Bedarfsgerechte Aktuierung von CVT- Getrieben für

Bedarfsgerechte Aktuierung von CVTGetrieben für Hybridanwendungen
Peter Musch a, Ianislav Krastev b, Werner Klement a, Michael
Bargende c
a Fakultät
Fahrzeugtechnik
Hochschule Esslingen
Kanalstrasse 33
73728 Esslingen
b Engineering
System Transmission
Gasoline Systems
Robert Bosch GmbH Schwieberdingen
Postfach 300240
70442 Stuttgart
c Institut
für Verbrennungsmotoren und Kraftfahrwesen
Universität Stuttgart
Pfaffenwaldring 12
70569 Stuttgart
Email: [email protected]
Email: [email protected]
Email: [email protected]
Email: [email protected]
Abstract: Da in heutigen wie auch in zukünftigen Getrieben StartStopp Coasting Stand der Technik ist und sich der Schwerpunkt
in Zukunft immer mehr in Richtung hybridisierter Antriebsstränge
verschiebt, liegen die Herausforderungen der Getriebehersteller
darin, eine bedarfsgerechte Aktuierung ihrer Getriebe zu
realisieren. Hybridkonzepte erfordern deshalb eine vom
Verbrennungsmotor
unabhängige,
bedarfsgerechte
Getriebeölversorgung, was eine besondere Herausforderung für
Continuously Variable Transmission (CVT-Getriebe) darstellt.
Hierbei müssen die hohen Anforderungen an Funktionalität und
Komfort ebenso erfüllt sein wie die Wirtschaftlichkeit,
einhergehend mit Effizienz- und Wirkungsgradsteigerungen von
CVT-Getrieben. Um den Wirkungsgrad eines konventionellen
CVT-Getriebes steigern zu können, müssen zunächst die größten
Verbraucher im Bereich der Aktuierung detektiert werden. Dazu
gehören im hydraulisch aktuierten CVT-Getriebe sowohl die
mechanisch angetriebene Hydraulikpumpe als auch die
hydraulische Aktuierung der Kegelradscheibenpaare. Aufgrund
der festen Übersetzung der mechanischen Pumpe mit der
Drehzahl des Verbrennungsmotors ist die Wahl der
Pumpengröße immer ein Kompromiss zwischen möglichst
geringen Aktuierungsverlusten und maximaler Leistungsfähigkeit
in bestimmten Betriebspunkten. Hierbei ist die Diskrepanz
zwischen bereitgestellter Leistung durch die Hydraulikpumpe und
dem theoretischen Leistungsbedarf der Kegelradscheiben
besonders groß. Das gilt nicht nur für Beschleunigungs- oder
Verzögerungsphasen, sondern auch bei Konstantfahrten im
Fahrzyklus. Daher liegt der Fokus der bedarfsgerechten
Aktuierung auf einer Reduzierung der Verluste und der
Steigerung des Getriebewirkungsgrads. Wie lässt sich nun ein
CVT-Getriebe bedarfsgerecht aktuieren und was sind die
Herausforderungen bei der Lösung dieser Aufgabe? Die
Herausforderung, ein CVT-Getriebe bedarfsgerecht zu aktuieren,
liegt
in
einer
permanenten
Nachregelung
des
Übersetzungsverhältnisses im Normalbetrieb, verursacht durch
die kontinuierliche Änderung des Fahrzustandes. Gründe für
Fahrzustandsänderungen sind beispielsweise Umwelteinflüsse
wie Steigungen, Gefälle, aber auch Fahrereingaben wie
Verzögerungen oder Beschleunigungen. Die zwei vorgestellten
Konzepte versuchen den Zielkonflikt zwischen nahezu
permanenter und bedarfsgerechter Aktuierung zu entschärfen
und das vorhandene Potential zur Wirkungsgradverbesserung zu
nutzen. Mögliche Betriebsstrategien der Konzepte werden
vorgestellt und anhand erster Berechnungsergebnisse erfolgt die
Potentialabschätzung des jeweiligen Konzepts bzw. der
jeweiligen Betriebsstrategie gegenüber dem Referenz CVT.
1
Einführung in das Actuation on Demand (AoD)-Projekt
Das AoD-Projekt wurde ins Leben gerufen, um CVT-Getriebe in Hinblick auf
ihren Wirkungsgrad sowohl gegenüber alternativen Getriebekonzepten
konkurrenzfähiger zu machen, als auch für die Verwendung in hybridisierten
Antriebsträngen auszulegen. Der Wirkungsgrad von CVT-Getrieben ist im
Allgemeinen
geringer
als
bei
konventionellen
Getrieben
mit
Zahnradradübersetzung. Mit der Kombination aus Verbrennungsmotor und
CVT-Getriebe ist allerdings ein niedrigerer Kraftstoffverbrauch zu erreichen
als bei einer Kombination des Verbrennungsmotors mit einem klassischen
Getriebe. Vor allem im mittleren bis niedrigen Geschwindigkeitsbereich mit
Stop-and-go-Anteilen kann das CVT-Getriebe punkten und an der Linie des
optimalen Kraftstoffverbrauchs betrieben werden. Mitverantwortlich für den
niedrigen Wirkungsgrad ist das hydraulische Aktuierungssystem. Dazu
zählen die Hydraulikpumpe, der Variator und der DNR-Satz (Drive, Neutral,
Reverse), um nur einige der Komponenten zu nennen. Die teilweise hohen
und
unterschiedlichen
Anforderungen
hinsichtlich
Druckund
Volumenstrombedarf der hydraulischen Komponenten zur Aktuierung des
CVT-Getriebes führen zu einer überdimensionierten Hydraulikpumpe. Die
Überdimensionierung ist bedingt durch die Auslegung der Hydraulikpumpe,
bereits bei Leerlaufdrehzahl den Bedarf an hydraulischer Energie zu decken.
Oberhalb der Leerlaufdrehzahl führt eine solche Auslegung zu einem
Überangebot an hydraulischer Energie, die ungenutzt bleibt. Der
Energieüberschuss in Betriebspunkten abseits der Leerlaufdrehzahl
beeinflusst den Wirkungsgrad negativ. [1], [2]
Die Verwendung von CVT-Getrieben für Hybridanwendungen bietet durch
die Flexibilität bei der Übersetzungswahl Vorteile im Bereich der
Lastpunktverschiebung. Das Bild 1.1 zeigt wie die Übersetzungsanpassung
des CVT-Getriebes durch Downspeeding den Betriebspunkt entlang der
konstanten Leistungshyperbel 𝑃 = 𝑘𝑜𝑛𝑠𝑡. zu geringem Kraftstoffverbrauch
verschiebt. Anhand von (Gl. 1.1) lassen sich die Vorgänge mit den Variablen
für Leistung 𝑃, Drehmoment 𝑀 und der Drehzahl 𝑛 nachvollziehen.
𝑃 =𝑀∙2∙𝜋∙𝑛
(Gl. 1.1)
Außerdem kann die Betriebspunktverschiebung durch Auflasten mittels der
E-Maschine erfolgen. Hierfür wird die E-Maschine als Generator betrieben
und belastet den Verbrennungsmotor mit einem zusätzlichen Drehmoment.
Aufgrund dessen verschiebt sich der Betriebspunkt bei konstanter Drehzahl
𝑛 = 𝑘𝑜𝑛𝑠𝑡. vertikal zu einer höheren Leistungshyperbel, in Richtung
geringeren Kraftstoffverbrauchs. Das CVT-Getriebe zusammen mit der EMaschine ermöglicht somit eine weitgehend freie Wahl des
Motorbetriebspunktes. [8]
Downspeeding durch
CVT-Getriebe
𝑃 = 𝑀 ∙2∙𝜋∙𝑛
𝑃 = 𝑘𝑜𝑛𝑠𝑡.
Auflasten durch EMaschine
𝑃 =𝑀 ∙2∙𝜋∙𝑛
𝑛 = 𝑘𝑜𝑛𝑠𝑡.
Bild 1.1: Lastpunktanhebung durch CVT und E-Maschine [8]
Betriebsstrategien für Hybridfahrzeuge stellen je nach Hybridkonzept neue
Anforderungen an CVT-Getriebe. So müssen die Funktionen des CVTGetriebes
beim
Wechsel
zwischen
elektrischem
und
verbrennungsmotorischem Fahrbetrieb aber auch unter Start-StoppCoasting-Bedingungen jederzeit gewährleistet sein. Um das sicherzustellen,
bedarf es neuer Konzepte, die das Getriebe unabhängiger von der
mechanischen Hydraulikpumpe und somit auch von den Betriebszuständen
des Verbrennungs- oder Elektromotors (Hybridanwendung) machen.
Ziel des Projekts ist es, eine bedarfsgerechtere Aktuierung der
Kegelradscheiben zu ermöglichen sowie den Überschuss an hydraulischer
Energie, bereitgestellt durch die Hydraulikpumpe, zu reduzieren.
Zwangsläufig stellt sich hier die Frage: wie kann ein normalerweise
permanent aktuiertes CVT-Getriebe bedarfsgerecht aktuiert werden?
Nachfolgend werden zwei Konzepte vorgestellt die diesen Zielkonflikt
aufgreifen. Dabei werden sowohl die Funktionsweise und Betriebsstrategien,
als auch erste Berechnungsergebnisse beider Konzepte vorgestellt.
Zusätzlich wird bewertet, wie die neuen Konzepte die Verwendung des CVT-
Getriebes für Hybridfahrzeuge ermöglichen. Als Referenzgetriebe wird das
CVT8LT (Low Torque Variante) von Jatco verwendet.
2
Größte Verlustquellen im CVT-Getriebe
Nachfolgend werden die Hauptkomponenten eines stufenlosen Getriebes
kurz vorgestellt und die größten Verlustquellen identifiziert. Dabei liegt der
Fokus auf den für die hydraulische Aktuierung verantwortlichen
Komponenten.
2.1
CVT-Getriebekomponenten
Zunächst gibt Bild 2.1 beispielhaft einen Überblick der Baugruppen eines
stufenlosen Getriebes. Als Anfahrelement ist ein Drehmomentwandler zu
erkennen. Wahlweise kann an Stelle des Drehmomentwandlers auch eine
Trocken- oder Nasskupplung verbaut werden. Bei Hybridfahrzeugen sitzt an
Stelle des Drehmomentwandlers die E-Maschine. Als nächste Komponente
auf der Eingangswelle folgt das Herzstück eines jeden Getriebes, die
Hydraulikpumpe. Sie versorgt die elektrohydraulische Steuereinheit mit ihren
Ventilen und Aktuatoren mit hydraulischer Energie. Zu letzteren zählen
beispielsweise die Kupplungen und Bremsen des Planetengetriebes (DNR)
ebenso wie der Primär- und Sekundärkegelradscheibensatz zur Aktuierung
des Triebmittels. Gängige Triebmittel für CVT-Getriebe sind das
Schubgliederband oder die Laschenkette. Kegelradscheibenpaare und
Triebmittel zusammen, werden als Variator bezeichnet. Der Variator wandelt
Drehmoment und Drehzahl von Primär- zu Sekundärscheibensatz, indem er
das Triebmittel auf unterschiedliche Radien hebt. Den Zusammenhang der
Übersetzung 𝑖 zwischen Primärradius 𝑟𝑝 und Sekundärradius 𝑟𝑠 bzw.
