Die vorliegende Erfindung betrifft eine Hydraulikanordnung für einen elektrisch betreibbaren, mehrgängigen Achsantriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend einen hydraulischen Kreislauf in dem ein Hydraulikfluid geführt ist, wenigstens eine Hydraulikpumpe zur Druckbeaufschlagung des Hydraulikfluids innerhalb des hydraulischen Kreislaufs, eine erste Kupplungsvorrichtung und eine zweite Kupplungsvorrichtung zur Betätigung einer Gangwahlvorrichtung des elektrisch betreibbaren Achsantriebsstrangs, wobei die erste Kupplungsvorrichtung über einen ersten Hydraulikpfad an den hydraulischen Kreislauf, und die zweite Kupplungsvorrichtung über einen zweiten Hydraulikpfad an den hydraulischen Kreislauf angebunden ist. Die Erfindung betrifft ferner einen elektrisch betreibbaren, mehrgängigen Achsantriebsstrang.

Bei Kraftfahrzeugen werden für den Antrieb verstärkt Elektromotoren eingesetzt, um Alternativen zu Verbrennungsmotoren zu schaffen, die fossile Brennstoffe benötigen. Um die Alltagstauglichkeit der Elektroantriebe zu verbessern und zudem den Benutzern den gewohnten Fahrkomfort bieten zu können, sind bereits erhebliche Anstrengungen unternommen worden.

Eine ausführliche Darstellung zu einem Elektroantrieb ergibt sich aus einem Artikel der Zeitschrift ATZ 113. Jahrgang, 05/2011 , Seiten 360-365 von Erik Schneider, Frank Fickl, Bernd Cebulski und Jens Liebold mit dem Titel: Hochintegrativ und Flexibel Elektrische Antriebseinheit für E-Fahrzeuge, der wohl den nächstkommenden Stand der Technik bildet. In diesem Artikel wird eine Antriebseinheit für eine Achse eines Fahrzeugs beschrieben, welche einen E-Motor umfasst, der konzentrisch und koaxial zu einem Kegelraddifferenzial angeordnet ist, wobei in dem Leistungsstrang zwischen Elektromotor und Kegelraddifferenzial ein schaltbarer 2-Gang-Planetenradsatz angeordnet ist, der ebenfalls koaxial zu dem E-Motor bzw. dem Kegelraddifferenzial oder Stirnradifferential positioniert ist. Die Antriebseinheit ist sehr kompakt aufgebaut und erlaubt aufgrund des schaltbaren 2- Gang-Planetenradsatzes einen guten Kompromiss zwischen Steigfähigkeit, Beschleunigung und Energieverbrauch. Derartige Antriebseinheiten werden auch als E-Achsen oder elektrisch betreibarer Antriebsstrang bezeichnet.

Derartige elektrisch betreibbare Antriebsstränge benötigen in der Regel zur Kühlung und/oder für Schaltvorgänge bei einem schaltbaren Getriebe hydraulische Einrichtungen. In derartigen Fahrzeugen mit mehrgängigen E-Achsen kommen hydraulische Einrichtungen wie Kupplungen und/oder Bremsen zum Einsatz, um einen Gangwechsel ohne Zugkraftunterbrechung darzustellen. Aus Sicherheitsgründen muss dafür gesorgt werden, dass in jedem Betriebszustand ungewollte Radmomente oder gar Radblockaden vermieden werden. Dies gilt insbesondere dann, wenn die angetriebene Achse die Hinterachse des Fahrzeuges ist.

Es ist daher die Aufgabe der Erfindung eine Hydraulikanordnung für einen elektrisch betreibbaren, mehrgängigen Achsantriebsstrang eines Kraftfahrzeugs bereitzustellen, die die oben geschilderten Probleme vermindert oder vollständig beseitigt und eine erhöhte Sicherheit gegen ein ungewolltes Blockieren oder eine ungewollte Momentenbeaufschlagung bereitzustellen.

Diese Aufgabe wird gelöst durch eine Hydraulikanordnung für einen elektrisch betreibbaren, mehrgängigen Achsantriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend einen hydraulischen Kreislauf in dem ein Hydraulikfluid geführt ist, wenigstens eine Hydraulikpumpe zur Druckbeaufschlagung des Hydraulikfluids innerhalb des hydraulischen Kreislaufs, eine erste Kupplungsvorrichtung und eine zweite Kupplungsvorrichtung zur Betätigung einer Gangwahlvorrichtung des elektrisch betreibbaren Achsantriebsstrangs, wobei die erste Kupplungsvorrichtung über einen ersten Hydraulikpfad an den hydraulischen Kreislauf, und die zweite Kupplungsvorrichtung über einen zweiten Hydraulikpfad an den hydraulischen Kreislauf angebunden ist, wobei der erste Hydraulikpfad ein zur Anbindung an den hydraulischen Kreislauf ein erstes Rückschlagventil und ein im ersten Hydraulikpfad nachgeschaltetes erstes Schaltventil aufweist, wobei ein zwischen dem ersten Schaltventil und der ersten Kupplungsvorrichtung eingreifender dritter hydraulischer Pfad den ersten hydraulischen Pfad mit dem hydraulischen Kreislauf verbindet, und der zweite Hydraulikpfad ein zur Anbindung an den hydraulischen Kreislauf ein zweites Rückschlagventil und ein im zweiten Hydraulikpfad nachgeschaltetes zweites Schaltventil aufweist, wobei ein zwischen dem zweiten Schaltventil und der zweiten Kupplungsvorrichtung eingreifender vierter hydraulischer Pfad den zweiten hydraulischen Pfad mit dem hydraulischen Kreislauf verbindet, wobei in dem dritten hydraulischen Pfad und/oder dem vierten hydraulischen Pfad wenigstens ein passives By-Pass-Ventil angeordnet ist.

