CN106233042B - 包括多个压力调节阀的变速器的液压系统 - Google Patents

Abstract

一种变速器(2)的液压系统(1)，包括多个压力调节阀(62至29)，在这些压力调节阀的区域内作用的压力(p_sys)能够根据与运行状况相关地相应作用在阀滑块上的总力分量被调节到在下游待设定的压力水平。该总力分量根据相应在阀滑块上可施加的预控制力分量、操纵力分量和与在下游存在的压力水平相关的调节力分量得到；其特征在于，预控制力分量和操纵力分量能够分别同等作用地朝向压力调节阀(62至29)的阀滑块的第一终端位置被施加在阀滑块上，在第一终端位置中在压力调节阀(62至29)上游的区域与在该压力调节阀下游的区域经由该压力调节阀相连接，而在压力调节阀(62至29)下游的压力能够与预控制力分量和操纵力分量相反作用地朝向阀滑块的第二终端位置的方向被施加在阀滑块上，在该第二终端位置中在压力调节阀(62至29)下游的区域与低压区域(71)连接。

Description

包括多个压力调节阀的变速器的液压系统

技术领域

本发明涉及一种变速器液压系统，其包括多个压力调节阀。

背景技术

为了阻止由实际已知的变速器液压系统的液压管道的无载运行，液压系统的多个压力调节阀如离合器阀或配设给Hang-On离合器的其它离合器阀与所谓的预填充阀处于有效连接。通常液压系统或变速器的多个液压操纵装置的多个压力调节阀共用一个共同的预填充阀。在各预填充阀的区域内在液压管道中分别设定一定的最小压力，其中存在在0.2至0.4巴之间的典型值。在结构上它们大多构成为弹簧加载的座阀、如盘状阀。仅仅当对所属的各液压控制体积存在确定的最小流量时，则各预填充阀本身才可以调节到恒定的预填充压力。如果最小流量例如超出所属的阀泄露量，则所属的压力水平在做功机器起动之后短时内是不确定的。

由于结构空间和成本原因此外尽力使预填充阀的数量减至最小，但这不利地导致所属的网路拓扑学变成更明显复杂的，因为至少两个、经常直到五个压力调节阀连接到共同的通道上，其接着又经由相应的预填充阀连接于低压区域或油池。因此以耗费的管道引导实现构件数量的减少。如果相应所属的预控制级或相应所属的预控制压力调节阀未被通流，则由所属的促动器总是作用预填充压力水平。

至今已知的液压系统，其设计成以尽可能少量的预填充阀用于多个压力调节阀，特别具有以下缺点：

由于经由各预填充管道排空各促动器、各离合器、各转换缸体等，所以各所属的管道横截面设计成较大的尺寸。按照连接的阀的数量，预填充管道交叉穿过操纵装置的整个壳体。为此所需要的结构空间不利地不再供剩余的网路拓扑学的解编。

此外其缺点是，虽然大的通道横截面在低的运行温度时有效的管道阻力在各离合器的区域内引起明显延长的排出时间。按照3/2压力调节阀的储油器接头离开所属的预填充阀有多远，该排空时间附加也可能明显地分散。由于该原因排空过程的温度变化可能在不可忽略的范围减少各个切换的自发性。此外缺点也是，由于精度原因需要的主动预填充引起泄漏损失，其减小总效率。

在打开离合器时、亦即在至少其中一个连接的压力调节阀经由预填充阀快速排空时在预填充管道的区域内发生短时的压力升高。全部其它的优选打开的离合器或挡促动器然后超出其共同的预填充压力水平以较高的压力水平予以加载。在这样的运行情况时例如不能实施压力传感器校准。如果在预填充管道的区域内没有设置根据液压流体体积的当前存在的运行温度进行的主动预填充，不利地存在可能性，即时间间隔(其直到预填充压力的正确的重建才过去)完全可能大于10秒。因此特别在变速器的低的运行温度时几乎可不实施校准过程。

各压力调节阀通常构成为所谓弹簧加载的滑阀。这意味着，没有通过所属的预控制级的相应控制，各压力调节阀的阀滑块被相应作用的弹簧力朝向机械的终端止挡引导。压力调节阀的阀滑块移过较大的位移，以便确保在各压力调节阀的储油器接头与分别所属的预填充管道之间的足够的打开横截面。一旦各所属的预控制级在各压力调节阀的区域内分别设立预控制压力，各阀滑块就分别克服弹簧力移出当前存在的终端位置。大的位移在控制和调节性能方面引起明显的在控制信号和一个时刻之间的无效时间，在该时刻形成所需要的工作压力或离合器压力。在此由各阀滑块分别待移过的位移越大，压力升高的自发性越显著地降低。

发明内容

因此本发明的目的在于，提供一种包括多个压力调节阀的变速器液压系统，借其避免上述缺点。

按照本发明利用一种变速器的液压系统达到该目的，该液压系统包括多个压力调节阀，所述多个压力调节阀包括多个离合器阀和另外的压力调节阀，在所有的压力调节阀的区域内作用的压力能够根据与运行状况相关地相应作用在阀滑块上的总力分量被调节到在下游待设定的压力水平，该总力分量根据相应在阀滑块上可施加的预控制力分量、操纵力分量和与在下游存在的压力水平相关的调节力分量得到，所述另外的压力调节阀的预控制力分量和操纵力分量能够分别同等作用地朝向一个压力调节阀的阀滑块的第一终端位置被施加在阀滑块上，在第一终端位置中在所述另外的压力调节阀上游的区域与在该压力调节阀下游的区域经由该压力调节阀相连接，而在压力调节阀下游的压力能够与预控制力分量和操纵力分量相反作用地朝向阀滑块的第二终端位置的方向被施加在阀滑块上，在该第二终端位置中在每个所述压力调节阀下游的区域与低压区域连接。根据本发明规定，离合器阀能够经由可预控制的阀单元与引导初级压力回路压力的区域或与另外的阀单元进入有效连接，该另外的阀单元构成为压力限制阀并且在该另外的阀单元的上游设定预定的压力水平并且在下游与低压区域处于连接。

变速器的按照本发明的液压系统包括多个压力调节阀，在压力调节阀的区域内作用的压力能够与分别在阀滑块上与运行状况相关地作用的总力分量相关地被调节到下游待调节到的压力水平。总力分量与分别在阀滑块上可施加的预控制力分量、操纵力分量和与下游存在的压力水平相关地存在的调节力分量相关地形成。

按照本发明预控制力分量和操纵力分量能够分别同等作用地向压力调节阀的阀滑块的第一终端位置的方向被施加在阀滑块上，在第一终端位置中压力调节阀的上游区域与压力调节阀的下游区域经由压力调节阀相连接，而在压力调节阀下游的压力与预控制力分量和操纵力分量相反作用地并向阀滑块的第二终端位置的方向可施加在阀滑块上，在第二终端位置中压力调节阀的下游区域与低压区域相连接。

