<Desc/Clms Page number 1>
Werkwijze voor het koelen van een transmissie-eenheid voor motorvoertuigen en transmissie-eenheid die volgens deze werkwijze wordt gekoeld. Deze uitvinding heeft betrekking op een werkwijze voor het koelen van een transmissie-eenheid voor motorvoertuigen, alsmede op een transmissie-eenheid die volgens deze werkwijze wordt gekoeld.
Meer speciaal heeft zij betrekking op een transmissie-eenheid van het type dat bestaat uit een kontinu variabele overbrenging, een omkeereenheid met hydraulisch gestuurde koppelmiddelen die toelaten de rijrichting te bepalen en een hydraulisch circuit waarvan het hydraulisch medium benut wordt voor zowel de bekrachtiging als koeling van de koppelmiddelen.
Zoals bekend bestaat zulke kontinu variabele overbrenging uit twee V-vormige riemschijven waartussen een eindloos overbrengingselement is aangebracht. Iedere riemschijf is hierbij gevormd door twee ten opzichte van elkaar verplaatsbare kegelvormige riemschijfhelften, zodanig dat de overbrengingsverhouding kan worden gewijzigd door de riemschijfhelften meer, respektievelijk minder uit elkaar te halen. De onderlinge positie van de riemschijfhelften wordt in funktie van verschillende gegevens geregeld door middel van hydraulische drukcilinders die door middel van hydraulische of elektro-hydraulische regelmiddelen worden aangestuurd.
De omkeereenheid die toelaat om de rijrichting te bepalen, kan bestaan uit de kombinatie van een planetaire overbrenging en twee hiermee samenwerkende wrijvingskoppelingen, respektievelijk een vooruitkoppeling en een
<Desc/Clms Page number 2>
achteruitkoppeling, een en ander zodanig dat door het inschakelen van de ene of de andere koppeling de draaizin van de ingaande en de uitgaande as respektievelijk hetzelfde blijven of worden omgekeerd.
Het is bekend dat in de wegrijfase de aangestuurde koppeling, hetzij de vooruitkoppeling, hetzij de achteruitkoppeling, slipt. De betreffende koppeling dissipeert dan een bepaald vermogen dat evenredig is met het geleverde koppel van de motor en met het sliptoerental, waarbij onder het sliptoerental het verschil wordt verstaan tussen het motortoerental en het toerental van de primaire as. Bij krachtige motoren en hoge sliptoerentallen is het gedissipeerd vermogen dus groot.
Om te beletten dat de betreffende koppeling verbrandt, moet dit vermogen afgevoerd worden. Bij een natte-platenkoppeling gebeurt dit door een bepaald debiet van het hydraulisch medium als koelmedium naar de slippende koppeling te leiden. Het is duidelijk dat hoe groter het gedissipeerd vermogen is, hoe groter het koeldebiet moet zijn.
Bij de klassieke transmissie-eenheden met natte-platenkoppelingen gebeurt de koeling met de druk die de koppeling bekrachtigt. Hierdoor is het koeldebiet volgens een wortelfunktie afhankelijk van de koppelingsdruk, met andere woorden als de koppelingsdruk verviervoudigt, verdubbelt het koeldebiet.
Het benodigd koeldebiet is evenwel meer dan lineair afhankelijk van de koppelingsdruk. Het is inderdaad zo dat het koppel rechtevenredig is met de koppelingsdruk en dat hogere drukken in de praktijk ook hogere sliptoerentallen betekenen.
<Desc/Clms Page number 3>
Om er toch voor te zorgen dat er steeds voldoende koeling is, is het bekend om het koeldebiet zodanig groot te maken dat bij het maximaal koppel van de motor, en dus ook bij de maximale koppelingsdruk, alsook bij de maximale koppelingsslip voldoende koelmedium wordt geleverd.
Deze werkwijze heeft echter als nadeel dat bij lagere koppelingsdrukken, zoals bijvoorbeeld in de kruipfase, er meer koelmedium wordt geleverd dan noodzakelijk is. Naarmate de motor krachtiger is en de maximale sliptoerentallen groter worden, stijgt het debiet van het medium dat nutteloos naar de koppeling gaat bij een lage koppelingsdruk. Het is duidelijk dat dit debiet door de pomp van het hydraulisch medium dient te worden geleverd en dat dit debiet noodzakelijk is. Indien de pomp dit niet zou doen, daalt immers de koppelingsdruk. Qua koeling zou dit geen probleem geven vermits er toch een overschot was aan koelmedium, doch daar de koppelingsdruk rechtstreeks het rijgedrag van de wagen bepaalt kan dit leiden tot een slecht rijdende wagen.
Verder is het bekend dat de oliehuishouding van een transmissie-eenheid van het hoger genoemde type meestal het meest kritiek is in de kruipfase. Indien er in deze fase te veel koelolie naar de koppeling gaat, zal het slagvolume van de pomp groter moeten zijn dan funktioneel mogelijk is, wat ten koste gaat van het rendement van de transmissieeenheid en dus ten koste van het brandstofverbruik.
Deze uitvinding heeft tot doel een oplossing aan dit probleem te bieden.
Tot dit doel bestaat de uitvinding uit een werkwijze voor het koelen van een transmissie-eenheid voor motorvoertuigen, meer speciaal een transmissie-eenheid van het voornoemde type, daardoor gekenmerkt dat de koppelmiddelen
<Desc/Clms Page number 4>
worden gekoeld via een toevoer van hydraulisch medium die gescheiden is van de toevoer die in de bekrachtiging van de vooruitkoppeling, respektievelijk achteruitkoppeling voorziet.
Door een gescheiden toevoer wordt het voordeel geboden dat de toevoer van koelvloeistof, in dit geval hydraulisch medium uit het voornoemde circuit, onafhankelijk kan geschieden van de druk waarmee de koppelingen worden bekrachtigd, en dat de toevoer op elk ogenblik kan gebeuren in funktie van het gewenste koeleffekt.
De uitvinding heeft eveneens betrekking op een transmissie-eenheid die de voornoemde werkwijze toepast.
Volgens de voorkeurdragende uitvoeringsvorm is het voornoemde geheel gekombineerd met een bijzondere koppelingsregeling.
Het is bekend dat bij de regeling van een platenkoppeling van een kontinu variabele overbrenging meestal gebruik gemaakt wordt van een ventiel waarmee de druk in de drukcilinder van de ingeschakelde koppeling, hetzij vooruitkoppeling of achteruitkoppeling, zowel verhoogd als verlaagd kan worden. Om dit ventiel te positioneren zijn er twee mogelijkheden. Ofwel wordt dit ventiel serieel geplaatst, waarbij al het pompdebiet dat niet elders verbruikt wordt, door dit ventiel gaat, ofwel wordt dit ventiel parallel geplaatst waarbij enkel het debiet dat voor de koppelingsregeling nodig is door het ventiel gaat.
Het grote voordeel van een parallel ventiel is de regelbaarheid. Veranderingen in het pompdebiet door veranderende motortoerentallen of door de inschakeling van andere verbruikers hebben hierdoor geen invloed op de koppelingsdruk.
<Desc/Clms Page number 5>
Een nadeel echter is het groot verbruik van hydraulisch medium. Om de koppelingsdruk snel te kunnen laten dalen dient immers een verbinding te bestaan tussen de drukcilinder van de betreffende koppeling en een afblaasopening, met als gevolg dat deze verbinding permanent een bepaalde hoeveelheid medium doet weglekken waardoor een grotere pomp nodig is.