Durch diese hydraulische Schaltungstopologie wird der Vorteil erzielt, dass bei der Ansteuerung der Kupplungsvorrichtungen in einem mehrgängigen Achsantriebsstrang mögliche Fehlfunktionen der für die Kupplungsvorrichtungen vorgesehenen Schaltventile ein notwendiger Druckabbau auch über einen separaten hydraulischen Pfad sehr schnell erfolgen kann. Somit kann die erfindungsgemäße Hydraulikanordnung eine erhöhte Sicherheit z.B. gegen eine unerwünschte Radblockade durch eine Fehlfunktion eines zum Druckabbau vorgesehenen Schaltventils bereitstellen. Durch die Verwendung von passiven hydraulischen Bauteilen ist zudem die Hydraulikanordnung kostengünstig und betriebssicher ausführbar.

Das By-Pass-Ventil wird von dem auf ihn einwirkenden Systemdruck des hydraulischen Kreislaufs gesteuert. Dies kann beispielsweise über eine geeignete Ausgestaltung der Flächenverhältnisse im By-Pass-Ventil sichergestellt werden, so dass auch mit abgesenktem Systemdruck (kleiner Offset über dem Kühlöldruckniveau) die By-Pass-Ventile geschlossen gehalten werden. Das Druckniveau zum Öffnen der By-Pass-Ventile muss dabei gleichzeitig derart eingestellt werden, dass ein Absinken des Systemdrucks auf Kühlöldruckniveau sicher zum Öffnen der By-Pass-Ventile führt.

Zunächst werden die einzelnen Elemente des beanspruchten Erfindungsgegenstandes in der Reihenfolge ihrer Nennung im Anspruchssatz erläutert und nachfolgend besonders bevorzugte Ausgestaltungen des Erfindungsgegenstandes beschrieben. Ein elektrischer Achsantriebsstrang eines Kraftfahrzeugs umfasst eine elektrische Maschine und eine Getriebeanordnung, wobei die elektrische Maschine und die Getriebeanordnung eine bauliche Einheit bilden.

Es kann insbesondere vorgesehen sein, dass die elektrische Maschine und die Getriebeanordnung in einem gemeinsamen Antriebsstranggehäuse angeordnet sind. Alternativ wäre es natürlich auch möglich, dass die elektrische Maschine ein Motorgehäuse und das Getriebe ein Getriebegehäuse besitzt, wobei die bauliche Einheit dann über eine Fixierung der Getriebeanordnung gegenüber der elektrischen Maschine bewirkbar ist. Diese bauliche Einheit wird gelegentlich auch als E-Achse bezeichnet. Die elektrische Maschine und die Getriebeanordnung können auch in einem Antriebsstranggehäuse aufgenommen sein. Das Antriebsstranggehäuse ist zumindest zur Aufnahme der elektrischen Maschine und der Getriebeanordnung vorgesehen.

Eine elektrische Maschine dient zur Umwandlung elektrischer Energie in mechanische Energie und/oder umgekehrt, und umfasst in der Regel einen als Stator, Ständer oder Anker bezeichneten ortsfesten Teil sowie einen als Rotor oder Läufer bezeichneten und gegenüber dem ortsfesten Teil beweglich angeordneten Teil.

Im Falle von als Rotationsmaschinen ausgebildeten elektrischen Maschinen wird insbesondere zwischen Radialflussmaschinen und Axialflussmaschinen unterschieden. Dabei zeichnet sich eine Radialflussmaschine dadurch aus, dass die Magnetfeldlinien in dem zwischen Rotor und Stator ausgebildeten Luftspalt, sich in radialer Richtung erstrecken, während im Falle einer Axialflussmaschine sich die Magnetfeldlinien in dem zwischen Rotor und Stator gebildeten Luftspalt in axialer Richtung erstrecken. Im Zusammenhang mit der Erfindung kann die elektrische Maschine als Radial- oder Axialflussmaschine ausgebildet sein.