在按照本发明的液压系统中每个压力调节阀直接连接到低压区域或油池上，其中在结构上可以直接在所属的铸造凹座上实现该连接。为了避免在液压系统的该区域内或在各压力调节阀的区域内和各压力调节阀的下游存在的液压管道的无载运行，总是在压力调节阀的阀滑块上可施加操纵力分量，其与总是可施加的预控制力分量同等作用地作用在阀滑块上。由此在未作用的预控制力分量时在没有所属的预填充阀时在各压力调节阀的区域内经由操纵力分量可分别调节自身的预填充压力。

此外通过同等作用地作用其中一个压力调节阀的阀滑块的预控制力分量和操纵力分量在附加于操纵力分量施加预控制力分量时阀滑块只需要克服小的位移，因此压力升高的自发性在按照本发明的液压系统中显著高于在已知的液压系统中。

此外为了各促动器、各离合器、各转换缸体等的排气设置的各管道或其管道横截面分别只在各压力调节阀与这些部件之间确定相应大的尺寸，因此与已知的系统相比减少按照本发明的液压系统的结构空间需要。在按照本发明的液压系统中排出时间在各离合器的区域内短于在已知的液压系统中的，因为在各离合器与低压区域之间延伸的各管道的长度在按照本发明的液压系统可设计成比在已知的液压系统中较短。

非期望的短时的压力升高(其例如在离合器打开时在预填充管道的区域内发生)在按照本发明的液压系统中由于不存在的耦合不会在另外的待利用液压压力操作的各变速器部件的的区域内作用，因此例如在要求的范围内可实施压力传感器的校准。

如果压力调节阀的至少部分直接连接于按照本发明的液压系统的引导初级压力回路的压力的区域，则按结构上简单的方式和方法可调节各压力调节阀下游待校准的压力水平。

在按照本发明的液压系统的有利的实施形式中压力调节阀的部分经由可预控制的阀单元与引导初级压力回路的压力的区域或与其它的阀单元可进入有效连接，其中其它的阀单元构成为压力限制阀并且其它的阀单元的上游校准预定的压力水平和下游与低压区域处于连接。

在按照本发明的液压系统的该实施形式中不出现由实际已知的缺点。附加也以少的结构费用避免按照本发明的液压系统在可预控制的阀单元和与此共同作用的各压力调节阀之间的管道区域的无载运行。

如果根据在预控制压力调节阀的区域内可调节的预控制压力(该预控制压力可施加在其中一个压力调节阀的阀滑块的控制面的区域内)可调节预控制力分量，可用少的结构空间需要调节在压力调节阀下游待调节的压力水平。

如果操纵力分量对应于弹簧装置的作用在其中一个压力调节阀的阀滑块上的弹簧力，则可用少的控制和调节费用运行按照本发明的液压系统。

在按照本发明的液压系统的结构上简单和成本低的实施形式中各压力调节阀构成为3/2换向阀。

不仅在各权利要求中说明的特征而且在以下按照本发明的液压系统的各实施例或按照本发明的液压操纵装置中说明的特征分别自身单独的或以任意的相互组合均适合构成按照本发明的内容。各相应的特征组合关于按照本发明的内容的进一步构成不构成限制，而基本上只具有示例性的特性。

本发明的液压系统的其它的优点和有利的实施方式由权利要求和接下来参照附图原理性描述的实施例得出，其中在描述各不同的实施方式时结构和功能相同的构件出于一目了然性使用相同的附图标记。

附图说明

图中示出：

图1按照本发明的液压系统或按照本发明的液压操纵装置的第一实施形式的液压示意图；

图2按照本发明的液压系统或按照本发明的液压操纵装置的另一实施形式的液压示意图；

图2a壳体的简化图，包括按图1的操纵装置的接口装置；

图3按图1的液压操纵装置的阀装置在第一运行状况的单视图；

图4按图3的阀装置在第二运行状况的与图3相对应的视图；

图5按图3的阀装置在第三运行状况；

图6由按图3的阀装置的阀滑块可开放的打开面积关于阀滑块在阀滑块的第一终端位置与第二终端位置之间的位移的多个变化曲线；

图7按图3的阀装置液压流体体积流量的不同的分布度关于阀装置的阀滑块的位移的变化曲线；

图8按图1的液压操纵装置的构成为高速增压阀的控制和调节部件的固定的特征线；

图9按图1的按照本发明的液压操纵装置的第一实施形式的进一步构造的液压示意图的部分区域；

图10按图1的按照本发明的液压操纵装置的一个其它的实施形式的对应于图9的视图；

图11按图1的按照本发明的液压操纵装置的一个其它的实施形式对应于图9的视图；

图12用于具有两个液压泵和一个共同的油室的变速器的按图3至图5的阀装置的液压的等效切换图；

图13按图12的阀装置关于为阀装置配置的电液压促动器的操纵流的液压流体体积流量的分布系数的多个变化曲线；

图14优选为确定按图12的阀装置的最佳的控制区域的流程图；

图15与按图12的阀装置的阀滑块的位移相关的液压泵的特征线，其用于供应包括图1的操纵装置的变速器的双离合器系统；和

图16按照本发明的液压操纵装置的其它的实施形式的液压示意图的部分。

具体实施方式

图1示出在当前构成为双离合器变速器的变速器2的液压系统1或液压操纵装置的液压示意图，在其中可挂入九个用于向前行驶的传动比和一个用于倒车行驶的传动比。各传动比能够经由借助于五个可液压操纵的活塞缸体装置3至7可移动的切换元件8至12挂入和脱开，切换元件在当前构成为换挡杆。操纵压力p_B经由在当前包括三个预控制的且经由各管道相互连接的控制阀13至15的阀装置16可施加在活塞缸体装置3至7的区域内或在活塞室3A、3B或4A、4B或5A、5B或6A、6B或7A、7B的区域内。控制阀13至15为了构成各传动比分别具有多个切换位置。操纵压力p_B在两个压力调节阀装置17、18的区域内是可自由调节的并且可继续导向控制阀13至15的方向。

控制阀13至15分别经由构成为电磁阀的预控制压力阀单元19、20和21逆着各一个弹簧装置22、23或24被朝向一个切换位置加载预控制压力p_VS13、p_VS14或p_VS15，这些弹簧装置分别向第一切换位置的方向作用在控制阀13至15之一上。控制阀13至15的预控制压力p_VS13、p_VS14或p_VS15根据分别存在的预控制压力阀单元19、20或21的切换位置或等于零或对应于一个压力信号p_red的压力值，该压力信号在减压阀25的区域内可根据系统压力p_sys调节。

压力调节阀装置17和18分别包括一个预控制压力调节阀26、27和一个压力调节阀28、29。在压力调节阀28和29的区域内供应压力或系统压力p_sys分别经由在预控制压力调节阀26和27的区域内分别可预定的和在压力调节阀28和29的区域内分别可施加的预控制压力p_VS28或p_VS29可调节到操纵压力p_B的分别要求的压力水平。