Volgens de koppelingsregeling die volgens de uitvinding in kombinatie met de betreffende wijze van koelen wordt aangewend, wordt hieraan een oplossing geboden door gebruik te maken van afzonderlijke regelmiddelen die parallel geplaatst staan en die respektievelijk in het aanleggen en afblazen van de druk voorzien. Doordat hierdoor het gebruik van een permanente opening kan worden uitgesloten, wordt vermeden dat een onnodig grote hoeveelheid medium dient te worden opgepompt om tot een toereikende regeling te kunnen komen.
Verder geniet het de voorkeur dat het voornoemde geheel is gekombineerd met een bijzondere noodloopschakeling die een oplossing aan het hierna geschetste probleem geeft.
Het is bekend dat bij de regeling van een kontinu variabele overbrenging de drukken in en de debieten van en naar de twee drukcilinders, van respektievelijk de primaire poelie en sekundaire poelie, dienen te worden gekontroleerd om te bekomen dat de overbrenging kan worden gewijzigd zonder dat het eindloos overbrengingselement slipt. Volgens een eerste bekende mogelijkheid wordt de druk in een van de drukcilinders geregeld en het debiet van en naar de andere drukcilinder. De druk in de laatstgenoemde drukcilinder is dan een gevolg van het debiet. Volgens een tweede mogelijkheid worden de drukken in de beide drukcilinders geregeld, wat
<Desc/Clms Page number 6>
zoals bekend door middel van een elektronische regeling kan gebeuren.
Bij een hoge overbrengingsverhouding van de overbrenging moeten beide drukken hoog zijn om slip te vermijden. Tevens moet de verhouding van beide drukken ook hoog zijn om de gewenste overbrengingsverhouding te bereiken. Bij een lage overbrengingsverhouding kunnen beide drukken relatief laag zijn zonder dat slip optreedt en de verhouding van beide drukken moet klein zijn om die overbrengingsverhouding te bereiken.
Bij de elektronische regeling volgens het dubbele drukprincipe kunnen de beide drukken elektronisch geregeld worden tussen hun minimum en maximum waarden, naargelang de benodigde knijpkracht en de gewenste overbrengingsverhouding. Bij uitval van de elektronika dient echter een hydraulisch regelsysteem in werking te treden zodat de transmissie-eenheid niet wordt beschadigd en de bestuurder nog kan verder rijden, wat noodloop genoemd wordt.
In noodloop is initieel de maximale sekundaire druk nodig om in de hoogste overbrengingsverhouding te kunnen rijden met vol koppel zonder bandslip. Als in noodloop een druk wordt gekreëerd die afhankelijk is van het motortoerental, zoals beschreven in de Europese oktrooiaanvrage nr 487. 128, kan de primaire druk evenredig worden gemaakt met die nooddruk. Op deze manier is bij lage motortoerentallen de sekundaire druk maximaal en de primaire druk zeer laag, wat betekent dat de transmissie in "Low" staat. Als het motortoerental toeneemt, stijgt de primaire druk.
Bij een bepaald motortoerental is de primaire druk zo groot dat de transmissie opschakelt en het voertuig versnelt.
<Desc/Clms Page number 7>
Als de primaire druk de maximale waarde bereikt die bij een elektronisch gestuurde dubbele drukregeling gebruikt wordt, dan zal de transmissie nog niet ver zijn opgeschakeld omwille van de hoge sekundaire druk, zodat een noodloopschakeling zoals voorgesteld in het EP 487. 128 op zich geen voldoening biedt.
Volgens de uitvinding wordt het voornoemde geheel dan ook gekombineerd met een noodloopschakeling die een verder opschakelen van de transmissie-eenheid toelaat, waarbij deze schakeling volgens de uitvinding erin voorziet dat de druk in de sekundaire drukcilinder in noodloop kan dalen, waardoor een verder opschakelen mogelijk is.
Met het inzicht de kenmerken van de uitvinding beter aan te tonen, is hierna als voorbeeld zonder enig beperkend karakter een voorkeurdragende uitvoeringsvorm beschreven, met verwijzing naar de bijgaande tekeningen, waarin : figuur 1 schematisch een transmissie-eenheid volgens de uitvinding weergeeft ; figuur 2 op een grotere schaal het gedeelte weergeeft dat in figuur 1 met F2 is aangeduid ; figuur 3 een praktische uitvoeringsvorm weergeeft van het gedeelte dat in figuur 1 met F3 is aangeduid ; figuur 4 op een kleinere schaal een geschematiseerde doorsnede weergeeft volgens lijn IV-IV in figuur 3.
Zoals weergegeven in figuren 1 tot 3 heeft de uitvinding betrekking op een transmissie-eenheid 1 van het type dat gebruik maakt van een kontinu variabele overbrenging 2.
De kontinu variabele overbrenging 2 bestaat hierbij uit een primaire poelie 3 op een ingaande as 4 ; een sekundaire poelie 5 op een uitgaande as 6 ; een eindloos overbrengings-
<Desc/Clms Page number 8>
element 7 tussen de beide poelies 3 en 5, zoals een riem ; een primaire drukcilinder 8 die met de primaire poelie 3 samenwerkt ; en een sekundaire drukcilinder 9 die met de sekundaire poelie 5 samenwerkt, waarbij de poelies 3 en 5 en de drukcilinders 8 en 9 toelaten dat de loopstralen van het eindloos overbrengingselement 7 op de poelies 3 en 5, en bijgevolg de overbrengingsverhouding kunnen worden gewijzigd.
Hiertoe zijn elk der beide poelies 3 en 5 zoals bekend V-vormig en vertonen elk onderling axiaal verschuifbare schijfhelften 10-11 en 12-13.
Zoals nog is weergegeven in de figuur 1 wordt de ingaande as 4 aangedreven door de motor 14 van het voertuig, via een omkeereenheid 15 die hierna nog wordt beschreven. De uitgaande as 6 voorziet in de aandrijving van de wielen 16 via een aantal niet weergegeven overbrengingen en een differentieel 17.
De overbrengingsverhouding van de kontinu variabele overbrenging 2 wordt in funktie van verschillende parameters geregeld. Hierbij worden de drukken in de drukcilinders 8 en 9 in funktie van stuursignalen 18 en 19, afkomstig van een stuureenheid 20, ingesteld, met behulp van een drukregelcircuit 21.
Het drukregelcircuit 21 kan op verschillende wijzen zijn opgebouwd. Bij wijze van voorbeeld is in de figuur een drukregelcircuit weergegeven dat bestaat uit pulsgestuurde elektromagnetische ventielen 22 en 23, die door de elektrische stuursignalen 18 en 19 worden aangestuurd en die een overeenstemmende hydraulische stuurdruk afleveren ; een primair en sekundair hulpregelventiel, respektievelijk 24 en 25, die door middel van de ventielen 22 en 23 worden
<Desc/Clms Page number 9>
aangestuurd ; en regelventielen 26 en 27 die op hun beurt worden aangestuurd door de hulpregelventielen 24 en 25 en die via leidingen 28-29 en 30-31 de druk in de respektievelijke drukcilinders 8 en 9 regelen.
Het drukregelcircuit 21 wordt hierbij gevoed door middel van een pomp 32, met hydraulisch medium afkomstig uit een reservoir 33.
Het medium wordt vanaf de pomp 32 aan de hulpregelventielen 24 en 25 toegevoerd via leidingen 30-34, een drukreduceerventiel 35, leiding 36 en een drukregelventiel 37 dat via een leiding 38 in een konstante druk aan de ingangen van de hulpregelventielen 24 en 25 voorziet. De ventielen 22 en 23 worden gevoed via een drukregelventiel 39, dat in een konstante druk, lager dan de eerstgenoemde konstante druk, aan de ingangen 40 en 41 van de ventielen 22 en 23 voorziet.
