CN112969870A - 用于机动车辆变速器的液压系统的系统压力阀 - Google Patents

用于机动车辆变速器的液压系统的系统压力阀 Download PDF

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Abstract

根据本发明提出，较早地填充机动车辆变速器的液压系统(4)的次级系统压力回路(18)，其方式为不将来自液压系统(4)的主系统压力回路(16)的余量引导至吸入增压部(40)，而是将其引导到次级系统压力回路(18)中。这可以借助于用于主系统压力回路(16)的、被配置用于该功能的根据本发明的系统压力阀(9)来实现。

Description

用于机动车辆变速器的液压系统的系统压力阀
技术领域
本发明涉及一种用于机动车辆变速器的液压系统的系统压力阀。其他的权利要求针对一种具有该系统压力阀的液压系统、一种具有该液压系统的机动车辆变速器以及一种具有该机动车辆变速器的机动车辆。
背景技术
已知尤其用于机动车辆的自动变速器的液压系统，这些液压系统具有高压回路(主系统压力回路)和低压回路(次级系统压力回路)。这种液压系统典型地包括两个泵，这两个泵可以被实施为具有固定的(取决于转速的)输送量的双行程叶片单元泵(doppelhubige Flügelzellenpumpe)。在此，每个泵相应地被指配给这两个系统压力回路之一(高压或低压)。功能原理基于：在缺油时，被指配给低压回路的泵(次级泵)被切换为高压力并且可以馈给高压回路。一旦高压回路饱和，就使次级泵的压力再次下降到较低的压力水平。为此，液压系统可以被实施为藉由阀逻辑机构进行自调节。为了调节高压回路和低压回路中的压力，需要两个释压阀。这些阀通过将输送过多的油从泵排出来调节压力。这种油典型地被直接引导返回到泵的吸入区域中，以在转速较高(＝输送量较大)的情况下改善(多个)泵的填充性能或气穴倾向。
然而这种系统可能具有下述缺点。由于高压回路的余量被引导到泵的吸入区域中并且并不供次级回路使用，因此次级回路的饱和与单回路泵系统相比可能向更高的泵转速转变。由于两个阀将其余量引导至泵吸入侧，因此液压系统的液压切换装置(“阀芯壳”)一般来说还必须被构造成使得这两个阀紧邻泵的吸入区域，这限制了结构方面的自由度。此外，用于高压回路的释压阀还必须被实施成相对长的，以便能够实现功能，这可能导致成本更高并且进一步限制结构。
发明内容
因此，本发明的目的可以被看作为提供一种具有减小的结构空间的成本有效的释压阀，借助该释压阀可以实现更好地供应液压系统的低压回路并且可以在提高自由度的意义上在结构方面以更简单的方式将系统压力阀布置在液压换挡装置内。
该目的通过专利独立权利要求的主题来实现。有利的实施方式是从属权利要求、下文的说明以及附图的主题。
根据本发明提出，较早地使机动车辆变速器的液压系统的次级系统压力回路饱和，其方式为不将来自主系统压力回路的余量引导至吸入增压部，而是将其引导到次级系统压力回路中。这可以借助于用于主系统压力回路的、被配置用于这个功能的根据本发明的系统压力阀来实现。除了更好地供应次级系统压力回路之外，这个修改方案还具有如下优点：主系统压力回路的系统压力阀(主系统压力阀)不必再连接至泵的吸入区域。仅次级系统压力回路的系统压力阀(次级系统压力阀)承担将余量引导到泵的吸入增压部中的功能。由于主系统压力阀可以或多或少任意地布置在液压换挡装置中，由此获得了结构布置方面的自由度。主系统压力阀可以特别有利地布置在次级系统压力阀附近，这是因为该主系统压力阀可以馈给其油回路(次级系统压力回路)。
在这个意义上，根据本发明的第一方面提供一种用于机动车辆变速器的液压系统的系统压力阀。系统压力阀尤其可以是主系统压力阀，即，该系统压力阀可以被指配给主系统压力回路，以在这个主系统压力回路中设定所提供的目标压力水平并且在达到或超过该目标压力水平时从主系统压力回路导出液压液体、尤其油。