Antriebsdrehzahl 𝑛𝑎𝑛 und Abtriebsdrehzahl 𝑛𝑎𝑏 oder Antriebsdrehmomenten
𝑇𝑎𝑛 und Abtriebsdrehmoment 𝑇𝑎𝑏 gibt (Gl. 2.1) wieder.
𝑖=
𝑟𝑠 𝑛𝑎𝑛 𝑇𝑎𝑏
=
=
𝑟𝑝 𝑛𝑎𝑏 𝑇𝑎𝑛
(Gl. 2.1)
Des Weiteren versorgt die Hydraulikpumpe Nebenaggregate zur Kühlung
und Schmierung sowie den Drehmomentwandler mit der notwendigen
hydraulischen Energie. Vervollständigt wird das CVT-Getriebe mit der
Baugruppe Endabtrieb, die sich aus Endübersetzung und Differential
zusammensetzt. Zur Verwendung des CVT-Getriebes in Hybridfahrzeugen
ist eine elektrische Ölpumpe (ELOP) erforderlich, da es Betriebszustände
gibt, in denen die mechanische Pumpe die Versorgung nicht übernehmen
kann. [2], [3]
Drehmomentwandler
oder
E-Motor
Elektrohydraulisches
Modul (Hydraulikventile,
Sensoren, Aktoren)
Variator
Primärscheibensatz
Schubgliederband
Pumpe
Planetengetriebe
(DNR)
Sekundärscheibensatz
ELOP
Endübersetzung
und Differential
Bild 2.1: Komponenten eines CVT-Getriebes [5], [11]
2.2
Triebstrangverluste des CVT-Getriebes über den NEFZ
Fahrzyklus
Im Allgemeinen verursacht der Verbrennungsmotor mit 66,3% die größten
Verluste im Antriebsstrang, wie in Bild 2.2 über den neuen europäischen
Fahrzyklus (NEFZ) zu erkennen ist. Rund die Hälfte der 66,3% dissipiert je
als Wärme in den Abgasstrang und den Kühlkreislauf. Die Leerlaufverluste
belaufen sich auf rund 10% und etwa 8% der eingesetzten Energie
dissipieren im CVT-Getriebe. Die restlichen 16% können zur Fortbewegung
genutzt werden. [6],[7]
Treibstoff
100 %
NEFZ
Zum Rad15,9 %
Verbrennungsmotor
Getriebe 8 %
66,3 %
Leerlauf 9,8 %
Bild 2.2: Antriebsstrangverluste über den NEFZ-Fahrzyklus [6]
2.3
Komponentenverluste im CVT-Getriebe
Die 8 % Getriebeverluste aus Bild 2.2 schlüsseln sich für die Baugruppen
eines CVT-Getriebes folgendermaßen auf: Wie Bild 2.3 veranschaulicht,
zählen zu den größten Verlustquellen im Stufenlosgetriebe die
Hydraulikpumpe 42 % und der Variator 29 %. Mit etwas Abstand folgen
Endabtrieb 15 %, Drehmomentwandler 8 % und DNR-Einheit 6 %. Die
genannten Werte sind als Anschauungsbeispiel zu verstehen und können je
nach verwendetem Getriebe variieren.
Klemmkraft
Pumpe/Aktuierung (42 %)
Variator (29 %)
Drehmomentwandler (8 %)
DNR-Einheit (6 %)
Endabtrieb (15 %)
Bild 2.3: Aufteilung der Verluste eines CVT-Getriebe über den
NEFZ [1]
Hydraulikpumpe und Variator sorgen zusammen für die nötige Klemmkraft
(Bild 2.3), die sich für ein Eingangsdrehmoment 𝑇𝑝 , den Winkel der
Kegelradscheiben 𝜆 , den Sicherheitsfaktor 𝑆𝑓 , den Laufradius 𝑟𝑝 des
Schubgliederbands
und
den
Reibungsfaktor 𝜇 hier
für
den
Primärscheibensatz in (Gl. 2.2) berechnen.
𝐹𝑘,𝑝𝑟𝑖𝑚 =
𝑇𝑝 ∙ cos(𝜆) ∙ 𝑆𝑓
2 ∙ 𝑟𝑝 ∙ 𝜇
(Gl. 2.2)
Für die Entstehung der Verluste sind mechanische und hydraulische
Mechanismen verantwortlich. Die neuen Konzepte in Kapitel 3 zielen
hauptsächlich auf eine Verringerung der hydraulischen Verluste ab.
Aufgrund dessen folgt eine genauere Betrachtung von Hydraulikpumpe und
Variator, mit dem Schwerpunkt auf den hydraulischen Verlusten. [1]
2.3.1 Hydraulikpumpe
Die Hydraulikpumpe ist an die Motordrehzahl gekoppelt und sitzt entweder
direkt auf der Getriebeeingangswelle (Bild 2.1) oder ist mittels eines
Kettenantriebs damit verbunden. Üblicherweise werden mechanisch
angetriebene Pumpen mit konstantem Verdrängungsvolumen verbaut. Somit
ist bei festgelegtem Verdrängungsvolumen 𝑉𝑡ℎ und der Annahme eines
konstanten
volumetrischen
Wirkungsgrads
𝜂𝑣𝑜𝑙
der
geförderte
Pumpenvolumenstrom 𝑄𝑝𝑢𝑚𝑝𝑒 allein von der Pumpendrehzahl 𝑛𝑝𝑢𝑚𝑝𝑒
abhängig. Die Pumpendrehzahl ist wiederum durch die Kopplung mit dem
Verbrennungsmotor von der Drehzahl des Verbrennungsmotors abhängig.
Die Auslegung der Pumpe erfolgt für den kritischen Betriebsfall. Das
bedeutet es wird bereits bei niedriger Pumpendrehzahl 𝑛𝑝𝑢𝑚𝑝𝑒 ein hoher
Pumpenvolumenstrom 𝑄𝑝𝑢𝑚𝑝𝑒 gefordert. Ein guter volumetrischer
Wirkungsgrad 𝜂𝑣𝑜𝑙 hilft die Pumpengröße klein zu halten. Der
Zusammenhang wird in (Gl. 2.3) verdeutlicht.
𝑉𝑡ℎ = (
𝑄𝑝𝑢𝑚𝑝𝑒
)
𝑛𝑝𝑢𝑚𝑝𝑒 ∙ 𝜂𝑣𝑜𝑙 𝑘𝑟𝑖𝑡𝑖𝑠𝑐ℎ
(Gl. 2.3)
Für die Drehmomentverluste der Hydraulikpumpe gelten die folgenden
Zusammenhänge aus (Gl. 2.4): Die Drehmomentverluste 𝑇𝑝𝑢𝑚𝑝𝑒 sind
abhängig von der Druckdifferenz Δ𝑝𝑝𝑢𝑚𝑝𝑒 , dem Verdrängungsvolumen 𝑉𝑡ℎ
und dem hydromechanischen Wirkungsgrad 𝜂ℎ𝑚 .
𝑇𝑝𝑢𝑚𝑝𝑒 =
Δ𝑝𝑝𝑢𝑚𝑝𝑒 ∙ 𝑉𝑡ℎ
2 ∙ 𝜋 ∙ 𝜂ℎ𝑚
(Gl. 2.4)
Durch die Auslegung der Hydraulikpumpe, bereits bei Leerlaufdrehzahl die
kritischen Betriebssituationen zu erfüllen, kommt es zu einer entsprechend
großen Dimensionierung. Verantwortlich dafür sind unter anderem die
großen Verstellwege und -geschwindigkeiten der Kegelradscheiben sowie
die Aktuierung der Kupplung der DNR-Einheit, die in den kritischen
Betriebssituationen hohe Anforderungen bzgl. Volumenstrom und Druck an
die Hydraulikpumpe stellen.
Kritische Betriebssituationen (Ausführlich siehe Kap. 3.2.2):





Notbremsung bis zum Stillstand
Kick-down
Kupplungsaktuierung bei Start/Stopp
Change-of-Mind
Imitation Stufengetriebe (Stufenmodus)
Im Normalbetrieb dagegen führt eine solche Auslegung zu erhöhten
Verlusten, da bei höheren Motordrehzahlen mehr hydraulische Energie
durch die Hydraulikpumpe zur Verfügung steht als zur Aktuierung benötigt
wird (siehe Bild 2.4). Hierbei wird der mit Druck beaufschlagte
Volumenstrom ungenutzt zurück in den Ölsumpf geleitet.
Volumenstrom
[L/min]
60
Pumpenvolumenstrom
40
Ungenutzter
Volumenstromüberschuss
20
Notwendiger
Volumenstrom
2000
4000
6000
Motordrehzahl
[1/min]
Bild 2.4: Verluste einer konventionellen Hydraulikpumpe für CVT
Anwendungen mit konstantem Verdrängungsvolumen [1]
Ebenso bringt die Verwendung von nur einer großen Pumpe Nachteile mit
sich. So wird der Volumenstrom zunächst auf das höchste Druckniveau
gebracht, was dem Variatordruck entspricht. Alle anderen Verbraucher, wie
Drehmomentwander, Kupplung, Kühlung und Schmierung, arbeiten
hingegen auf einem geringeren Druckniveau. Das bedeutet, die Pumpe
liefert nicht nur einen Volumenstromüberschuss, sondern für die meisten
Verbraucher auch einen Drucküberschuss. [6]
Eine um einen Kubikzentimeter kleinere Pumpe erzielt nach [6] in etwa eine
Kraftstoffeinsparung von 0,5 %. Eine aktuelle Berechnung für das CVT8LT
ergibt für den NEFZ 0,34 % und für den WLTC 0,32 % Kraftstoffeinsparung.
