用于改变第一液压机械和第二液压机械的工作容积的设备

摘要

介绍了一种用于改变第一液压机械(2)和第二液压机械(3)的工作容积的设备(1)。活塞-缸装置(4)的至少一个活塞(7)与液压机械(2、3)的轴(5、6)作用连接。活塞(7)依赖于驾驶员方面的功率要求地通过阀门件(9)的位置调节阀单元(10)和高压调节阀单元(11)在界定了一活塞腔(12A)的作用面(7A)的区域中可被以与存在于液压机械(2、3)的区域中的液压压力相对应的而且朝向液压机械(2、3)的轴(5、6)的第一调节方向起作用的压力来加载。在液压机械(2、3)的区域中的压力可通过位置调节阀单元(10)来受调节地调整，并且可通过高压调节阀单元(11)来受调节地限制。活塞(7)通过阀门件(9)在界定了另一活塞腔(13A)的另一作用面(7B)的区域中可被以与存在于液压机械(2、3)的区域中的液压压力相对应的而且朝向液压机械(2、3)的轴的第二调节方向起作用的压力来加载，其中，位置调节阀单元(10)的作用方式能在高压调节阀单元(11)的区域中逆转。

说明书

技术领域

本发明涉及一种根据权利要求1的前序部分中详细限定类型的、 用于改变第一液压机械和第二液压机械的工作容积的设备。

背景技术

由WO 2009/047041A1公知一种用于改变斜轴式结构类型的液压 式活塞机械的工作容积的调整设备。两个活塞机械彼此相邻地布置， 并且可通过所谓的双轭被共同地操作，以便于改变其工作容积。此外， 活塞机械通过闭合的液压回路的工作管道而彼此相连接，并且可作为 泵或马达运行。

用于调整活塞机械的工作容积的双轭如此地与活塞机械共同起作 用，即，第一液压式活塞机械的工作容积在双轭的第一端部位置中， 相应于最小值，而第二液压式活塞机械的工作容积占据最大值。

在双轭的第二端部位置中，第一液压式活塞机械的工作容积具有 最大值，而第二液压式活塞机械的工作容积是最小的。

为了调整双轭，设置有起双重作用的活塞-缸装置，该活塞-缸装置 与活塞机械或者液压机械的可移动的轴处在作用连接中。活塞-缸装置 通过与活塞相联接的活塞杆与液压机械的轴作用连接。

活塞-缸装置在杆侧被持久地加载以在液压机械的区域中起作用 的高压。活塞-缸装置的活塞的底面的尺寸相应于必需的回复力地大于 活塞的杆侧作用面地构造。在活塞-缸装置的区域中起作用的调整力由 在斜轴式单元或者液压机械的区域中起作用的回复力获得。于是，在 作为泵运行的液压机械的区域中力求的是，避开起作用的高压，并且 自动地朝向较小的每转进液体积得到调整。在作为马达运行的液压机 械的区域中同样力求的是，避开存在的高压，并且朝向较大的每转进 液体积的方向改变工作容积。

依赖于驾驶员方面的功率要求，活塞-缸装置的活塞通过阀门件在 界定了一活塞腔的作用面的区域中被以与存在于液压机械的区域中的 液压压力相对应的而且朝向液压机械的轴的第一调节方向起作用的压 力来加载。

通过在这里包括位置调节阀单元和高压阀调节单元的阀门件，除 了活塞-缸装置进而还有两个液压机械的工作容积的液压调整之外，可 同样在调整设备的液压管道系统中实施压力阻断以及高压调节。

为了可使得通过高压调节阀单元的高压调节的功能可供使用，高 压调节阀单元的阀闩构造有两个控制面。存在于液压机械的区域中的 高压力作用到较小的控制面上，以便于可使得可调节的压力阻断功能 可供使用，通过该压力阻断功能，在液压机械的区域中的最大的系统 压力可大致上无损失地被限制。在高压调节阀单元的阀闩的较大的控 制面的区域中加有通过比例控制压力调节阀产生的控制压力，借助于 该控制压力可依赖于运行状态地或者根据要求改变在系统中存在的系 统压力的通过压力阻断功能而得到限定的压力上限。