在预控制压力阀单元19至21的未通流的运行状态下控制阀13至15由分别为其配置的弹簧装置22、23、24分别推移在其图1中所示的第一切换位置。在阀装置16的该运行状况下，压力调节阀单元17和18的压力调节阀28和29与活塞缸体装置3至7分离。但如果在压力调节阀28和29的区域内设定操纵压力p_B，则操纵压力p_B经由控制阀13至15不导向活塞缸体装置3至7的方向。在控制阀13至15与活塞缸体装置3至7之间的区域内，压力限制阀30经由所谓球转换阀32至41与活塞室3A至7B可进入有效连接。因此经由压力限制阀30在活塞室3A至7B的区域内分别可设定一个压力水平，经由该压力水平按简单的方式和方法避免活塞室3A至7B的无载运行。在压力限制阀30的响应压力水平之上时压力限制阀打开，并且液压流体经由压力限制阀30被导向低压区域31的方向。

根据分别存在的使用情况，也存在可能性，即阀装置16设计成没有这两个压力调节阀28和29，其中然后将供应压力p_sys施加在构成为直接受控的压力调节阀的预控制压力调节阀26和27的区域中并且在那里直接校准到操纵压力p_B的相应需要的压力水平并且导向控制阀13至15的方向。

操纵装置1附加连接于具有两个泵单元43、44的泵装置42，其中将第一泵单元43构成为可调节的叶片泵而第二泵单元44构成为定量泵。

第一泵单元43在当前起变速器主泵作用，其以本身已知的方式和方法耦合于在附图中未更详细示出的变速器输入轴并因此可由与变速器2的变速器输入轴可连接的做功机器、优选内燃机驱动。不同于此第一泵单元44耦合于变速器输出轴，其又以本身已知的方式和方法可连接于具有变速器2的车辆动力总成系统的输出端并且以当量于输出转速的驱动转速被驱动。第一泵单元43的压力侧45与初级压力回路46处于连接，在初级压力回路中存在系统压力p_sys，系统压力又可经由可预控制的系统压力阀47调节。在系统压力阀47的下游设置同样可预控制的阀装置48，其构成设计成控制阀的所谓冷却阀。

附加为冷却阀48配置所谓的热旁通阀49，其构成有热电耦50，以便根据当前存在的运行温度可以在要求的范围内调节经由冷却器51引导的液压流体体积流量。系统压力阀47在当前经由旁通阀52在旁通阀52的响应阈值之上时直接连接于冷却阀48。在旁通阀52的响应阈值以下时，将系统压力阀47的下游导向冷却阀48方向的液压流体体积根据分别存在的热旁通阀40的运行状况或完全导向冷却阀48的方向、一部分直接导向冷却阀48的方向且另一部分经由冷却器51导向冷却阀48的方向或完全导过冷却器51并紧接着导向冷却阀48的方向。

在图1所示的冷却阀48的第一切换位置，初级压力回路46连接于在系统压力阀47下游存在的次级压力回路54的第一区域53。在冷却阀48的第二切换位置，初级压力回路46经由冷却阀48不仅连接于次级压力回路54的第一区域53而且连接于次级压力回路54的第二区域55，经由次级压力回路变速器2的双离合器系统56的两个离合器K1和K2可被供给以与运行状况相关地分别需要的冷却油量。第二泵单元44的吸入侧57不仅在冷却阀48的第一切换位置而且在第二切换位置在冷却阀48的区域内与系统压力阀47分离。

如果将冷却阀48被在另一预控制压力调节阀60的区域内可调节的预控制p_VS48克服弹簧装置59的作用在冷却阀48上的弹簧力转到第三切换位置，则初级压力回路46经由冷却阀48连接于次级压力回路54的第二区域55，因此从初级压力回路48经由系统压力阀47导入次级压力回路54中的液压流体体积完全用于双离合器系统的冷却。

次级压力回路54的第一区域53在当前包括所谓润滑星形轮，经由润滑星形轮变速器2的各不同的部件被供给液压流体以进行润滑和冷却。附加地经由次级压力回路54的第一区域53也实现齿轮组冷却，其中用于齿轮组冷却的液压流体体积流量经由齿轮组冷却阀61导入变速器2的齿轮组的区域内，该齿轮组配置分别在当前接通的离合器K1或K2并且传递在当前经由变速器2待引导的转矩。为此将在离合器阀62、63的区域内为离合器K1和K2分别设定的操纵压力施加在齿轮组冷却阀61的控制面的区域内并且将齿轮组冷却阀61转到相应期望的切换位置，以便向在当前在力流中接入的变速器2的齿轮组的区域内在需要的范围内供应冷却和润滑油。第二泵单元44的压力侧64在当前经由止回阀装置65在达到止回阀装置65的响应阈值时连接于初级压力回路46。根据经由预控制压力调节阀60可预控制的压力限制阀66或高速增压阀可改变第二泵单元44的压力侧54的压力p_64。

经由第一泵单元43实现配置的执行元件的与需要相对应的液压供应。这样例如配置给两个离合器K1和K2的离合器阀62和63以及驻车系统67从初级压力回路40或第一泵单元43出发被供应液压流体。第二泵单元44原则上为次级压力回路54的第一区域53(其表示自身的低压回路)配置，并且供应齿轮组冷却的润滑星形轮以及全轮离合器68，其构成所谓Hang-On离合器。

在通常的运行条件时(其中具有变速器2的车辆动力总成系统的在当前构成为内燃机的做功机器是接通的并且变速器输入轴的转速大于零并且同时行驶速度或驱动速度同样大于零)，变速器2的齿轮组以及全轮离合器68至少从第二泵单元44出发经由第一区域53被供应液压流体。由于变速器2的齿轮组的负载随升高的车辆速度通常增加，通过第二泵单元44，其泵驱动转速或其输送流量正比例于车辆速度，自动地在各确定的运行点附加完成齿轮组的需要合理的冷却和润滑。

在停住的车辆或缓慢的行驶速度时且同时齿轮组的区域内高的转矩负载时(例如在赛车出发情况时，在此时做功机器的转速几乎是最大并且司机同时操纵脚刹车)，变速器2的齿轮组根据上述操纵装置1的结构附加由第一泵单元43或叶片泵经由系统压力阀47、旁通阀52和冷却阀48可供应液压流体。该从第一泵单元43出发的附加的第一区域53供应可能性原则上能够实现第二泵单元44的较小的尺寸设计。

如果在较高的行驶速度时例如在滑翔运行时断开车辆动力总成系统的做功机器并且第一泵单元43不输送液压流体，则存在可能性，即从而后以输出转速或以与其当量的转速被驱动的第二泵单元44出发经由止回阀装置85向初级压力回路46供应液压流体。如果经由压力限制阀66提高第二泵单元44的压力侧64上的压力，则存在可能性，即在变速器2或具有该变速器的车辆动力总成系统的各确定的运行点，经由第二泵单元44维持变速器2的限制的功能性(例如挡位跟踪)、离合器冷却等。