Die elektrische Maschine ist insbesondere für die Verwendung innerhalb eines elektrisch betreibbaren Antriebsstrangs eines Kraftfahrzeugs vorgesehen. Insbesondere ist die elektrische Maschine so dimensioniert, dass Fahrzeuggeschwindigkeiten größer als 50 km/h, vorzugsweise größer als 80 km/h und insbesondere größer als 100 km/h erreicht werden können. Besonders bevorzugt weist der Elektromotor eine Leistung größer als 30 kW, vorzugsweise größer als 50 kW und insbesondere größer als 70 kW auf. Es ist des Weiteren bevorzugt, dass die elektrische Maschine Drehzahlen größer als 5.000 U/rnin, besonders bevorzugt größer als 10.000 U/rnin, ganz besonders bevorzugt größer als 12.500 U/rnin bereitstellt.

Die Getriebeanordnung des elektrischen Achsantriebsstrangs ist insbesondere mit der elektrischen Maschine koppelbar, welche zur Erzeugung eines Antriebsdrehmoments für das Kraftfahrzeug ausgebildet ist. Bei dem Antriebsdrehmoment handelt es sich besonders bevorzugt um ein Hauptantriebsdrehmoment, sodass das Kraftfahrzeug ausschließlich durch das Antriebsdrehmoment angetrieben wird.

Die Getriebeanordnung kann ein Differentialgetriebe aufweisen. Ein Differentialgetriebe ist ein Planetengetriebe mit einem Antrieb und zwei Abtrieben. Es hat üblicherweise die Funktion, zwei Fahrzeugräder eines Kraftfahrzeugs so anzutreiben, dass sie in Kurven unterschiedlich schnell, aber mit gleicher Vortriebskraft drehen können.

Der elektrische betreibbare Achsantriebsstrang kann ferner ein Torque-Vectoring Modul aufweisen, wodurch das Drehmoment eines elektrisch betreibbaren Achsantriebsstrangs radselektiv verteilt werden kann. Dies kann beispielsweise durch den Einsatz eines elektromechanisch angetriebenen, dreistufigen Planetenradgetriebes, des sogenannten Überlagerungsgetriebes, realisiert sein.

Eine oder beide der Kupplungsanordnungen können auch als Bremse konfiguriert sein, wobei dann die Innenlamellen oder die Außenlamellen des Lamellenpakets der jeweiligen Kupplungsanordnung drehfest gegenüber dem Rotor, beispielsweise an einem Gehäusebauteil, gelagert sind. Gemäß einer vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass in dem dritten hydraulischen Pfad ein drittes Rückschlagventil als passives By- Pass-Ventil und/oder in dem vierten hydraulischen Pfad ein viertes Rückschlagventil als passives By-Pass-Ventil angeordnet ist. Der Vorteil dieser Ausgestaltung liegt darin, dass mit einen Rückschlagventil ein einfaches und kostengünstiges hydraulisches Ventil verwendet werden kann. Es kann gemäß einer weiteren bevorzugten Weiterentwicklung der Erfindung auch vorgesehen sein, dass in dem dritten hydraulischen Pfad ein erstes 2/2 Sitzventil als passives By- Pass-Ventil und/oder in dem vierten hydraulischen Pfad ein zweites 2/2 Sitzventil als passives By-Pass-Ventil angeordnet ist.

Es kann des Weiteren auch bevorzugt werden, dass in dem dritten hydraulischen Pfad ein erstes „3/2“ Sitzventil als passives By-Pass-Ventil angeordnet ist , wobei ein Eingang des ersten „3/2“-Sitzventils mit dem dritten hydraulischen Pfad verbunden ist und ein Ausgang des ersten „3/2“ Sitzventils in das Hydraulikreservoir mündet, und das erste „3/2“ Sitzventil über den in einem mit dem hydraulischen Kreislauf verbundenen fünften Hydraulikpfad anliegenden Systemdruck in eine geöffnete und eine geschlossene Ventilstellung überführbar ist und/oder in dem vierten hydraulischen Pfad ein zweites „3/2“ Sitzventil als passives By-Pass-Ventil angeordnet ist, wobei ein Eingang des zweiten „3/2“-Sitzventils mit dem vierten hydraulischen Pfad verbunden ist und ein Ausgang des zweiten „3/2“ Sitzventils in das Hydraulikreservoir mündet, und das zweite „3/2“ Sitzventil über den in einem mit dem hydraulischen Kreislauf verbundenen fünften Hydraulikpfad anliegenden Systemdruck in eine geöffnete und eine geschlossene Ventilstellung überführbar ist. Ganz besonders bevorzugt kann es somit g auch sein, dass das erste und/oder zweite Sitzventil als „3/2“-Ventil konfiguriert ist, wobei ein Anschluss des „3/2“-Ventils mit dem Hydraulikreservoir der Hydraulikeinrichtung verbunden ist. Dieser zusätzliche Anschluss zum Hydraulikreservoir am „3/2“-Ventil hat den Vorteil, dass der hydraulische Druck im ersten bzw. zweiten hydraulischen Pfad aufgrund der direkten Anbindung an das Druckniveau des Hydraulikreservoirs noch schneller erfolgen kann, wodurch ein erwünschter sicherer Betriebszustand einer Kupplungsvorrichtung, insbesondere bei tiefen Temperaturen, schneller erreicht werden kann. Des Weiteren kann es gemäß einer ebenfalls vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung vorgesehen sein, dass der dritte hydraulische Pfad und der vierte hydraulische Pfad über ein Oder-Ventil verbunden sind, so dass entweder der dritte hydraulische Pfad oder der vierte hydraulische Pfad unter Zwischenschaltung des passiven By-Pass-Ventils hydraulisch mit dem Hydraulikreservoir koppelbar ist.