在实践中，由上面所介绍的调整设备操作的而且包括液压机械的 液力单元被与机械的变速件相联接而且构造为所谓的CVT变速器(无 级变速器，Continuously Variable Transmission)，所谓的CVT变速器 越来越多地实施有多于一个的传动比范围。在传动比可相应地在最高 的传动比与最低的传动比之间无级地变化的各传动比范围之间，优选 地在CVT变速器的有关的范围的同步的运行状态中进行变换。

液压机械在示出不同的传动比范围期间被多次使用，并且第一液 压机械在挂入第一传动比范围的情况下首先作为泵运行，并且第二液 压机械作为马达运行。在CVT变速器中所挂入的而且接着第一传动比 范围的第二传动比范围的情况下，第一液压机械作为马达运行，并且 第二液压机械作为泵运行。如果CVT变速器额外地设置有接着第二传 动比范围的第三传动比范围，第一液压机械在第三传动比范围中又作 为泵运行，并且第二液压机械作为马达运行，如其在示出第一传动比 范围期间的情况那样。另外的范围是可能的。液压机械的使用根据上 面的介绍。

然而，液压机械的该运行方式在示出第二传动比范围期间引起的 是，高压调节阀单元的设置用于限制在液压机械的区域中的压力的开 启在由现有技术公知的调整设备的情况下，增大了作为泵运行的第二 液压机械的输送容积，作为替代地，该输送容积在调节在液压机械的 区域中的压力期间被减少，然而这不是期望的。

由于该原因，高压调节阀单元的高压调整的功能在前面所介绍的 调整设备的情况下在由第一传动比范围到第二传动比范围的转变的情 况下，被禁止。

为了仍可避免在系统中的不可接受地高的系统压力，设置有高压 阀单元，然而在该高压阀单元的区域中，在限制压力期间又出现引起 系统的不期望的发热的功率损失。

发明内容

因此，本发明基于如下任务，即：提供如下的设备可供使用，借 助于所述设备可在无明显损失的情况下，在CVT变速器的所有范围中 执行高压调节功能。

根据本发明，该任务利用带有权利要求1的特征的设备来解决。

在用于改变第一液压机械和第二液压机械的工作容积的根据本发 明的设备中，其中，第一液压机械和第二液压机械构造为斜轴式活塞 机械，并且其工作容积分别依赖于液压机械的可通过一双重作用的活 塞-缸装置来共同调整的轴的摆转位置，其中，活塞-缸装置的至少一个 活塞与液压机械的轴作用连接，该活塞依赖于驾驶员方面的功率要求 通过阀门件的位置调节阀单元和高压调节阀单元在界定了一活塞腔的 作用面的区域中可被以与存在于液压机械的区域中的液压压力相对应 的而且朝向液压机械的轴的第一调节方向起作用的压力来加载，以及 其中，在液压机械的区域中的压力可通过位置调节阀单元来受调节地 调整，并且可通过阀门件的高压调节阀单元来受调节地限制，活塞通 过阀门件在界定了另一活塞腔的另一作用面的区域中可被以与存在于 液压机械的区域中的液压压力相对应的而且朝向液压机械的轴的第二 调节方向起作用的压力来加载，其中，位置调节阀单元的作用方式能 在高压调节阀单元的区域中逆转。

因此，在液压机械的区域中的压力可在无明显损失的情况下通过 阀门件在所有传动比范围中被限制在所期望的范围中，并且不可依赖 于运行状态地而且根据要求地在限压阀的区域中被限制。这以如下方 式实现，即，在活塞-缸装置的区域中相应地作用在作用面上的压力(该 压力朝向液压机械的轴的第一调节方向或第二调节方向起作用)通过 阀门件可被改变，并且位置调节阀单元的作用方式能在高压调节阀单 元的区域中逆转。

高压调节或者经调节的压力阻断功能不依赖于液压机械的相应的 作用方式(也就是说马达式的运行或泵运行)可在CVT变速器的所有 传动比范围中被执行。

在根据本发明的设备的可简单运行的实施方式中，高压调节阀单 元在阀闩的控制面的区域中可被以存在于液压机械的区域中的压力来 加载，该压力与作用在阀闩上的控制力、优选为弹簧件的弹簧力相反 地作用，其中，存在于液压机械的区域中的压力依赖于控制力地调设。

