WO2005111472A1 - Hydraulikkreis für ein toroidgetriebe - Google Patents

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WO2005111472A1
WO2005111472A1 PCT/EP2005/004970 EP2005004970W WO2005111472A1 WO 2005111472 A1 WO2005111472 A1 WO 2005111472A1 EP 2005004970 W EP2005004970 W EP 2005004970W WO 2005111472 A1 WO2005111472 A1 WO 2005111472A1
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pressure
control device
clutch
roller
hydraulic
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PCT/EP2005/004970
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Gunther Petrzik
Andreas Wild
Lothar Wolf
Thomas Kress
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Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg
Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft
Hydraulik-Ring Gmbh
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Publication date
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    • F16H61/0021—Generation or control of line pressure
    • F16H2061/0037—Generation or control of line pressure characterised by controlled fluid supply to lubrication circuits of the gearing
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Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic circuit for a toroidal transmission.
  • Continuously variable transmissions generally enable the internal combustion engine, which is usually connected upstream in motor vehicles, to be operated in a favorable speed range regardless of the respective speed. This improves the efficiency of the drive train, which is formed by the internal combustion engine and the continuously variable transmission. Continuously variable transmissions also offer particularly high driving comfort.
  • the so-called toroidal transmission has a special meaning, especially because of its higher torque capacity compared to continuously variable belt transmission (CVTs).
  • the Torotrak TM system receives special attention within the toroidal gears (see www.torotrak.com).
  • This transmission does not need a starting clutch on the input side or a hydrodynamic torque converter.
  • It is a full toroidal gearbox that is generally built like a countershaft gearbox.
  • the variator ensures a continuous adjustment of the translation.
  • the variator has a drive pulley and an output pulley, which define a toroidal ⁇ .
  • three rollers are arranged distributed over the circumference, which are designed to transmit torque from the drive pulley to the driven pulley.
  • the scooters are spatially adjusted within the toroid space.
  • the scooters are adjusted using double-acting hydraulic cylinders.
  • the actuator system required for torque support to support at least one of the disks in the axial direction is also designed hydraulically in the Torotrak system.
  • two transmission ranges can be set using two clutches.
  • the clutches are also actuated by hydraulic actuators.
  • the torque transmission from the drive pulley to the scooter or from the scooter to the driven pulley requires a high cooling capacity, which is usually provided by lubricating oil or cooling oil. It must also be ensured that a lubricating film in the area of the contact ellipses between the rollers and the disks does not tear off.
  • a hydraulic circuit for such a toroidal transmission is known from GB-A-2 369 164.
  • the hydraulic circuit known from this publication has a tandem pump which pumps oil into two separate hydraulic circuits.
  • One hydraulic circuit is connected to a chamber of the double-acting piston / cylinder arrangement of the respective scooter.
  • the other hydraulic circuit is connected to the other chambers.
  • a piston / cylinder unit is designed as a “master” for each of the hydraulic circuits. Variable throttles are formed in these. In normal operation, the oil flows through the corresponding chambers into respective proportional pressure relief valves. operated the pressure in the chambers (and consequently the force exerted by the respective roller actuators). Only in the end position range of the master of the piston / cylinder arrangements does their throttling function have an impact. The piston crown throttles the impressed volume flow by closing the outlet opening in the cylinder cover. The pistons of these piston / cylinder arrangements thus protect the actuator system against mechanical impact.
  • These hydraulic stops in the end positions of the roller actuator system represent an active end position damping ("hydraulic stop"). In contrast to classic end position damping systems, this end position damping requires hydraulic power. End position damping also allows the interactions for axial pressure (disc Actuator) of the variator
  • the hydraulically controlled variator is formally safe.
  • Control devices for controlling the range clutches can either be connected downstream of the master piston / cylinder arrangements.
  • a hydraulic-mechanical linkage can take place (for example, using a shuttle valve). This compares the pressures upstream of the proportional pressure relief valves. The higher pressure in each case serves as a source for the contact pressure of the switched range couplings.
  • a second shuttle valve is provided for the hydraulic supply of a disk control device for the hydraulic pressing of at least one variator disk in the axial direction (“end load system”). This compares the pressures that of the tandem pump. The higher pressure serves as a source for the pressure on the disc.
  • a lubricating oil circuit is connected to the hydraulic control circuit.
  • the lubricating oil circuit requires a flow pressure to overcome the hydraulic resistances.
  • the hydraulic resistances of an external cooling system and the parallel resistances of scooters, discs, bearings and wheelsets must be overcome.
  • This known hydraulic circuit is robust against mechanical disturbances from the drive train. This is achieved by two separate hydraulic circuits with impressed volume flows. The mechanical-hydraulic linkage ensures safe operation. Safe emergency operation can thus be implemented.
  • the implemented hydraulic concept includes hydraulic interactions at the hydraulic performance level.
  • the pressure from the volume flow, which determines the roller actuator system is used directly for disc control and clutch control.
  • Two pumps (tandem pump) are also required.
  • a single pump is provided.
  • a first main pressure is regulated in a main pressure line by means of a solenoid valve.
  • the pump pressure becomes a secondary pressure in a secondary pressure line generated, by means of another solenoid valve.
  • the two pressures are used to control the translation (roller actuators).
  • a lubricating oil flow is derived from the pump pressure, which is partly passed through a cooler.
  • the lubricating oil pressure is also regulated.
  • a suitable clutch control pressure is also derived from the main pressure in the main pressure line by means of suitable solenoid valves, for actuating area clutches of the toroidal transmission.
  • the axial contact pressure of the variator discs takes place via a mechanical spring arrangement.
  • a hydraulic circuit for a toroidal transmission which has: a single pump, a main pressure control device which is connected to the pump, for generating a main line pressure in a main line, a scooter control device which is connected to the main line, wherein two scooter control pressures are generated in the scooter control device from the main line pressure, at least one hydraulic scooter actuator for the spatial adjustment of a scooter in a toroid space, which is set up by two disks , wherein the roller actuator is connected to the roller control device, a disk control device which is connected to the main line, a disk control pressure being generated in the disk control device from the main line pressure, and at least one hydraulic disk Actuator for the axial adjustment of at least one of the disks, the disk actuator being connected to the disk control device.
  • the hydraulic systems are controlled or regulated separately from each other. This allows the individual systems and their functionality to be optimized.
  • a clutch pressure control device which generates a clutch pressure in a clutch line from the main line pressure.
  • a further hydraulic auxiliary system (for one or more clutches) is provided, decoupled from the other hydraulic auxiliary systems (for scooters or disks).
  • the measure of deriving the clutch pressure from the main line pressure creates an economically sensible cascaded arrangement.
  • a clutch control device which is connected to the clutch line, a clutch control pressure being generated in the clutch control device from the clutch pressure.