Im Bereich der Pumpe liegt somit viel Potential zur Reduzierung des
Kraftstoffverbrauchs,
das
heute
teilweise
schon
durch
neue
Pumpenkonzepte gewonnen werden kann. Als Beispiel sei hier die
schaltbare Pumpe aus [1] genannt. Eine ähnliche Pumpe wird bereits im
CVT8LT als Standardpumpe verwendet (siehe Bild 2.5). Bei der
Flügelzellenpumpe
des
CVT8LT
handelt
es
sich
um
eine
volumenstromgeregelte Pumpe. Wird zu viel Volumenstrom gefördert, wird
der überschüssige Anteil mittels des Ventils im Hydraulikschaltbild wieder
zurück an die Saugseite der Pumpe geleitet. Dadurch kann der
Druckunterschied zwischen Saug- und Druckseite reduziert werden.
Infolgedessen verkleinert sich die blau schraffierte Fläche in Bild 2.4. [1], [2],
[6]
Hydraulikschaltbild
Bild 2.5: Volumenstromgeregelte Flügelzellenpumpe des CVT8LT
und Hydraulikschaltbild [11]
2.3.2 Variator
Der Variator ist neben der Hydraulikpumpe der zweitgrößte Verbraucher im
Hydraulikkreislauf. Zusammen bilden Hydraulikpumpe, Variator und die
elektrohydraulische Steuereinheit das zur kontinuierlichen Verstellung der
Kegelradscheiben nötige Aktuierungssystem des CVT-Getriebes. Die
Verluste im Variator sind mechanischen und hydraulischen Ursprungs.
Einen detaillierten Einblick in die mechanischen Verlustmechanismen des
Variators gibt [6]. Nachfolgend liegt der Fokus auf den hydraulischen
Verlusten.
Aufgrund der Eigenschaft des CVT-Getriebes, die Übersetzung
kontinuierlich zu verstellen, erfolgt eine permanente Aktuierung durch die
Hydraulikpumpe. Der Variator wird demzufolge auch bei Konstantfahrten
oder im Schnellgang auf der Autobahn immer durch die Pumpe mit
hydraulischer Hilfsenergie versorgt. Das führt zwangsläufig zu einem
höheren Hilfsenergiebedarf als das beispielsweise bei einem automatisierten
Handschaltgetriebe (AMT) der Fall ist. Die bedarfsgerechte Aktuierung eins
AMT-Getriebes benötigt beispielsweise nur während des jeweiligen
Schaltvorganges Energie. Ist der Gang eingelegt, ist keine weitere
Hilfsenergie notwendig. Ziel ist es, eine bedarfsgerechtere Aktuierung des
Variators zu realisieren. Sinkt der Energiebedarf des Variators, können
infolgedessen die Energieverluste der Hydraulikpumpe reduziert werden.
Weitere hydraulische Verluste entstehen durch Leckagevolumenströme an
den Kegelradscheibenpaaren des Variators. Das Bild 2.6 veranschaulicht
die Stellen, an denen Leckage auftritt. Bei der Versorgung des
Scheibensatzes mit Hydrauliköl entstehen an den Drehdichtungen des Hoch
und Niederdruckölkanals Leckagen. Auf dem weiteren Weg des Hydrauliköls
in die Kolbenkammer befindet sich die nächste Leckagestelle zwischen der
Welle und der axial verschiebbaren Kegelradscheibe. Hier sind
Kugellinearführungen zur Übertragung des Drehmoments der beweglichen
Kegelradscheibe in der Welle vorhanden. Zuletzt bleibt noch die Leckage an
der Dichtung des Hydraulikkolbens zu erwähnen. Hier tritt Fluid aus der
Kolbenkammer über die Dichtung in die Kompensationskammer aus. Alle
Leckagevolumenströme an den Scheibensätzen sind von Druck und
Drehzahl abhängig. Bei höherem Hydraulikdruck und einer höheren
Drehzahl
des
Scheibensatzes
erfolgt
ein
Anstieg
der
Leckagevolumenströme.
Näherungsweise
können
die
Leckagevolumenströme mit der Formel für Ringspalte (Gl. 2.5) berechnet
werden. Der Leckagevolumenstrom 𝑄𝐿 ist abhängig von der Druckdifferenz
∆𝑝, dem mittleren Durchmesser 𝑑𝑚 , der Höhe ℎ, der dynamischen Viskosität
𝜂 sowie der Länge 𝐿 des Ringspaltes. [10]
Δp ∙ 𝑑𝑚 ∙ 𝜋 ∙ ℎ3
𝑄𝐿 =
12 ∙ η ∙ L
(Gl. 2.5)
Leckagevolumenströme erhöhen den Gesamtvolumenstrombedarf, der von
der Hydraulikpumpe bereitgestellt werden muss. Bei einer Reduzierung der
Leckageverluste entsteht folglich Potenzial zur Verringerung der
Pumpenenergie durch Verkleinerung der Pumpengröße.
Leckage an der Dichtung
des Hydraulikkolbens
Leckage
zwischen
Welle und beweglicher
Kegelradscheibe
Leckage an der
Drehdichtung
des Hochdruck
Öl-Kanals
Leckage an der
Drehdichtung
des Niederdruck
Öl-Kanals
Bild 2.6: Leckagestellen am Sekundärkegelradscheibenpaar [9]
3
Neue Konzepte zur bedarfsgerechten CVT Aktuierung
Zwei Konzepte zur Optimierung des Energiebedarfs werden im folgenden
Kapitel vorgestellt und auf ihr Potential, ein CVT-Getriebe bedarfsgerecht zu
aktuieren, untersucht. Besonders im Fokus steht dabei die Reduzierung der
Pumpengröße bzw. Pumpenverluste als größtem Verbraucher im
stufenlosen Getriebe mit der Absicht, den Getriebewirkungsgrad zu steigern.
Beide Konzepte unterstützen die Realisierung eines CVT-Getriebes für
Hybridanwendungen.
3.1
Leckage optimiertes Konzept mit integrierter Haltefunktion
Das Leckage optimierte Konzept möchte zwei Effekte erzielen. Zum einen
die Realisierung einer Haltefunktion und zum anderen eine Reduktion der
Leckagevolumenströme des Variators. Mit der Absicht durch temporäres
Abtrennen des Variatorhydraulikstrangs den Aufwand der Pumpe zur
verringern und so Energie einzusparen.
3.1.1 Aufbau und Funktion
Die Haltefunktion ermöglicht es, den Druck in der Kolbenkammer
einzuschließen und dadurch ein gewünschtes Übersetzungsverhältnis für
eine bestimmte Zeit zu halten. Während die Haltefunktion aktiv ist, kann der
Pumpenvolumenstrom reduziert oder ganz vom Variatorstrang getrennt
werden. Dabei wird der überschüssige Volumenstromanteil mittels eines
Bypass wieder zurück an die Saugseite der Pumpe geleitet. Außerdem wird
der Druck nach der Pumpe durch ein Regelventil abgesenkt, dadurch
reduziert sich der Arbeitsaufwand und somit der Energiebedarf der Pumpe.
Was letztendlich zu einer Kraftstoffeinsparung bei aktiver Haltefunktion führt.
Der Aufbau des Leckage optimierten Konzepts mit Haltefunktion wird in Bild
3.1 dargelegt. Zur Aktuierung der verschiebbaren Kegelradscheibe gelangt
der Aktuierungsdruck (grün) über die Drehdichtungen (lila) in die Welle. Von
dort geht es am Rückschlagventil vorbei in die Adapterplatte und schließlich
über den Kolben in die Druckkammer der Kegelradscheibe. Ein Drucksensor
(gelb) sorgt für die permanente Überwachung des eingeschlossenen
Drucks. Sollten sich Änderungen im zu übertragenden Drehmoment durch
Straßeneinflüsse ergeben, werden diese direkt durch den Drucksensor
erfasst und ggf. die Haltefunktion deaktiviert. Der Druckaufbau erfolgt durch
den Aktuierungsdruck (grün). Sobald der gewünschte Druck erreicht ist,
schließt das Rückschlagventil. Eine Druckreduzierung wird durch das
steuerbare Rückschlagventil mittels einer Erhöhung des Steuerdrucks (blau)
erreicht. Unter dynamischen Betriebsbedingungen muss der Steuerdruck
das Rückschlagventil permanent geöffnet halten. Hierzu gibt es
Überlegungen, je nach Zeitanteil von Haltefunktion oder dynamischen
Betriebsbedingungen, die Funktion des Rückschlagventils zu invertieren.
Das bedeutet die Funktion des Rückschlagventils im Ruhezustand ohne
Aktuierung „immer geschlossen“ würde zu einem im Ruhezustand „immer
geöffneten“ Ventil wechseln. Dadurch wäre der Steuerdruck jetzt für das
Schließen des Ventils zuständig.
Eine Herausforderung des Konzepts ist die Gewährleistung der Dichtheit
von Rückschlagventil und Kolben. Eine geringe Dichtheit führt zur
Reduzierung der Haltedauer und somit zu einer Reduzierung der
Energieeinsparung. Gegenüber dem konventionellen System sind
zusätzliche Drehdichtungen für Drucksensor und Steuerdruckkanal
notwendig, die zusätzliche Druck- und Drehzahlabhängige Schleppverluste
verursachen.
Adapterplatte
Kolben
Aktuierungsdruck
Steuerdruck
Stationäre Dicht.
Axialdichtung
Drehdichtung
Drucksensor
Drucksensor
Rückschlagventil
Drehdichtungen
Aktuierungsdruck
Bild 3.1: Prinzipieller Aufbau des Leckage optimierten Konzepts mit
Haltefunktion
In den folgenden Fahrzuständen kann die Haltefunktion verwendet werden:



Fahrten mit konstanter Geschwindigkeit (High/Low speed cruising)
Segeln (Coasting)
Start-Stopp
Konstantfahrten können beispielsweise Autobahnfahrten mit konstanter
Geschwindigkeit und geringen Drehmomentänderungen sein. Änderungen
im Drehmoment können hierbei von Motor- oder Straßeneinflüssen
herrühren. Durch die Haltefunktion ist es möglich, Segeln bei
ausgeschaltetem Motor zu verwirklichen, denn die Hydraulikpumpe wird
nicht
benötigt,
um
das
entsprechende
Übersetzungsverhältnis
beizubehalten. Ebenso ist die Umsetzung einer schnellen Start-StoppFunktion realisierbar. Die Scheibensätze behalten während der Stopp-Phase
ihre mit Druck beaufschlagte Füllung. Ein konventioneller Variator hingegen
entleert sich in der Stopp-Phase aufgrund der Leckagestellen. Beim
darauffolgenden Start muss zunächst der Variator wieder befüllt werden,
was zu einem verlangsamten Anfahrvorgang führt.