所述系统压力阀包括阀壳体、活塞杆、第一输入端、第二输入端、第一输出端、第二输出端和第三输出端。所述液压系统的主泵能够与所述第一输入端相连接。所述液压系统的次级泵能够与所述第二输入端相连接。所述液压系统的主系统压力回路能够与所述第一输出端和所述第二输出端相连接。所述液压系统的次级系统压力回路能够与所述第三输出端相连接。
所述系统压力阀能够被配置成将所述阀壳体内的所述活塞杆调节到第一切换位置、第二切换位置和第三切换位置。
在所述第一切换位置中所述第三输出端既不与所述第一输入端相连接，也不与所述第二输入端相连接。特征“连接”尤其应被理解为，相应地相互连接的元件以液压引导的方式相互连接，即液压液体、尤其油可以从一个元件流向另一个元件并且适当时反之亦然。第一输入端可以与第一输出端相连接。此外，第二输入端可以与第二输出端相连接。这尤其可以独立于活塞杆的相应切换位置如此，即，所提到的连接可以存在于第一切换位置、第二切换位置、第三切换位置以及在所提到的切换位置之间的中间位置。因此，在第一切换位置中主系统压力回路可以通过主泵被馈送第一溢油
Figure BDA0003058033590000031
并且通过次级泵被馈送次级溢油，以在主系统压力回路内形成压力。主系统压力回路尚未饱和(在主系统压力回路内尚未达到目标压力水平)，并且不供应给次级系统压力回路，这是因为在主泵与次级泵之间不存在藉由第一输入端和第二输入端(输入侧)和第三输出端(输出侧)的连接。
在所述第二切换位置中所述第二输入端与所述第三输出端相连接。如果主泵和次级泵的输送量足以在主系统压力回路内达到目标压力水平，则阀活塞由于力不平衡而可以运动到第二切换位置。由此，次级泵的、无需用于使主系统压力回路饱和的油可以藉由第二输入端与第三输出端之间的连接被引导到次级回路中，并且可以保持主系统压力回路中的压力水平。
如果主泵和次级泵的输送量(通过提高泵转速)提高到使得主泵独自就能使主系统压力回路饱和，则主系统压力阀可以将控制活塞调节到第三切换位置，使得主系统压力回路的过多输送的油在系统压力阀内与次级泵的输送量汇合。在所述第三切换位置中所述第三输出端与所述第一输入端和所述第二输入端相连接。
如果再次提高泵转速，则输送量可以足以使次级系统压力回路饱和。于是，次级系统压力回路的在更下文详细描述的次级系统压力阀可以进行调节，其方式为该次级系统压力阀将次级系统压力回路内的余量油藉由管线引导回到泵吸入侧。由此，主系统压力回路和次级系统压力回路均饱和。
主系统压力回路的系统压力阀的活塞杆的第一活塞可以被布置在活塞杆和主系统压力阀的第一端侧的区域中。第二活塞可以在系统压力阀的轴向方向上以距离第一活塞一定间距的方式布置在活塞杆上。此外，第二活塞可以在主系统压力阀的径向方向上延伸至由系统压力阀的阀体形成的引导面的第一区段。
在一个实施方式中，所述活塞杆借助于复位元件被预紧在所述第一切换位置中。复位元件可以产生预紧力。活塞杆借助复位力趋于保持在其第一切换位置中。在液压压力低于第一极限值的条件下，活塞杆尤其可以借助预紧力保持在其第一切换位置。例如第一活塞可以被设计成罐形的
Figure BDA0003058033590000042
罐形的活塞可以形成内部空间和内表面(例如圆形面)。内表面可以与活塞杆的可能的调节方向垂直地延伸。复位元件例如可以包括弹簧。弹簧例如可以被布置在罐形活塞的内部空间内并且产生作用到内表面上的呈弹簧力形式的复位力。
在另一个实施方式中，所述系统压力阀被配置成给所述活塞杆的端面施加液压压力，使得所述活塞杆运动到所述第二切换位置或者运动到所述第三切换位置。液压作用端面可以被布置在活塞杆和系统压力阀的第二端侧的区域中。液压作用端面和复位元件因此可以位于活塞杆的彼此相反的端侧上。液压作用端面可以藉由系统压力阀的输入端与主系统压力回路相连接。因此，在主系统压力回路内占主导的压力可以引起如下调节力，该调节力垂直地作用于活塞杆的液压作用端面并且与弹簧的预紧力以及与对应于先导压力的先导力指向相反。因此可以借助于调节力使活塞杆从第一切换位置运动到第二切换位置。如果活塞杆已经位于其第二切换位置，则还可以借助于调节力使该活塞杆从该第二切换位置运动到第三切换位置。