Die vorteilhafte Wirkung dieser Ausgestaltung ist darin begründet, dass auf eines der By-Pass-Ventile verzichtet werden kann und stattdessen ein Oder-Ventil in die hydraulische Schaltungstopologie eingeführt wird, dass die beiden Kupplungsdrücke (bzw. den höheren) mit dem einen By-Pass-Ventil verbindet. Das By-Pass-Ventil kann beispielsweise als 2/2-Ventil oder als „3/2“-Ventil ausgeführt sein. Dieser Ausführungsform liegt die Überlegung zugrunde, dass es unwahrscheinlich ist, dass beide Schaltventile für die beiden Kupplungsvorrichtungen gleichzeitig versagen und beide Kupplungsvorrichtungen über die Bypass-Ventile geöffnet werden müssen. In dem Fall, dass beispielsweise eines der Schaltventile klemmt, wird der hydraulische Druck an der zugeordneten Kupplungsvorrichtung nicht abfallen und damit höher sein als bei der anderen. Somit wird das Oder-Ventil den hydraulischen Pfad der fehlerhaft nicht öffnenden Kupplungsvorrichtung mit dem By-Pass-Ventil verbinden, das wiederum öffnet und den Kupplungsdruck abbauen lässt.

Gemäß einer weiteren besonders bevorzugten Ausführungsform der Erfindung kann es vorgesehen sein, dass der Öffnungsdruck der By-Pass-Ventile in den Hydraulikpfaden kleiner als der Kupplungsdruck der Kupplungsvorrichtungen ist, und besonders bevorzugt kleiner 4 bar, ganz besonders bevorzugt kleiner 2 bar beträgt.

Das By-Pass-Ventil ist somit insbesondere so konfiguriert, dass es durch den auf ihn einwirkenden Systemdruck zunächst in der Lage ist, das By-Pass-Ventil gegen den Kupplungsdruck geschlossen zuzuhalten. Der Steuerdruck des By-Pass-Ventils ist an den Systemdruck gekoppelt, wobei der Systemdruck zeitweise deutlich unter dem Kupplungsdruck liegen kann, um Energie zu sparen, jedoch bei diesem abgesenkten Systemdruck bis zur Druckschwelle des Kupplungsdrucks von beispielsweise 2 bis 4 bar die Kupplungsvorrichtungen noch nicht geöffnet bzw. in ihren ausgekuppelten Betriebszustand überführt werden dürfen. Die Öffnung des By-Pass-Ventils darf erst somit ab der Unterschreitung Druckschwelle des Kupplungsdrucks von 2 bis 4 bar erfolgen, indem der Systemdruck im Notfall unter diese Schwelle abgesenkt wird.

Der Vorteil dieser Ausgestaltung ist, dass in konstanten Fahrzuständen der Systemdruck im hydraulischen Kreislauf und damit der Energieverbrauch des Systems gesenkt werden kann, ohne ein Öffnen der By-Pass Ventile zu provozieren.

In einer ebenfalls bevorzugten Ausgestaltungsvariante der Erfindung kann auch vorgesehen sein, dass der Öffnungsdruck eines der By-Pass-Ventile , bevorzugt aller By-Pass-Ventile in den Hydraulikpfaden, größer dem Kühlöldruck in der Kühlleitung ist.

Auch kann es vorteilhaft sein, die Erfindung dahingehend weiterzuentwickeln, dass das Auslösen eines der passiven Bypass-Ventile über ein Systemdruckventil und/oder über die Hydraulikpumpe erfolgt.

Gemäß einer weiteren zu bevorzugenden Ausgestaltung des Erfindungsgegenstandes kann vorgesehen sein, dass die erste Kupplungsvorrichtung und/oder die zweite Kupplungsvorrichtung als Bremse konfiguriert sind/ist.