3.1.2 Verschiedene Strategien
Grundsätzlich bestehen drei verschieden Möglichkeiten, das Konzept im
Variator umzusetzen. Nachfolgend sind diese Aufgeführt:



Verwendung nur am Primärscheibensatz
Verwendung nur am Sekundärscheibensatz
Verwendung an Primär- und Sekundärscheibensatz gleichzeitig
Verschiedene Faktoren sind bei der Auswahl der Umsetzung zu
berücksichtigen. Zum einen die Kosten und der Nutzen der jeweiligen
Variante und zum anderen die noch unbeantwortete Frage, inwieweit das
neue Konzept letztendlich leckagefrei umgesetzt werden kann. Denn je
geringer die Leckage ist, desto länger kann die Haltefunktion aktiv sein.
Hinzu kommt, die Anwendungsdauer der Haltefunktion hängt sowohl von
Drehmomentänderungen durch den Verbrennungsmotor bzw. durch die vom
Fahrer vorgegebene Gaspedalstellung, als auch von der Straße
kommenden Drehmomenteinflüssen ab. Denn schon bei kleinen
Drehmomentänderungen
durch
Umwelteinflüsse
möchte
das
Schubgliederband seine Laufradien ändern. Hierbei spielen unter anderem
die Steifigkeit des Hydrauliköls ebenso eine Rolle wie die Steifigkeit der
Kegelscheiben selbst. Fahrereingaben können rechtzeitig durch die
Pedalstellung erkannt und berücksichtigt werden. Anders sieht es bei
Umwelteinflüssen
wie
beispielsweise
Steigungen,
Gefällen
und
Schlaglöchern aus. Hier kann nur mittels des durch den Drucksensor
gemessenen Kammerdrucks auf Änderungen reagiert werden. Fällt die
Haltedauer aufgrund von Umwelteinflüssen oder zu hohen Leckagen
geringer aus als erwartet, ist es ein möglicher Lösungsansatz, nur einen
Scheibensatz mit der Haltefunktion zu versehen. Somit kann die Klemmkraft
aktiv über den Scheibensatz ohne Haltefunktion geregelt werden. Im Falle
einer nur einseitigen Integrierung ist es aufgrund des sekundärseitig
höheren Druckniveaus sinnvoll, das System am Sekundärscheibensatz zu
verwenden.
Ebenso ist die Haltedauer in ihrer Länge durch entsprechende
Softwareanpassungen zur Steuerung und Regelung positiv oder negativ zu
beeinflussen. Einerseits vorstellbar ist hier etwa ein Eco-Mode-Betrieb der
die
Fahrereingaben
dämpft
und
beispielsweise
eine
Gaspedalstellungsänderung von +/-2 % erlaubt, bevor die Haltefunktion
deaktiviert wird. Andererseits könnte die Haltefunktion bei der Wahl des
Sport-Mode-Betriebs gänzlich deaktiviert bleiben. Eine solche Applikation
könnte z. B. über die Sport-/Eco-Taste für den Fahrer zu- oder abschaltbar
sein.
Um die entsprechende Sicherheit gegen ein Durchrutschen des
Schubgliederbands zu gewährleisten, ist wie im Referenzgetriebe CVT8LT
die benötigte Klemmkraft mit einem Sicherheitsfaktor von 1,3 beaufschlagt.
Ein Rutschen des Schubgliederbands muss in jedem Fall vermieden
werden. Andernfalls sind irreversible Schäden an Kegelradscheiben und
Schubgliederband die Folge. Auch für Drehmomentänderungen, die von der
Straße herrühren, ist es denkbar, einen Bereich festzulegen, in dem sich der
Sicherheitsfaktor bewegen darf, bevor die Haltefunktion deaktiviert wird.
Die dargelegten Überlegungen und Strategien müssen jedoch noch durch
detailliertere Simulationen und weiterführende Prüfstandstests untersucht
werden. Erste Berechnungsergebnisse finden sich in Kap. 4.1.
3.1.3 Konstruktionsentwurf
Der Konstruktionsentwurf basiert auf dem von Bosch vermessenen CVT8LT.
Anhand von Bild 3.2 werden die Komponenten des Basisgetriebes und
deren Funktion erklärt. In der Welle mit dem Festrad des
Sekundärscheibensatzes befinden sich je ein Hoch- und ein
Niederöldruckkanal. Der Hochdruckölkanal (magenta) dient zur Aktuierung
der Wegscheibe und bringt die geforderte Klemmkraft auf oder verstellt das
Übersetzungsverhältnis. Der Niederdruckölkanal (grün) zusammen mit dem
Kompensationsschild erlaubt die Kompensation der durch Fliehkrafteinflüsse
herrührenden Druckerhöhung im Hydrauliköl. Fliehkrafteinflüsse entstehen
durch die rotierende Welle. Eine Kompensierung der Fliehkrafteinflüsse
findet nur bei niedrigem Druck zur Reduktion der Klemmkraft statt. Das
Kompensationsschild wird nur am Sekundärscheibensatz verwendet, da hier
der Fliehkrafteinfluss infolge höherer Drehzahlen größer ist. Die höchsten
Drehzahlen liegen am Primärscheibensatz bei ca. 9000 U/min und am
Sekundärscheibensatz
bei
11000 U/min.
Infolge
der
Drehmomentüberhöhung durch den Drehmomentwandler beim Anfahren
beträgt der maximale Aktuierungsdruck im Hochdruckölkanal 65 bar. Im
Niederdruckölkanal liegt der höchste Druck bei moderaten 8 bar. Der
maximale Hub der Wegscheibe beträgt etwa 20 mm. Eine Folge aus großem
Hub gepaart mit großer Kolbenfläche sind hohe Volumenströme, die bei
dynamischer Verstellung über 30 L/min erreichen können. Die Wegscheibe
ist über Kugellinearführungen axial geführt und überträgt gleichzeitig durch
selbige ihr Drehmoment. Im Kolbenraum befindet sich eine Feder, die zu
jeder Zeit für eine Vorspannung des Schubgliederbands zwischen Primärund Sekundärscheibensatz sorgt. Somit ist auch bei ausgeschaltetem
Verbrennungsmotor, mit inaktiver Hydraulikversorgung, eine Vorspannkraft
von etwa 860 N gegeben. Die Vorspannung ist notwendig, damit das
Schubgliederband in seiner Funktionsfähigen Form bestehen bleibt und sich
keine einzelner Elemente herauslösen. Zugleich wird eine falsche Lage beim
Motorstart verhindert. Des Weiteren unterstützt die Federkraft zu einem Teil
bei der Rückstellung in die Anfahrübersetzung und hilft somit bei der
Realisierung einer „Limp-Home-Funktion“. Der Kolben (lila) ist zum einen
durch eine Presspassung und zum anderen mittels einer Schraubenmutter
und dem Kugellagerinnenring mit der Welle verbunden und führt keine
Axialbewegung aus. Mutter und Kugellagerring sind nicht abgebildet. Allein
die Wegscheibe, mit Kolbenraum und Kompensationsschild, kann sich axial
um den Kolben bewegen. Beide Druckkammern sind durch eine Dichtung
voneinander getrennt.
Wegscheibe
Feder
Festrad mit Welle
Verschiebung
Hochdruckkanal
zur Aktuierung
Kolben
Niederdruckkanal
zur Fliehkraftkompensation
Lagerung
Lagerung
Kompensationsschild und
Fliehölkompensationskammer
Kugellinearführungen der
Kolbenraum Wegscheibe
Dichtung
Bild
3.2:
CVT8LT
Schnitt
Sekundärscheibensatz [9]
durch
original
Konstruktion
Bei der Erstellung des neuen Designs waren die nachfolgenden
Randbedingungen zu berücksichtigen. Fast alle Randbedingen beziehen
sich auf das Basisgetriebe CVT8LT:
 Ölleitungsquerschnitt müssen erhalten bleiben
 Wegscheibenhub ist identisch
 Kolbendurchmesser sind zu übernehmen
 Kegelradscheiben bleiben zur Gewährleistung der Festigkeit
unverändert
 Überwachung des Drucks im Kolbenraum mittels Drucksensor
 Verwendung eines hydraulisch schaltbaren Rückschlagventils, zur
Umsetzung der Haltefunktion
 Leckageoptimierung am Scheibensatz für eine wirkungsvolle
Haltefunktion
Das Ergebnis der Neukonstruktion ist in Bild 3.3 zu sehen. Die Einbindung
des Drucksensors über die Hülse, die Hoch- und Niederdruckölkanal
voneinander trennt, ermöglicht die Unterbringung des Drucksensors
außerhalb der Welle. Dadurch ist keine elektrische Verbindung zwischen
stehendem Gehäuse und rotierender Welle nötig. Trotzdem kann der Druck
bei geschlossenem Rückschlagventil im Inneren des Systems überwacht
werden. Nachteil der Lösung mit Hülse ist eine zusätzliche Drehdichtung, die
Schleppverluste verursacht und Leckage begünstigt. Denkbar ist auch ein
Kabelloser Drucksensor der direkt in der Welle mit einer
Lebensdauerbatterie versehen ist oder dessen Batterie mittels Induktion
geladen wird.
Auf der rechten Seite in Bild 3.3 wurde der Dummy des schaltbaren
Rückschlagventils in die Welle integriert. Zur Umsetzung des Leckage
optimierten Konzepts sind zusätzliche Dichtungen, statische und
rotatorische, zu adaptieren. Der Außendurchmesser am Rückschlagventil
beträgt 16 mm. Die hydraulischen Durchmesser des Ventils wurden
berücksichtigt, sodass hier keine Engstellen entstehen. Nach ersten
Recherchen zum Rückschlagventil wurde ein Leckageverhalten des
Ventilsitzes von 0,05 cm³/min definiert. Dem Rückschlagventil wird der
Volumenstrom radial mit Aktuierungsdruck und axial mit Steuerdruck
beaufschlagt zugeführt. Der zusätzliche Ölkanal für den Steuerdruck wird im
Getriebegehäuse vorgesehen und ist mit einer Drehdichtung auszuführen.
In der Mitte von Bild 3.3 ist der neue Kolben zusammen mit dem
modifizierten Kompensationsschild zu sehen. Eins der wichtigsten Merkmale
ist die Verlegung des Ölzufuhrkanals in den Kolben selbst. Dadurch wird die
Verwendung einer statischen Dichtung zwischen Welle und Kolben möglich.
Die statische Dichtung in Verbindung mit einer Axialdichtung an Außen- und
Innendurchmesser des Kolbens sowie einem dichten Rückschlagventil
gestatten die Realisierung einer möglichst leckagefreien Druckkammer. Ein
leckagefreies System wirkt sich positiv auf die Haltefunktionsdauer und
Pumpenenergie aus und ist somit im Idealfall das Ziel, das es zu erreichen
gilt. Beim Originalsystem erfolgt die Ölzufuhr radial durch Welle und
Wegscheibe, was aufgrund der Kugellinearführungen in dem Bereich zu
Leckage führt (vgl. Kap. 2.3.2 Bild 2.6). Die Integration einer leckagefreien
Dichtung ist somit im Bereich der Kugellinearführungen nicht möglich.