此外，所述系统压力阀可以被配置成给所述活塞杆的活塞的内部返回面
Figure BDA0003058033590000041
施加液压压力，使得所述活塞杆运动到所述第二切换位置或者运动到所述第三切换位置。活塞尤其可以是以上所描述的第二活塞。液压压力尤其可以是在主系统压力阀的阀凹部中占主导的压力，该压力可以作用于内部返回面。相应地，在主系统压力阀中可以藉由内部返回面实现压力返回，由此主系统压力阀可以实施成特别短的，这是因为可以节省阀环或阀凹部。特征“内部”尤其可以被理解为返回面位于阀壳体内、尤其阀凹部内，即位于内部。
活塞杆在此可以包括第三活塞，该第三活塞可以以距离第二活塞一定间距的方式进一步朝向主系统压力阀的第二端侧的方向布置。第三活塞的直径可以小于第二活塞的直径并且在相匹配的引导面内来回调节。第三活塞可以相对应地具有小于返回面的液压作用面。系统压力阀的阀凹部内的压力既可以作用于第三活塞的液压作用面，又可以作用于第二活塞的返回面。由于第三活塞的液压作用面小于第二活塞的返回面，因此阀凹部内的压力可以引起如下调节力，该调节力抵抗在上文所描述的复位力(尤其弹簧的弹簧力)和先导力。
例如与是液压作用端面被施加液压压力还是内部返回面被施加液压压力无关，活塞杆可以取决于液压压力水平运动到第一切换位置或第二切换位置。
在这个意义上根据另一个实施方式提出，所述系统压力阀通过使所述活塞杆负载有液压压力而被配置成：一旦所述液压压力超过第一极限值，就将所述阀壳体内的所述活塞杆从所述第一切换位置调节到所述第二切换位置。第一极限值可以是主系统压力回路内的目标压力水平。只要尚未超过第一极限值，就可以存在将活塞杆保持在第一切换位置的力平衡。换言之，作用于液压作用端面的液压压力尚不足以使活塞杆在轴向方向上抵抗弹簧力和先导力而运动。然而，一旦液压压力超过第一极限值(尤其在主系统压力回路内达到目标压力水平时)，液压压力就引起如下的调节力，该调节力垂直地作用于活塞杆的液压作用端面并且与弹簧的预紧力以及与对应于先导压力的先导力指向相反。不再存在一方面弹簧力和先导力与另一方面调节力之间的力平衡，从而使活塞杆在轴向方向上朝向第一端侧调节到第一切换位置，以便再次建立力平衡。
此外，所述系统压力阀可以通过使所述活塞杆负载有液压压力而被配置成：一旦所述液压压力超过第二极限值，就将所述阀壳体内的所述活塞杆从所述第二切换位置调节到所述第三切换位置，其中所述第二极限值高于所述第一极限值。
在另一个实施方式中，所述系统压力阀包括第一阀凹部、第二阀凹部和第三阀凹部。所提到的三个阀凹部尤其可以由系统压力阀的阀壳体形成。本申请所描述的阀凹部可以是阀壳体内的腔。这些腔可以在阀壳体的轴向阀孔的区域中被活塞杆填满。尤其，本申请所描述的阀凹部可以在主系统压力阀的径向方向上相应地比用于活塞杆的在轴向方向上延伸的内引导面或者比阀壳体的轴向阀孔向外延伸得更远。阀凹部在此可以尤其形成环形的压力室，该压力室在系统压力阀的径向方向上伸出轴向阀孔。这个压力室可以填充有油，更确切地说尤其当活塞杆的活塞将压力室封闭成阀壳体的位于径向更内处的内部空间时才如此。引导面或轴向阀孔在此可以与活塞杆的所涉及的直径相对应或者具有略微大于活塞杆的直径，使得活塞杆可以尽可能无摩擦且无磨损地在引导面内或阀孔内在主系统压力阀的轴向方向上来回移位。阀凹部还可以分别与系统压力阀的一个或多个接口相连接。一个或多个阀凹部可以借助于活塞杆彼此分开或相互连接。
所述第一阀凹部与所述第一输入端和所述第一输出端相连接。所述第二阀凹部与所述第二输入端和所述第二输出端相连接，并且所述第三阀凹部与所述第三输出端相连接。所述活塞杆在所述第一切换位置中将所述第一阀凹部和所述第二阀凹部与所述第三阀凹部分开。在所述第二切换位置中，所述活塞杆释放所述第二阀凹部与所述第三阀凹部之间的连接。在所述第三切换位置中，所述活塞杆释放所述第一阀凹部与所述第三阀凹部之间的连接以及所述第二阀凹部与所述第三阀凹部之间的连接。