第二泵单元44在车辆动力总成系统的这样的运行状况过程时从车辆质量得到其驱动能量并且由于直接的能量变换与电运行的辅助泵不同不引起车辆电网等的不希望的负载并且还可以有利的效率运行并且其特征在于较低的结构空间-功率需要比例。其它的耗电器则可在较长的时间上被供给电能，与在具有附加的可电驱动的泵的车辆的情况下相比。特别在具有在变速器区域内挂入的传动比的滑翔运行期间在变速器的离合器同时利用操纵压力加载的情况下有时甚至可以实现蓄电器的充电，只要设置可发电运行的电机即可。

只要具有变速器2的车辆的行驶速度大于零，即使在断开的做功机器时仍然阻止初级压力回路46的无载运行，因为初级压力回路46从第二泵单元44出发在为打开止回阀装置65所需要的、在第二泵单元44的压力侧64与初级压力回路46之间的正压差之上时永久由第二泵单元44供应液压流体。由此又实现，在做功机器的重新起动时没有较大的延缓就可以建立要求的运行条件、如挂入要求的挡位和同时给变速器2的各离合器加压。

例如在变速器2中实施换挡时在冷却阀48的区域内断开从初级压力回路46出发的两个离合器K1和K2的冷却，以便在要求的较短的操作时间内可以无延缓地实施分别要求的换挡。在这样的运行状况下，齿轮组经由第二泵单元44可供应液压流体。

两个泵单元43和44具有带有共同的过滤装置70的共同的吸入管道69。在足够大的行驶速度时第二泵单元44的吸入增压用于共同的吸入管道69，因此两个泵单元43和44的能量卸载是可能的。经由共同的吸入管道69，两个泵单元43和44从共同的油室71中吸取液压流体，油室基本上对应于低压区域或连接于低压区域。

操纵装置1以图2a中更详细示出方式和方法构成有壳体75，在壳体中可设置以上详细描述的控制和调节部件以及将它们相互连接的液压管道。壳体75可连接于泵单元43和44或液压泵并且在当前包括两个壳体部分76、77，其在接口装置78的区域内为了液压流体的更换而相互连接。

在此壳体部分76构成操纵装置1的通道板并且壳体部分77构成操纵装置1的阀板，在它们之间嵌入起接口装置作用的中间薄板78，借助中间薄板可以分别以少的费用按成本低的方式和方法改变阀板76与通道板77之间的转交位置。操纵装置1或其壳体75构成所谓组合部件或模块，其可以用于双离合器变速器的大量不同的变速器变化方案并且可置入该模块并且其壳体部分76和77可配备对于各变速器部分的供应所需要的控制和调节部件以及构造有为此需要的液压管道。经由在壳体部分76与77之间设置的接口装置78实现操纵装置1对相应的变速器方案的匹配。

图3至图5分别示出按图1的操纵装置1的冷却阀48的结构设计，经由冷却阀经由系统压力阀47导向冷却阀48的方向的液压流体体积量qzu可以在冷却阀48的三个输出管道之间几乎任意分配。冷却阀48构成所谓分流器；经由该分流器总是向这三个输出管道之一不供应液压流体体积。由于在该分流器或冷却阀48中则总是仅仅在两个管道阻力之间的商是起作用的，在足够大的通道横截面的前提下阻止通过分配器转换带来的附加的压力升高。为了经由系统压力阀47提供的液压流体体积流量qzu可以在系统压力回路54的第一区域53、次级压力回路54的第二区域55与管道58(经由该管道实现两个泵单元43和44的吸入增压)之间在要求的范围内进行分配，建议在图3至图5中所示的阀线路。

冷却阀48在当前设计成具有七个阀凹座48A至48G，其中通过从预控制压力调节阀60出发用预控制压力p_VS48连续地加压阀凹座48G，冷却阀48的阀滑块79连续地顶着弹簧装置59移动。在阀凹座48E的区域内提供的液压流体体积流量qzu在图3中所示的阀滑块79的位置被完全导向阀凹座48D和由此次级压力回路54的第一区域53的方向。这意味着，既不经由管道58供应液压流体体积实现吸入增压，又不经由冷却阀48供应液压流体体积实现双离合器系统56的冷却。图4示出阀滑块79的中间位置，而阀滑块79在按图5的视图中由预控制压力p_VS48逆着弹簧装置59的弹簧力完全推移到其第二终端位置中。

图6示出冷却阀48的打开特性，其中函数A(x)标明冷却阀48在阀凹座48E与48D之间的可由阀滑块79开放的打开面积，而x对应于阀滑块的位移。另一函数B(x)又对应于由阀滑块79可开放的在阀凹座48E与48F之间的打开面积，而函数C(x)说明在阀凹座48C与48B之间的区域内分别在阀滑块79的位移x上形成的冷却阀48的打开面积。

在图3中所示的冷却阀48或阀滑块79的初始位置在冷却阀48的区域内首先只向齿轮组冷却或第一区域53的方向打开阀凹座48E与48D之间的打开面积A(x)。随着阀滑块79从图3中所示的第一终端位置出发向图5中所示的第二终端位置的渐大的调节位置x，打开面积A(x)单调地减小。如果阀滑块79远离第一终端位置移动位移值x1，则在冷却阀48的区域内也首次向双离合器系统56的方向打开通道，因此曲线C(x)上升。C(x)的打开特性首先是单调地升高的。只当阀滑块79远离第一终端位置移动位移值x2时，C(x)的打开特性才随着阀滑块79的渐大的位移又单调地下降。

在图3至图5中所示的冷却阀48的结构的实施形式中，在阀凹座48E和48C的区域内的进口决不同时连接于阀凹座48F和48D。这方面也可在按图6的视图中得知，因为打开面积A(x)已从位移值x3起等于零，在该调节位置值时打开面积B(x)也仍完全由阀滑块79封闭。只从位移值x4起打开面积B(x)才单调地上升，如果阀滑块已到达其图5中所示的第二终端位置，则由阀滑块79完全开放打开面积B(x)。但在阀滑块79的第二终端位置，打开面积C(x)不完全由阀滑块79封锁。

在图4中所示的阀滑块79的中间位置将在阀凹座48E和48C的区域内作用的液压流体体积流量qzu以基本上相同的份额导向第一区域53的方向和双离合器系统56冷却的方向。通过在内部的进口凹座或阀凹座48E和48C的该特殊结构在该工作点几乎完全补偿作用在阀滑块79上的静止的流体力。

在阀凹座48E和48C的区域内作用的液压流体体积流量qzu向第一区域53的方向、向双离合器系统56的冷却和管道58或吸入增压的方向的分配可通过下列各等式在数学上表达：

在此函数q53对应于与经由系统压力阀47供给冷却阀48的液压流体体积流量qzu相关地经由冷却阀48分别向第一区域53的方向可引导的液体流体体积流量。函数q58是供给吸入增压58的液压流体体积流量，而函数q55对应于液压流体体积流量，其是与冷却阀48的阀滑块79的相应当前的位移x相关地用于双离合器系统56冷却的液压流体体积流量。