  • the clutch control device is fed from the clutch line with the clutch pressure.
  • a control pressure for actuating a clutch for example a range clutch or a plurality of range clutches of the toroidal transmission, is generated from this. Accordingly, it is advantageous here if at least one hydraulic clutch actuator is provided for actuating at least one area clutch, the clutch actuator being connected to the clutch control device.
  • a cooler pressure control device which generates a cooler pressure in a cooler line from the clutch pressure.
  • a cooler is preferably provided, which is connected to the cooler line.
  • a lubricating oil pressure control device which generates a lubricating oil pressure in a lubricating oil line from the radiator pressure.
  • the lubricating oil line is connected to the outlet of a cooler.
  • the oil circuit connected to it can be used for both lubrication and cooling purposes and can be branched accordingly.
  • the lubricating oil line is connected to the roller control device and absorbs oil displaced from the roller control device.
  • the individual pump of the hydraulic circuit is a hydrostatic pump.
  • the present invention creates clear advantages over the prior art.
  • the individual secondary circuits for the individual functions such as roller circuit, disc circuit, clutch circuit, etc. are hydraulically decoupled from one another.
  • the individual components of these circles and their functions can be better optimized. There are no hydraulic interactions.
  • the pressure regulator cascade formed in total can optimally derive the hydraulic pressure that is particularly suitable for the function required in each case.
  • the advantages of the prior art system according to GB 2 369 164 A as described above are retained. This applies in particular to the possibility of setting up hydraulic end position damping in the roller actuators.
  • the roller actuator can also be designed classically in the manner of a double-acting piston / cylinder arrangement.
  • Fig. 1 is a schematic view of a toroidal gear
  • Fig. 2 is a block diagram of a hydraulic circuit according to a preferred embodiment of the invention.
  • a schematically shown toroidal gear is generally designated 10.
  • the toroidal transmission 10 has a transmission input shaft 12, a countershaft 14 and a transmission output shaft 16.
  • a variator arrangement of the toroidal transmission 10 is shown at 20.
  • the variator arrangement 20 has a main variator shaft 22 and a variator auxiliary shaft 24.
  • the variator arrangement 20 further includes two variators 26A, 26B.
  • Each variator 26A, 26B has a drive pulley 28A or 28B and an output pulley 30A or 30B.
  • the drive pulleys 28A, 28B each enclose a toroidal space 32A, 32B with the respective driven pulleys 30A, 30B.
  • a plurality of rollers 34 are arranged in the toroid spaces 32A, 32B, distributed over the circumference of the toroid space, generally three rollers 34 each.
  • rollers 34 can be spatially adjusted within the toroid space 32 by means of an actuator system, not shown, as is shown schematically at 36, in order to change the translation of the variator arrangement 20. It goes without saying that all the rollers 34 of the variators 26A, 26B are adjusted in the same direction in order to be able to absorb the reaction forces that occur evenly over the circumference of the variator arrangement 20.
  • a disc of a variator is pressed axially. This contact pressure is provided by a disk actuator system. As a rule, one of the two disks 28, 30 of a variator 26 is pressed on. However, both disks can also be pressed on.
  • a wheel set is shown which connects the countershaft 14 in a constant manner to the variator auxiliary shaft 24, on which the drive pulleys 28A, 28B are fixed.
  • the output disks 30A, 30B are fixed to the variator main shaft 22, which is connected to a summing gear 40.
  • the summation gear 40 has a planetary gear set 42.
  • the variator main shaft 22 is connected to the sun gear of the planetary gear set 42.
  • the countershaft 14 is connected to the planet carriers of the planetary gear set 42 via a further gear set (not shown).
  • the sun gear can be connected to the transmission output shaft 16 via a high-regime clutch or first range clutch 44.
  • the ring gear of the planetary gear set 42 can be connected to the transmission output shaft 16 via a low-regime clutch or second range clutch 46.
  • An actuator system for the area clutch 44 is shown schematically at 48.
  • An actuator system for the second range clutch 46 is shown schematically at 49.
  • the mode of operation of the toroidal transmission 10 is generally known and is not described in detail here for reasons of a compact representation.
  • FIG. 2 An embodiment of the hydraulic circuit according to the invention is generally designated by 50 in FIG. 2.
  • the hydraulic circuit 50 has a pressure control section 52, a roller section 54, a disk section 56, a clutch section 58 and a lubricating oil section 60.
  • a central control device 62 for controlling the hydraulic circuit 50 is also provided.
  • the control device 62 also serves as an interface to other control devices, which can be provided, for example, in a vehicle in which a toroidal transmission 10 with the hydraulic circuit 50 according to the invention is installed.
  • the control device 62 emits control signals 64 which are sent to individual devices of the sections 52 to 60. This is shown in each case by an arrow pointing to the respective device to be described.
  • the control device 62 also makes it possible to couple the individual sections 52 to 60 with one another in terms of control technology. Because, as will be described below, a hydraulic coupling between the individual sections 52 to 60 is generally not provided.
  • the pressure control section 52 has a single hydrostatic pump 70 that provides hydrostatic oil pressure.
  • the pump 70 is connected to a main line 72.
  • the pressure of the main line 72 is regulated by means of a main pressure control device 74.
  • the main line pressure regulated in this way is designated P L.
  • the pressure control section 52 also has a clutch pressure control device 78.
  • the clutch pressure control device 78 is subordinate to the main pressure control device 74 and generates a clutch pressure P LCL from the main line pressure P L , which is lower than the main line pressure P L.
  • the clutch pressure P LCL is impressed on a clutch line 76.
  • the pressure control section 52 also has a cooler pressure control device 82.
  • the cooler pressure control device 82 is subordinate to the clutch pressure control device 78 and, from the clutch pressure P LCL, generates a cooler pressure P co that is less than P LCL .
  • the cooler pressure P co is impressed on a cooler line 80.
  • the pressure control section 52 has a lubricating oil pressure control device 86.
  • the lubricating oil pressure regulating device 86 is subordinate to the radiator pressure regulating device 82 and generates a lubricating oil pressure P LU from the radiator pressure P co .
  • the lubricating oil pressure P LU is less than the radiator pressure P co .
  • the lubricating oil pressure P LU is impressed on a lubricating oil line 84.
  • the lubricating oil line 84 is connected to a cooling / lubricating circuit 92 and supplies this with lubricating oil for cooling / lubricating.
  • the cooling / lubrication circuit 92 includes connected the variators 26, the range couplings 44, 46, the wheel sets, etc. of the toroidal transmission 10.
  • the lubricating oil line 84 is also connected to an outlet of a cooler 90, which is connected on the inlet side to the cooler line 80.
  • the oil volume flow provided via the lubricating oil line 84 can be cooled via the cooler 90.