根据本发明提出，主系统压力回路内的油余量不藉由主系统压力回路“之外”的管线引导到次级回路中。替代于此，主系统压力回路的余量可以通过调整主系统压力回路内的控制边缘而汇合在第三阀凹部中。由此阀可以较短地实施并且节省结构空间，这进而简化结构方面的布置。在这个意义上根据另一个实施方式提出，所述第一活塞具有带有主控制边缘的活塞，并且所述第一活塞具有带有次级控制边缘的另外的活塞。所述活塞杆可以被配置成藉由所述次级控制边缘释放所述第二阀凹部与所述第三阀凹部之间的连接。此外，所述活塞杆还可以被配置成藉由所述主控制边缘释放所述第一阀凹部与所述第三阀凹部之间的连接。如果活塞杆在此被调节到第三切换位置，则由于次级控制边缘的截面的所产生的开口而可能发生压力下降。布置在第二输出端下游的止逆阀或止回阀可以基于所得到的压力差而关闭并且随后可以降低次级泵中的压力。
根据本发明的第二方面提供一种用于机动车辆变速器的液压系统。所述液压系统包括主泵、次级泵、主系统压力回路、次级系统压力回路和根据以上所描述的本发明第一方面所述的主系统压力阀。在所述液压系统中，所述主泵与所述主系统压力阀的第一输入端相连接。所述次级泵与所述主系统压力阀的第二输入端相连接。所述主系统压力回路与所述主系统压力阀的第一输出端和所述主系统压力阀的第二输出端相连接，并且所述次级系统压力回路与所述主系统压力阀的第三输出端相连接。
在一个实施方式中，所述液压系统还可以包括系统压力调节器，所述系统压力调节器被配置成输出先导压力，所述先导压力能够供应给所述主系统压力阀，从而支持所述复位元件的预紧力。在此，主系统压力阀的活塞杆的罐形活塞的内部空间可以与主系统压力阀的第四输入端相连通。这个第四输入端可以与系统压力调节器的、输出先导压力的输出端相连接。为此，系统压力调节器可以包括可变地调节的电压力控制阀。系统压力调节器的输入端可以与主系统压力回路相连接，该主系统压力回路给系统压力调节器供应油体积流量。由系统压力调节器产生的先导压力(其值例如假设介于0bar与8bar之间)可以借助于可变的磁体线圈可变地进行调节。先导压力可以作用于罐形活塞的内表面，由此使这个内表面受液压作用。可以与弹簧力和先导压力一起借助系统压力阀的阀输送比预先规定并且设定主系统压力回路内的(例如介于3bar与20bar之间的)目标压力水平。
液压系统还可以包括另外的系统压力阀(“次级系统压力阀”)，该另外的系统压力阀被配置成预先规定并且设定次级系统压力回路内的系统压力。此外，另外的系统压力阀在超过预先规定的系统压力的情况下被配置成将次级系统压力回路与主泵和次级泵的吸入侧连接。
根据本发明的第三方面，提供一种用于机动车辆的变速器、尤其自动变速器。所述变速器包括根据本发明的第二方面所述的液压系统。
根据本发明的第四方面，提供一种机动车辆，所述机动车辆包括根据本发明的第三方面所述的变速器。
附图说明
下面将借助示意性的附图更详细地阐述本发明的实施例，其中相同或相似的元件设有相同的附图标记。在附图中：
图1示出了具有自动变速器的车辆，该自动变速器包括根据本发明的液压系统的实施例，
图2示出了处于第一运行状态下的、用于在根据图1的自动变速器中使用的液压系统的一部分的液压回路图，
图3示出了根据图2的液压系统的主系统压力阀的放大图示，
图4示出了处于第二运行状态下的根据图2的液压系统，
图5示出了处于第三运行状态下的根据图2的液压系统，
图6示出了处于第四运行状态下的根据图2的液压系统，
图7示出了根据图2的液压系统的次级系统压力阀的放大图示，并且
图8示出了具有替代性主系统压力阀的根据图2的液压系统的一部分。
具体实施方式
图1示出了机动车辆1，在所示出的示例中为乘用机动车辆(Pkw)。机动车辆1包括燃烧动力发动机2，该燃烧动力发动机藉由自动变速器3来驱动机动车辆1，该自动变速器具有液压系统4。
图2示出了根据图1的液压系统4的回路图的一部分。液压系统4包括泵系统5，在所示出的实施例中为双泵系统。泵系统5包括主泵6和次级泵7，这两个泵例如可以由机动车辆1的燃烧动力发动机2(图1)驱动。