De regelventielen 26 en 27 zijn doorgaans in serie geplaatst. Hierbij wordt het opgepompte hydraulische medium eerst via leidingen 34-30 en poort 42 aan het regelventiel 27 toegevoerd. Afhankelijk van de plaats van het kleplichaam 43 van dit regelventiel 27 wordt een gedeelte van het medium in mindere of meerdere mate via een poort 44 afgevoerd en kan de druk in de leidingen 30-31 en dus ook in de primaire drukcilinder 8 worden gewijzigd.
Het aan de poort 44 afgevoerde medium wordt aan het regelventiel 26 toegevoerd. Het via een poort 45 hieraan toegevoerde medium wordt dan weer, afhankelijk van de stand van het kleplichaam 46 van het regelventiel 26 afgevoerd via een poort 47, zodanig dat de druk aan de poort 47, welke met leiding 28 in verbinding staat, en dus ook de druk in de drukcilinder 9 kan worden gewijzigd. Het via de poort 47 afgevoerde medium wordt naar de aanzuigzijde van
<Desc/Clms Page number 10>
de pomp 32 gevoerd, wat zoals hierna beschreven kan gebeuren langs verschillende verbruikers van medium.
Om te bekomen dat zowel de kracht uitgeoefend door de primaire drukcilinder 8 als de kracht uitgeoefend door de sekundaire drukcilinder 9 optimaal kunnen worden ingesteld, vertoont de eerste drukcilinder 8 in deze uitvoering een groter drukoppervlak dan de sekundaire drukcilinder 9.
Hierdoor kan op ieder ogenblik in de leiding 29 een kleinere druk gehandhaafd worden dan in de leiding 31, wat noodzakelijk is om de voornoemde serieschakeling van de regelventielen 26 en 27 te kunnen realiseren en om te bekomen dat aan de primaire drukcilinder 8 indien nodig toch een grotere kracht kan worden gerealiseerd dan aan de sekundaire drukcilinder 9, onafhankelijk van het feit dat de druk in de leiding 29 steeds lager is dan in de leiding 31.
De precieze werking van het drukregelcircuit 21 is op zich bekend en kan bovendien eenvoudig uit de bijgaande figuren worden afgeleid en wordt hierna dan ook niet verder toegelicht.
Zoals schematisch is weergegeven in figuur 1, en meer in detail in figuur 3, bestaat de voornoemde omkeereenheid 15 uit een overbrenging 48, doorgaans een planetaire overbrenging, en koppelmiddelen, meer speciaal een vooruitkoppeling 49 en een achteruitkoppeling 50, om afwisselend welbepaalde gedeelten van de overbrenging 48 onderling te blokkeren, zodanig dat de uitgaande as van de omkeereenheid 15, die gekoppeld is met de voornoemde as 4, naar keuze met dezelfde draaizin of tegengestelde draaizin dan de motoras 51 wordt aangedreven.
<Desc/Clms Page number 11>
Omkeereenheden 15 die gebruik maken van een planetaire overbrenging 48 zijn algemeen bekend. De opbouw en werking kan uit figuren 3 en 4 worden afgeleid.
Bij de bekrachtiging van de vooruitkoppeling 49 wordt de draaibeweging van de ingaande as 52, die gekoppeld is met de motoras 51, via een planetendrager 53, de gesloten koppeling 49 en met de as 4 meedraaiende konstruktiedelen 54-55 rechtstreeks op deze as 4 overgedragen. Bij het bekrachtigen van de achteruitkoppeling 50 wordt een tandkrans 56 geblokkeerd die met planeetwielen 57 van de planetendrager 53 samenwerkt, zodanig dat de draaibeweging van de as 52 via de planetendrager 53, de planeetwielen 57 en een zonnewiel 58 omgekeerd op de as 4 wordt overgedragen.
De vooruitkoppeling 49 en achteruitkoppeling 50 bestaan uit natte platenkoppelingen. Deze koppelingen maken zoals weergegeven in figuur 3 gebruik van wrijvingsplaten 59-60 en 61-62 die tegen elkaar kunnen worden gedrukt door middel van drukcilinders 63 en 64 via aandrukdelen 65 en 66.
De drukcilinder 63 of 64 wordt in funktie van de gewenste rijrichting bekrachtigd door hieraan medium onder druk toe te voeren, waarbij de toevoer geschiedt via een leiding 67 en een handbediend ventiel 68 dat in verbinding staat met de pook 69 van het voertuig en via leidingen 70 en 71. De toevoer van medium aan de leiding 67 kan op verschillende wijzen gebeuren. In het weergegeven voorbeeld is de leiding 67 hiertoe, zoals hierna nog wordt beschreven onrechtstreeks op de uitgang 72 van het drukreduceerventiel 35 aangesloten.
Om de voornoemde wrijvingsplaten 59-60-61-62 te koelen, wordt hieraan hydraulisch medium toegevoerd, wat bij de bestaande uitvoeringen gebeurt door hiertoe het medium uit
<Desc/Clms Page number 12>
de leidingen 70 en 71 te benutten, wat tot de in de inleiding genoemde nadelen leidt.
Het bijzondere van de uitvinding bestaat erin dat deze nadelen worden uitgesloten door de koppelmiddelen, waarmee de vooruitkoppeling 49 en de achteruitkoppeling 50 worden bedoeld, te koelen door middel van een koelcircuit 73 dat een toevoer 74 voor hydraulisch medium vertoont die gescheiden is van de toevoer 75 die in de bekrachtiging van de koppelmiddelen voorziet.
De toevoer 74 staat bij voorkeur via leidingen 76-77-78 in verbinding met de poort 47 van het primair regelventiel 26.
Zoals weergegeven in de bijgaande figuren 1 en 2 verloopt de toevoer van koelmedium bij voorkeur ook via een schakelventiel 79, dat gekoppeld is met het ventiel 68, zodanig dat uitsluitend koelmedium aan de ingeschakelde koppeling 49 of 50 wordt toegevoerd, respektievelijk via leidingen 80 en 81. De ventielen 68 en 69 kunnen in eenzelfde huis 82 zijn ondergebracht en eenzelfde kleplichaam 83 bezitten.
De gescheiden toevoer van koelmedium wordt bij voorkeur geregeld door middel van een regelventiel 84, onafhankelijk van de bekrachtigingsdruk waarmee de drukcilinders 63 en 64 worden bevolen. Dit regelventiel 84 vertoont bij voorkeur een veerbelast kleplichaam 85, dat afhankelijk van de druk in de leiding 76 meer of minder vloeistof uit deze leiding laat ontsnappen, via een uitlaatpoort 86, waardoor een drukregeling in de leidingen 76-77-78 tot stand wordt gebracht, en dus ook in de koeltoevoer, meer speciaal de leidingen 80 of 81, van de ingeschakelde koppeling 49 of 50.
<Desc/Clms Page number 13>
Om een optimale regeling toe te laten, meer speciaal om te bekomen dat het koeldebiet regelbaar is en niet abnormaal groot wordt, is in de toevoer een restriktie 87 aangebracht.
In de gescheiden toevoer van het medium dat benut wordt om de voornoemde koppelingen 49 en 50 te koelen, is bij voorkeur een koeler 88 ingebouwd, bijvoorbeeld stroomafwaarts van de restriktie 87.
In de leiding 77 kan een aftakking 89 aangebracht zijn om het eindloos overbrengingselement 7 te smeren en/of te koelen, bijvoorbeeld via een bandsmeerpijp 90.
De werking van de koelcircuit 73 kan uit figuren 1 tot 3 en de voorgaande beschrijving worden afgeleid. De koeling gebeurt doordat een gedeelte van het medium afkomstig van de leiding 76 via leidingen 77-78 en 80 of 81 aan de ingeschakelde koppeling 49 of 50 wordt toegevoerd, waarbij dit medium onderweg in de koeler 88 op een lage temperatuur wordt gebracht.