Schließlich kann es ebenfalls bevorzugt sein, dass wenigstens ein passives By- Pass-Ventil ein Flächenverhältnis zwischen der mit dem Systemdruck verbundenen ersten Fläche und der mit dem Kupplungsdruck verbundenen zweiten Fläche eines translatorisch versetzbaren Ventilverschluss zwischen 1 :5 - 1 :15 aufweisen. Dieses Flächenverhältnis kann insbesondere dazu genutzt werden, um den Ventilverschluss gegen den Kupplungsdruck, der höher sein kann als der Öffnungsdruck bzw. Systemdruck, geschlossen zu halten. Die Aufgabe der Erfindung wird ferner gelöst durch einen elektrisch betreibbaren, mehrgängigen Achsantriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend eine Hydraulikanordnung, insbesondere nach einem der vorherigen Ansprüche, mit einem hydraulischen Kreislauf in dem ein Hydraulikfluid geführt ist, wenigstens eine Hydraulikpumpe zur Druckbeaufschlagung des Hydraulikfluids innerhalb des hydraulischen Kreislaufs, eine erste Kupplungsvorrichtung und eine zweite Kupplungsvorrichtung zur Betätigung einer Gangwahlvorrichtung des elektrisch betreibbaren Achsantriebsstrangs, wobei die erste Kupplungsvorrichtung über einen ersten Hydraulikpfad an den hydraulischen Kreislauf, und die zweite Kupplungsvorrichtung über einen zweiten Hydraulikpfad an den hydraulischen Kreislauf angebunden ist.

Nachfolgend wird die Erfindung anhand von Figuren ohne Beschränkung des allgemeinen Erfindungsgedankens näher erläutert werden.

Es zeigen:

Figur 1 hydraulisches Schaltbild einer ersten Ausführungsform einer Hydraulikanordnung für einen elektrisch betreibbaren, mehrgängigen Achsantriebsstrang eines Kraftfahrzeugs,

Figur 2 hydraulisches Schaltbild einer zweiten Ausführungsform einer Hydraulikanordnung für einen elektrisch betreibbaren, mehrgängigen Achsantriebsstrang eines Kraftfahrzeugs,

Figur 3 hydraulisches Schaltbild einer dritten Ausführungsform einer Hydraulikanordnung für einen elektrisch betreibbaren, mehrgängigen Achsantriebsstrang eines Kraftfahrzeugs,

Figur 4 Kraftfahrzeug mit einem elektrisch betreibbaren, mehrgängigen Achsantriebsstrang in einer Blockschaltdarstellung, und

Figur 5 eine schematische Darstellung eines 2/2-Sitzventils, und Figur 6 eine schematische Darstellung eines „3/2“ Sitzventils.

Die Figur 4 zeigt eine Hydraulikanordnung 1 für einen elektrisch betreibbaren, mehrgängigen Achsantriebsstrang 2 eines Kraftfahrzeugs 3. Der Achsantriebsstrang 2 umfasst eine elektrische Maschine 26 sowie eine schaltbare Getriebeanordnung 27. Die schaltbare Getriebeanordnung 27 weist eine Gangwahlvorrichtung 8 mit einer ersten und einer zweiten Kupplungsvorrichtung 6,7 auf, was nachfolgend anhand der hydraulischen Schaltungstopologien der Figuren 1-3 näher erläutert wird.

Die in der Figur 1 gezeigte Hydraulikanordnung 1 umfasst einen hydraulischen Kreislauf 4 in dem ein Hydraulikfluid 5 geführt ist, welches aus dem Hydraulikreservoir 25 in den Kreislauf 4 gespeist wird. Hierzu ist eine Hydraulikpumpe 23 zur Förderung und Druckbeaufschlagung des Hydraulikfluids 5 innerhalb des hydraulischen Kreislaufs 4 vorgesehen.

Die Hydraulikpumpe 23 ist hier als Tandempumpe ausgebildet. Der größere Pumpenteil (rechts) der Hydraulikpumpe 23 fördert eine große Volumenmenge Hydraulikfluid 5 mit niedrigem Druck als Kühlfluid in der Kühlleitung 29 beispielsweise zu nicht dargestellten nass betriebenen Reibungskupplungen Bremsen, Getriebeelementen und/oder dergleichen. Der kleinere Pumpenteil (links) der Hydraulikpumpe 23 baut in dem hydraulischen Kreislauf 4 den Systemdruck auf, welcher üblicherweise größer ist als der Kühlöldruck in der Kühlleitung 29. Insbesondere kann die Hydraulikpumpe 23 einen Systemdruck in dem hydraulischen Kreislauf 4 aufbauen, der wenigstens dem Kupplungsdruck zum Einkuppeln der Kupplungsvorrichtungen 6,7 entspricht. Der in dem hydraulischen Kreislauf 4 anliegende Systemdruck wird einerseits durch die Drehzahl der Hydraulikpumpe 23 und andererseits durch das Systemdruckventil 28 eingestellt. Das Systemdruckventil 28 verbindet zur Einstellung des Systemdrucks den hydraulischen Kreislauf 4 mit der Kühlleitung 29.