  • the lubricating oil line 84 is also connected to a roller control device 100. Oil that is not required there is fed into the lubricating oil line 84 and thus used for cooling / lubrication.
  • the scooter control device 100 is part of the scooter section 54.
  • the scooter control device 100 is connected to the main line 72 and generates two scooter control pressures P x 'and P 2 ' for a scooter actuator 102.
  • the roller actuator 102 is designed as a double-acting piston / cylinder arrangement with two oil chambers. One roller control pressure P ⁇ is applied to one chamber, the other control pressure P 2 'to the other chamber.
  • the roller actuator 102 can be a master piston / cylinder arrangement.
  • a hydraulic active end position damping is set up in this roller actuator 102 for both directions (“hydraulic stop”). Accordingly, a volume flow emerges from the two chambers as a rule, that is when the end positions of the roller actuator 102 are not reached , the pressures of which are indicated in FIG. 2 as P 2 and P 2 .
  • a variator 26 generally has three rollers 34, which are all adjusted in the same direction Accordingly, one of the scooters is regarded as a "master roller” and the control of the other scooters is subordinate to this. This is indicated schematically by the "actuator chain” 104.
  • the roller pressures P x , P 2 are monitored by a logic controller.
  • control pressure measuring devices are shown, which measure the roller pressures P x and P 2 and forward the measurement signals for monitoring purposes, for example to the higher-level control device 62.
  • the roller actuators 102, 104 are pressure controlled by a dynamically flowing oil flow.
  • the oil flow occurring on the output side is fed into the lubricating oil line 84.
  • the master roller actuator 102 can be provided with an internal bypass valve to compensate for pressure disturbances caused by impressed movements and to adjust the system damping.
  • the roller actuators 102, 104 and the variator 34 formed therewith are therefore formally safe.
  • the disk section 56 has a disk control device 110.
  • the disk control device 110 is connected to the main line 72 and is therefore parallel to the roller control device 100.
  • a disk control pressure P EL is generated in the disk control device 110 and is supplied to a disk actuator 112.
  • the disk control device 110 also receives an additional pressure as an input, namely a pressure P high .
  • This pressure P high is the larger of the two roller pressures P lf P 2 .
  • a pressure limiting function is provided in the disk control device 110, as is indicated by a dashed line and the pressure P CE .
  • the disk control pressure P EL is measured and used for control purposes, for example in the control device 62.
  • the clutch section 58 has a clutch control device 114.
  • the clutch control device 114 is connected to the clutch line 76 and is supplied with the clutch pressure P LCL .
  • the clutch control device 114 generates a clutch control pressure P CL , which is used to control a clutch actuator 118.
  • the clutch actuator 118 can also include a plurality of actuators for independently controlling the range clutches 44, 46 of the toroidal transmission 10.
  • a shutoff valve 116 is connected between the clutch control device 114 and the clutch actuator 118.
  • This shut-off valve 116 is a safety valve which, for example, realizes a “save function” in the event of a failure of the electronics. In this case, the area couplings 44, 46 are opened and a safe state is thus established.
  • the pressure ratio between roller control pressures P, P 2 'and the disk control pressure P EL is not a rigid ratio that is predetermined by the geometry.
  • the filling and closing pressures of the range couplings 44, 46 can be modulated.
  • the filling and closing pressures can be switched.
  • the hydraulic loss line is low.
  • the roller system has a high maximum adjustment speed.
  • the filling times of the area couplings are short due to the controllable filling pressure.
  • Oil that is not required in the variator control is used for cooling.

Abstract

Es wird vorgeschlagen ein Hydraulikkreis (50) für ein Toroidgetriebe (10), mit: einer einzelnen Pumpe (70), einer Haupt-Druckregeleinrichtung (74), die an die Pumpe (70) angeschlossen ist, zum Erzeugen eines Haupt-Leitungsdruckes (PL) in einer Hauptleitung (72), einer Roller-Steuereinrichtung (100), die an die Hauptleitung (72) angeschlossen ist, wobei in der Roller-Steuereinrichtung (100) aus dem Haupt-Leitungsdruck (PL) zwei Roller-Steuerdrücke (P1', P2') erzeugt werden, wenigstens einem hydraulischen Roller-Aktuator (102) zum räumlichen Verstellen eines Rollers (34) in einem Toroidraum (32), der durch zwei Scheiben (28, 30) eingerichtet ist, wobei der Roller-Aktuator (102) an die Roller-Steuereinrichtung (100) angeschlossen ist, einer Scheiben-Steuereinrichtung (110), die an die Hauptleitung (72) angeschlossen ist, wobei in der Scheiben-Steuereinrichtung (110) aus dem Haupt-Leitungsdruck (PL) ein Scheiben-Steuerdruck (PEL) erzeugt wird, und wenigstens einem hydraulischen Scheiben-Aktuator (112) zum axialen Verstellen von wenigstens einer der Scheiben (28, 30), wobei der Scheiben-Aktuator (112) an die Scheiben-Steuereinrichtung (110) angeschlossen ist.

Description

Hvdraulikkreis für ein Toroidgetriebe
Die vorliegende Erfindung betrifft einen Hydraulikkreis für ein Toroidgetriebe .
Auf dem Gebiet der Getriebe, insbesondere der Getriebe für Kraftfahrzeuge, besteht ein Trend hin zu stufenlosen Getrieben. Stufenlose Getriebe ermöglichen generell, den bei Kraftfahrzeugen in der Regel vorgeschalteten Verbrennungsmotor unabhängig von der jeweiligen Geschwindigkeit in einem günstigen Drehzahlbereich zu betreiben. Hierdurch verbessert sich der Wirkungsgrad des Antriebsstranges, der durch den Verbrennungsmotor und das stufenlose Getriebe gebildet ist. Ferner bieten stufenlose Getriebe einen besonders hohen Fahrkomfort.
Innerhalb der stufenlosen Getriebe haben die sog. Toroidgetriebe eine besondere Bedeutung, und zwar insbesondere auf Grund ihrer höheren Drehmomentkapazität im Vergleich zu stufenlosen Umschlingungsgetrieben (CVTs).
Innerhalb der Toroidgetriebe findet das System von Torotrak™ besondere Beachtung (vgl. www.torotrak.com). Dieses Getriebe kommt ohne eingangsseitige Anfahrkupplung oder hydrodynamischen Drehmomentwandler aus. Es handelt sich um ein Volltoroidgetrie- be, das generell nach der Art eines Vorgelegegetriebes aufgebaut ist. Der Variator sorgt für eine stufenlose Verstellung der Übersetzung. Der Variator weist eine Antriebsscheibe und eine AbtriebsScheibe auf, die einen Toroidraurα definieren. Innerhalb des Toroidraumes sind über den Umfang verteilt drei Roller angeordnet, die dazu ausgelegt sind, Drehmoment von der Antriebsscheibe auf die Abtriebsscheibe zu übertragen. Zur Übersetzungsverstellung werden die Roller innerhalb des To- roidraumes räumlich verstellt.