Het regelventiel 84 zorgt ervoor dat de toevoer van koelmedium evenredig gebeurt met het toevoerdebiet van de pomp 32 en dus met het toerental van de motor 14 van het voertuig.
Het is duidelijk dat het regelventiel 84 niet noodzakelijk zoals hiervoor beschreven hoeft te funktioneren. Volgens een variante kan immers ook gebruik worden gemaakt van een door middel van een stuureenheid of dergelijke gestuurd ventiel, waarbij de aansturing in funktie van verschillende parameters gebeurt, bijvoorbeeld in funktie van temperatuurmetingen aan de respektievelijke koppelingen 49 en 50. De uitvoering van de bijgaande figuur biedt echter het voordeel dat geen supplementaire elektronische stuurmiddelen noodzakelijk zijn.
<Desc/Clms Page number 14>
Volgens de voorkeurdragende uitvoeringsvorm is de transmissie-eenheid l ook nog voorzien van koppelingsregeling 91, die zoals reeds vermeld in de inleiding het voordeel biedt dat de druk in de koppelingen 49 en 50 kan geregeld worden zonder dat er enig noemenswaardig verlies is van hydraulisch medium.
Volgens de uitvinding vertoont deze koppelingsregeling 91 hiertoe het kenmerk dat de toevoer 92 en de afvoer 93 van hydraulisch medium voor het bekrachtigen van de koppelingen 49 en 50 gescheiden zijn van elkaar. Meer speciaal wordt hiertoe gebruik gemaakt van afzonderlijke regelmiddelen, die in het weergegeven voorbeeld bestaan uit regelventielen 94 en 95, bij voorkeur elektromagnetisch gestuurde ventielen, die parallel geplaatst staan en die de koppelingsdruk rechtstreeks kunnen regelen.
Hierbij wordt hydraulisch medium via leidingen 34,30, 96 en 97 aan het regelventiel 64 toegevoerd. De toegevoerde druk wordt hierbij op een konstante waarde afgeregeld, bijvoorbeeld door middel van het voornoemde ventiel 35 en een drukregelventiel 98.
Het regelventiel 94 staat met zijn uitgang 99 via leidingen 100 en 67, via het voornoemde manueel ventiel 68 en via de leidingen 70 en 71 in verbinding met de drukcylinder 63 of 64 van respektievelijk de vooruitkoppeling 49 of de achteruitkoppeling 50. Het regelventiel 94 heeft een regelbare doortocht, zodat de doorlaat van medium progressief regelbaar is. Hiertoe kan dit regelventiel 94 pulsgestuurd zijn, waarbij bijvoorbeeld de pulsbreedte wordt gewijzigd.
Het tweede regelventiel 95 is met zijn ingang 101 parallel aangesloten op de leiding 100, terwijl de uitgang 102 is gevormd door een afblaasopening, met andere woorden een
<Desc/Clms Page number 15>
uitgang waarlangs het medium vrij kan weglopen naar het reservoir 33.
Het tweede regelventiel 95 is bij voorkeur een tweestandenventiel, met andere woorden een ventiel dat ofwel gesloten is, ofwel volledig geopend is.
De beide regelventielen 94 en 95 zijn onderling zodanig gekoppeld dat het regelventiel 95 enkel open wordt gezet als het eerste regelventiel 94 dicht staat.
De regelventielen 94 en 95 worden aangestuurd door middel van een stuureenheid 103, die eventueel ge ntegreerd is in de voornoemde stuureenheid 20.
Verder wordt opgemerkt dat in ieder van de zuigers drukcilinders 63 en 64 een kleine opening, respektievelijk 104 en 105 in figuur 3, aanwezig is, die toelaten dat het medium langzaam hieruit kan weglekken.
De werking van de koppelingsregeling 91 is als volgt. In het regelventiel 94 kan een verbinding worden gemaakt tussen de leiding 97 en de drukcilinder 63 of 64 van de ingeschakelde koppeling 49 of 50, waardoor de koppelingsdruk in de betreffende koppeling stijgt. Door het regelventiel 94 te sluiten kan men de koppelingsdruk langzaam laten dalen, doordat het hydraulisch medium in de betreffende drukcilinder 63 of 64 dan langzaam via de opening, hetzij 104, hetzij 105 weglekt.
Indien de koppelingsdruk echter snel moet dalen, wordt het eerste regelventiel 94 gesloten en het tweede regelventiel 95 geopend, waardoor de druk plots wegvalt.
<Desc/Clms Page number 16>
Het is duidelijk dat op deze wijze vrijwel geen verlies van hydraulisch medium ontstaat tijdens het regelen, daar de openingen 104 en 105 zeer klein kunnen zijn.
Het is ook niet uitgesloten deze openingen weg te laten en iedere gewenste drukdaling uitsluitend door het regelventiel 95 te realiseren of door nog een ander ventiel.
Verder geniet het ook de voorkeur dat de transmissie-eenheid 1 in kombinatie met het voornoemde koelcircuit 73 en/of de voornoemde koppelingsregeling 91 nog is voorzien van een noodloopschakeling 106, met als kenmerk dat deze schakeling een regeling omvat die toelaat dat de sekundaire druk, met andere woorden de druk in de drukcilinder 9 in noodloop kan dalen, waarbij deze bij voorkeur pas daalt vanaf het ogenblik dat de normale maximale primaire druk, met andere woorden de maximale druk in de primaire drukcilinder 8, is bereikt. De normale maximale druk is de druk die maximaal tijdens de normale werking wordt aangelegd en is ook de druk waarvoor de drukcilinder 8 berekend is.
Deze noodloopschakeling 106 bestaat volgens de uitvinding in de kombinatie van eerste middelen 107 die bij het falen van de elektronische sturing het primaire regelcircuit, in dit geval het hulpregelventiel 24, aansturen in funktie van het toerental van de motoras 51 en tweede middelen 108 die bij het bereiken van een welbepaalde druk in de primaire drukcilinder 8 een daling van de druk in de sekundaire drukcilinder 9 tot stand brengen.
In het weergegeven voorbeeld van figuren 1 en 2 bestaan de eerste middelen 107 uit, enerzijds, een ventiel 109 dat ervoor zorgt dat de verbinding tussen het ventiel 22 en het hulpregelventiel 24, welke gevormd is door op het ventiel 109 aansluitende leidingen 110 en 111, bij noodloop
<Desc/Clms Page number 17>
onderbroken wordt en de leiding 111 verbonden wordt met een leiding 112 waarin een druk heerst die evenredig is met het toerental van de pomp 32 en met het toerental van de motoras 51 en, anderzijds, een restriktie 113 die een drukopbouw in de voornoemde leiding 112 toelaat.
Het ventiel 109 bezit bij voorkeur een veerbelast kleplichaam 114 waaraan via een poort 115 een zodanige druk wordt aangelegd op het ogenblik dat de elektronika van de sturing faalt, dat het kleplichaam 114 tegen de kracht van de betreffende veer 116 wordt verplaatst. Hiertoe staat deze poort 115 via een leiding 117 in verbinding met de uitgang van het ventiel 22, waarbij dit laatste zodanig is opgevat dat bij het uitvallen van de elektronika automatisch een verbinding ontstaat tussen de ingang 41 en de uitgang ervan, en de doorgelaten druk maximaal wordt.
Verder is het ventiel 109 zodanig opgevat dat tijdens de normale werking de voornoemde leiding 112 via poorten 118 en 119 vrij in verbinding staat met een afvoerleiding 120, en het ventiel 22 via de leiding 110, via poorten 121 en 122 en via de leiding 111 in verbinding staat met het hulpregelventiel 24, terwijl bij het verplaatsen van het kleplichaam 114 de poort 119 wordt gesloten en het hydraulisch medium gedwongen wordt langs de restriktie 113 weg te stromen, en tevens de poort 121 wordt afgesloten en de poort 122 in verbinding wordt gesteld met een poort 123 waaraan de druk uit de leiding 112 is aangelegd, zodanig dat deze druk in de aansturing van het hulpregelventiel 24 voorziet.