An dem hydraulischen Kreislauf 4 ist eine erste Kupplungsvorrichtung 6 und eine zweite Kupplungsvorrichtung 7 zur Betätigung einer Gangwahlvorrichtung 8 des elektrisch betreibbaren Achsantriebsstrangs 2 gekoppelt, indem die erste Kupplungsvorrichtung 6 über einen ersten Hydraulikpfad 9 an den hydraulischen Kreislauf 4 und die zweite Kupplungsvorrichtung 7 über einen zweiten Hydraulikpfad 10 an den hydraulischen Kreislauf 4 angebunden ist. Die erste Kupplungsvorrichtung 6 und die zweite Kupplungsvorrichtung 7 sind hierbei als Bremse konfiguriert. Über die Schaltventile 12,15 können die

Kupplungsvorrichtungen 6,7 hydraulisch geschaltet werden, also insbesondere in eine erste Schaltstellung, die eine Rotation eines Getrieberads innerhalb der mehrgängigen Getriebeanordnung 29 verhindert und in eine zweite Schaltstellung, in der eine Rotation eines Getrieberads ermöglicht ist.

Die Schaltventile 12,15 sind jeweils als elektrisch schaltbare 2-Wegeventile ausgeführt, wobei jeweils ein Ausgang der Schaltventile 12,15 hydraulisch mit dem Hydraulikreservoir 25 verbunden ist.

Der erste Hydraulikpfad 9 besitzt zur Anbindung an den hydraulischen Kreislauf 4 ein erstes Rückschlagventil 11 und ein im ersten Hydraulikpfad 9 nachgeschaltetes erstes Schaltventil 12, wobei ein zwischen dem ersten Schaltventil 12 und der ersten Kupplungsvorrichtung 6 eingreifender dritter hydraulischer Pfad 13 den ersten hydraulischen Pfad 9 mit dem hydraulischen Kreislauf 4 verbindet.

Ebenso weist auch der zweite Hydraulikpfad 10 zur Anbindung an den hydraulischen Kreislauf 4 ein zweites Rückschlagventil 14 und ein im zweiten Hydraulikpfad 10 nachgeschaltetes zweites Schaltventil 15 aufweist, wobei ein zwischen dem zweiten Schaltventil 15 und der zweiten Kupplungsvorrichtung 7 eingreifender vierter hydraulischer Pfad 16 den zweiten hydraulischen Pfad 10 mit dem hydraulischen Kreislauf 4 verbindet.

Die Rückschlagventile 11 ,14 sind dabei so konfiguriert, dass sie beim Überschreiten eines vordefinierten Systemdrucks in dem hydraulischen Kreislauf 4 öffnen so dass der Systemdruck über die Schaltventile 12,15 auf die Kupplungsvorrichtungen 6,7 aufschaltbar ist. Über diese Konfiguration ist es möglich, den Systemdruck in dem Hydraulischen Kreislauf 4 nach einem einmaligen Aufbau des Systemdrucks in dem ersten und zweiten hydraulischen Pfad 9,10 abzusenken, wobei die Kupplungsvorrichtungen 6,7 durch den in den hydraulischen Pfaden 9,10 weiterhin vorherrschenden Systemdruck weiterhin in ihrer eingekuppelten Betriebsstellung gehalten sind, wobei dieser Druck auch als Kupplungsdruck bezeichnet wird. Dies hat den Vorteil, dass die Hydraulikpumpe 23 zum Halten des eingekuppelten Betriebszustandes der Kupplungsvorrichtungen 6,7 nicht oder lediglich mit verminderter Betriebsleistung betrieben werden muss.

In dem dritten hydraulischen Pfad 13 und dem vierten hydraulischen Pfad 16 ist jeweils ein passives By-Pass-Ventil 17 angeordnet. In der in Figur 1 gezeigten Ausführungsform der Hydraulikanordnung 1 ist in dem dritten hydraulischen Pfad 13 ein drittes Rückschlagventil 18 als passives By-Pass-Ventil 17 und in dem vierten hydraulischen Pfad 16 ein viertes Rückschlagventil 19 als passives By-Pass-Ventil 17 angeordnet.

Im Normalbetrieb der Hydraulikanordnung 1 kann zum Trennen der Momentenübertragung durch die Kupplungsvorrichtungen 6,7 das in den Hydraulikpfaden 9,10 unter Druck stehende Hydraulikfluid 5 über die Schaltventile 12, 15 in das Hydraulikreservoir 25 fließen. Diese Schaltposition der Schaltventile 12,15 ist in dem hydraulischen Schaltbild der Figuren 1-3 gezeigt.

Im Fehlerfall, also wenn das erste Schaltventil 12 und/oder das zweite Schaltventil 15 versagt bzw. klemmt, kann zunächst der Druck in dem betroffenen Hydraulikpfad 9,10 nicht abgebaut werden, so dass im Fehlerfall die entsprechende Kupplungsvorrichtung 6,7 in ihrem eingekuppelten Betriebszustand verbleibt.