为了施加控制力，在根据本发明的设备的有利的实施方式中，设 置有比例磁体，或控制力借助于在高压调节阀单元的阀闩的另一控制 面上可施加的成比例的控制压力来产生。

活塞-缸装置的一个活塞腔和另一活塞腔在根据本发明的设备的 能以较少的控制和调节时间运行的改进方案中，可通过阀门件被交替 地与液压机械的压力侧或相应地与如下区域形成连接，所述区域的压 力在液压机械的运行中比在液压机械的压力侧的区域中更小。较少的 控制和调节时间以如下方式获得，即：与活塞的所期望的调节相反作 用的推压力由于在其中一个活塞腔的区域中的短时性的压力解除而被 降低。

在根据本发明的设备的一种可简单运行的实施方式中，活塞的作 用面大小相等。

根据本发明的设备的在设计上简单的而且低成本的实施方式在位 置调节阀单元的区域中具有比例磁体，位置调节阀单元以可通过该比 例磁体逆着弹簧件移调的方式构造。

弹簧件的弹簧力在根据本发明的设备的可以较少的控制成本和调 节成本运行的改进方案中，依赖于弹簧件与活塞-缸装置的活塞的机械 的联接件来变化。

根据本发明的设备的在设计上简单地构造的成本有利而且结构空 间有利的实施方式具有构造为二位四通换向阀的位置调节阀单元和/或 构造为二位四通换向阀的高压调节阀单元。

在根据本发明的设备的另一有利的实施方式中，在位置调节阀单 元与液压机械之间的区域中设置有限压阀，借助于限压阀可调整出限 定的高压水平。因此，在液压机械的区域中，即便在高压调节阀单元 功能失效的情况下，也能以较少的设计上的成本来避免不可接受地高 的压力值。

附图说明

根据本发明的对象的另外的优点和有利的实施方式由权利要求和 下面借助附图所介绍的实施例获得，其中，在不同实施例的介绍中为 了清楚起见对于结构和功能相同的构件而言使用相同的附图标记。

不仅在从属权利要求中所说明的特征而且在根据本发明的设备的 下面的实施例中所说明的特征相应地单独地或彼此以任意组合地适合 用于改进根据本发明的主题。各个特征组合鉴于根据本发明的对象的 改进方案而言并非限制，而是具有大致上仅示例性的特性。

其中：

图1示出了根据本发明的设备的第一实施例的简化的液压示意 图；以及

图2示出了根据本发明的设备的第二实施例的相应于图1的图示。

具体实施方式

在图1中示出了用于改变第一液压机械2和第二液压机械3的工 作容积的设备1，所述第一液压机械2和第二液压机械3构造为斜轴式 活塞机械，并且所述第一液压机械2和第二液压机械3的工作容积分 别依赖于液压机械2、3的可通过双重作用的活塞-缸装置4来共同调整 的轴5、6的摆转位置。活塞-缸装置4的活塞7通过活塞杆8与液压机 械2、3的轴5、6作用连接。

液压机械2、3是静液力件，液压机械2、3形成CVT变速器的如 下区域，通过该区域可朝向从动件的方向静液力地引导车辆驱动链的 驱动机械要求的转矩的一部分。静液力单元作为CVT变速器的第一功 率分支通常与构成CVT变速器的第二功率分支的机械件相联接，驱动 机械的转矩的相应其他部分可在变速器输入端与变速器输出端之间通 过第二功率分支被引导。两个功率分支优选地通过行星变速件处在作 用连接中。这种CVT变速器优选实施有用于向前行驶和向后行驶的多 个行驶范围(Fahrbereich)，所述行驶范围相应地通过至少一个可切断 的换档元件和至少一个可接通的换档元件被挂入和被摘出，并且在所 述行驶范围内，CVT变速器的传动比通过改变液压机械2、3的工作容 积而可被无级地改变。为了可同步地执行行驶范围变换，两个液压机 械2和3相应地不仅可作为泵运行，而且可作为马达运行。