De voornoemde tweede middelen 108 bestaan in het weergegeven voorbeeld uit een ventiel 124 dat bij het bereiken van een welbepaalde druk in de leiding 112 een verbinding maakt tussen de primaire drukcilinder 8 en de
<Desc/Clms Page number 18>
sekundaire drukcilinder 9. Hiertoe kan zoals weergegeven gebruik worden gemaakt van een ventiel 124 met een veerbelast kleplichaam 125 waaraan via een poort 126 de druk van de leiding 112 kan worden aangelegd, via een leiding 127, waarbij dit kleplichaam 125 door verschuiving tegen de kracht van de veer 128 een verbinding vormt tussen een poort 129 die via een leiding 130 en verder de leiding 29 in verbinding staat met de primaire drukcilinder 8 en een poort 131 die via een leiding 132 en voornoemde leidingen 34 en 31 in verbinding staat met de sekundaire drukcilinder 9.
Het ventiel 124 is zodanig gekoncipieerd dat de druk in de leiding 112 zodanig kan stijgen dat de overbrenging 2 opschakelt tot de maximaal toegestane druk in de drukcilinder 8 bereikt is en dan pas een verbinding tussen de poorten 129 en 131 wordt gemaakt, die toelaat dat de druk in de drukcilinder 9 daalt tot hij gelijk is aan deze in de drukcilinder 8 en zodoende de overbrenging 2 verder opschakelt.
De noodloopschakeling 106 is verder nog voorzien van een beveiliging die de stuurdruk bij noodloop, t. t. z. de druk in de leiding 112 beperkt tot een welbepaalde waarde om beschadigingen bij extreem hoge drukken uit te sluiten. De beveiliging wordt gevormd door een poort 133 in het ventiel 124, die bij een extreem hoge druk in de leiding 112 toelaat dat medium via deze poort 133 wegstroomt.
De noodloopschakeling 106 kan verder nog voorzien zijn van een ventiel 134 dat de koppelingsregeling 91 uitschakelt in geval van noodloop, zodat een ongewenst funktioneren van een van de regelventielen 94 of 95 geen ongewenste effekten in de aansturing van de koppelingen 49 en 50 teweegbrengt. Dit ventiel 134 vertoont eveneens een veerbelast
<Desc/Clms Page number 19>
kleplichaam 135 waarop via een poort 136 een druk wordt uitgeoefend in geval van noodloop, wat hiertoe ook op de leiding 117 is aangesloten. Het ventiel 134 is hierbij zodanig opgevat dat de voornoemde leidingen 100 en 67 tijdens de normale werking worden verbonden via poorten 137 en 138, doch dat bij noodloop de poort 137 wordt afgesloten en de poort 138 wordt verbonden met een poort 139 waaraan via leidingen 140 en 141-38 een druk wordt aangelegd die permanent voorhanden is.
Deze druk kan eventueel hydraulisch-mechanisch afgeregeld worden door middel van een ventiel 142 dat in de leidingen 140-141 is aangebracht.
De werking van de noodloopschakeling 106 kan eenvoudig uit figuren 1 en 2 en de voorgaande beschrijving worden afgeleid en is hoofdzakelijk als volgt.
Bij het falen van de elektronische aansturing ontstaat in het ventiel 23 een vrije doorgang. Hierdoor wordt de druk die permanent aanwezig is aan de ingang 41 van het ventiel 23 via de leiding 117 aan de poorten 115 en 136 van de ventielen 109 en 134 aangelegd, waardoor het kleplichaam 114 naar rechts en het kleplichaam 135 naar links wordt geplaatst.
Enerzijds wordt hierdoor bekomen dat de druk in de primaire drukcilinder 8 wordt geregeld in funktie van de druk in de leidingen 111-112, welke vanwege de restriktie 113 evenredig is met het debiet van de pomp 32 en dus met het toerental van de motoras 51. Hierdoor schakelt de overbrenging 2 op en is het mogelijk weg te rijden wanneer de voornoemde elektronika faalt.
Anderzijds wordt, door middel van het ventiel 134, de koppelingsregeling 91 volledig buiten werking gesteld en
<Desc/Clms Page number 20>
wordt de koppelingsdruk hydraulisch geregeld door de toevoer van medium via leidingen 141,140 en 67.
Van zodra de druk in de primaire drukcilinder 8 maximaal is, schuift het kleplichaam 125 naar links en worden de drukcilinders 8 en 9 met elkaar verbonden, zodat de druk in de sekundaire drukcilinder 9, die normaal hoger is dan de maximale druk in de primaire drukcilinder 8, daalt en de overbrenging 2 verder opschakelt.
Hierdoor wordt bekomen dat in noodloop een opschakeling over een wijd bereik mogelijk is en ook in noodloop een redelijk rijgedrag van het voertuig wordt bekomen.
Bij voorkeur staat de noodloopschakeling 106 in serie achter het koelcircuit 73 geschakeld, met andere woorden wordt gevoed door het overtollige medium dat aan het koelcircuit 73 wordt afgelaten.
Verder kan nog in een aftakking 143 worden voorzien die de smering van de planetaire overbrenging 48 verzorgt.
De huidige uitvinding is geenszins beperkt tot de als voorbeeld beschreven en in de figuren weergegeven uitvoeringsvorm, doch de voornoemde werkwijze en transmissie-eenheid kunnen volgens verschillende varianten worden verwezenlijkt zonder buiten het kader van de uitvinding te treden.
<Desc / Clms Page number 1>
A method of cooling a transmission unit for motor vehicles and a transmission unit which is cooled according to this method. This invention relates to a method of cooling a transmission unit for motor vehicles, as well as to a transmission unit cooled by this method.
More specifically, it relates to a transmission unit of the type consisting of a continuously variable transmission, a reversing unit with hydraulically controlled coupling means which enable the direction of travel to be determined and a hydraulic circuit, the hydraulic medium of which is used for both the power and cooling of the coupling means.
As is known, such a continuously variable transmission consists of two V-shaped pulleys between which an endless transmission element is arranged. Each pulley is hereby formed by two conical pulley halves displaceable relative to each other, such that the transmission ratio can be changed by disassembling the pulley halves more or less. The mutual position of the pulley halves is controlled in function of various data by means of hydraulic pressure cylinders which are controlled by hydraulic or electro-hydraulic control means.
The reversing unit, which allows to determine the direction of travel, may consist of the combination of a planetary gear and two friction clutches co-operating therewith, a forward clutch and a forward clutch respectively.
<Desc / Clms Page number 2>
reverse coupling, all this in such a way that the turning sense of the input and output shaft remains the same or is reversed by switching on one or the other coupling.
It is known that in the drive-away phase the actuated clutch, either the forward clutch or the reverse clutch, slips. The clutch in question then dissipates a certain power which is proportional to the delivered torque of the engine and to the slip speed, whereby the slip speed is the difference between the engine speed and the speed of the primary shaft. The power dissipated is therefore high with powerful engines and high slip speeds.
In order to prevent the relevant coupling from burning, this power must be removed. With a wet-plate clutch, this is done by passing a certain flow rate of the hydraulic medium as cooling medium to the slipping clutch. It is clear that the greater the dissipated power, the greater the cooling flow rate must be.
In the classic wet-disc clutch units, cooling is done with the pressure energizing the clutch. As a result, the cooling flow rate according to the root function depends on the coupling pressure, in other words if the coupling pressure quadruples, the cooling flow rate doubles.
