung 30 zu übertragen, wodurch die Innen- und Außenlamellen 42, 43 reibschlüssig zusammengepresst werden, um die Kopplungsvorrichtung 30 zu schließen.
Während der Betätigung des Nehmerzylinders 12 können bei einer schrägen Kopplungsvorrichtung 30 hohe Schwingungen/Dynamiken auftreten, die sich als starke Taumelbewegung im Ringkolben 15 wiederspiegeln und starke Fluiddynamiken erzeugen, die zu Druckpulsationen führen. Die Druckpulsationen beeinflussen das gesamte Betätigungssystem 11 in negativer Weise und können sogar zum Ausfall führen bzw. dazu führen, dass das Drucksteuerventil 23 nicht mehr druckgesteuert regeln kann.
Es wird daher zwischen dem Druckanschluss 21 und dem Druckraum 16 eine Tilgereinrichtung 44, wie nachfolgend näher beschrieben, in dem Druckanschlusskanal 20 vorgesehen, welche ausgebildet ist, eine bei einer Bewegung des Ringkolbens 15 zumindest zeitweise pulsierende Strömung entlang eines Strömungsweges 104 zu dämpfen bzw. zu tilgen.
Wie in Figur 4 dargestellt, weist die Tilgereinrichtung 44 ein Zylindergehäuse 45 sowie zwei in dem Zylindergehäuse 45 relativ zueinander beweglich angeordnete Kolben 46, 47 auf, welche über ein Federelement 48 gegeneinander federnd abgestützt sind. Beispielsweise kann das Zylindergehäuse 45 zweiteilig ausgebildet sein, wobei die Gehäuseteile nach der Montage der Kolben 46, 47 und des Federelements 48 miteinander, z.B. kraftschlüssig und/oder stoffschlüssig, verbunden werden. Das Zylindergehäuse 45 kann beispielsweise in den Druckanschlusskanal 20 eingepresst oder eingeschraubt sein.
Das Zylindergehäuse 45 weist einen Zylinderraum 49 auf, durch welchen der Strömungsweg 104 verläuft. Der Zylinderraum 49 ist durch die beiden Kolben 46, 47 abhängig der Strömungsrichtung in eine eingangsseitige und eine ausgangsseitige Arbeitskammer 50, 51 unterteilt, wobei die eingangsseitige Arbeitskammer 50 in Abhängigkeit der Strömungsrichtung zwischen dem Zylindergehäuse 45 und einem der beiden Kolben 46, 47 gebildet ist und die ausgangsseitige Arbeitskammer 51 zwischen den beiden Kolben 46, 47 gebildet ist. Die Kolben 46, 47 sind hierzu koaxial zu einer Mittenachse 105 des Zylindergehäuses 45 angeordnet.
Weiterhin weisen das Zylindergehäuse 45 sowie die beiden Kolben 46, 47 jeweils eine Durchgangsöffnung 52, 53 auf, über welche der Strömungsweg 104 durch die Tilgereinrichtung 44 verläuft. Hierbei weist die Durchgangsöffnung 52 des Zylindergehäuses 45 einen gegenüber dem Druckanschlusskanal 20 reduzierten Öffnungsquerschnitt und die Durchgangsöffnung 53 der Kolben 46, 47 einen gegenüber der Durchgangsöffnung 52 des Zylindergehäuses 45 reduzierten Öffnungsquerschnitt auf. Durch die reduzierten Öffnungsquerschnitte wird zum einen ein Strömungswiderstand entlang des Strömungsweges 104 erhöht, indem bei einer Bewegung des Ringkolbens 15 ein Teil des verdrängten Hydraulikfluids bzw. die pulsierende Strömung durch die Durchgangsöffnungen 52, 53 gedrückt wird. Dadurch wird bereits in Abhängigkeit des Strömungswiderstandes eine Dämpfung von Druckpulsationen ermöglicht. Des Weiteren wird in Abhängigkeit der Strömungsrichtung ein Staudruck in der eingangsseitigen Arbeitskammer 50 an der Querschnittsreduzierung des Kolben 46 bzw. des weiteren Kolben 47 erzeugt.
Das Federelement 48 ist axial in Bezug auf die Mittenachse 105 des Zylindergehäuses 45 zwischen den beiden Kolben 46, 47 eingespannt, um die beiden Kolben 46, 47 jeweils in Richtung eines Endanschlags 54, 55 des Zylindergehäuses 45 mit einer Rückstellkraft 106 zu beaufschlagen. Das Federelement 48 ist hierzu als eine Schraubendruckfeder ausgebildet, so dass bei einer Komprimierung die Rückstellkraft 106 erhöht wird. In einer Endlage liegen die beiden Kolben 46, 47 somit unter Einwirkung der Rückstellkraft 106 an dem jeweiligen Endanschlag 54, 55 an. Die Endanschläge 54, 55 sind dabei jeweils durch einen die Durchgangsöffnung 52 begrenzenden ringförmig um laufenden radialen Vorsprung gebildet.