下面，设备1的功能与CVT变速器结合地来介绍，借助于CVT 变速器可相应地示出用于向前行驶和向后行驶的三个行驶范围。其他 的范围是可能的。

在CVT变速器中挂入第一行驶范围并且同时车辆停驶的情况下， 设备1处在所谓的静止位置中，并且第一液压机械2作为泵运行，而 第二液压机械3处在马达式运行中。第一液压机械2的每转进液体积 在该运行状态中是最小的，并且第二液压机械3的输送容积是最大的， 其中，两个液压机械2和3的轴5和6相应地具有在图1中示出的摆 转位置。

为活塞-缸装置4在这里配属有阀门件9，阀门件9包括位置调节 阀单元10和高压调节阀单元11。在阀门件9处，在位置调节阀单元 10的区域中，还有在高压调节阀单元11的区域中分别加有作用于液压 机械2和3的区域中的液压压力，该液压压力在阀门件9的相应的操 作的情况下在活塞-缸装置4的第一活塞腔12A和第二活塞腔13A中可 被加在活塞7的作用面7A和7B上。

位置调节阀单元10和高压调节阀单元11在这里被构造为二位四 通换向阀或者二位四通调节阀，并且高压调节阀单元11关于液压机械 2和3接在位置调节阀单元10后面，并且与位置调节阀单元10相反地 作用。在图1中示出的实施例的情况下，位置调节阀单元10通过比例 磁体12来操作，其中，对位置调节阀单元10的驱控同样地可通过可 比例调节的控制压力阀来进行。

弹簧件13的弹簧力与比例磁体12的操作力相反地作用，弹簧件 13的弹簧力依赖于弹簧件13与活塞-缸装置4的活塞7的机械的联接 件来改变。通过机械的联接件14，活塞-缸装置4的活塞7的位置被反 馈到位置调节阀单元10上，并且对两个液压机械2和3的操作受调节 地执行。

如果在比例磁体12的区域中所产生的调节力大于弹簧件13的作 用在位置调节阀单元10的阀闩上的弹簧力，存在于液压机械2、3的 区域中的压力或者说高压力在高压调节阀单元11的在图1中所示出的 位置中被引导进入活塞-缸装置4的第二活塞腔13A中，而液压流体被 从第一活塞腔12A通过位置调节阀单元10排送到无压力的区域15或 者说油箱中。

这引起如下，即，活塞7自在图1中示出的位置出发与活塞杆8 一起被移动，并且第一活塞腔12A的容积被缩小，而第二活塞腔13A 的容积被增大。活塞杆8的调节引起如下，即，作为泵运行的第一液 压机械2的输送容积被增大，而作为马达运行的第二液压机械3的输 送容积相应地被减少。如果在比例磁体12的区域中所产生的力相应于 弹簧件13的弹簧力，活塞7的位置得到调节。

对活塞-缸装置4的调整的相应位置相应地确定了在相应地作为泵 运行的液压机械2或3的每转进液体积与相应地作为马达运行的液压 机械3或2的每转进液体积之间的传动比关系。如果由两个液压机械2 和3形成的静液力件被加装到次级联接的功率分支变速器处，则由此， 实施有这样的变速器的车辆的行驶速度因此被无级地调整或者调节。

通过接在位置调节阀单元10后面的高压调节阀单元11，可实现 两种功能。第一种功能是所谓的压力阻断，而第二种功能是在对高压 调节阀单元11进行相应驱控的情况下，在整个运行范围内无级的高压 调节。为了实现这两种功能，高压调节阀单元11构造有两个控制面16 和17，其中，液压机械2和3的高压力作用到较小的控制面17上，而 在较大的控制面16上(其在这里可通过未进一步示出的控制压力调节 阀被比例式地驱控)可加有与高压调节阀单元11的弹簧件18的弹簧 力相反作用的控制压力。

但对此备选地，同样存在如下可能性，即，以下面进一步介绍的 形式和方式通过在图2中示出的比例磁体19来操作高压调节阀单元 11。

压力阻断功能的目标是，压力限制仅在紧急情况中在高压限制阀 20和21的区域中受到限制，并且液压流体在高压限制阀20和21的区 域中被从由高压侧喷射至低压侧。在通过高压限制阀20和21进行压 力限制时，出现功率损失，该功率损失非常快速地过度加热由两个液 压机械2和3构成的静液力变速器，并且该功率损失不必要地提高了 以CVT变速器实施的车辆驱动链的优选实施为内燃机的驱动机械的燃 料消耗。