However, the required cooling flow is more than linear depending on the coupling pressure. It is true that the torque is directly proportional to the coupling pressure and that higher pressures in practice also mean higher slip speeds.
<Desc / Clms Page number 3>
In order to ensure that there is always sufficient cooling, it is known to increase the cooling flow so that at the maximum torque of the engine, and therefore also at the maximum clutch pressure, as well as at the maximum clutch slip, sufficient cooling medium is supplied.
However, this method has the drawback that at lower coupling pressures, such as, for example, in the creep phase, more cooling medium is supplied than is necessary. As the engine is more powerful and the maximum slip speeds increase, the flow rate of the fluid uselessly going to the clutch increases at a low clutch pressure. It is clear that this flow must be supplied by the hydraulic medium pump and that this flow is necessary. If the pump does not do this, the coupling pressure will drop. In terms of cooling, this would not be a problem since there was still a surplus of cooling medium, but since the coupling pressure directly determines the driving behavior of the car, this can lead to a poorly driving car.
It is further known that the oil management of a transmission unit of the above-mentioned type is usually the most critical in the creep phase. If too much cooling oil goes to the clutch at this stage, the pump displacement will have to be greater than is functionally possible, at the expense of the efficiency of the transmission unit and thus at the expense of fuel consumption.
The present invention aims to provide a solution to this problem.
For this purpose, the invention consists of a method for cooling a transmission unit for motor vehicles, in particular a transmission unit of the aforementioned type, characterized in that the coupling means
<Desc / Clms Page number 4>
are cooled via a hydraulic medium supply which is separate from the supply that provides forward or reverse feedback.
A separate supply offers the advantage that the supply of coolant, in this case hydraulic medium from the aforementioned circuit, can take place independently of the pressure at which the couplings are energized, and that the supply can be made at any time in function of the desired cooling effect.
The invention also relates to a transmission unit applying the aforementioned method.
According to the preferred embodiment, the above-mentioned whole is combined with a special coupling control.
It is known that when controlling a plate clutch of a continuously variable transmission, use is usually made of a valve with which the pressure in the pressure cylinder of the engaged clutch, either forward clutch or reverse clutch, can be both increased and decreased. There are two options for positioning this valve. Either this valve is placed in series, where all the pump flow that is not used elsewhere, goes through this valve, or this valve is placed in parallel, only the flow required for the clutch control goes through the valve.
The big advantage of a parallel valve is the controllability. Changes in the pump flow rate due to changing engine speeds or the activation of other consumers do not affect the coupling pressure.
<Desc / Clms Page number 5>
A drawback, however, is the large consumption of hydraulic medium. After all, in order to allow the coupling pressure to drop rapidly, there must be a connection between the pressure cylinder of the relevant coupling and a blow-off opening, with the result that this connection will permanently leak a certain amount of medium, so that a larger pump is required.
According to the coupling control which is used according to the invention in combination with the relevant method of cooling, this is solved by using separate control means which are placed in parallel and which provide for applying and relieving the pressure, respectively. By excluding the use of a permanent opening, it is avoided that an unnecessarily large amount of medium has to be pumped up in order to achieve an adequate regulation.
It is further preferred that the aforementioned whole is combined with a special emergency running circuit which solves the problem outlined below.
It is known that in the regulation of a continuously variable transmission the pressures in and the flows to and from the two pressure cylinders, of the primary pulley and secondary pulley respectively, must be checked in order to ensure that the transmission can be changed without endless transmission element slips. According to a first known possibility, the pressure in one of the printing cylinders is regulated and the flow rate to and from the other printing cylinder. The pressure in the latter printing cylinder is then a result of the flow rate. According to a second possibility, the pressures in the two printing cylinders are controlled, which
<Desc / Clms Page number 6>
as can be known by means of an electronic control.
At a high gear ratio of the gear, both pressures must be high to avoid slip. Also, the ratio of both pressures must also be high to achieve the desired transmission ratio. At a low gear ratio, both pressures can be relatively low without slipping, and the ratio of both pressures must be small to achieve that gear ratio.
With electronic control according to the double pressure principle, both pressures can be electronically controlled between their minimum and maximum values, depending on the required squeezing force and the desired transmission ratio. However, in the event of electronics failure, a hydraulic control system should operate so that the transmission unit is not damaged and the driver can continue to drive, which is called emergency running.
In emergency operation, the maximum secondary pressure is initially required to drive in the highest gear ratio with full torque without tire slip. If in emergency run a pressure is created which is dependent on the engine speed, as described in European patent application no. 487. 128, the primary pressure can be made proportional to that emergency pressure. In this way, at low engine speeds, the secondary pressure is maximum and the primary pressure is very low, which means that the transmission is in "Low". As the engine speed increases, the primary pressure increases.
At a certain engine speed, the primary pressure is so great that the transmission shifts up and the vehicle accelerates.
<Desc / Clms Page number 7>
If the primary pressure reaches the maximum value that is used in an electronically controlled double pressure control, the transmission will not have been shifted up far due to the high secondary pressure, so that an emergency running circuit as proposed in EP 487. 128 is not satisfactory in itself .
According to the invention, the aforementioned whole is therefore combined with an emergency running circuit which permits further upshifting of the transmission unit, wherein this circuit according to the invention provides that the pressure in the secondary pressure cylinder can fall in emergency running, so that further upshifting is possible .
With the insight to better demonstrate the features of the invention, a preferred embodiment is described hereinafter as an example without any limitation, with reference to the accompanying drawings, in which: figure 1 schematically represents a transmission unit according to the invention; figure 2 shows on a larger scale the part indicated by F2 in figure 1; figure 3 represents a practical embodiment of the part indicated by F3 in figure 1; figure 4 shows on a smaller scale a schematic section according to line IV-IV in figure 3.
As shown in Figures 1 to 3, the invention relates to a transmission unit 1 of the type using a continuously variable transmission 2.
The continuously variable transmission 2 here consists of a primary pulley 3 on an input shaft 4; a secondary pulley 5 on an output shaft 6; an endless transmission
<Desc / Clms Page number 8>
element 7 between the two pulleys 3 and 5, such as a belt; a primary printing cylinder 8 cooperating with the primary pulley 3; and a secondary pressure cylinder 9 cooperating with the secondary pulley 5, the pulleys 3 and 5 and the pressure cylinders 8 and 9 allowing the running radii of the endless transmission element 7 on the pulleys 3 and 5, and consequently the transmission ratio, to be changed.
For this purpose, each of the two pulleys 3 and 5 are, as known, V-shaped and each has axially displaceable disc halves 10-11 and 12-13.
As still shown in figure 1, the input shaft 4 is driven by the engine 14 of the vehicle, via a reversing unit 15, which will be described below. The output shaft 6 provides the driving of the wheels 16 via a number of transmissions (not shown) and a differential 17.
The gear ratio of the continuously variable gear 2 is controlled in function of various parameters. Here, the pressures in the pressure cylinders 8 and 9 are adjusted in function of control signals 18 and 19, originating from a control unit 20, by means of a pressure control circuit 21.
The pressure control circuit 21 can be constructed in various ways. By way of example, the figure shows a pressure control circuit consisting of pulse-controlled solenoid valves 22 and 23, which are controlled by the electric control signals 18 and 19 and which deliver a corresponding hydraulic control pressure; a primary and secondary auxiliary control valve, 24 and 25, respectively, which are actuated by means of the valves 22 and 23
<Desc / Clms Page number 9>
directed; and control valves 26 and 27 which in turn are actuated by the auxiliary control valves 24 and 25 and which regulate the pressure in the respective pressure cylinders 8 and 9 via lines 28-29 and 30-31.
The pressure control circuit 21 is supplied here by means of a pump 32, with hydraulic medium coming from a reservoir 33.