Wegen des neuen Designs fehlt die Schmierung zwischen Welle und
Wegscheibe, jedoch wird das Schubgliederband per Ölstrahl gekühlt und
geschmiert, sodass trotzdem eine ausreichende Schmierung und Kühlung
erwartet wird. Anhand von Prüfstandsversuchen soll die aufgezeigte
Problematik untersucht werden. Durch die neue Axialdichtung am
Innendurchmesser, zwischen Kolben und Wegscheibe, reduziert sich die
projizierte Druckfläche gegenüber dem Basissystem. Ein Ausgleich kann
entweder über eine Druckanhebung von 10 bar oder die Vergrößerung des
Kolbenradius um 4,5 mm erfolgen. Der Energieeffizientere Weg ist noch zu
bestimmen, allerdings führt eine Druckanhebung zu höherer Pumpenarbeit
und größeren Leckagen. Ein vergrößerter Radius erhöht hingegen das
Trägheitsmoment des Kolbens. Der vorhandene Bauraum der
Vorspannfeder fällt beim neuen Entwurf geringer aus. Hier muss auf eine
alternative Feder mit angepasster Federkennlinie zurückgegriffen werden.
Neues Kolbendesign Wegscheibe Festrad mit
Niederdruckölkanal & Kompensationsschild
Welle
(KompensationsSteuerdruck
Durchführung
kammer)
AktuierungsHülse
druck
Drucksensor
Drehdichtungen
CVT
Gehäuse
Statische
Dichtungen
Drucksensorkanal
Drehdichtungen
Kugelpressung
CVT
Gehäuse
Axialdichtungen
Kolbenraum
Statische
Dichtungen
Dummy
Rückschlagventil
Bild
3.3:
Entwurf
des
Leckage
optimierten
Sekundärkegelradscheibenpaar mit integrierter Haltefunktion [9]
Das neue Kolbendesign wird in Bild 3.4 genauer erläutert. Damit das
Gewicht des neuen Kolbens und der Adapterplatte nicht zu groß wird und
gleichzeitig die Einhaltung der hydraulischen Querschnitte gegeben bleibt,
wurde der Kolben mit vier kleinen anstatt nur zwei großen Ölleitungen
durchzogen. Als Material für das neue Kolbendesign wird 42CrMo4
verwendet.
Eine
zweiteilige
Ausführung
wurde
aufgrund
der
Hinterschneidung am Innendurchmesser des neuen Kolbens zur
einfacheren Herstellung des Prototyps gewählt. Die Hinterschneidung am
Innendurchmesser des Kolbens dient der Dichtungsaufnahme. Für eine
spätere Serienfertigung ist eine einteilige Ausführung denkbar, insofern es
die Fertigungsverfahren zulassen. Adapterplatte und Kolben sind durch eine
Schraubenverbindung miteinander verbunden. Die Abdichtung der Ölkanäle
an der Schnittstelle Kolben/Adapterplatte erfolgt über O-Ring-Dichtungen.
An derselben Schnittstelle sorgt die umlaufende Ringnut für die Zentrierung
beider Bauteile. Die gelben Kugeln werden KOENIG-EXPANDER® genannt
und verschließen die beim Fertigungsprozess der Ölkanäle entstandenen
Bohrungsöffnung in der Adapterplatte leckagefrei bis zu einem Druck von
450 bar.
Zentriernut
O-Ringe
Adapterplatte
Hinterschnitt
Ringnut
Dichtstellen
Kolben
KOENIG-EXPANDER®
Bild 3.4: Entwurf des Leckage optimierten
Adapterplatte am Sekundärscheibensatz [9]
Ölkanäle
Kolbens
mit
In Tabelle 3.1 erfolgt die Gegenüberstellung von neuem und altem
Kolbendesign. Masse, Volumen und Trägheitsmoment des neuen Kolbens
steigen moderat an. Bei der Integrierung der Ölkanäle im Kolben wurde viel
Wert auf eine Gewichtsoptimierung gelegt. [9], [11].
Tabelle 3.1: Originalkolben im Vergleich mit dem neu Kolbenentwurf [9]
Original Kolben Neuer Kolben
Masse [kg]
1,065
1,32
Volumen [cm³]
1361
1686
Trägheitsmoment [kg*m²]
0,002562
0,002782
Differenz
+ 0,255
+ 325
+ 0,00220
3.2
Integriertes Druckspeicherkonzept
Durch Integration eines Druckspeichers in das Referenzgetriebe CVT8LT ist
die Größe der mechanischen Hydraulikpumpe reduzierbar. Bedarfsspitzen
bestehend aus Druck- und Volumenstromanforderungen des CVT-Getriebes
werden dann durch den Speicher als zusätzliche Energiequelle abgedeckt.
Im Verlauf des Kapitels erfolgt die Erläuterung der verschiedenen Strategien
und Hydraulikschemata des Konzepts. Zunächst wird jedoch die
Verwendung von Druckspeichern kurz angesprochen. Anschließend folgt die
Beschreibung der dynamischen Betriebssituationen des CVT-Getriebes.
3.2.1 Verwendungsmöglichkeiten von Druckspeichern
Das Verwendungsgebiet von Druckspeichern ist vielseitig, ein Überblick gibt
die Folgenende Aufzählung. Druckspeicher können verwendet werden,





als Energiespeicher zur Unterstützung des Pumpenvolumenstroms
zur Pulsationsdämpfung und Schockabsorbierung
zum Leckageausgleich bzw. Leckölkompensation
als Not- und Sicherheitsfunktion
zur Trennung von Medien
Der Druckspeicher wird für das Konzept als Energiespeicher zur
Unterstützung der mechanischen Pumpe genutzt und sorgt dafür, dass die
Pumpe anstatt auf den maximalen nur für den mittleren Volumenstrombedarf
ausgelegt werden muss. In [12] wird die Verwendung abseits von
Anwendungen im Automobil beschrieben. [12], [13]
3.2.2 Beschreibung der dynamischen Betriebssituationen
Die kritischen bzw. dynamischen Betriebssituationen wurden in Kap. 2.3.1
bereits kurz angesprochen und werden an dieser Stelle noch mal etwas
ausführlicher erläutert.
Kritische Betriebssituationen:





Notbremsung bis zum Stillstand
Kick-down
Kupplungsaktuierung bei Start/Stopp
Imitation eines Stufengetriebes (Stufenmodus)
Change-of-Mind
Notbremsung bis zum Stillstand:
Die Notbremsung bis zum Stillstand entspricht einer Fahrsituation, bei der
sich das Fahrzeug bereits mit einer bestimmten Geschwindigkeit bewegt und
sich gleichzeitig die Getriebeübersetzung schon im höchsten Gang (OD)
befindet. Erfolgt nun eine Verzögerung bis zum Stillstand, muss der Variator
des CVT-Getriebes seinen vollen Hub in möglichst kurzer Zeit zurücklegen,
um das Getriebe in die Anfahrübersetzung (LOW) zu bringen (siehe Bild
3.5). Dadurch ist ein erneutes Anfahren zeitnah möglich. Der
Volumenstrombedarf für die Notbremsung 𝑄𝑁𝑜𝑡 berechnet sich nach (Gl. 3.1)
aus Kolbenfläche am Sekundärscheibensatz 𝐴𝑆 = 1,23 dm², Kolbenhub ℎ =
0,2 dm und der Annahme der Schaltvorgang findet innerhalb 𝑡𝑁𝑜𝑡 = 2 s statt.
Q=V∙
60
60
=𝐴∙ℎ∙
𝑡
𝑡
(Gl. 3.1)
Somit beträgt der Volumenstrombedarf 𝑄𝑁𝑜𝑡 = 7,38 l/min. Bei einer
Verstellung allein durch den Druckspeicher beträgt die theoretische
Volumenentnahme 𝑉𝑁𝑜𝑡 = 0,246 l.
Kick-down:
Für den Kick-down gilt prinzipiell dasselbe wie für die Notbremsung, nur
dass hier im Verlauf des Schaltvorgangs die Motordrehzahl steigt und das
Fahrzeug nach der Rückschaltung in die Anfahrübersetzung beschleunigt
wird. Das Bild 3.5 hilft beim Verständnis. Der Volumenstrom beträgt hier
nach (Gl. 3.1) wegen der geringeren Zeit 𝑡𝐾𝐷 = 1 s für den Schaltvorgang
𝑄𝐾𝐷 = 14,76 l/min allerdings kann die mechanische Pumpe aufgrund der
höheren Drehzahl mehr Volumenstrom bereitstellen als bei der
Notbremsung. Wird der Schaltvorgang jedoch aus dem Speicher bedient, ist
das Speicherentnahmevolumen mit 𝑉𝐾𝐷 = 0,246 l, gleich der Notbremsung.
Der Kick-down aus dem Stillstand ist dagegen unkritisch, da hier zwar ein
hoher
Druck
–
wegen
der
Drehmomentüberhöhung
des
Drehmomentwandlers – benötigt wird aber kein großer Volumenstrom. Das
liegt daran, dass die Kegelradscheiben bereits in der Anfahrübersetzung
stehen.
Kupplungsaktuierung bei Start/Stopp:
Unter Kupplungsaktuierung wird das Betätigen der Kupplungen und
Bremsen des Planetenradwendesatzes, auch DNR-Einheit genannt,
verstanden. Die Kupplungen und Bremsen werden zum Schalten zwischen
Vorwärts- und Rückwärtsgang sowie der Neutralstellung verwendet. Im
Start-/Stopp-Betrieb wird in der Stopp-Phase auf neutral geschaltet, damit
der Verbrennungsmotor in der darauffolgenden Start-Phase wieder gestartet
werden kann. Nach dem Motorstart wird der Vorwärtsgang eingelegt. Dazu
muss die Kupplung in kurzer Zeit mit Hydrauliköl gefüllt und mit Druck
beaufschlagt werden. Mit (Gl. 3.1) der Kupplungsfläche 𝐴𝐾𝑢𝑏 = 0,97 dm²,
einem Kupplungshub ℎ𝐾𝑢𝑏 = 0.055 dm und der Aktuierungszeit 𝑡𝐾𝑢𝑏 = 0,1 s
ergibt sich ein Kupplungsvolumenstrombedarf 𝑄𝐾𝑢𝑏 = 32,01 l/min. Das
Speicherentnahmevolumen beträgt hier nur 𝑉𝐾𝐷 = 0,05335 l und ist somit
aus Sicht des Speichers gering.