高压限制阀20和21首先被设置用于在高动态的负荷变化期间进 行系统保护，因为高压限制阀20和21以较短的响应时间被实施为阀 门件9或者高压调节阀单元11。因此避免了在设备1的液压系统中不 期望的损伤，这种损伤通过阀门件9仅由于较慢的响应特性而不可被 阻止。

通过高压调节阀单元11的压力阻断功能，在液压机械2和3中的 区域中的最大的高压应被限制到高压限制阀20、21的开启压力以下的 压力水平上。如果高压限制阀20、21的响应限值例如处在500巴的话， 被以高压力加载的较小的控制面17优选如此地设计，即，高压调节阀 单元11的弹簧件18在大约460巴下发生过压，并且进而液压流体自 活塞腔12A或自活塞腔13A(在其上相应地存在高压力)朝向油箱15 的方向被排送。

从高压调节阀单元11的响应时间点起，相应地作为马达运行的液 压机械2或3的从动转速降低或者说其每转进液体积被增大。同时， 相应地作为泵运行的液压机械3或2的输送容积降低而且进而功率消 耗被削减。压力阻断通过设备1在CVT变速器的整个运行范围内，也 就是说在所有行驶范围内可供使用，由此，在液压机械2、3的区域中 或者在整个系统中的压力即便在没有在较大的控制面16的区域中对高 压调节阀单元11的额外驱控的情况下或在没有通过比例磁体19的操 作的情况下，同样被限制到460巴的最大值上。

通过在高压调节阀单元11的较大的控制面16的区域中可被施加 的成比例的控制压力(该控制压力与液压机械2和3的加在较小的控 制面17上的高压力相叠加)，高压调节阀单元11的开启开端压力 可依赖于运行状态地而且根据要求地改变，并且在 系统中可最大地达到的高压可被受调节地调整。该高压调节的目标是 系统中如下的无级高压调整，以此，车辆能以无级的牵引力调整来运 行。

如果在高压调节阀单元11的控制面16和17之间的面积比例大约 为100∶3.9，则大约100巴的高压大约相应于在较大的控制面16的区域 中的3.9巴的控制压力。凭借在较大的控制面16的区域中的18巴的最 大控制压力，在系统中的高压可在设备1的整个运行范围内受到影响， 其中，压力阻断功能的最大值在无级的状态中对于较大的控制面16而 言被调整到460巴上。随着在较大的控制面16的区域中的控制压力升 高，高压调节阀单元11的开启开端压力降低，其中，控制压力的大约 3.9巴的增高量相应地引起高压调节阀单元11的开启开端压力大约100 巴的降低量。

如果两个成比例的功能(也就是说无级的输送量以及高压调节) 被叠加，则由此包括两个液压机械2和3的静液力件的功率消耗可得 到调整。

在位置调节阀单元10的相应的比例磁体侧进行操作时，在CVT 变速器的所有传动比范围内，作为泵运行的液压机械2或3的输送量 被相应地增大。如果高压调节阀单元11被以在控制面17和控制面16 的区域中的相应高的控制压力操作，也就是说高压调节阀单元11的阀 闩与弹簧件18的弹簧力相反作用(自图1和图2中示出的位置朝向其 第二端部位置的方向调整)的话，则作为泵运行的液压机械2或3的 输送容积减少。由于两个调节阀或者说泵调节阀单元10和高压调节阀 单元11交叉式的作用方式，位置调节和压力调节在CVT变速器的所 有传动比范围中可无限制地在损失同时较小的情况下被执行。

附图标记

1设备

2第一液压机械

3第二液压机械

4活塞-缸装置

5、6轴

7活塞

7A作用面

7B另外的作用面

8活塞杆

9阀门件

10位置调节阀单元

11高压调节阀单元

12比例磁体

12A活塞-缸装置的第一活塞腔

13弹簧件

13A活塞-缸装置的第二活塞腔

14机械的联接件

15无压力的区域、油箱

16较大的控制面

17较小的控制面

18弹簧件

19比例磁体

20、21高压限制阀