The medium is supplied from the pump 32 to the auxiliary control valves 24 and 25 via lines 30-34, a pressure reducing valve 35, line 36 and a pressure control valve 37 which provides constant pressure to the inputs of the auxiliary control valves 24 and 25 via a line 38. Valves 22 and 23 are supplied through a pressure control valve 39, which provides a constant pressure, lower than the former constant pressure, at the inputs 40 and 41 of valves 22 and 23.
The control valves 26 and 27 are usually placed in series. The pumped hydraulic medium is first supplied to the control valve 27 via lines 34-30 and port 42. Depending on the location of the valve body 43 of this control valve 27, a part of the medium is discharged to a greater or lesser extent via a port 44 and the pressure in the pipes 30-31 and thus also in the primary pressure cylinder 8 can be changed.
The medium discharged at port 44 is supplied to the control valve 26. Depending on the position of the valve body 46 of the control valve 26, the medium supplied via a port 45 is then discharged via a port 47, such that the pressure at the port 47, which is connected to line 28, and thus also the pressure in the printing cylinder 9 can be changed. The medium discharged through port 47 is directed to the suction side of
<Desc / Clms Page number 10>
the pump 32 is fed, which can be done as described below by different consumers of medium.
In order to ensure that both the force exerted by the primary printing cylinder 8 and the force exerted by the secondary printing cylinder 9 can be optimally adjusted, the first printing cylinder 8 in this embodiment has a larger printing surface than the secondary printing cylinder 9.
This allows at any time a smaller pressure to be maintained in the line 29 than in the line 31, which is necessary in order to be able to realize the aforementioned series connection of the control valves 26 and 27 and to ensure that, if necessary, the primary pressure cylinder 8 nevertheless greater force can be realized than on the secondary printing cylinder 9, regardless of the fact that the pressure in the line 29 is always lower than in the line 31.
The precise operation of the pressure control circuit 21 is known per se and can moreover be easily deduced from the accompanying figures and is therefore not further elucidated hereinafter.
As schematically shown in Figure 1, and in more detail in Figure 3, the aforementioned reversing unit 15 consists of a transmission 48, usually a planetary transmission, and coupling means, more specifically a forward clutch 49 and a reverse clutch 50, to alternately define specific portions of the mutually block transmission 48 such that the output shaft of the reversing unit 15, which is coupled to the aforementioned shaft 4, is optionally driven with the same sense of rotation or opposite sense of rotation as the motor shaft 51.
<Desc / Clms Page number 11>
Reversing units 15 using a planetary gear 48 are well known. The construction and operation can be derived from figures 3 and 4.
When the forward clutch 49 is energized, the rotary movement of the input shaft 52, which is coupled to the motor shaft 51, is transmitted directly to this shaft 4 via a planet carrier 53, the closed coupling 49 and the construction parts rotating with the shaft 4. When the reverse gear 50 is energized, a gear ring 56 is engaged which cooperates with planet wheels 57 of the planet carrier 53, such that the rotational movement of the shaft 52 is transmitted in reverse to the shaft 4 via the planet carrier 53, the planet wheels 57 and a sun gear 58.
The forward clutch 49 and reverse clutch 50 consist of wet plate clutches. As shown in Figure 3, these couplings use friction plates 59-60 and 61-62 which can be pressed together by means of pressure cylinders 63 and 64 via pressing parts 65 and 66.
The pressure cylinder 63 or 64 is energized in function of the desired direction of travel by supplying medium under pressure to it, the supply taking place via a line 67 and a manually operated valve 68 which is connected to the lever 69 of the vehicle and via lines 70 and 71. The supply of medium to conduit 67 can be accomplished in various ways. In the example shown, the line 67 is connected indirectly to the outlet 72 of the pressure reducing valve 35 for this purpose, as will be described below.
In order to cool the aforementioned friction plates 59-60-61-62, hydraulic medium is supplied to them, which in the existing versions is done by removing the medium for this purpose.
<Desc / Clms Page number 12>
using the pipes 70 and 71, which leads to the drawbacks mentioned in the introduction.
The special feature of the invention consists in that these drawbacks are excluded by cooling the coupling means, by which the forward clutch 49 and the reverse clutch 50 are meant, by means of a cooling circuit 73 which has a supply 74 for hydraulic medium which is separated from the supply 75 which provides for the actuation of the coupling means.
The supply 74 is preferably in communication with the port 47 of the primary control valve 26 via lines 76-77-78.
As shown in the accompanying figures 1 and 2, the supply of cooling medium preferably also runs via a switching valve 79, which is coupled to the valve 68, such that only cooling medium is supplied to the engaged coupling 49 or 50, respectively via lines 80 and 81 The valves 68 and 69 can be housed in the same housing 82 and have the same valve body 83.
The separate supply of cooling medium is preferably controlled by means of a control valve 84, independent of the actuation pressure commanding the pressure cylinders 63 and 64. This control valve 84 preferably has a spring-loaded valve body 85, which, depending on the pressure in the line 76, allows more or less liquid to escape from this line, through an outlet port 86, thereby establishing pressure regulation in the lines 76-77-78 , and therefore also in the cooling supply, in particular the pipes 80 or 81, of the engaged coupling 49 or 50.
<Desc / Clms Page number 13>
In order to allow optimum control, more specifically to ensure that the cooling flow rate is adjustable and does not become abnormally large, a restriction 87 is provided in the feed.
A cooler 88 is preferably built into the separate supply of the medium used to cool the aforementioned couplings 49 and 50, for example downstream of the restriction 87.
A branch 89 can be arranged in the line 77 to lubricate and / or cool the endless transmission element 7, for example via a belt lubrication pipe 90.
The operation of the cooling circuit 73 can be deduced from Figures 1 to 3 and the foregoing description. The cooling is effected by supplying part of the medium from the pipe 76 via pipes 77-78 and 80 or 81 to the engaged clutch 49 or 50, this medium being brought to a low temperature in the cooler 88 on the way.
The control valve 84 ensures that the supply of cooling medium is proportional to the supply flow of the pump 32 and thus to the speed of the engine 14 of the vehicle.
It is clear that the control valve 84 does not necessarily have to function as described above. After all, according to a variant, use can also be made of a valve controlled by means of a control unit or the like, the control being effected in function of various parameters, for example in function of temperature measurements at the respective couplings 49 and 50. The embodiment of the accompanying figure offers the advantage, however, that no additional electronic control means are necessary.
<Desc / Clms Page number 14>
According to the preferred embodiment, the transmission unit 1 is also provided with clutch control 91, which, as already mentioned in the introduction, offers the advantage that the pressure in clutches 49 and 50 can be controlled without any significant loss of hydraulic medium.
According to the invention, this clutch control 91 is for this purpose characterized in that the inlet 92 and the outlet 93 of hydraulic medium for energizing the clutches 49 and 50 are separated from each other. More specifically, use is made for this purpose of separate control means, which in the example shown consist of control valves 94 and 95, preferably electromagnetically controlled valves, which are placed in parallel and which can directly control the coupling pressure.
In this case, hydraulic medium is supplied to the control valve 64 via lines 34, 30, 96 and 97. The supplied pressure is hereby adjusted to a constant value, for example by means of the aforementioned valve 35 and a pressure control valve 98.
The control valve 94 communicates with its output 99 via lines 100 and 67, via the aforementioned manual valve 68 and via lines 70 and 71 in connection with the pressure cylinder 63 or 64 of the forward clutch 49 or the reverse clutch 50, respectively. The control valve 94 has a adjustable passage, so that the passage of medium is progressively adjustable. For this purpose, this control valve 94 can be pulse-controlled, whereby, for example, the pulse width is changed.