图7中分别示出在冷却阀48的阀滑块79的位移x上标定的曲线q53/qzu、q55/qzu和q58/qzu。从按图7的视图得出，在到达阀滑块79的第二终端位置时，亦即在存在位移值x7时，供给冷却阀48的液压流体体积流量qzu以确定的比例向吸入增压58和双离合器系统56冷却的方向分配，在当前是大约85％朝向吸入增压58和大约15％朝向双离合器系统56冷却。在存在位移值x6时向吸入增压58的方向的流量在阀凹座48D的区域内被节流，并且同时液压流体体积被导向双离合器系统56冷却的方向。在阀滑块79的该位置，与对应于位移x2的阀滑块79的位置相反，没有实现对作用在阀滑块79上的流动力的自动补偿。

基本上全部三个打开面积A(x)、B(x)和C(x)的总和描述冷却阀48的液压的等效阻力。在适合大地构成的阀凹座或相应确定尺寸的阀直径时冷却阀48的等效阻力是可任意减小的。与此无关，冷却阀48的阀滑块79在通流凹座48B至48E的区域内分别具有相同的直径。

图1中所示的液压操纵装置1的实施形式适合于变速器2或双离合器变速器的各部件的供应，因为变速器2可由两个彼此无关的泵单元43和44供应液压流体。第一泵单元是受控的叶片泵并且耦合在发动机转速上，而第二泵单元44是定量泵并且耦合在变速器2的输出轴上。这样的结构上的实施形式原则上能够实现四个不同的运行方式。

在第一运行方式时(在此期间可连接于变速器输入轴的做功机器处于运行中)，第一泵单元43输送液压流体体积，而第二泵单元44在车辆同时停住的情况下不提供输送体积。在第二运行方式时(在此期间做功机器在车辆停止状态下断开)，既不由第一泵单元43也不由第二泵单元44提供液压流体体积。第二运行方式对应于例如在交通红灯之前的停车模式或停止。车辆的第三运行方式的特征在于，车辆以大于零的车辆速度运动并且做功机器接通，从而不仅由第一泵单元43而且由第二泵单元44输送液压流体体积。不同于此，在第四运行方式(其也称之为滑翔运行并且在此期间做功机器在车辆速度大于零的情况下断开)时，只由第二泵单元44提供液压流体体积。

根据图1中所示的线路图，当车辆在第一或第三运行模式中运行时，为了齿轮组的润滑油管道的供应和为了全轮离合器68的冷却，利用第二泵单元44。在此将各所属的连接管道的液压的阻力减到结构上可能的最小值，因此第二泵单元44的液压功率容量也是小的。

在滑翔运行中在第一泵单元43的区域内没有液压功率消耗。附加地，通常构成为内燃机的做功机器也是无功率的。通过预控制压力调节阀60的电控制可激活液压的附加阻力，其明显抬升第二泵单元44的输送压力水平。经由这样的措施第二泵单元44在滑翔运行中也可用于变速器2的操纵，例如用于挡位跟踪。

在第一运行方式中(在第一运行方式中做功机器是接通的并且车辆基本上处于停止)，首先将由第一泵单元43输送的多余的液压流体体积导向第一区域53或齿轮组冷却的方向，其中冷却阀48为此处于图1中所示的初始位置。这提供优点，例如在车辆的冷起动时向双离合器系统56首先不供给冷却油并且可以不建立附加的拖拽力矩，其例如在变速器2中挂档时可能起不利的作用。

在第三运行方式中冷却阀48在调节情况下转移到其第三切换位置，在该第三切换位置双离合器系统56经由第一泵单元43被供给冷却油，而次级压力回路54的第一区域53的齿轮组冷却从第二泵单元44出发被供应液压流体体积。完全打开高速增压阀66，因为其如同冷却阀48从预控制压力调节阀60出发被加载预控制压力p_VS48。这样的措施有利地导致，第二泵单元44或齿轮组泵只必须克服很小液压的阻力输送。止回阀装置65或桥式阀在液压操纵装置1的最后描述的运行状况时是关闭的，因为在第一泵单元43的区域内产生的系统压力p_sys大于高速增压阀66上游的压力。在车辆向后行驶时，另外的止回阀装置80(其也称之为齿轮组泵阀)则作为安全阀工作，因为第二泵单元44在这种情况下由于相反的驱动而改变或变换其通流方向。

在具有变速器2的车辆动力总成系统的特殊运行状态时(在运行状态时在变速器2的齿轮组的区域内需要附加的冷却油量，因为例如正比于车辆速度输送的体积流量在第二泵单元44的区域内对于需要的齿轮组的冷却和润滑是不够的)，将冷却阀转到其第二切换位置，在该第二切换位置系统压力阀47经由冷却阀48不仅与次级压力回路54的第一区域53而且与其第二区域55处于连接。

在具有变速器2的车辆动力总成系统的第四运行方式中，冷却阀48处于其第一切换位置，在该位置阀滑块79完全由弹簧装置59推到图1中所示的第一终端位置。于是高速增压阀66没有作用的预控制压力p_VS48地工作并且在第二泵单元44的压力侧64的区域内调节到确定的压力水平，其在相当大程度上与第二泵单元44的输送流量无关。经由桥式阀80也从第二泵单元44出发向第一泵单元43的系统压力通道和特别是也向在电磁压力调节器或预控制压力调节阀26、27、60和81至85以及电磁阀19至21上连接的减压阀25供应液压流体体积。由此例如活塞缸体装置3至7以及双离合器系统56可由第二泵单元44供给液压流体和操纵，这通过图8中所示的高速增压阀66的下降的控制特性是可能的。

图8示出高速增压阀66关于预控压力p_VS48的固定的特征线，该压力在预控制压力调节阀60的区域内是可调节的。从按图8的视图得出，压力p64在高速增压阀66的上游直到预控压力p_VS48A具有其最大值p_6max。随着上升的预控制压力值p_VS48，压力p64直到第二预控制压力值p_VS48B渐大地下降并且从预控制压力值p_VS48B起具有其最小值p_64_min。

代替按图1的视图也可以如图9中所示的设定，冷却阀48经由高速增压阀66与次级压力回路54的第一区域53处于有效连接或可进入有效连接。这有利地导致，在做功机器的起动时系统压力p_sys在某些情况下在初级压力回路46的区域内稍微更快地建立。高速增压阀则处于其初始位置。在基本上等于零的预控制压力p_VS48和在接着处在关闭的运行状况下的高速增压阀66的区域内没有通流时，将经由冷却阀48在高速增压阀66上游提供的液压流体体积流量在桥式阀上游的压力大于或等于其响应阈值时导入初级压力回路46。