Die Verstellung der Roller erfolgt über doppelt wirkende Hydraulikzylinder. Auch die zur Drehmomentabstützung erforderliche Aktuatorik zum Abstützen wenigstens einer der Scheiben in axialer Richtung ist bei dem Torotrak-System hydraulisch ausgelegt. Ferner lassen sich durch zwei Kupplungen zwei Übersetzungsbereiche einstellen. Auch die Betätigung der Kupplungen erfolgt über hydraulische Aktuatorik. Schließlich erfordert die Drehmomentübertragung von der Antriebsscheibe auf die Roller bzw. von den Rollern auf die AbtriebsScheibe eine hohe Kühlleistung, die in der Regel durch Schmieröl bzw. Kühlöl bereitgestellt wird. Auch ist sicherzustellen, dass ein Schmierfilm im Bereich der Kontaktellipsen zwischen den Rollern und den Scheiben nicht abreißt.
Ein Hydraulikkreis für ein solches Toroidgetriebe ist bekannt aus der GB-A-2 369 164.
Der aus dieser Druckschrift bekannte Hydraulikkreis weist eine Tandempumpe auf, die Öl in zwei getrennte hydraulische Kreise fördert. Der eine hydraulische Kreis ist jeweils mit einer Kammer der doppelt wirkenden Kolben/Zylinderanordnungen der jeweiligen Roller verbunden. Der andere hydraulische Kreis ist an die jeweiligen anderen Kammern angeschlossen.
Dabei ist für jeden der hydraulischen Kreise eine Kolben/Zylindereinheit als „Master" ausgebildet. In diesen sind variable Drosseln ausgebildet. Das Öl strömt im Normalbetrieb dabei durch die entsprechenden Kammern hindurch in jeweilige proportionale Druckbegrenzungsventile. Diese steuern im Normal- betrieb den Druck in den Kammern (und folglich die von den jeweiligen Roller-Aktuatoren ausgeübte Kraft) . Nur im Endlagenbereich der Master der Kolben/Zylinderanordnungen wirkt deren Drosselfunktion prägend. Dabei drosselt der Kolbenboden durch Schließen der Auslassöffnung im Zylinderdeckel den aufgeprägten Volumenstrom. Die Kolben dieser Kolben/Zylinderanordnungen schützen so das Aktuatorsystem gegen mechanisches Anschlagen. Diese hydraulischen Anschläge in den Endlagen des Roller- AktuatorSystems stellen eine aktive Endlagendämpfung (engl.: „hydraulic stop") dar. Diese Endlagendämpfung benötigt im Gegensatz zu klassischen EndlagendämpfungsSystemen eine hydraulische Leistung. Die Endlagendämpfung erlaubt zudem, die Wechselwirkungen zur axialen Anpressung (Scheiben-Aktuator) des Variators weiter aufrechtzuerhalten. Der so hydraulisch gesteuerte Variator ist formal betrachtet sicher.
Steuereinrichtungen zum Steuern der Bereichskupplungen können entweder stromab der Master-Kolben/ ylinderanordnungen angeschlossen sein. In diesem Fall kann eine hydraulisch-mechanische Verknüpfung stattfinden (beispielsweise durch ein Wechselventil) . Dieses vergleicht die Drücke vor den proportionalen Druckbegrenzungsventilen. Der jeweils höhere Druck dient als Quelle für die Anpressung der geschalteten Bereiσhskupplungen.
Alternativ ist es auch möglich, den Druck für die Bereichskupplungen unmittelbar aus den von der Tandempumpe jeweils bereitgestellten Drücken abzuleiten.
Zur hydraulischen Versorgung einer Scheiben-Steuereinrichtung zum hydraulischen Anpressen von wenigstens einer Variatorscheibe in axialer Richtung („end load System") ist ein zweites Wechselventil vorgesehen. Dieses vergleicht die Drücke, die von der Tandempumpe bereitgestellt werden. Der höhere Druck dient als Quelle für die Anpressung der Scheibe.
An den hydraulischen Steuerkreis schließt sich ein Schmierölkreis an. Der Schmierölkreis erfordert einen Fließdruck zur Überwindung der hydraulischen Widerstände. Dabei sind die hydraulischen Widerstände eines externen Kühlsystems und die parallelen Widerstände von Rollern, Scheiben, Lagern und Radsatz zu überwinden.
Dieser bekannte Hydraulikkreis ist robust gegenüber mechanischen Störgrößen aus dem Antriebsstrang. Dies wird erreicht durch zwei getrennte hydraulische Kreise mit aufgeprägten Volumenströmen. Einen sicheren Betrieb gewährleistet die jeweils mechanisch-hydraulische Verknüpfung. Ein sicherer Notbetrieb ist somit realisierbar.
Allerdings beinhaltet das realisierte Hydraulikkonzept hydraulische Wechselwirkungen auf der hydraulischen Leistungsebene. Dabei wird der Druck aus dem Volumenstrom, der die Roller- Aktuatorik bestimmt, direkt zur Scheiben-Steuerung und Kupplungs-Steuerung genutzt. Ferner sind zwei Pumpen (Tandempumpe) erforderlich.
Aus der DE 698 07 134 T2 (entsprechend EP 0 866 242 Bl) ist ein weiteres hydraulisches SteuerungsSystem für ein stufenloses Toroidgetriebe bekannt.
Bei diesem bekannten Hydraulikkreis ist eine einzelne Pumpe vorgesehen. In einer Hauptdruckleitung wird ein erster Hauptdruck mittels eines Magnetventils geregelt. Ferner wird aus dem Pumpendruck ein Sekundärdruck in einer Sekundärdruckleitung erzeugt, und zwar mittels eines weiteren Magnetventils. Die zwei Drücke werden zur Übersetzungssteuerung (Roller- Aktuatorik) genutzt. Ferner wird aus dem Pumpendruck ein Schmierölstrom abgeleitet, der teilweise über einen Kühler geleitet wird. Der Schmieröldruck wird ebenfalls geregelt.
Aus dem Hauptdruck in der Hauptdruckleitung wird ferner mittels geeigneter Magnetventile ein jeweiliger Kupplungs-Steuerdruck abgeleitet, zum Betätigen von Bereichskupplungen des Toroid- getriebes .
Die axiale Anpresskraft der Variatorscheiben erfolgt über eine mechanische Federanordnung.
Ein weiteres Hydrauliksteuerkonzept mit Tandempumpe ist aus der DE 195 34 391 AI bekannt.
Vor dem obigen Hintergrund ist es die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen verbesserten Hydraulikkreis für ein Toroidgetriebe anzugeben.