Imitation eines Stufengetriebes:
Als Stufenmodus wird die Imitierung eines konventionellen Zahnradgetriebes
mit einer bestimmten Anzahl an Gängen verstanden. Das CVT-Getriebe hält
beispielsweise während einer Beschleunigungsphase für eine bestimmte
Zeit ein festes Übersetzungsverhältnis konstant. Wird die Schaltung in das
nächste Übersetzungsverhältnis getätigt, erfolgt das durch eine kurze und
schnelle Hubänderung der Variatorscheiben. Infolge des geringen Hubs bei
bis zu sieben möglichen Gängen ist der Volumenstrombedarf bzw. die
Speichervolumenentnahme als unkritisch zu betrachten.
Bild 3.5: Dynamische Betriebssituationen
charakteristische Variatorstellungen (rechts) [11]
[4]
(links)
und
Change-of-Mind:
Der Change-of-Mind (CoM) bedeutet für das Übersetzungsverhältnis eine
Verstellung aus dem OD  nach LOW, direkt gefolgt von einer
Rückverstellung von LOW  nach OD (siehe Bild 3.6). Aus Fahrersicht
entspricht das einem abgebrochenen Überholmanöver, bei dem zunächst
ein
Kick-down
erfolgt,
der
aber
nach
Änderung
des
Übersetzungsverhältnisses in LOW abgebrochen wird. Mit Rücknahme des
Gaspedals erfolgt die Verstellung zurück in das OD-Übersetzungsverhältnis.
Der Volumenstrom für den Kick-down beträgt 𝑄𝐾𝐷 = 14,76 l/min und für die
Rückstellung 𝑄𝑅ü = 21,96 l/min für die Annahme der Schaltzeit 𝑡𝐾𝐷 = 𝑡𝑅ü =
1 s je Schaltung. Zur Berechnung des Rückstellungsvolumenstroms mit (Gl.
3.1) wird die Kolbenfläche für den Primärscheibensatz 𝐴𝑃 = 1,83 dm²
benötigt und derselbe Hub von ℎ = 0,2 dm verwendet. Um den CoM ohne
zwischenzeitliches Aufladen mittels des Druckspeichers zu erfüllen, muss
der Speicher ein Volumen von 𝑉𝐶𝑜𝑀 = 0,612 l bereithalten.
Bild 3.6: Änderung des Übersetzungsverhältnisses beim Change-ofMind Schaltvorgang
Aus der Analyse der verschiedenen dynamischen Betriebssituationen geht
damit der CoM als kritischste Betriebssituation für das Speicherkonzept
hervor. Allerdings handelt es sich um eine sehr theoretische Betrachtung bei
der z. B. Leckagevolumenströme und eine mögliche Unterstützung des
Speichers durch die mechanische oder elektrische Pumpe unterschlagen
wurden. Genauere Analysen auf Basis von Messdaten sind noch zu
generieren. Dennoch erfolgen die ersten Berechnungen auf Basis eines
modellierten CoM-Events in Kap. 4.2.
3.2.3 Aufbau und Funktion Strategie 1 und 1.1
Für die Strategien 1 und 1.1 sieht das vorläufige Hydraulikschema wie in
Bild
3.7
aus.
Als
zusätzliche
Komponenten
werden
ein
Hydraulikdruckspeicher, ein Steuerschieber, ein On/Off Ventil, ein
Rückschlagventil und eine elektrische Ölpumpe (ELOP) verbaut. Der
Druckspeicher dient der Speicherung von hydraulischer Energie. On/Offund Rückschlagventil zusammen ermöglichen eine leckagefreie
Speicherung, auch bei ausgeschaltem Verbrennungsmotor. Mit dem
Steuerschieber kann eine definierte Abgabe von hydraulischer Energie aus
dem Druckspeicher erfolgen. Die ELOP ist für das Laden des
Druckspeichers verantwortlich.
Zusätzliche
Komponenten
Variator
Druckspeicher
DESCSteuerventile
Steuerschieber
On/Off Ventil
Planetenradwendesatz & Kupplung
Rückschlagventil
ELOP
Ölsumpf
Mechanische Pumpe
Druckkontrollventil
Bild
3.7:
Prinzipieller
Aufbau
des
integrierten
Druckspeicherkonzepts für Strategie 1 und Strategie 1.1 [9]
Strategie 1: Druckspeicher Stand-by für Bedarfsspitzen aus
dynamischen Betriebssituationen
Der Druckspeicher wird nach dem Start des Verbrennungsmotors durch die
ELOP geladen. Ist der Druckspeicher bereits von einer vergangenen Fahrt
vollgeladen, entfällt das Aufladen. Der Bedarf an hydraulischer Energie wird
über die Fahrzyklen NEFZ und WLTP komplett von der verkleinerten
mechanischen Pumpe gedeckt. Die Größe der mechanischen Pumpe ist an
den Bedarf der Fahrzyklen angepasst. Der vollgeladene Druckspeicher ist
auf Stand-by für den Fall, dass eine Bedarfsspitze auftritt, die ELOP ist
inaktiv. Tritt wie in Bild 3.8 (grüne Kurve) zum Zeitpunkt 𝑡𝑘𝑟𝑖𝑡. eine
Bedarfsspitze infolge einer dynamischen Betriebssituation (Kick-down, CoM,
etc.) auf, wird diese durch die im Druckspeicher vorgehaltene Energie und
der durch die mechanischen Pumpe bereitgestellten Energie gedeckt. Nur
der zusätzliche Teil, den die mechanische Pumpe nicht liefern kann, kommt
aus dem Druckspeicher. Im Anschluss an das Event oder bei Erreichen von
𝑝𝑚𝑖𝑛 lädt die ELOP den Speicher wieder auf. Unter Betriebsbedingungen, in
denen die mechanische Pumpe einen großen Überschuss produziert, kann
der Speicher auch mittels der mechanischen Pumpe geladen werden.
Strategie 1.1: Druckspeicher Stand-by für Bedarfsspitzen aus dyn.
Betriebssituationen und Bedarfsspitzen aus dem Grundbedarf über die
Fahrzyklen
Strategie 1.1 ist eine Variante von Strategie 1 mit dem Unterschied, dass die
mechanische Pumpe weiter verkleinert wird. Der Speicher muss nun
zusätzlich die Bedarfsspitzen des Grundbedarfs über NEFZ oder WLTP
decken. Die schwarze Kurve in Bild 3.8 visualisiert Strategie 1.1. Weiterhin
muss der Speicher genügend Reserve für eine dynamische Betriebssituation
vorhalten. Um das zu ermöglichen, wird der Speicherdruck von 𝑝𝑚𝑎𝑥,𝑆1 auf
𝑝𝑚𝑎𝑥,𝑆1.1 angehoben.
Druck
Bedarfsspitzen des
Grundbedarfs
krit. Betriebszustände
Strategie 1
Strategie 1.1
pmax, S1.1
pmax, S1 =
pmin, S1.1
Reserve für
krit. Betriebszustände
pmin
tkrit.
Zeit
Bild 3.8: Speicherdruck für Strategie 1 und 1.1
Für beide Strategien 1 und 1.1 ist denkbar, die ELOP bei der Bewältigung
der Bedarfsspitzen mit einzubeziehen. Das bedeutet dann, Bedarfsspitzen
werden zusammen durch die ELOP, den Speicher und die mechanische
Pumpe abgedeckt.
3.2.4 Aufbau und Funktion Strategien 2
Für Strategie 2 wird ein Hydraulikschema mit getrennten Kreisläufen
verwendet. In Bild 3.9 ist zu erkennen, die mechanische Pumpe ist für die
Versorgung von Kühlung, Schmierung und die Nebenaggregate
verantwortlich. Die ELOP zusammen mit dem Speicher hingegen aktuiert die
Kegelradscheibensätze.
Zusätzliche
Komponenten
Variator
Druckspeicher
On/Off Ventil
Steuerschieber
Rückschlagventil
ELOP
Mechanische
Pumpe
Ölsumpf
Bild
3.9:
Prinzipieller
Aufbau
Druckspeicherkonzepts für Strategie 2 [9]
des
integrierten
Die Betriebsstrategie für das Hydraulikschema ist in Bild 3.10 dargestellt.
Dabei wird der Speicher, sofern er nicht schon vollgeladen ist, zunächst
aufgeladen. Hat der Speicher seinen max. Druck 𝑝𝑚𝑎𝑥, 𝑆2 erreicht, schaltet
die ELOP ab und die Aktuierung der Kegelradscheibensätze erfolgt lediglich
aus dem Speicher. Erreicht der Speicherdruck 𝑝𝑚𝑖𝑛 𝑆2 , schaltet die ELOP
ein, bis wieder der max. Druck 𝑝𝑚𝑎𝑥, 𝑆2 erreicht ist. Für kritische
Betriebszustände ist wie in Strategie 1 eine Reserve vorzuhalten. Tritt ein
kritischer Betriebszustand ein, darf der Speicherdruck auf 𝑝𝑚𝑖𝑛, 𝑘𝑟𝑖𝑡. fallen.
Wie bei Strategie 1 ist ebenfalls denkbar, dass ELOP und Speicher
zusammen kritische Betriebszustände bewältigen. Die mechanische Pumpe
ist in Verdrängungsvolumen und Druckbereich auf ihre Aufgaben zur
Kühlung, Schmierung und dem Betrieb der Nebenaggregate optimiert.
Druck
Grundbedarf
NEFZ / WLTP
krit. Betriebszustand
pmax, S2
pmin, S2
Reserve für
krit. Betriebszustände
pmin, krit
tkrit.
Zeit
Bild 3.10: Speicherdruck für Strategie 2
4
Berechnung
Zur Berechnung des Potentials beider Konzepte wurde zunächst der Bedarf
an Volumenstrom und Druck der einzelnen Hydraulikkomponenten des
CVT8LT Getriebes ermittelt. Dazu wurde ein Matlab-Modell nach dem
Hydraulikplan des CVT8LT aufgebaut. Aus Messdaten, die mittels Sensoren
an verschiedenen Stellen des Getriebes generiert wurden, und den
bekannten geometrischen Größen der Hydraulikkomponenten konnte dann
mit Hilfe des Matlab-Modells über den NEFZ- und WLTP-Fahrzyklus der
Bedarf errechnet werden. Der errechnete Referenzbedarf berücksichtigt die
regelbare mechanische Hydraulikpumpe mit einer Größe von 12,55 cm3/U
sowie Start-/Stopp-Phasen in denen der Bedarf null ist. Die Messdaten
wurden auf dem Rollenprüfstand mit dem Fahrzeug Nissan Altima erzeugt.