主泵6和次级泵7可以是两个彼此分开的泵。泵系统5然而也可以将主泵6和次级泵7组合成唯一的泵、例如双行程叶片单元泵。双行程叶片单元泵可以包括主排量和次级排量。双行程叶片单元泵的转子可以由燃烧动力发动机2驱动。在转子自旋转的情况下，叶片单元泵可以藉由主输出端从主排量输送出主溢油并且藉由次级输出端从次级排量输送出次级溢油。主泵6的输出端可以连接至主系统压力阀9的第一输入端8。次级泵7的输出端可以连接至主系统压力阀9的第二输入端10。主系统压力阀9是调压阀，该调压阀被配置成限制在主系统压力回路16(高压回路HD)内占主导的压力。
主系统压力阀9具有活塞杆11，该活塞杆以可在轴向上来回移位的方式被容纳在主系统压力阀9的阀体或阀壳体71内。活塞杆11还借助复位器件、在所示出的实施例中借助弹簧12在轴向上被预紧在由图2示出的第一切换位置中。为了更清楚起见，主系统压力阀9的一些附图标记仅以其放大的图示在图3中示出。
在主系统压力阀9的活塞杆11的由图2示出的第一切换位置中，主泵6(只要其例如由燃烧动力发动机2来驱动)可以给主系统压力回路16馈送主溢油。主泵6尤其可以从用于液压液体的呈油底壳13形式的储存器经由过滤器Fi吸入呈油形式的液压液体。主泵6可以藉由主系统压力阀9的第一输入端8将所吸入的油输送到第一阀凹部14中，该第一阀凹部在主系统压力阀9内由该主系统压力阀的阀壳体71形成。藉由主系统压力阀9的第一输出端72，可以通过由主泵6产生的压力将油经由管线和第一止逆阀15输送到主系统压力回路16中，以在主系统压力回路16内设定指定的压力。
在主系统压力阀9的活塞杆11的图2所示出的第一切换位置中，次级泵7(只要其例如由燃烧发动机2来驱动)可以以相似的方式给主系统压力回路16馈送次级溢油。次级泵7尤其可以从油底壳13经由过滤器Fi吸入油，并且藉由系统压力阀9的第二输入端10、主系统压力阀9内的由阀壳体71形成的第二阀凹部17、该主系统压力阀的第二输出端73以及第二止逆阀19同样将油输送到主系统压力回路16中。
次级系统压力回路18(低压回路ND)在由图2示出的切换位置中不被供应压力，这是因为主泵6和次级泵7的压力侧的输出端不与次级系统压力回路18相连接。第二止逆阀19防止：从主泵6经由第一阀凹部14在朝向主系统压力回路16的方向上所输送的油可能在朝向次级泵7的方向上经过第二阀凹部17。此外，液压系统4还具有次级系统压力阀37，该次级系统压力阀的结构和工作方式在更下文中详细地阐述。
在由图2示出的切换位置中，主系统压力回路16尚未饱和。在主系统压力回路16内尚未达到目标压力水平。目标压力水平可以通过对系统压力调节器20进行通电来操控。系统压力调节器20的输出压力(所谓的先导压力)在此可以作用于液压作用内表面、在所示出的实施例中作用于圆形面21。为此，系统压力调节器20的输出端与主系统压力阀9的第四输入端74相连接。第四输入端74通向由主系统压力阀9的阀壳体71形成的第五阀凹部75，该第五阀凹部与主系统压力阀9的第一罐形活塞22的内部空间76相连通。
液压作用圆形内表面21由第一罐形活塞22在其内部空间76中形成。呈弹簧12的弹簧力形式的预紧力也作用于液压作用圆形内表面21。液压作用内表面21与活塞杆的可能的调节方向L垂直地延伸。调节方向L可以与主系统压力阀9的轴向方向L一致。
先导压力例如可以介于0bar与8bar之间。主系统压力阀9具有阀输送比，可以藉由该阀输送比来预先规定并且设定主系统压力回路16内的例如介于3bar与20bar之间的目标压力水平。8bar的先导压力例如可以基于主系统压力阀9的阀输送比来实现主系统压力回路16内的20bar的最大压力。此外，0bar的先导压力例如可以基于主系统压力阀9的阀输送比来实现主系统压力回路16内的3bar的最小压力。