Diese Aufgabe wird durch einen Hydraulikkreis für ein Toroidgetriebe gelöst, der aufweist: eine einzelne Pumpe, eine Haupt-Druckregeleinrichtung, die an die Pumpe angeschlossen ist, zum Erzeugen eines Haupt-Leitungsdruckes in einer Hauptleitung, einer Roller-Steuereinrichtung, die an die Hauptleitung angeschlossen ist, wobei in der Roller-Steuereinrichtung aus dem Haupt-Leitungsdruck zwei Roller-Steuerdrücke erzeugt werden, wenigstens einem hydraulischen Roller-Aktuator zum räumlichen Verstellen eines Rollers in einem Toroidraum, der durch zwei Scheiben eingerichtet ist, wobei der Roller- Aktuator an die Roller-Steuereinrichtung angeschlossen ist, einer Scheiben-Steuereinrichtung, die an die Hauptleitung angeschlossen ist, wobei in der Scheiben-Steuereinrichtung aus dem Haupt-Leitungsdruck ein Scheiben-Steuerdruck erzeugt wird, und wenigstens einem hydraulischen Scheiben-Aktuator zum axialen Verstellen von wenigstens einer der Scheiben, wobei der Scheiben-Aktuator an die Scheiben-Steuereinrichtung angeschlossen ist.
Bei dem erfindungsgemäßen Hydraulikkreis ist nur eine einzelne Pumpe vorgesehen. Aus dem von der Pumpe erzeugten Druck wird ein Haupt-Leitungsdruck erzeugt. Aus diesem werden zum einen die Steuerung und Aktuatorik der Roller gespeist. Zum anderen werden aus diesem die Steuerung und Aktuatorik für die Scheiben gespeist. Demzufolge ergibt sich zwischen diesen getrennten Kreisen keine hydraulische Wechselwirkung. Die Roller-Steuerdrücke sind von dem Scheiben-Steuerdruck unabhängig. Im Gegensatz zum Stand der Technik ergibt sich kein starres, aus der Geometrie vorgegebenes Druckverhältnis zwischen diesen Drücken. Auch lässt sich durch separate Steuerung des Scheiben-Steuer- druckes der Wirkungsgrad optimieren, insbesondere durch eine aktive Steuerung. Auch die Betriebssicherheit ist erhöht, da der Scheiben-Steuerdruck auf der Basis des hohen Haupt- Leitungsdruckes gesteuert, vorzugsweise geregelt wird.
Die hydraulischen Systeme sind getrennt voneinander gesteuert bzw. geregelt. Hierdurch lassen sich die Einzelsysteme und deren Funktionalität optimieren.
Von besonderem Vorteil ist es, wenn eine Kupplungs-Druckregel- einrichtung vorgesehen ist, die aus dem Haupt-Leitungsdruck einen Kupplungsdruck in einer Kupplungsleitung erzeugt.
Auch hierbei wird ein weiteres hydraulisches Nebensystem (für eine oder mehrere Kupplungen) entkoppelt von den anderen hydraulischen Nebensystemen (für Roller bzw. Scheiben) vorgesehen.
Durch die Maßnahme, den Kupplungsdruck aus dem Haupt-Leitungsdruck abzuleiten, wird eine wirtschaftlich sinnvolle kaskadier- te Anordnung geschaffen.
Dabei ist es von besonderem Vorteil, wenn eine Kupplungs- Steuereinrichtung vorgesehen ist, die an die Kupplungsleitung angeschlossen ist, wobei in der Kupplungs-Steuereinrichtung aus dem Kupplungsdruck ein Kupplungs-Steuerdruck erzeugt wird.
Hierbei wird die Kupplungs-Steuereinrichtung aus der Kupplungsleitung mit dem Kupplungsdruck gespeist. Aus diesem wird ein Steuerdruck zum Ansteuern einer Kupplung, beispielsweise einer Bereichskupplung oder mehrerer Bereichskupplungen des Toroid- getriebes erzeugt. Demzufolge ist es hierbei vorteilhaft, wenn wenigstens ein hydraulischer Kupplungs-Aktuator zum Betätigen von wenigstens einer Bereichskupplung vorgesehen ist, wobei der Kupplungs- Aktuator an die Kupplungs-Steuereinrichtung angeschlossen ist.
Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist eine Kühler-Druckregeleinrichtung vorgesehen, die aus dem Kupplungsdruck einen Kühlerdruck in einer Kühlerleitung erzeugt.
Durch diese Maßnahme wird die Druckreglerkaskade erweitert. Der Kühlerdruck wird somit aus dem Kupplungsdruck erzeugt, der wiederum aus dem Haupt-Leitungsdruck erzeugt wird.
Dabei ist vorzugsweise ein Kühler vorgesehen, der an die Kühlerleitung angeschlossen ist.
Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist eine Schmieröl-Druckregeleinrichtung vorgesehen, die aus dem Kühlerdruck einen Schmieröldruck in einer Schmierölleitung erzeugt.
Auch dies führt zu einer Erweiterung der Druckreglerkaskade. Der Schmieröldruck wird aus dem ohnehin bereits niedrigeren Kühlerdruck erzeugt.
Dabei ist es besonders vorteilhaft, wenn die Schmierölleitung mit dem Ausgang eines Kühlers verbunden ist.
Hierdurch kann gekühltes Öl in den Schmierölkreislauf eingespeist werden. Der daran angeschlossene Ölkreis kann sowohl zu Schmierungs- als auch zu Kühlzwecken eingesetzt und entsprechend verzweigt werden. Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist dabei die Schmierölleitung an die Roller-Steuereinrichtung angeschlossen und nimmt aus der Roller-Steuereinrichtung verdrängtes Öl auf.
Bei dieser Maßnahme wird der von der Pumpe erzeugte Öl-Volumenstrom noch besser ausgenutzt. Da in der Roller-Steuereinrichtung die Roller-Steuerdrücke in der Regel durch einen Volumenstrom dynamisch eingestellt werden, ist die Ausnutzung dieses Volumenstromes für den Schmierölkreislauf vom Wirkungsgrad her besonders vorteilhaft.
Gemäß einer insgesamt bevorzugten Ausführungsform ist die einzelne Pumpe des Hydraulikkreises eine hydrostatische Pumpe.
Hierdurch kann der Wirkungsgrad nochmals verbessert werden, da eine geringere hydraulische Leistung notwendig ist.
Generell kann festgestellt werden, dass durch die vorliegende Erfindung gegenüber dem Stand der Technik deutliche Vorteile geschaffen werden. Insbesondere sind die einzelnen Nebenkreise für die einzelnen Funktionen wie Roller-Kreis, Scheiben-Kreis, Kupplungs-Kreis, etc. voneinander hydraulisch entkoppelt. Hierdurch können die einzelnen Komponenten dieser Kreise sowie deren Funktionen besser optimiert werden. Es finden keine hydraulischen Wechselwirkungen statt.