4.1
Leckage optimiertes Konzept mit integrierter Haltefunktion
Die Berechnung des Potentials des Leckage optimierten Konzepts, die
Pumpenergie zu reduzieren, erfolgt mit dem eben angesprochenen MatlabModell. Über die Fahrzyklen (NEFZ/WLTP) wird die Haltefunktion in allen
Variatorzuständen mit einer Übersetzungsänderung di/dt ≈ 0 angewendet.
Das heißt bei sehr kleinem di/dt = 0,0001 wird das Übersetzungsverhältnis
einen Zeitschritt vor dem aktuellen Übersetzungsverhältnis ausgewählt und
die
Haltefunktion
aktiviert.
Ändert
sich
der
Gradient
des
Übersetzungsverhältnisses hin zu größeren Werten (di/dt > 0,0001), wird die
Haltefunktion wieder deaktiviert.
Dabei entsteht das Einsparungspotential durch Druckabsenken bei aktiver
Haltefunktion. Der Systemdruck ist der höchste Druck im Getriebe und kann
durch ein Regelventil eingestellt werden. Mittels des Regelventils ist der
Druck absenkbar. Die Anwendung des Konzepts auf Primär- und
Sekundärscheibensatz erlaubt das Druckabsenken auf das niedrige
Druckniveau des Drehmomentwandlers. Wird das Konzept nur am
Sekundärscheibensatz eingesetzt, kann lediglich auf das Druckniveau des
weiter aktiven Primärscheibensatzes abgesenkt werden, der je nach
Fahrzustand höher liegen kann als der Druck des Drehmomentwandlers. Die
Ergebnisse in Bild 4.1 zeigen den Unterschied zwischen der Anwendung
des Konzepts nur am Sekundärscheibensatz oder an beiden
Scheibensätzen. Des Weiteren zeigt Bild 4.1 für den WLTP, aufgrund seiner
größeren dynamischen Fahranforderung, ein geringeres Potential zur
Einsparung von hydraulischer Pumpenenergie. Im NEFZ dagegen liegen
mehr Abschnitte mit konstanten Fahrbedingungen vor, was das
Energieeinsparpotential erhöht. Daher zeichnen sich für den NEFZ die
besseren Resultate ab. Mit dem Konzept an beiden Scheibensätzen ist eine
Einsparung an Pumpenenergie über den NEFZ von 28 % und über den
WLTP von 21 % zu erreichen. Übertragen auf den Kraftstoffverbrauch des
Antriebsstrangs bedeutet das in etwa eine Kraftstoffeinsparung von 1 %
über den NEFZ und von 0,64 % über den WLTP.
Bild 4.1: Berechnungsergebnisse Leckage optimiertes Konzept mit
integrierter Haltefunktion
4.2
Integriertes Druckspeicherkonzept
Zur Berechnung des integrierten Druckspeichkonzepts wurde ein
zusätzliches Modell in AMESim aufgebaut. Mit Hilfe des AMESim-Modells
und dem modellierten Bedarf des CoM, der als kritischste Betriebssituation
bestimmt wurde, wurde das Druckspeicherkonzept für die einzelnen
Strategien ausgelegt. Der modellierte Bedarf des CoM wurde aus Daten für
einen Kick-down bei 40 km/h erzeugt. Anschließend erfolgte die Berechnung
für das Energieeinsparpotential im AMESim-Modell über die Fahrzyklen
(NEFZ/WLTP). Hierfür wurde der errechnete Bedarf des CVT8LT aus dem
Matlab-Modell verwendet. Nicht berücksichtigt wurden in der Berechnung
die Leckage der zusätzlichen Ventile, On-/Off-Ventil und Steuerschieber
(siehe Bild 3.7 und Bild 3.9). Die Vernachlässigung hat einen Einfluss auf
Strategie 1.1 und 2. Da hier die zusätzlichen Ventile über den Fahrzyklus
aktiv sind, tritt normalerweise Leckage auf. Bei Strategie 1 wird nur zu
Anfang der Speicher geladen, danach ist das System auf Stand-by und
somit leckagefrei. Demnach öffnen die Ventile für Strategie 1 kein einziges
Mal, da dynamische Betriebssituationen wie der CoM, über die Fahrzyklen
nicht auftreten.
In Bild 4.2 sind die Resultate der Berechnung dargestellt, die sich auf das
Referenzgetriebe beziehen. Für Strategie 1 lässt sich die mechanische
Hydraulikpumpe von 12,55 cm³/U auf 10,55 cm³/U verkleinern und damit die
Pumpenenergie für beide Fahrzyklen um 12 % reduzieren. Die ELOP fällt
mit 0,5 cm³/U Verdrängungsvolumen und einer Leistung von 380 W klein
aus. Eine Optimierung der Speichergröße auf 0,3 l und der ELOP-Größe auf
0,31cm³/U ist für Strategie 1 möglich, allerdings nur im Hinblick auf
Reduzierung von Kosten, Gewicht oder Bauraum sinnvoll. Denn die
Speichergröße spielt für Strategie 1, infolge der Inaktivität des Systems über
die Fahrzyklen, eine untergeordnet Rolle. Der Unterschied zwischen einem
0,3 l oder 0,5 l großem Speicher mit einer 0,31 cm³/U ELOP (240 W) beträgt
gerade mal 0,3 kJ. Alle Kennzahlen zu den verschiedenen Strategien sind in
Tabelle 4.1 zu finden.
Tabelle 4.1: Kennzahlen für Strategie 1, 1.1 und 2:
Strategien:
Mech. Pumpengröße [cm³/U]
Speichervolumen [l]
Speicherdruck pmin/pmin, s/pmax, s [bar]
ELOP Verdräng. vol. [cm³/U]
ELOP max. Leistung [kW]
ELOP Wirkungsgrad [-]
S1.1
S2
S1
9,9
9,7
10,55
0,5
0,5
0,5
36/46 36/45,5/55 36/45,5/55
0,5
2,7
0,5
0,430
2,2
0,380
0,5
0,5
0,5
Das beste Berechnungsergebnis kann mit Strategie 1.1 und einer 9,9 cm³/U
kleinen, mechanischen Hydraulikpumpe erzielt werden. Über den NEFZ
ergibt sich damit eine Verringerung der Pumpenenergie um 17 % und über
den WLTP um 16 %. Eine noch kleinere mechanische Hydraulikpumpe
würde zu einer höheren ELOP Betriebszeit führen, die aufgrund des
geringen Wirkungsgrads die Energiebilanz wieder verschlechtert.
Strategie 2 mit der kleinsten mechanischen Hydraulikpumpe von nur
9,7 cm³/U und separaten Hydraulikkreisläufen weist einen höheren
Energiebedarf als das Referenzsystem auf. Das Ergebnis ist der großen
ELOP (2,2 kW) sowie einer hohen Betriebszeit mit geringem Wirkungsgrad
geschuldet. Für Strategie 2 erfolgte eine weitere Rechnung mit leckagefreien
Scheibensätzen, womit der Energiebedarf das Referenzgetriebe beim NEFZ
knapp unterboten und beim WLTP knapp überboten wird. Die Rechnung mit
leckagefreien Scheibensätzen vermittelt einen ersten Eindruck, was bei
Kombination der beiden vorgestellten Konzepte noch zu erwarten ist.
Im Allgemeinen fallen die Ergebnisse für Strategie 1.1 und 2 für den NEFZ
etwas besser aus, da hier weniger dynamische Fahrzustände auftreten als
beim WLTP. Folglich hat die ELOP weniger Betriebszeit, was sich wegen
des niedrigen Wirkungsgrads positiv auf die Energiebilanz auswirkt.
Bild 4.2: Berechnungsergebnisse integriertes Druckspeicherkonzept
Bei Untersuchungen zur Druckspeichergröße hat sich herausgestellt, dass
ein größerer Speicher mit niedrigerem Druck eine bessere Energiebilanz
aufweist als ein kleiner Speicher mit einem hohen Druck. Aus Simulationen
für das Referenzgetriebe CVT8LT konnte ermittelt werden, dass ein 1 cm³/U
geringeres Verdrängungsvolumen der mechanischen Pumpe zu einer
Kraftstoffeinsparung über die Fahrzyklen NEFZ von 0,34 % und WLPT von
0,32 % führt.
5
Zusammenfassung und Ausblick
Der hier vorgestellte Entwurf eines Leckage optimierten Konzepts mit
integrierter Haltefunktion stellt eine gute Ausgangsbasis für weitere
Untersuchungen dar. Die Änderungen am Sekundärscheibensatz sollten
einen Leckage optimierten Betrieb unterstützen, der das Halten von Druck
und Volumen innerhalb des durch das Rückschlagventil abgeschlossenen
Druckraums ermöglicht. Durch die Absenkung des Drucks, der für Primärund Sekundärscheibensatz die höchsten Systemdrücke aufweist, ist bei
aktiver Haltefunktion die Pumpenenergie reduzierbar. Mit (Gl. 2.4) lässt sich
der Vorgang nachvollziehen. Die besten Berechnungsergebnisse zur
Pumpenenergiereduzierung ergeben sich bei Verwendung des Leckage
optimierten Konzepts für Primär- und Sekundärscheibensatz und betragen
für NEFZ 28 % und WLTP 21 %. Weiteres Potential kann das Konzept
bereits über eine regelbare Pumpe wie im CVT8LT entfalten. Ist die
Haltefunktion
aktiv,
wird
zusätzlich
zur
Druckabsenkung
der
Volumenstromüberschuss mittels des Bypass wieder zurück an die
Saugseite der Pumpe geleitet und damit die Pumpenenergie ebenfalls
verringert. Pumpen mit variablem Verdrängungsvolumen oder vollvariable
elektrische Hydraulikpumpen (ELOP) können das Energieeinsparpotential
durch Anpassung des Volumenstroms bei aktiver Haltefunktion weiter
steigern. Eine Indikation des Energieeinsparungspotentials regelbarer oder
vollvariabler elektrischer Pumpen gibt [1].