The second control valve 95 with its input 101 is connected in parallel to the line 100, while the outlet 102 is formed by a blow-off opening, in other words a
<Desc / Clms Page number 15>
outlet through which the medium can flow freely to the reservoir 33.
The second control valve 95 is preferably a two-position valve, in other words a valve that is either closed or fully open.
The two control valves 94 and 95 are mutually coupled in such a way that the control valve 95 is only opened when the first control valve 94 is closed.
The control valves 94 and 95 are controlled by means of a control unit 103, which is optionally integrated in the aforementioned control unit 20.
It is further noted that in each of the pistons pressure cylinders 63 and 64 there are small openings 104 and 105 in Figure 3, respectively, which allow the medium to slowly drain out of it.
The clutch control 91 operates as follows. In the control valve 94, a connection can be made between the line 97 and the pressure cylinder 63 or 64 of the engaged clutch 49 or 50, as a result of which the clutch pressure in the relevant clutch increases. By closing the control valve 94, the coupling pressure can be slowly decreased, because the hydraulic medium in the respective pressure cylinder 63 or 64 then slowly leaks through the opening, either 104 or 105.
However, if the clutch pressure is to drop rapidly, the first control valve 94 is closed and the second control valve 95 is opened, causing the pressure to drop suddenly.
<Desc / Clms Page number 16>
It is clear that in this way there is practically no loss of hydraulic medium during control, since the openings 104 and 105 can be very small.
It is also not excluded to omit these openings and to realize any desired pressure drop exclusively by the control valve 95 or by yet another valve.
Furthermore, it is also preferred that the transmission unit 1, in combination with the above-mentioned cooling circuit 73 and / or the above-mentioned clutch control 91, is further provided with an emergency running circuit 106, characterized in that this circuit comprises a control allowing the secondary pressure, in other words, the pressure in the pressure cylinder 9 in emergency operation can drop, preferably falling only from the moment that the normal maximum primary pressure, in other words the maximum pressure in the primary pressure cylinder 8, has been reached. The normal maximum pressure is the maximum pressure applied during normal operation and is also the pressure for which the pressure cylinder 8 is calculated.
According to the invention, this emergency running circuit 106 consists of the combination of first means 107 which, in the event of failure of the electronic control, control the primary control circuit, in this case the auxiliary control valve 24, in function of the speed of the motor shaft 51 and second means 108 which are achieving a defined pressure in the primary printing cylinder 8 effect a drop in the pressure in the secondary printing cylinder 9.
In the illustrated example of Figures 1 and 2, the first means 107 consist, on the one hand, of a valve 109 which ensures that the connection between the valve 22 and the auxiliary control valve 24, which is formed by pipes 110 and 111 connecting to the valve 109, in emergency running
<Desc / Clms Page number 17>
is interrupted and the line 111 is connected to a line 112 in which there is a pressure proportional to the speed of the pump 32 and to the speed of the motor shaft 51 and, on the other hand, a restriction 113 allowing pressure build-up in the above-mentioned line 112 .
The valve 109 preferably has a spring-loaded valve body 114 to which pressure is applied via a port 115 at the moment that the electronics of the control fail, such that the valve body 114 is displaced against the force of the respective spring 116. To this end, this port 115 is connected via a line 117 to the outlet of the valve 22, the latter being designed in such a way that in the event of electronics failure, a connection is automatically created between the inlet 41 and its outlet, and the let-through pressure maximally is going to be.
Furthermore, the valve 109 is designed such that during normal operation the above-mentioned pipe 112 is freely communicated via ports 118 and 119 with a discharge pipe 120, and the valve 22 via the pipe 110, via ports 121 and 122 and via the pipe 111 communicates with the auxiliary control valve 24, while moving the valve body 114 closes the port 119 and forces the hydraulic medium to flow out along the restriction 113, and also closes the port 121 and communicates the port 122 with a port 123 to which the pressure from line 112 is applied, such that this pressure provides for actuation of the auxiliary control valve 24.
In the example shown, the aforementioned second means 108 consist of a valve 124 which makes a connection between the primary pressure cylinder 8 and the primary pressure cylinder 8 when a specific pressure in the pipe 112 is reached.
<Desc / Clms Page number 18>
secondary pressure cylinder 9. For this purpose, as shown, use can be made of a valve 124 with a spring-loaded valve body 125 to which the pressure of the line 112 can be applied via a port 126, via a line 127, this valve body 125 being displaced by the force of the spring 128 forms a connection between a port 129 which communicates via a line 130 and further the line 29 with the primary printing cylinder 8 and a port 131 which communicates via a line 132 and said lines 34 and 31 with the secondary printing cylinder 9.
The valve 124 is designed such that the pressure in the line 112 can rise such that the transmission 2 shifts up until the maximum permitted pressure in the pressure cylinder 8 is reached and only then a connection is made between the ports 129 and 131, which allows the pressure in the pressure cylinder 9 drops until it is equal to that in the pressure cylinder 8 and thus further upshifts the transmission 2.
The emergency running circuit 106 is furthermore provided with a protection which controls the control pressure during emergency running, t. t. z. the pressure in the pipe 112 is limited to a specific value to rule out damage at extremely high pressures. The protection consists of a port 133 in the valve 124, which allows medium to flow out through this port 133 at an extremely high pressure in the line 112.
The emergency run circuit 106 may further include a valve 134 which disables clutch control 91 in the event of an emergency run, so that an undesired operation of one of the control valves 94 or 95 does not cause undesired effects in the actuation of the couplings 49 and 50. This valve 134 also has a spring load
<Desc / Clms Page number 19>
valve body 135 on which pressure is exerted via a port 136 in case of emergency running, which is also connected to the line 117 for this purpose. The valve 134 is hereby designed such that the above-mentioned lines 100 and 67 are connected during normal operation via ports 137 and 138, but that in emergency operation the gate 137 is closed and the port 138 is connected to a port 139 via lines 140 and 141-38 a pressure is applied that is permanently available.
This pressure can optionally be adjusted hydraulically-mechanically by means of a valve 142 which is arranged in the lines 140-141.
The operation of the emergency running circuit 106 can be easily deduced from Figures 1 and 2 and the foregoing description and is mainly as follows.
If the electronic control fails, a free passage is created in valve 23. Hereby, the pressure which is permanently present at the inlet 41 of the valve 23 is applied via the conduit 117 to the ports 115 and 136 of the valves 109 and 134, whereby the valve body 114 is placed to the right and the valve body 135 to the left.
On the one hand, this achieves that the pressure in the primary pressure cylinder 8 is controlled in function of the pressure in the lines 111-112, which, because of the restriction 113, is proportional to the flow rate of the pump 32 and thus to the speed of the motor shaft 51. As a result, the transmission 2 shifts up and it is possible to drive away when the aforementioned electronics fail.
On the other hand, by means of the valve 134, the clutch control 91 is completely disabled and
<Desc / Clms Page number 20>
the clutch pressure is hydraulically controlled by the supply of fluid through lines 141, 140 and 67.
Once the pressure in the primary pressure cylinder 8 is at its maximum, the valve body 125 slides to the left and the pressure cylinders 8 and 9 are connected together, so that the pressure in the secondary pressure cylinder 9, which is normally higher than the maximum pressure in the primary pressure cylinder 8, and the transmission 2 shifts up further.
This ensures that upshifting over a wide range is possible in emergency operation and that a reasonable driving behavior of the vehicle is also obtained in emergency operation.
Preferably, the emergency running circuit 106 is connected in series behind the cooling circuit 73, in other words it is fed by the excess medium which is discharged to the cooling circuit 73.
Furthermore, a branch 143 can be provided which provides lubrication of the planetary gear 48.
The present invention is by no means limited to the exemplary embodiment shown in the figures, but the aforementioned method and transmission unit can be realized in various variants without departing from the scope of the invention.