Zudem kann durch die insgesamt gebildete Druckreglerkaskade der jeweils besonders geeignete hydraulische Druck für die jeweils notwendige Funktion optimal abgeleitet werden. Im Übrigen bleiben die Vorteile des Systems des Standes der Technik gemäß der GB 2 369 164 A, wie oben beschrieben, erhalten. Dies gilt insbesondere für die Möglichkeit, eine hydraulische Endlagendämpfung in den Roller-Aktuatoren einzurichten. Auch kann der Roller-Aktuator klassisch nach der Art einer doppelt wirkenden Kolben/Zylinderanordnung ausgelegt werden.
Es versteht sich, dass die vorstehend genannten und die nachstehend noch zu erläuternden Merkmale nicht nur in der jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in anderen Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar sind, ohne den Rahmen der vorliegenden Erfindung zu verlassen.
Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in der Zeichnung dargestellt und werden in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 eine schematische Ansicht eines Toroidgetriebes; und
Fig. 2 ein Blockschaltbild eines Hydraulikkreises gemäß einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung.
In Fig. 1 ist ein schematisch dargestelltes Toroidgetriebe generell mit 10 bezeichnet.
Das Toroidgetriebe 10 weist eine Getriebeeingangswelle 12, eine Vorgelegewelle 14 und eine Getriebeausgangswelle 16 auf.
Eine Variatoranordnung des Toroidgetriebes 10 ist bei 20 gezeigt. Die Variatoranordnung 20 weist eine Variatorhauptwelle 22 und eine Variatornebenwelle 24 auf. Ferner beinhaltet die Variatoranordnung 20 zwei Variatoren 26A, 26B.
Jeder Variator 26A, 26B weist eine Antriebsscheibe 28A bzw. 28B und eine Abtriebsscheibe 30A bzw. 3OB auf.
Die Antriebsscheiben 28A, 28B schließen mit den jeweiligen Abtriebsscheiben 30A, 30B jeweils einen Toroidraum 32A, 32B ein.
In den Toroidräumen 32A, 32B sind jeweils, über den Toroidraum umfänglich verteilt, eine Mehrzahl von Rollern 34 angeordnet, in der Regel jeweils drei Roller 34.
Die Roller 34 lassen sich mittels einer nicht näher dargestellten Aktuatorik räumlich innerhalb des Toroidraumes 32 verstellen, wie es schematisch bei 36 gezeigt ist, um die Übersetzung der Variatoranordnung 20 zu verändern. Dabei versteht sich, dass alle Roller 34 der Variatoren 26A, 26B gleichsinnig verstellt werden, um die auftretenden Reaktionskräfte gleichmäßig über den Umfang der Variatoranordnung 20 aufnehmen zu können.
Bei 37 ist gezeigt, dass eine Scheibe eines Variators axial angepresst wird. Dieser Anpressdruck wird von einer Scheiben- Aktuatorik bereitgestellt. In der Regel wird eine der zwei Scheiben 28, 30 eines Variators 26 angepresst. Es können jedoch auch beide Scheiben angepresst werden.
Obgleich die Pfeile 36, 37 in Fig. 1 lediglich bei dem Variator 26A dargestellt sind, versteht sich, dass entsprechende Aktuatorik auch für den Variator 26B vorgesehen ist. Bei 38 ist ein Radsatz gezeigt, der die Vorgelegewelle 14 nach der Art einer Konstanten mit der Variatornebenwelle 24 verbindet, an der die Antriebsscheiben 28A, 28B festgelegt sind. Die Abtriebsscheiben 30A, 30B sind an der Variatorhauptwelle 22 festgelegt, die mit einem Summiergetriebe 40 verbunden ist.
Das Summiergetriebe 40 weist einen Planetenradsatz 42 auf. Die Variatorhauptwelle 22 ist mit dem Sonnenrad des Planetenradsatzes 42 verbunden. Die Vorgelegewelle 14 ist über einen weiteren (nicht bezeichneten) Radsatz mit den Planetenträgern des Planetenradsatzes 42 verbunden.
Das Sonnenrad ist über eine High-Regime-Kupplung bzw. erste Bereichskupplung 44 mit der Getriebeausgangswelle 16 verbindbar. Das Hohlrad des Planetenradsatzes 42 ist über eine Low- Regime-Kupplung bzw. zweite Bereichskupplung 46 mit der Getriebeausgangswelle 16 verbindbar.
Bei 48 ist schematisch eine Aktuatorik für die Bereichskupplung 44 gezeigt. Bei 49 ist schematisch eine Aktuatorik für die zweite Bereichskupplung 46 gezeigt.
Die Funktionsweise des Toroidgetriebes 10 ist allgemein bekannt und wird aus Gründen einer kompakten Darstellung hier nicht im Detail beschrieben.
In Fig. 2 ist eine Ausführungsform des erfindungsgemäßen Hydraulikkreises generell mit 50 bezeichnet. Der Hydraulikkreis 50 weist einen Druckregelabschnitt 52, einen Rollerabschnitt 54, einen Scheibenabschnitt 56, einen Kupplungsabschnitt 58 und einen Schmierölabschnitt 60 auf.
Ferner ist eine zentrale Steuereinrichtung 62 zum Steuern des Hydraulikkreises 50 vorgesehen. Die Steuereinrichtung 62 dient ferner als Schnittstelle zu anderen Steuereinrichtungen, die beispielsweise in einem Fahrzeug vorgesehen sein können, in das ein Toroidgetriebe 10 mit dem erfindungsgemäßen Hydraulikkreis 50 eingebaut ist.
Die Steuereinrichtung 62 gibt Steuersignale 64 ab, die an einzelne Einrichtungen der Abschnitte 52 bis 60 gesendet werden. Dies ist jeweils durch einen Pfeil dargestellt, der auf die jeweilige, noch zu beschreibende Einrichtung weist.
Durch die Steuereinrichtung 62 ist es ferner möglich, die einzelnen Abschnitte 52 bis 60 untereinander steuerungstechnisch zu koppeln. Denn, wie nachstehend noch beschrieben werden wird, ist eine hydraulische Kopplung zwischen den einzelnen Abschnitten 52 bis 60 generell nicht vorgesehen.
Der Druckregelabschnitt 52 weist eine einzelne hydrostatische Pumpe 70 auf, die einen hydrostatischen Öldruck bereitstellt. Die Pumpe 70 ist mit einer Hauptleitung 72 verbunden. Der Druck der Hauptleitung 72 wird mittels einer Haupt-Druckregeleinrichtung 74 geregelt. Der so geregelte Haupt-Leitungsdruck ist mit PL bezeichnet.