Eine schnelle Start/Stopp-Funktion sowie die Möglichkeit, Coasting-Betrieb
durch die Haltefunktion zu realisieren, zählen zu den Vorteilen des neuen
Konzepts, da sich hier während Stopp-Phasen oder des Coasting-Betriebs
der Kolbenraum nicht entleert und seine Druckbeaufschlagung behält. Eine
hohe Dichtheit des Systems legt daher den Grundstein zur erfolgreichen
Umsetzung. Weitere Schlüsselstellen liegen sowohl in der Unterbringung
des Drucksensors und der Entwicklung eines passenden schaltbaren
Rückschlagventils,
als
auch
in
der
Verwendung
geeigneter
Dichtungstechnologien. Durch seine Eigenschaften ist das Konzept
hervorragend geeignet, um CVT-Getriebe für Hybridanwendungen nutzbar
zu machen. Ein bereits umgesetztes Konzept mit Haltefunktion ist das
EMAPCT (Electro Mechanical Power Actuated) Konzept das an der TU
Eindhoven entwickelt wurde [14]. Allerdings unterscheidet sich das
EMPACT-Konzept gänzlich in der Art und Weise der Variatoraktuierung. Die
Aktuierung finde beim EMPACT-Konzept ohne hydraulische Hilfsenergie
über je einen Elektromotor an Primär- und Sekundärscheibensatz statt.
Da der Bedarf an hydraulischer Energie über die Fahrzyklen NEFZ und
WLTP geringer ist als das, was die Hydraulikpumpe aufgrund ihrer
Auslegung auf dynamische Betriebssituationen liefert, erlaubt das Konzept
des integrierten Druckspeichers für Strategie 1 eine Arbeitsaufteilung. Die
mechanische Pumpe deckt weiterhin den Grundbedarf, der Speicher
übernimmt bei dynamischen Betriebsbedingen mit kurzfristigen hohen
Volumenstromanforderungen.
Bei
Strategie
1.1
übernimmt
der
Druckspeicher zusätzlich die Bedarfsspitzen des Grundbedarfs. Dadurch ist
die mechanische Pumpe, wie in der Literatur bereits bekannt [12], nicht nach
dem Spitzenbedarf auszulegen und kann kleiner dimensioniert werden. Das
führt zu einer Reduzierung der Pumpenenergie für Strategie 1 von 12 %
(NEFZ und WLTP) und für Strategie 1.1 von 17 % (NEFZ) und 16 %
(WLTP). Mit Strategie 1.1 kann demnach das beste Ergebnis erreicht
werden.
Strategie 2 ist angelehnt an der im DQ200 von VW verwendeten Strategie
zur Aktuierung des gesamten Getriebes mittels eines Druckspeichers [15].
Im DQ200 zeigt Strategie 2 ein großes Potential zur Reduzierung der
Aktuierungsenergie. Jedoch handelt es sich beim DQ200 um ein
Doppelkupplungsgetriebe, dessen Energiebedarf zur Aktuierung im
Allgemeinen auf einem geringeren Niveau liegt. Daher kann mit Strategie 2
kein Energievorteil erreicht werden. Die Ergebnisse liegen beim NEFZ um
19 % und beim WLTP um 24 % über dem Energiebedarf des
Referenzgetriebes. Bei der Betrachtung leckagefreier Kegelscheibensätze
liegen die Ergebnisse im Bereich des Referenzgetriebes.
Kombinationen des Druckspeicherkonzepts mit verschiedenen schaltbaren,
verstellbaren und vollvariablen Pumpen sind möglich und erhöhen das
Energieeinsparpotential des Konzepts. Einen Überblick gibt [1], der
besonders auf das hohe Potential der Verlustreduzierung durch
Elektrifizierung der Pumpe (ELOP) hinweist, die eine Anpassung der
zugeführten Pumpenenergie an den Energiebedarf des CVT-Getriebes
erlauben. Durch den integrierten Druckspeicher in Verbindung mit der ELOP
wird ein CVT-Getriebe hybridfähig. So kann beispielsweise durch den
Druckspeicher eine schnelle Start-/Stopp-Funktion realisiert werden, da die
hydraulische Energie aus dem Speicher quasi sofort zur Verfügung steht. Je
nach Größe der ELOP ist auch Coasting möglich.
Die Berechnungsergebnisse der zwei vorgestellten Konzepte zeigen viel
Potential, die Pumpenenergie zu reduzieren. Am erfolgversprechendsten
sind die Ergebnisse für Strategie 1.1 und mit geringem Abstand Strategie 1.
Strategie 2 zeigt dagegen kein Verbesserungspotential und liegt über dem
Energiebedarf des Ausgangsystems.
Des Weiteren ist eine Kombination beider Konzepte (Druckspeicherkonzept
und Leckage optimiertes Konzept mit Haltefunktion) denkbar, um Synergien
zu nutzen und das Potential zur Pumpenenergiereduzierung weiter zu
steigern. Für Strategie 1 sollten negative Wechselwirkungen einer
Kombination gering sein und somit das volle Potential beider Konzepte zum
Tragen kommen.
Für Strategie 1.1 wird erwartet, dass die negativen wechselseitigen
Beeinflussungen unter den Konzepten etwas größer ausfallen, da es hier
Betriebsbedingungen gibt, in denen beide Konzepte gleichzeitig aktiv sind.
Somit ist die maximale Pumpenenergiereduzierung bei Kombination der
Konzepte wahrscheinlich nur theoretisch zu erreichen.
Allerdings können sich die Konzepte auch positiv beeinflussen. Durch die
Leckagefreiheit der Scheibensätze, die auch während der Fahrzyklen und
bei deaktivierter Haltefunktion gegeben ist, reduziert sich der benötigten
Volumenstrombedarf. Das eröffnet die Möglichkeit, eine noch kleinere
mechanische Pumpe zu realisieren. Jedoch müssen genauere
Zusammenhänge und die Kombination beider Konzepte in detaillierteren
Simulationen und später auch in realen Prüfstands- und Fahrzeugversuchen
untersucht werden, um fundierte Aussagen machen zu können.
Zur Realisierung der Konzepte sind nachfolgende Arbeitsschritte
vorgesehen. Untersuchungen zur Integration des Leckage optimierten
Konzept in den Primärschiebensatz sind notwendig. Hier sind die
Bauraumverhältnisse anders als am Sekundärscheibensatz. Zusätzliche
Komponenten wie Rückschlagventile, Drucksensoren, Druckspeicher und
Dichtungen müssen ausgewählt, ausgelegt, gefertigt und beschafft werden.
Zur Evaluierung der Simulationsergebnisse des Druckspeicherkonzepts sind
Messdaten für den CoM zu generieren. Hierzu sind Fahrzeugmessungen auf
dem Rollenprüfstand mit dem Nissan Altima notwendig. Untersuchungen
hinsichtlich
verschiedener
Pumpenkombinationen
für
das
Druckspeicherkonzept sind denkbar. Weitere Arbeitspakete bestehen im
Aufbau eines detaillierten hydraulischen Simulationsmodells für das CVT8LT
Getriebe. Das neue Simulationsmodell dient als Ausgangsbasis zum Aufbau
von Simulationsmodellen der vorgestellten Konzepte, bei denen auch
physikalische und geometrische Eigenschaften der einzelnen Komponenten
berücksichtigt werden. Im konzeptspezifischen Simulationsmodell für das
Druckspeicherkonzept müssen Verbesserungen im Bereich des ELOPSubmodells vorgenommen werden. Es sollen sowohl der Wirkungsgrad als
auch
das
Trägheitsmoment
der
ELOP
bei
dynamischen
Betriebsbedingungen hinreichend genau abgebildet werden. Mittels der
Simulationsmodelle sind ebenso die effizientesten Hydraulikschemata für die
Konzepte zu bestimmt. Anschließend ist die Entwicklung von Prototypen für
die
jeweiligen
Konzepte
vorgesehen,
mit
deren
Hilfe
die
Simulationsergebnisse
durch
Komponententests,
Prüfstandsund
Fahrzeugmessungen abgeglichen werden. Im Falle positiver Resultate aus
Simulation und Versuch ist eine Kombination beider Konzepte angedacht.
6
Literaturverzeichnis
[1]
Van der Sluis, F.: Key technologies of the pushbelt CVT. Tilburg,Bosch
Transmission Technology B.V., Bosch Group, JSAE Paper 20134096,
2012.
[2]
Kirchner, E.: Leistungsübertragung in Fahrzeugegetrieben: Grundlagen
der Auslegung, Entwicklung und Vailierung von Fahrzeuggetrieben und
deren Komponenten. Berlin, Heidelberg, New York: Springer, 2007. ISBN:
3-540-35288-0
[3]
Crolla, D.; Forster, D. E.; Kobayashi, T.; Vaughan, N.: Encyclopedia of
automotive engineering, Wiley, West Sussex, 2015, ISBN: 978-0-47097402-5 part 3
[4]
Van der Sluis, F.: A new pump for CVT applications. Tilburg, Van Doorne’s
Transmissie, Bosch Group, SAE Paper 2003-01-3207, 2003.
[5]
Pelders, R.; Van Vuuren, S.; Van Seeters, L.: High Torque CVT P930,
design and test results. Tilburg, Van Doorne’s Transmissie B.V., Bosch
Group, IMECHE, 1997.
[6]
Van der Sluis, F.: Fuel consumption potential of pushbelt CVT.
Tilburg,Bosch Transmission Technology B.V., Bosch Group, FISITA Paper
F2006P218, 2006.
[7]
Basshuysen, R.; Schäfer, F.(Hrsg.): Handbuch Verbrennungsmotoren, 5.
Auflage. Wiesbaden: Vieweg & Teubner, 2010, ISBN: 978-3-8348-0699-4
[8]
Kleimaier, A.: Optimale Betriebsführung von Hybridfahrzeugen. München,
Universität, Dissertation, 2003.
[9]
Saretzki, M.: Forschung und Entwicklung an Konzepten zur
bedarfsgerechten Aktuierung eines CVT-Getriebes. Stuttgart, Universität,
Diplomarbeit, 2015.
[10]
Schweizer-fn: Leckölvolumenstrom konzentirscher Ringspalt. URL:
http://www.schweizer-fn.de/hydraulik/hydraulik.php, Zugriff 24.09.2015 um
17.20 Uhr
[11]
Robert Bosch GmbH
[12]
Ludwig
Meister:
Hydraulikspeicher
Anwendungen.
URL:
http://www.ludwigmeister.de/produkte/fluidtechnik/hydraulik/speicher,
Zugriff 01.10.2015 um 10.15 Uhr
[13]
Hydac: Hydraulikspeicher Anwendungen. URL: http://www.hydac.com/dede/produkte/hydrospeicher/show/Download/index.html, Zugriff 01.10.2015
um 10.30 Uhr
[14]
Klaassen, T. W. L. G.: The Empact CVT. Dynamics and Control of an
Electromechanically Actuated CVT. Eindhoven, University, Dissertation,
2007. ISBN: 978-90-386-0939-3
[15]
Rudolph, F.: Das innovative 7-Gang-Doppelkupplungsgetriebe für die
Kompaktklasse von Volkswagen. Volkswagen, Wien: 28. Internationales
Wiener Motorensymposium, 2007

Download Report