Bei einer pulsierenden Strömung, wie in Figur 5 schematisch angedeutet, eines eingangsseitigen Volumenstroms 107, wird in Abhängigkeit der Strömungsrichtung und der Druckverhältnisse zwischen den Arbeitskammern 50, 51 wahlweise der Kolben 46 oder der weitere Kolben 47 axial in Bezug auf die Mittenachse 105 in dem Zylinderraum 49 bewegt. Hierbei wird in Abhängigkeit der Strömungsrichtung ein Staudruck an der eingangsseitigen Arbeitskammern 50 erzeugt, welcher entgegen der Rückstellkraft 106 sowie einem in der Arbeitskammer 51 herrschenden Fluiddrucks wirkt. Vereinfacht gesagt, wird der Kolben 47 bzw. der weitere Kolben 48 axial bewegt, wenn der Staudruck in der Arbeitskammer 50 einen aus der Rückstellkraft 106 und dem in der Arbeitskammer 51 herrschenden Fluiddruck resultierenden Gegendruck übersteigt. Der Gegendruck ist dabei abhängig von der Federsteifigkeit des Federelements 48 und der Größe der Durchgangsöffnung 54 der Kolben 46, 47.
Solange der eingangsseitige Volumenstrom 107 gering ist, entsteht an der Querschnittsreduzierung des Kolbens 53 bzw. in der Arbeitskammer 53 kein oder nur ein geringer Staudruck und das Federelement 48 wird nicht komprimiert. Wenn der eingangsseitige Volumenstrom 107 ansteigt, wird der an der Querschnittsverengung des Kolbens 53 bzw. in der Arbeitskammer 53 herrschende Staudruck erhöht und das Federelement 48 wird komprimiert. Bei auftretenden Druckpulsationen bzw. einer pulsierenden Strömung des eingangsseitigen Volumenstrom 107, wird der Kolben 46 und/oder der Kolben 47 aufgrund des schwankenden Staudrucks in axialer Richtung zur Schwingung angeregt, wodurch das Federelement 48 abwechselnd entspannt und komprimiert wird. Dadurch wird eine pulsierende Gegenkraft bzw. ein pulsierender Gegendruck erzeugt, welcher entgegen der Druckpulsation arbeitet. Dies führt dazu, dass die pulsierende Strömung eines ausgangsseitigen Volumenstrom 108 gedämpft oder getilgt wird, wodurch am Ausgang geringere bis keine Druckpulsationen vorhanden sind.
Bezuqszeichenliste
Antriebsstrang Antriebsmodul Kupplungsvorrichtung Antriebsmaschine weitere Antriebsmaschine Welle weitere Welle Getriebe Differential Räder
Betätigungssystem Betätigungsvorrichtung Nehmerzylinder Ringgehäuse Ringkolben Druckraum Fluidöffnung Gehäuseabschnitt Zwischendruckraum Druckanschlussöffnung Druckanschluss Pumpe
Drucksteuerventil Rückschlagventil Druckseite
Saugseite Druckleitung Saugleitung Fluidquelle Kupplungsanordnung
Ringraum äußerer Dichtung innerer Dichtung
Haltering erster Dichtring zweiter Dichtring
Ausrücklager
Drucktopf
Zwischenscheibe
Außenlamellenträger
Innenlamellenträger
Außenlamellen
Innenlamellen
Tilgereinrichtung
Zylindergehäuse
Kolben weiterer Kolben
Federelement
Zylinderraum eingangsseitige Arbeitskammer ausgangsseitige Arbeitskammer Durchgangsöffnung weitere Durchgangsöffnung
Endanschlag weiterer Endanschlag
Drehachse eingerückte Endstellung ausgerückte Endstellung
Betätigungsvolumenstrom
Strömungsweg Mittenachse Rückstellkraft eingangsseitiger Volumenstrom ausgangsseitiger Volumenstrom

Claims

Patentansprüche
1 . Betätigungsvorrichtung (12) zur Betätigung einer Kupplungsvorrichtung (30),
- mit einem konzentrischen Nehmerzylinder (13), welcher einen Ringkolben (15) und ein Ringgehäuse (14) aufweist, wobei der Ringkolben (15) axial beweglich in einem die Hauptachse (100) umlaufenden Ringraum (31 ) des Ringgehäuses (14) aufgenommen ist und den Ringraum (31 ) axial in Bezug auf die Hauptachse (100) begrenzt, so dass ein mit einem Hydraulikfluid befüllbarer Druckraum (16) zwischen dem Ringkolben (15) und dem Ringgehäuse (14) gebildet ist,
- mit einem Gehäuseabschnitt (18), wobei das Ringgehäuse (14) in dem Gehäuseabschnitt (18) aufgenommen ist und radial zwischen dem Ringgehäuse (14) und dem Gehäuseabschnitt (18) ein die Drehachse (100) umlaufender Zwischendruckraum (16) gebildet ist, welcher über mindestens eine in dem Ringgehäuse (14) ausgebildeten Fluidöffnung (17) einerseits mit dem Druckraum (16) und andererseits über einen in dem Gehäuseabschnitt (16) ausgebildeten Druckanschlusskanal (20) mit einem Druckanschluss (21 ) fluidtechnisch verbunden ist; gekennzeichnet durch eine in dem Druckanschlusskanal (20) angeordnete Tilgereinrichtung (44), welche ausgebildet ist, eine bei einer Bewegung des Ringkolbens (15) zumindest zeitweise pulsierende Strömung eines durch den Ringkolben (15) verdrängten Hydraulikfluids zu dämpfen und/oder zu tilgen.