Über ein Absenken des Systemdrucks in dem hydraulischen Kreislauf 4 kann jedoch nun das entsprechende By-Pass-Ventil 17 geöffnet und auf diesem Weg die Momentenübertragung durch die entsprechende Kupplungsvorrichtung 6,7 sicher getrennt werden, indem der Druck in dem betroffenen Hydraulikpfad 9,10 auf das anliegende Druckniveau des hydraulischen Kreislaufs 4 abgesenkt wird. In dem Ausführungsbeispiel der Figur 1 sind der dritte hydraulische Pfad 13 und der vierte hydraulische Pfad 16 hydraulisch leitend an dem hydraulischen Kreislauf 4 angebunden, d.h. dass Hydraulikfluid 5 aus dem ersten Hydraulikpfad 9 und/oder dem zweiten Hydraulikpfad 10 über die By-Pass-Ventile 17 direkt in den hydraulischen Kreislauf 4 fließen kann. Der dritte hydraulische Pfad 13 und der vierte hydraulische Pfad 16 dienen somit sowohl als Steuerleitung für die By-Pass- Ventile 17 als auch als Abflussleitung für das Hydraulikfluid 5.

Wie bereits weiter oben erläutert, kann der Systemdruck innerhalb des hydraulischen Kreislaufs 4 zur Versorgung der beiden Schaltventile 12,15, welche auch als Druckregler bezeichnet werden können, mit der Hilfe der vorgeschalteten Rückschlagventile 11 ,14 temporär abgesenkt werden. Dies könnte beispielsweise durch die Ausbildung der Pumpe 23 als Reversierpumpe oder durch das Systemdruckventil 28 erfolgen. Die Absenkung erfolgt dabei entweder auf das Befülldruckniveau der offenen Kupplungsvorrichtungen 6,7 oder auf das Kühlöldruckniveau der Kühlleitung 29. Beide Druckniveaus liegen typischerweise im Bereich zwischen 0,5 und 4 bar. In dem hier gezeigten Ausführungsbeispiel liegen diese Druckniveaus bei etwa 2 bar. Der Öffnungsdruck an den By-Pass-Ventilen 17 sollte daher etwas größer als das Kühlöldruckniveau im Hydraulikkreislauf 4 liegen, wenn dieses durch das Systemdruckventil 28 entsprechend geschaltet im Hydraulikkreislauf 4 anliegt

Der Öffnungsdruck der By-Pass-Ventile 17 ist jedoch gleichzeitig auch kleiner als der Kupplungsdruck, insbesondere entspricht der Öffnungsdruck zwischen 0,05-0,5 mal dem Kupplungsdruck.

In der in der Figur 1 gezeigten Ausführungsform der Erfindung sind die By-Pass- Ventile 17 als 2/2-Sitzventile 18,19 ausgebildet.

Eine zweite Ausführungsform einer Hydraulikanordnung 1 ist in der Figur 2 gezeigt. Anders als aus der Figur 1 bekannten Ausführungsform, ist hier in dem dritten hydraulischen Pfad 13 ein erstes „3/2“ Sitzventil 20 als passives By-Pass-Ventil 17 und in dem vierten hydraulischen Pfad 16 ein zweites „3/2“ Sitzventil 21 als passives By-Pass-Ventil 17 angeordnet. Jeweils ein Anschluss der „3/2“-Ventile ist mit dem Hydraulikreservoir 25 der Hydraulikeinrichtung 1 verbunden, wodurch der hydraulische Druck im ersten bzw. zweiten hydraulischen Pfad 13,16 aufgrund der direkten Anbindung an das Druckniveau des Hydraulikreservoirs 25 noch schneller erfolgen kann. Der erste hydraulische Pfad 13 und der zweite hydraulische Pfad 16 münden hinter den By-Pass-Ventilen 17 jeweils in dem Hydraulikreservoir 25 und werden über den fünften Hydraulikpfad 24, welcher an den hydraulischen Kreislauf 4 angeschlossen ist geschaltet. Fällt der Druck in dem fünften Hydraulikpfad24 unter ein vordefiniertes Druckniveau ab, dann kann eines oder beide der By-Pass-Ventile 17 öffnen und Druck aus dem entsprechenden ersten Hydraulikpfad 9 und/oder zweiten Hydraulikpfad 10 direkt auf das im Hydraulikreservoir 25 herrschende Druckniveau absenken, so dass die Kupplungsvorrichtungen 6,7 gesichert in ihre Öffnungsstellung überführt werden können.

Anders als in dem Ausführungsbeispiel der Figur 1 , in der der dritte hydraulische Pfad 13 und der vierte hydraulische Pfad 16 hydraulisch leitend an dem hydraulischen Kreislauf 4 angebunden sind, fließt das Hydraulikfluid 5 in der in Figur 2 gezeigten Ausführungsform aus dem ersten Hydraulikpfad 9 und/oder dem zweiten Hydraulikpfad 10 über die By-Pass-Ventile 17 nicht in den hydraulischen Kreislauf 4 zurück, sondern direkt in das Hydraulikreservoir 25. In der Ausführungsform der Figur 2 dient der dritte hydraulische Pfad 13 und der vierte hydraulische Pfad 16 dienen somit nicht wie in der Ausführungsform der Figur 1 als Steuerleitung für die By-Pass-Ventile, sondern lediglich als Abflussleitung für das Hydraulikfluid 5 aus dem ersten und zweiten Hydraulikpfad 9,10. Die Steuerleitung bzw. den notwendigen Steuerdruck zur Schaltung der Sitzventile 20,21 wird, wie oben bereits erläutert, durch den fünften Hydraulikpfad 24 realisiert.