图10示出按图1的液压操纵装置1的实施形式的进一步构成，在其中预控压力调节阀60是具有上升的流量-压力特征线的压力调节器。这提供优点，即在预控制压力调节阀60的电的或机械的失效时不激活双离合器系统56的冷却，这是在按图1的操纵装置1的实施形式中的情况。附加地在预控制压力调节阀60的电的或机械的失效时除双离合器系统56的冷却外还激活吸入增压。具有上升的流量-压力特征线的压力调节器根据分别存在的使用情况在某些情况下能够更快地建立车辆可使用性。

在按图1的液压操纵装置1的图11所示的另一实施形式中用另一种提供的压力信号预控制高速增压阀66，其中在高速增压阀66的区域内可施加的预控制压力p_VS66对应于一个压力，其存在第一泵单元43与所谓分离阀86(其构成为压力限制阀)之间。

操纵装置1的该实施形式提供优点，即高速增压阀66没有其它的附加措施(例如经由控制器的内部的管道)总是调节到其最大的压力水平，如果第一泵单元43的输送压力下降的话。特别是在变速器2和因此在液压操纵装置1的区域内使用的液压流体的低的运行温度时，变速器的齿轮组经由次级压力回路54的第一区域53的冷却引起不可忽略的拖拽力矩。

由于该原因经由以下更详细描述的处理方法试图，如此控制地调节泵装置42的、亦即第一泵单元43和第二泵单元44的输送的液压流体体积流量，使得齿轮组需要的冷却油体积流量对应于由第一泵单元43和第二泵单元44提供的液压流体体积流量。为双离合器系统56和齿轮组分别提供的冷却油体积流量在上述的范围内经由马达侧被驱动的可调节的叶片泵43和输出侧被驱动的齿轮组泵44输送。

齿轮组泵44的输送量在上述范围内依赖于行驶速度，而叶片泵53的输送量经由可电磁控制的预控制级或预控制压力调节阀82是可调节的。此外两个泵单元43和44总共提供的液压流体体积流量经由冷却阀48通过预控制压力调节阀60的相应的控制是可分配的。通过泵单元43和44提供的输送体积的分配应达到，变速器2在双离合器系统56和齿轮组的区域内需要的冷却油体积流量等于两个泵单元43和44的输送体积。

不仅为双离合器系统56的冷却而且为齿轮组的冷却分别提供的液压流体体积流量根据冷却阀48的和在第一泵单元43下游设置的节流阀87的控制以不同的分配率由两个泵单元43和44供给或输送。为此冷却阀48由预控制压力调节阀60并且节流阀87由预控制压力调节阀82相应地施加预控制压力。

如果冷却阀48处于所谓中心位置，则第一泵单元43的冷却油体积唯一地用于双离合器系统56的冷却，而由第二泵单元44输送的、用于润滑和冷却变速器2齿轮组的液压流体体积流量被供给次级压力回路54的第一区域53。冷却阀48在双离合器系统56的区域内高负载时且同时在齿轮组的小负载时转到中心位置。如果冷却阀48的阀滑块79处于其第一终端位置，则经由冷却阀48导向双离合器系统56的方向的冷却油体积流量基本上等于零。于是叶片泵43和齿轮组泵44的输送体积完全用于变速器2的齿轮组的冷却或润滑。

冷却阀48构成所谓流量分配器，其由两个压力源供应。图12示出冷却阀48的等效切换图，该冷却阀由两个泵单元43和44分别供给液压流体体积流量q43或q44。冷却阀48的流入量向第一区域53的方向作为流出的液压流体体积流量53提供和向双离合器系统56的方向以流出的液压流体体积流量q56的形式提供。两个流入冷却阀48的液压流体体积流量q43和q44根据冷却阀48的阀滑块79的位置以不同的分配率经由第一区域53导向双离合器系统56和齿轮组的方向。借助于热模型确定双离合器系统56和变速器2的齿轮组分别需要的冷却油体积q56和q53。附加地齿轮组泵44的输送体积持续地根据温度和行驶速度算出。

首先在行驶运行中循环地确定冷却阀48的最佳的控制区域。在此以下更详细说明的和在图13中关于预控制压力调节阀60的操纵流i60示出的控制区域A至D2是重要的。控制区域A(其在操纵流i60的一个等于零的区域和一个第一操纵流量值i60A之间延伸)附加地分成两个在当前称为分控制区域的其它的运行区域。控制区域A的第一分控制区域一直延伸到操纵流量值i60A1，其小于操纵流量值i60A。直到较小的操纵流量值i60A1，由第一泵单元43提供的液压流体体积流量q43经由冷却阀48绝大部分向两个泵单元43和44的吹入增压q43(58)经由管道58排出。为了双离合器系统46的冷却，较小的部分q43(56)经由冷却阀48导向第二区域55的方向。

随着上升的操纵流量值i60，设置用于吸入增压的液压流体体积q43(58)持续地减少，而设置用于双离合器系统56冷却的液压流体体积部分q43(56)在控制区域A的第二分控制区域内持续地增加。如果预控制压力调节阀60由操纵流量值i60A通流，则将总共由第一泵单元43提供的液压流体体积q43在冷却阀48的区域内为了双离合器系统56的冷却而导向次级压力回路54的第二区域55。在邻接第一控制区域A的第二控制区域B时将由叶片泵43提供的液压流体体积q43唯一地用于双离合器系统56的冷却，而变速器2的齿轮组不仅在第一控制区域A内而且在控制区域B内为了冷却和润滑只由齿轮组44供给液压流体体积q44(53)。

随着进一步上升的操纵流i60，也渐大地移动冷却阀48的阀滑块79，并且在第三控制区域C内操纵冷却阀48，该区域C又直接邻接第二控制区域B。在冷却阀48的第三控制区域C内由叶片泵43导向双离合器系统56的方向的液压流体体积q43(56)持续地下降，而由叶片泵43输送的液压流体体积q43经由次级压力回路54的区域53渐增地用于齿轮组的冷却。又由齿轮组泵44提供的液压流体体积流量q44首先随着上升的操纵流i60按照变化曲线q44(53)渐大地在变小的范围内导向齿轮组的方向并且按照变化曲线q44(56)在上升的范围内导向双离合器系统56的方向。随着进一步上升的操纵流i60由齿轮组泵44输送的液压流体体积流量q44的导向双离合器系统56的方向的部分q44(56)又向零方向下降，而导向变速器2的齿轮组的方向的部分q44(53)上升高，直至总共由齿轮组泵44输送的液压流体体积流量q44导向齿轮组的方向。在第三控制区域C上又接着第四控制区域D，在第四控制区域中由叶片泵43和齿轮组泵44输送的液压流体体积流量为了齿轮组的冷却而完全经由次级压力回路54的第一区域53引导。在第四控制区域D内不实现双离合器系统56的冷却。