Der Druckregelabschnitt 52 weist ferner eine Kupplungs-Druck- regeleinrichtung 78 auf. Die Kupplungs-Druckregeleinrichtung 78 ist der Haupt-Druckregeleinrichtung 74 untergeordnet und er- zeugt aus dem Haupt-Leitungsdruck PL einen Kupplungsdruck PLCL, der kleiner ist als der Haupt-Leitungsdruck PL. Der Kupplungsdruck PLCL wird einer Kupplungsleitung 76 aufgeprägt.
Ferner weist der Druckregelabschnitt 52 eine Kühler-Druckregeleinrichtung 82 auf. Die Kühler-Druckregeleinrichtung 82 ist der Kupplungs-Druckregeleinrichtung 78 untergeordnet und erzeugt aus dem Kupplungsdruck PLCL einen Kühlerdruck Pco, der kleiner ist als PLCL. Der Kühlerdruck Pco wird einer Kühlerleitung 80 aufgepräg .
Schließlich weist der Druckregelabschnitt 52 eine Schmieröl- Druckregeleinrichtung 86 auf. Die Schmieröl-Druckregeleinrichtung 86 ist der Kühler-Druckregeleinrichtung 82 untergeordnet und erzeugt aus dem Kühlerdruck Pco einen Schmieröldruck PLU. Der Schmieröldruck PLU ist kleiner als der Kühlerdruck Pco. Der Schmieröldruck PLU wird einer Schmierölleitung 84 aufgeprägt.
Die Schmierölleitung 84 ist mit einem Kühl-/Schmierkreis 92 verbunden und versorgt diesen mit Schmieröl zum Kühlen/Schmieren. An den Kühl-/Schmierkreis 92 sind u.a. angeschlossen die Variatoren 26, die Bereichskupplungen 44, 46, die Radsätze, etc. des Toroidgetriebes 10.
Die Schmierölleitung 84 ist ferner mit einem Ausgang eines Kühlers 90 verbunden, der eingangsseitig mit der Kühlerleitung 80 verbunden ist.
Über den Kühler 90 kann der über die Schmierölleitung 84 bereitgestellte Öl-Volumenstrom gekühlt werden. Die Schmierölleitung 84 ist ferner mit einer Roller-Steuereinrichtung 100 verbunden. Dort nicht benötigtes Öl wird in die Schmierölleitung 84 eingespeist und somit zur Kühlung/Schmierung genutzt.
Die Roller-Steuereinrichtung 100 ist Teil des Rollerabschnittes 54. Die Roller-Steuereinrichtung 100 ist an die Hauptleitung 72 angeschlossen und erzeugt für einen Roller-Aktuator 102 zwei Roller-Steuerdrücke Px' und P2'. Der Roller-Aktuator 102 ist als doppelt wirkende Kolben/Zylinderanordnung mit zwei Ölkammern ausgebildet. Der eine Roller-Steuerdruck P^ wird an die eine Kammer angelegt, der andere Steuerdruck P2' an die andere Kammer.
Bei dem Roller-Aktuator 102 kann es sich um eine Master- Kolben/Zylinderanordnung handeln. Dabei wird in diesem Roller- Aktuator 102 für beide Richtungen eine hydraulische aktive Endlagendämpfung eingerichtet ( „hydraulic stop" ) . Demzufolge tritt im Regelfall, also dann wenn die Endlagen des Roller- Aktuators 102 nicht erreicht werden, aus den zwei Kammern jeweils ein Volumenstrom aus, deren Drücke in Fig. 2 mit P2 bzw. P2 angegeben sind.
Diese Drücke gehen in eine Aktuatorkette 104, d.h. parallel in sämtliche untergeordnete („slave") Roller-Aktuatoren für die anderen Roller des jeweiligen Variators. Wie oben erwähnt, weist ein Variator 26 in der Regel drei Roller 34 auf, die sämtlich gleichsinnig verstellt werden müssen. Demzufolge wird einer der Roller als „Master-Roller" betrachtet und die Ansteu- erung der anderen Roller erfolgt untergeordnet hierzu. Dies ist schematisch durch die „Aktuatorkette" 104 angedeutet. Bei 106 ist gezeigt, dass die Roller-Drücke Px, P2 von einer Logik-Steuerung überwacht werden. Bei 108a und 108b sind Steuerdruck-Messeinrichtungen gezeigt, die die Roller-Drücke Px und P2 messen und die Messsignale zu Überwachungszwecken weiterleiten, beispielsweise an die übergeordnete Steuereinrichtung 62.
Ferner ist gezeigt, dass zwischen der Aktuatorkette 104 und dem „Master"-Roller-Aktuator 102 eine Rückkopplung stattfindet, wie es durch gestrichelte Pfeile mit dem Vermerk ,,S(iv)" angedeutet ist.
Die Roller-Aktuatoren 102, 104 werden durch einen dynamisch fließenden Ölstrom druckgeregelt. Der ausgangsseitig anfallende Ölstrom wird in die Schmierölleitung 84 eingespeist.
Es versteht sich, dass der Master-Roller-Aktuator 102 mit einem internen Bypassventil zum Ausgleich von Druckstörungen durch aufgeprägte Bewegungen und zur Einstellung der Systemdämpfung versehen sein kann. Die Roller-Aktuatoren 102, 104 und der hiermit ausgebildete Variator 34 sind demzufolge formal betrachtet sicher.
Der Scheibenabschnitt 56 weist eine Scheiben-Steuereinrichtung 110 auf. Die Scheiben-Steuereinrichtung 110 ist an die Hauptleitung 72 angeschlossen und liegt demzufolge parallel zu der Roller-Steuereinrichtung 100. In der Scheiben-Steuereinrichtung 110 wird ein Scheiben-Steuerdruck PEL erzeugt, der einem Scheiben-Aktuator 112 zugeführt wird.
Die Scheiben-Steuereinrichtung 110 erhält ferner als Eingang einen weiteren Druck, nämlich einen Druck Phigh. Dieser Druck Phigh ist der größere der beiden Roller-Drücke Plf P2. Schließlich ist bei der Scheiben-Steuereinrichtung 110 eine Druσkbegrenzungsfunktion vorgesehen, wie es durch eine gestrichelte Linie und den Druck PCE angedeutet ist.
Der Scheiben-Steuerdruck PEL wird gemessen und zu Steuer- bzw. regelungstechnischen Zwecken genutzt, beispielsweise in der Steuereinrichtung 62.
Der Kupplungsabschnitt 58 weist eine Kupplungs-Steuereinrichtung 114 auf. Die Kupplungs-Steuereinrichtung 114 ist an die Kupplungsleitung 76 angeschlossen und wird mit dem Kupplungsdruck PLCL versorgt.