2. Betätigungsvorrichtung (12) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Tilgereinrichtung (44) mindestens einen Kolben (46) aufweist, wobei der Kolben (46) in einem Strömungsweg (104) der pulsierenden Strömung angeordnet ist und in Abhängigkeit der pulsierenden Strömung zu Schwingungen anregbar ist, um die pulsierende Strömung zu dämpfen.
3. Betätigungsvorrichtung (12) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Tilgereinrichtung (44) ein Federelement (48) aufweist, welches ausgebildet ist, den mindestens einen Kolben (46) entgegen einer Auslenkung aus einer Endlage mit einer Rückstellkraft (106) zu beaufschlagen.
4. Betätigungsvorrichtung (12) nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Tilgereinrichtung (44) einen weiteren Kolben (47) aufweist, wobei das Federelement (48) zwischen den beiden Kolben (46, 47) angeordnet ist, um die beiden Kolben (46, 47) entgegen einer Auslenkung aus jeweils einer Endlage mit der Rückstellkraft (106) zu beaufschlagen.
5. Betätigungsvorrichtung (12) nach Anspruch 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Federelement (48) als eine Schraubendruckfeder ausgebildet ist.
6. Betätigungsvorrichtung (12) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Tilgereinrichtung (44) ein Zylindergehäuse (45) aufweist, welches verliersicher in dem Druckanschlusskanal (20) montiert ist, wobei ein Strömungsweg (104) der pulsierenden Strömung durch das Zylindergehäuse (45) verläuft.
7. Betätigungsvorrichtung (12) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass ein Zylinderraum (49) des Zylindergehäuses (45) durch den mindestens einen Kolben (46) in mindestens zwei Arbeitskammern (50, 51 ) unterteilt ist, wobei der mindestens eine Kolben (46) bei einer Änderung der Druckverhältnisse zwischen den beiden Arbeitskammern (50, 51) zur Schwingung anregbar ist.
8. Betätigungsvorrichtung (12) nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, dass das Zylindergehäuse (45) zumindest abschnittsweise in den Zwischendruckraum (19) ragt, so dass das Zylindergehäuse (45) zur Erhöhung des Strömungswiderstandes eine Störkontur und/oder einen Bremspalt in dem Zwischendruckraum (19) bildet.
9. Betätigungsvorrichtung (12) nach einem der Ansprüche 2 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass der mindestens eine Kolben (46) und/oder das Zylindergehäuse (45) eine zentrale Durchgangsöffnung (52, 54) mit einem gegenüber dem Druckanschlusskanal (20) reduzierten Öffnungsquerschnitt zur Erhöhung eines Strömungswiderstandes aufweisen.
10. Hydraulisches Betätigungssystem (11 ) für ein Fahrzeug, mit einer Pumpe (22) zur Erzeugung eines Betätigungsvolumenstroms (103) und mit einem parallel zu der Pumpe (22) geschalteten Drucksteuerventil (23) zur Begrenzung eines Betätigungsdrucks, gekennzeichnet durch eine Betätigungsvorrichtung (12) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei die Pumpe (29) auf einer Druckseite (32) über eine Druckleitung (33) mit dem Druckanschluss (21 ) des Gehäuseabschnittes (18) fluidtechnisch verbunden ist.
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