附加可以设定，在控制区域D1内在操纵流量值i60B与i60C之间的区域内实施脉冲宽度调制的控制。在邻接控制区域D1的控制区域D2内实现高速增压阀66的切换。

为了可以确定冷却阀48的分别根据运行状况最佳的控制区域A至D2，实施图14中所示的处理方法，在第一步骤S1将其激活。在第一询问步骤S2时检验，是否例如做功机器的转速小于400转数/分。在肯定的询问结果时预控制压力调节阀60由大于i60C的预控制压力值通流并且冷却阀48在控制区域D2内运行。在第一询问步骤S2的否定的询问结果时分叉到第二询问步骤S3，在该步骤中检验，是否要求双离合器系统56的冷却。如不存在相应的要求，则从询问步骤S3分叉到第三询问步骤S4。但如果为双离合器系统56的冷却存在相应的要求，则冷却阀48在控制区域D内运行。

在第三询问步骤S4时在要求向变速器2的齿轮组供给液压流体体积流量(其大于当前由齿轮组泵44提供的液压流体体积流量)时检验，叶片泵43在当前是否需要输送比为双离合器系统56冷却的更大的液压流体体积。在肯定的询问结果时冷却阀48在第三控制区域C内运行，而在否定的第三询问步骤S4询问结果时分叉到第四询问步骤S5，在该步骤中检验，是否双离合器系统56从齿轮组泵44出发可被供给液压流体体积。在此在第四询问步骤S5时检验，在双离合器系的区域内是否存在冷却油需要，其可以由齿轮组泵44提供并且在第一区域53内不引起齿轮组冷却的不足供应。

如果第四询问步骤S5的询问导致肯定的询问结果，则冷却阀48在第三控制区域C内运行，而在否定的询问结果时经由第五询问步骤S6检验，经由冷却阀48导向管道58的方向的液压流体体积流量是否如此之高，实现在双离合器系统56的区域内达不到要求的冷却功率。如果经由管道58排出的最小体积流量如此之高，实现不在要求的范围内实施双离合器系统56的冷却，则这就是这种情况。在肯定的询问结果时冷却阀48在控制区域D1内运行。

在否定的询问结果在第六询问步骤S7时检验，叶片泵43是否比导向双离合器系统56的方向为其冷却输送较大的液压流体体积流量。在第六询问步骤S7的肯定的询问结果时，冷却阀48在第一控制区域A内运行，而在否定的询问结果时分叉到分叉步骤S8，其触发冷却阀48在第二控制区域B内的运行。

由于冷却阀48的相应的控制区域A至D2经由上述处理方法确定，因此根据分别选择的控制区域A至D2确定叶片泵43的输送体积流量需要。冷却阀48的控制的上述方式能够实现叶片泵43的输送功率和因此叶片泵43的消耗最佳的液压损失功率的根据情况的调节。

基本上这样控制冷却阀48，即导向双离合器系统56的方向的体积流量q56和导向齿轮组的方向的体积流量q53分别按下列公式的关系确定：

q56＝f43×q43+f44×q44

q53＝(q43+q44)-q56

在此公式标记f43对应于由叶片泵43分别提供的液压流体体积流量q43的分配率，并且公式标记f44对应于由齿轮组泵44提供的液压流体体积流量q44向双离合器系统56的方向在冷却阀48的阀滑块79的位移上分配率。图15示出为了供应双离合器系统56，叶片泵43和齿轮组泵44的特征线f43和f44与冷却阀48阀滑块79的位置相关地的变化曲线，其中系数f43具有在0与1之间的值并且系数f44具有在0与约0.2之间的值。

为了可以确定每次在预控制调节阀60的区域内为调节相应要求的冷却阀48阀滑块79的位置待施加的操纵流i60，例如可实施以下更详细描述的处理方式。

从为双离合器系统56的冷却需要的冷却油体积流量q56和为齿轮组的冷却待提供的冷却油体积流量q53的总和确定由叶片泵43在最佳的运行点待提供的液压流体体积流量q43，其中由此仍然减去由齿轮组泵44提供的液压流体体积流量q44。紧接着以叶片泵43的最佳的液压流体体积流量和由齿轮组泵44提供的体积流量经历图15中的特征线f43和f44。紧接着又在预控制压力调节阀60的不同的位置时检验，是否可以算出下列矩阵：

在此第一括号表达冷却阀48的所谓分配矩阵。如果不能满足矩阵的条件，则按上述第一特殊情况完成预控制压力调节阀60的控制，在第一特殊情况时冷却阀48处于所谓中心位置，其特别是在变速器2的区域内在高离合器负载和小齿轮组负载时被触发。

将该处理方法一直实施到满足通过矩阵建立的条件，其中根据相应存在的运行状况待调节到的冷却阀40阀滑块79的位置以少的费用经由内插法是可确定的。

原则上为控制预控制压力调节阀60的对策是这样的，即将经由叶片泵43提供的冷却油体积流量减到最小值，因为叶片泵43与齿轮组泵44相比在较高的压力范围内工作。因此这导致在两个泵单元43和44的区域内损失的减少。附加地将用于冷却在第一区域53内的齿轮组的齿轮组泵44冷却油体积流量减至最小，以便减少拖拽力矩。多余的由齿轮组泵44提供的液压流体体积流量用于双离合器系统56的冷却。

为了阻止液压管道的无载运行，离合器阀62和63以及为Hang-On离合器68配置的另外的离合器阀88与所谓预填充阀89和90可进入有效连接。通常变速器的液压操纵装置的多个压力调节阀共用共同的预填充阀。在预填充阀的区域内在液压管道中分别调节到一定的最小压力，其中典型值在0.2至0.4巴之间。在结构上它通常构成为弹簧加载的座阀，如盘状阀。仅仅当对所属液压控制体积存在确定的最小流量时，预填充阀本身才可以调节到恒定的预填充压力。如果例如经由所属的阀泄漏达到最小流量，则例如在做功机器起动后短时内所属的压力水平是不确定的。

由于结构空间和成本原因人们通常尽力，将预填充阀的数目减至最少。但这不利的导致，所属的网路拓扑学变得明显更复杂的，因为至少两个、经常直到五个压力调节阀连接在共同的通道上、然后其又经由相应的预填充阀连接于油池、例如油室71。因此以耗费的管道引导得到构件数目的减少。如果分别所属的预控制级或分别所属的预控制压力调节阀不通流，则由所属的促动器总是作用预填充压力水平。

至今已知的液压操纵装置，其对用于多个压力调节阀以尽可能少数目的预填充阀实行，特别具有以下缺点：

由于经由预填充管道排空促动器、离合器、切换缸体等，所属的管道横截面设计成具有较大的尺寸。附加按照连接的阀的数目，预填充管道交叉穿过操纵装置的整个壳体。为此需要的结构空间不利地不再足够用于剩余的网路拓扑学的解编。

附加缺点是，尽管大的通道横截面在低的运行温度时有效的管道阻力在离合器的区域内引起明显的延长的排出时间。根据3/2压力调节阀的储油器接头离所属的预填充阀有多远，该排空时间可能附加地也明显分散。由于该原因排空过程的温度特性在不可忽略的范围内降低各单个切换的自发性。此外也不利的是，由于精度原因需要的主动预填充引起泄漏损失，其降低总效率。