Die Kupplungs-Steuereinrichtung 114 erzeugt hieraus einen Kupplungs-Steuerdruck PCL, der zum Ansteuern eines Kupplungs- Aktuators 118 verwendet wird. Der Kupplungs-Aktuator 118 kann auch mehrere Aktuatoren beinhalten, zum unabhängigen Ansteuern der Bereichskupplungen 44, 46 des Toroidgetriebes 10.
Zwischen die Kupplungs-Steuereinrichtung 114 und den Kupplungs- Aktuator 118 ist ein Abschaltventil 116 geschaltet. Dieses Abschaltventil 116 ist ein Sicherheitsventil, das beispielsweise bei Ausfall der Elektronik eine „save funσtion" realisiert. Dabei werden die Bereichskupplungen 44, 46 geöffnet und somit ein sicherer Zustand hergestellt.
Insgesamt ist mit dem erfindungsgemäßen Hydraulikkreis 50 wenigstens einer der folgenden Vorteile erzielbar:
Es werden hydraulische Wechselwirkungen auf der hydraulischen Leistungsebene vermieden. Das Druckverhältnis zwischen Roller-Steuerdrücken P , P2' und dem Scheiben-Steuerdruck PEL ist kein starres, aus der Geometrie vorgegebenes Verhältnis .
Die Füll- und Schließdrücke der Bereiσhskupplungen 44, 46 sind modulierbar.
Die Füll- und Schließdrücke können schaltend ausgeführt werden.
Die hydraulische Verlustleitung ist gering.
Es ergibt sich eine große maximale Verstellgeschwindigkeit des Roller-Systems .
Ferner ergibt sich keine Überlagerung von verdrängtem und stellendem Volumenstrom.
Auch bei niedrigen Temperaturen ist eine gute Funktionalität gewährleistet .
Es ist nur eine Pumpe erforderlich.
Die Füllzeiten der Bereichskupplungen sind infolge des steuerbaren Fülldruckes kurz.
Auf Grund der Verwendung einer hydrostatischen Pumpe ergibt sich eine geringe notwendige hydraulische Leistung.
Durch aktive Steuerung oder Regelung des Scheiben-Steuerdruckes PEL auf der Basis eines Leitungsdruckes ergibt sich eine Optimierung des Wirkungsgrades. Ferner ergibt sich eine hohe Betriebssicherheit durch Grundregelung des Scheiben-Steuerdruckes auf der Basis des höheren Haupt-Leitungsdruckes PL.
Für den Variator, die Bereichskupplungen sowie Kühlung und Kühl/Schmierölverteilung sind eigene geregelte Druckkreise vorgesehen. Dies entkoppelt die hydraulischen Systeme und ermöglicht eine Optimierung der Einzelsysteme und deren Funktionalität.
In der Variatorsteuerung nicht benötigtes Öl wird zur Kühlung genutzt.
Das gesamte, von der Pumpe geförderte Öl (bis auf eventuelle Abregelung bei hohen Drehzahlen) wird genutzt.
Es sind höhere Verstellgeschwindigkeiten bei geringerer Pumpenleistung möglich.

Claims

Patentansprüche
1. Hydraulikkreis (50) für ein Toroidgetriebe (10), mit: einer einzelnen Pumpe (70), einer Haupt-Druckregeleinrichtung (74), die an die Pumpe (70) angeschlossen ist, zum Erzeugen eines Haupt-Leitungsdruckes (PL) in einer Hauptleitung (72), einer Roller-Steuereinrichtung (100), die an die Hauptleitung (72) angeschlossen ist, wobei in der Roller-Steuereinrichtung (100) aus dem Haupt- Leitungsdruck (PL) zwei Roller-Steuerdrücke (P , P2') erzeugt werden, wenigstens einem hydraulischen Roller-Aktuator (102) zum räumlichen Verstellen eines Rollers (34) in einem Toroidraum (32), der durch zwei Scheiben (28, 30) eingerichtet ist, wobei der Roller-Aktuator (102) an die Roller-Steuereinrichtung (100) angeschlossen ist, einer Scheiben-Steuereinrichtung (110), die an die Hauptleitung (72) angeschlossen ist, wobei in der Scheiben-Steuereinrichtung (110) aus dem Haupt- Leitungsdruck (PL) ein Scheiben-Steuerdruck (PEL) erzeugt wird, und wenigstens einem hydraulischen Scheiben-Aktuator (112) zum axialen Verstellen von wenigstens einer der Scheiben (28, 30), wobei der Scheiben-Aktuator (112) an die Scheiben-Steuereinrichtung (110) angeschlossen ist.
2. Hydraulikkreis nach Anspruch 1, mit einer Kupplungs- Druckregeleinrichtung (78), die aus dem Haupt-Leitungs- druck (PL) einen Kupplungsdruck (PLCL) in einer Kupplungsleitung (76) erzeugt.
3. Hydraulikkreis nach Anspruch 2, mit einer Kupplungs- Steuereinrichtung (114), die an die Kupplungsleitung (76) angeschlossen ist, wobei in der Kupplungs-Steuereinrichtung (114) aus dem Kupplungsdruck (PLCr,) ein Kupplungs- Steuerdruck (PCL) erzeugt wird.
4. Hydraulikkreis nach Anspruch 3 , mit wenigstens einem hydraulischen Kupplungs-Aktuator (118) zum Betätigen von wenigstens einer Bereichskupplung (44, 46), wobei der Kupplungs-Aktuator (118) an die Kupplungs-Steuereinrichtung (114) angeschlossen ist.
5. Hydraulikkreis nach einem der Ansprüche 2 bis 4, mit einer Kühler-Druckregeleinrichtung (82), die aus dem Kupplungsdruck (PLCL) einen Kühlerdruck (Pco) in einer Kühlerleitung (80) erzeugt.
6. Hydraulikkreis nach Anspruch 5, mit einem Kühler (90), der an die Kühlerleitung (80) angeschlossen ist.
7. Hydraulikkreis nach Anspruch 5 oder 6, mit einer Schmieröl-Druckregeleinrichtung (86), die aus dem Kühlerdruck (Pco) einen Schmieröldruck (PLU) in einer Schmierölleitung (84) erzeugt.
8. Hydraulikkreis nach Anspruch 7, wobei die Schmierölleitung (84) mit dem Ausgang eines Kühlers (90) verbunden ist.
9. Hydraulikkreis nach Anspruch 7 oder 8, wobei die Schmierölleitung (84) an die Roller-Steuereinrichtung (100) angeschlossen ist und aus der Roller-Steuereinrichtung (100) verdrängtes Öl aufnimmt.
10. Hydraulikkreis nach einem der Ansprüche 1 — 9, wobei die Pumpe (70) eine hydrostatische Pumpe (70) ist.
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