Eine dritte Ausführungsform einer Hydraulikanordnung 1 wird anhand der Figur 3 erläutert. Anders als in den Ausführungsformen der Figuren 1 und 2, sind der dritte hydraulische Pfad 13 und der vierte hydraulische Pfad 16 über ein Oder-Ventil 22 verbunden, so dass entweder der dritte hydraulische Pfad 13 oder der vierte hydraulische Pfad 16 unter Zwischenschaltung des passiven By-Pass-Ventils 17 hydraulisch an das Hydraulikreservoir 25 koppelbar ist. Als Steuerdruck für das By- Pass-Ventil 17 dient der in dem fünften Hydraulikpfad 24 anliegender Systemdruck des hydraulischen Kreislaufs 4. Das Oder-Ventil 22 verbindet somit den hydraulischen Pfad 13,16, in dem der höhere Druck anliegt, mit dem By-Pass-Ventil 17. In der Figur 5 ist eine mögliche Ausführungsform für ein 2/2-Sitzventil 18,19 als passives By-Pass-Ventil 17 gezeigt, wie es in der Figur 1 gezeigt ist, Man erkennt anhand dieser Darstellung, dass das passive By-Pass-Ventil 17 ein Flächenverhältnis zwischen der mit dem Systemdruck verbundenen ersten Fläche 31 und der mit dem Kupplungsdruck verbundenen zweiten Fläche 32 eines translatorisch versetzbaren Ventilverschluss 30 zwischen 1 :5 - 1 :15 aufweist. Die mit dem Hydraulikreservoir 25 bezeichnete Anbindung ist kein „echter“ Anschluss. Es ist eine Druckentlastung gegen die Umgebung z.B. dem Tankdruckniveau, um einfach die erforderlichen wirksamen Flächen 31 ,32 zwischen dem Kupplungsdruck und dem Systemdruck zu realisieren. Die funktionale Bezeichnung des By-Pass- Ventils 17 als 2/2 - Sitzventil ist daher zulässig. Dieses Flächenverhältnis kann insbesondere dazu genutzt werden, um den Ventilverschluss 30 gegen den Kupplungsdruck, der höher sein kann als der Öffnungsdruck bzw. Systemdruck, geschlossen zu halten.

Figur 6 zeigt eine Ausgestaltung eines als „3/2“ Sitzventils 20,21 ausgebildeten passiven By-Pass-Ventils 17, wie es in den Figuren 2-3 gezeigt ist. Auch hier ist gut zu erkennen, dass das Flächenverhältnis zwischen der mit dem Systemdruck verbundenen ersten Fläche 31 und der mit dem Kupplungsdruck verbundenen zweiten Fläche 32 eines translatorisch versetzbaren Ventilverschluss 30 zwischen 1 :5 - 1 :15 aufweist. Auch hier dient dieses Flächenverhältnis dazu, den Ventilverschluss 30 gegen den Kupplungsdruck, der höher sein kann als der Öffnungsdruck bzw. Systemdruck, geschlossen zu halten.

Die Erfindung ist nicht auf die in den Figuren dargestellten Ausführungsformen beschränkt. Die vorstehende Beschreibung ist daher nicht als beschränkend, sondern als erläuternd anzusehen. Die nachfolgenden Patentansprüche sind so zu verstehen, dass ein genanntes Merkmal in zumindest einer Ausführungsform der Erfindung vorhanden ist. Dies schließt die Anwesenheit weiterer Merkmale nicht aus. Sofern die Patentansprüche und die vorstehende Beschreibung 'erste' und 'zweite' Merkmal definieren, so dient diese Bezeichnung der Unterscheidung zweier gleichartiger Merkmale, ohne eine Rangfolge festzulegen. Bezuqszeichenliste

1 Hydraulikanordnung

2 Achsantriebsstrang

3 Kraftfahrzeug

4 hydraulischer Kreislauf

5 Hydraulikfluid

6 Kupplungsvorrichtung

7 Kupplungsvorrichtung

8 Gangwahlvorrichtung

9 erster Hydraulikpfad

10 zweiter Hydraulikpfad

11 Rückschlagventil

12 Schaltventil

13 dritter Hydraulikpfad

14 Rückschlagventil

15 Schaltventil

16 vierter Hydraulikpfad

17 By-Pass-Ventil

18 Rückschlagventil

19 Rückschlagventil

20 Sitzventil

21 Sitzventil

22 Oder-Ventil

23 Hydraulikpumpe

24 fünfter Hydraulikpfad

25 Hydraulikreservoir

26 elektrische Maschine

27 schaltbare Getriebeanordnung

28 Systemdruckventil

29 Kühlleitung

30 Ventilverschluss

31 Fläche

32 Fläche