在打开离合器时、亦即在至少其中一个连接的压力调节阀经由预填充阀快速排空时在预填充管道的区域内发生短时的压力升高。全部其它的优选打开的离合器或挡促动器然后超出其共同的预填充压力水平以较高的压力水平予以加载。在这样的运行情况时例如不能实施压力传感器校准。如果在预填充管道的区域内没有设置根据液压流体体积的当前存在的运行温度进行的主动预填充，则不利地存在可能性，即时间间隔(其直到预填充压力的正确的重建才走完)完全可能大于10秒。因此特别是在变速器的低的运行温度时几乎可不实施校准过程。

离合器阀62、63和88以及压力调节阀28和29或挡位阀均构成为所谓弹簧加载的滑阀，这意味着，调节阀62、63、88或28、29没有通过所属的预控制级83、84、85或26或27相应控制地由分别作用的弹簧力朝向机械的终端止挡引导。调节阀62、63、88或28和29的阀滑块同时移过较大的位移，以便在调节阀62至29的储油器接头与相应所属的预填充管道之间确保足够的打开横截面。一旦所属的预控制级83、84、85分别在调节阀62、63和88的区域内作用一个预控制压力，则各阀滑块就分别克服弹簧力移出当前存在的终端位置。大的位移在控制和调节性能方面引起明显的在控制信号和一个时刻之间的无效时间，在该时刻形成所需要的工作压力或离合器压力。在此由各阀滑块分别待移过的位移越大，则压力升高的自发性越显著地降低。

上述的和基本上五个主要缺点通过集成在阀滑块中的预填充阀消除或通过在图16中所示的液压操纵装置1的液压拓扑学避免。每个压力调节阀62、63、88和28、29直接连接在油池或共同的油室上。该连接在结构上直接在所属的铸造凹座中实行。为了避免在液压操纵装置1的该区域内避免无载运行，压力调节阀62至29在图16所示的范围内设有与分别可施加的预控制压力同等作用的弹簧装置。由此在未作用的预控制压力时在压力调节阀62至29的区域内经由压力调节阀62至29本身调节自身的预填充压力。

图16中所示的液压操纵装置1的结构实施形式导致，在压力调节阀62至29之间不存在经由预填充管道的耦合。附加地，压力调节阀62至29的阀滑块的预填充压力的独立的调节导致，不再需要主动的预填充。

附图标记清单

1 液压系统，液压操纵装置

2 变速器

3 活塞缸体装置

3A、3B 活塞室

4 活塞室

4A、4B 活塞室

5 活塞缸体装置

5A、5B 活塞室

6 活塞缸体室

6A、6B 活塞室

7 活塞缸体装置

7A、7B 活塞室

8至12 切换元件，换挡杆

13至15 切换阀

16 阀装置

17，18 压力调节阀单元

19至21 预控制压力阀单元

22至24 弹簧装置

25 减压阀

26、27 预控制压力调节阀

28、29 压力调节阀

30 压力限制阀

31 低压区域

32至41 球转换阀

42 泵装置

43 第一泵单元，叶片泵

44 第二泵单元，齿轮组泵

45 第一泵单元的压力侧

46 初级压力回路

47 系统压力阀

48 阀装置，冷却阀

48A至48G 阀凹座

49 热旁通阀

50 热电耦

51 冷却器

52 旁通阀

53 次级压力回路的第一区域

54 次级压力回路

55 次级压力回路的第二区域

56 双离合器系统

57 第二泵单元的吸入侧

58 管道

59 弹簧装置

60 预控制压力调节阀

61 齿轮组冷却阀

62，63 离合器阀

64 第二泵单元的压力侧

65 止回阀装置

66 压力限制阀

67 驻车系统

68 全轮离合器，Hang-On离合器

69 吸入管道

70 过滤装置

71 共同的油室

72 第一油室

73 第二油室

74 吸入管道

75 壳体

76 第一壳体部分，阀板

77 第二壳体部分，通道板

78 接口装置

79 阀滑块

80 止回阀装置，齿轮组泵阀

81至85 预控制压力调节阀

86 分离阀

87 节流阀

88 另外的离合器阀

89 预填充阀

90 预填充阀

91 阀单元

A至D2 冷却阀的控制区域

A(x)、B(x)、C(x) 打开面积

f43，f44 系数

i60 操纵流

K1，K2 离合器

p_B 操纵压力

p_red 压力信号

p_VS 预控制压力

p_sys 系统压力

p64 齿轮组泵的输送压力

q 液压流体体积流量

S1至S8 步骤

x 冷却阀的阀滑块的位移

Claims (5)

1.一种变速器(2)的液压系统(1)，包括多个压力调节阀，所述多个压力调节阀包括多个离合器阀(62，63，88)和另外的压力调节阀(28，29)，在所有的压力调节阀(62，63，88，28，29)的区域内作用的压力(p_sys)能够根据与运行状况相关地相应作用在阀滑块上的总力分量被调节到在下游待设定的压力水平，该总力分量根据相应在阀滑块上可施加的预控制力分量、操纵力分量和与在下游存在的压力水平相关的调节力分量得到，所述另外的压力调节阀(28，29)的预控制力分量和操纵力分量能够分别同等作用地朝向一个压力调节阀(28，29)的阀滑块的第一终端位置被施加在阀滑块上，在第一终端位置中在所述另外的压力调节阀(28，29)上游的区域与在该压力调节阀下游的区域经由该压力调节阀相连接，而在压力调节阀(28，29)下游的压力能够与预控制力分量和操纵力分量相反作用地朝向阀滑块的第二终端位置的方向被施加在阀滑块上，在该第二终端位置中在每个所述压力调节阀(62，63，88，28，29)下游的区域与低压区域(71)连接，其特征在于，离合器阀(62、63、88)能够经由可预控制的阀单元(91)与引导初级压力回路(46)压力(p_sys)的区域或与另外的阀单元(89)进入有效连接，该另外的阀单元(89)构成为压力限制阀并且在该另外的阀单元(89)的上游设定预定的压力水平并且在下游与低压区域(71)处于连接。

2.按照权利要求1所述的液压系统，其特征在于，所述另外的压力调节阀(28、29)直接连接于引导初级压力回路(46)压力(p_sys)的区域。

3.按照权利要求1或2所述的液压系统，其特征在于，根据在预控制压力调节阀(83、84、85、26、27)的区域内可调节的预控制压力(p_VS28、p_VS29)能调节预控力分量，该预控制压力能被施加在所述所有的压力调节阀(62，63，88，28，29)的其中一个压力调节阀的阀滑块的控制面的区域内。

4.按照权利要求1或2所述的液压系统，其特征在于，操纵力分量对应于弹簧装置的作用在所述所有的压力调节阀(62，63，88，28，29)的其中一个压力调节阀的阀滑块上的弹簧力。

5.按照权利要求1或2所述的液压系统，其特征在于，所述所有的压力调节阀(62，63，88，28，29)构成为3/2换向阀。