罐形活塞22在此被布置在活塞杆11和主系统压力阀9的第一端侧S1(在图2和图3下方展示)。系统压力调节器20包括由主系统压力回路供应的、可变地调节的电压力控制阀23。压力控制阀23的输入端与主系统压力回路16相连接，该主系统压力回路给压力控制阀23供应油体积流量。因此，压力控制阀23的输入压力可以对应于充斥在主系统压力回路16内的压力。
系统压力调节器20的输出压力pa可以借助于可变的磁体线圈24来可变地调节。磁体线圈24可以被通电，从而引起磁力。借助于磁力例如可以对压力控制阀23的球座或滑阀进行致动，由此可以调节到某个输出压力pa或先导压力。当没有电流施加在可变的磁体线圈24上时，输出压力pa例如可以是最大的(例如8bar)。当所提出的最大电流被施加在可变的磁体线圈24上时，输出压力pa例如可以是最小的(例如0bar)。通过这种方式可以可变地调节输出压力pa。因此还可以可变地调节在弹簧12的预紧力的方向上作用的控制压力。
输出压力pa可以通过对应的通电而被调节成相对高的。由此得到在弹簧12的预紧力的方向上作用的控制压力，该控制压力增强弹簧12的预紧力。因此，活塞杆11趋于停留在由图2和图3示出的第一切换位置。在这个第一切换位置中，第一阀凹部14不与第三阀凹部25相连接，该第三阀凹部与次级系统压力回路18相连接。第二阀凹部17也不与第三阀凹部25相连接。
第一阀凹部14、第二阀凹部17和第三阀凹部25可以分别比用于活塞杆11的内引导面26在主系统压力阀9的径向方向r上向外延伸得更远。引导面26可以具有略微大于活塞杆11的直径，使得活塞杆11可以尽可能无摩擦且无磨损地在引导面26内在主系统压力阀9的轴向方向L上来回移位。引导面26的第一区段27在此从第一阀凹部14延伸至第三阀凹部25，并且该引导面的第二区段28从第二阀凹部17延伸至第三阀凹部25。
在主系统压力阀9的活塞杆11的由图2和图3示出的第一切换位置中，罐形活塞22的径向外表面29抵接引导面26的第二区段28。在此，罐形活塞22的径向外表面29藉由罐形活塞22的次级控制边缘35来封堵第二阀凹部17与第三阀凹部25之间的可能的连接。此外在活塞杆11的由图2和3示出的第一切换位置中，活塞杆11的第二活塞31的径向外表面30抵接引导面26的第一区段27。在此，第二活塞31的径向外表面30藉由第二活塞31的主控制边缘36来封堵第一阀凹部14与第三阀凹部25之间的可能的连接。第二活塞31在此在主系统压力阀9的轴向方向L上以距离罐形活塞22一定间距的方式被布置在活塞杆11上，并且在主系统压力阀9的径向方向r上延伸至引导面26的第一区段27。
在由图2示出的实施例中，系统压力阀11在活塞杆9和主系统压力阀11的第二端侧S2(在图2和图3上方展示)的区域中具有由阀壳体71形成的第四阀凹部32。在活塞杆11的由图2示出的第一切换位置中，活塞杆11的液压作用端面33(例如圆形面)位于第四阀凹部32内。第四阀凹部32藉由第一阀凹部14与主泵6相连接并且藉由第二阀凹部17与次级泵7相连接，在所示出的实施例中藉由第三输入端64和第一节流阀34与该次级泵相连接。因此，由主泵6和次级泵7所产生的液压压力可以引起如下调节力，该调节力垂直地作用于活塞杆11的液压作用端面33并且与弹簧12的预紧力以及与对应于先导压力的先导力指向相反。所提到的液压压力尤其可以在第一止逆阀15打开的情况下与在主系统压力回路16内占主导的压力相对应。
在由图2示出的状态下(在该状态下在主系统压力回路16内尚未达到目标压力水平)存在将活塞杆11固持在第一切换位置的力平衡。换言之，作用于液压作用端面33的调节力尚不足以使活塞杆11在轴向方向L上抵抗弹簧力和先导力运动。
在液压系统4的由图4示出的运行状态下，将主泵6的转速和次级泵7的转速提高到直至在主系统压力回路16内达到由系统压力调节器20预先规定的目标压力水平(例如10bar)。这个例如10bar的压力如上所述地引起如下调节力，该调节力垂直地作用于活塞杆11的液压作用端面33并且与弹簧12的预紧力以及与对应于先导压力的先导力指向相反。一旦在主系统压力回路16内达到目标压力水平，就不再符合一方面弹簧力与先导力与另一方面弹簧力之间的平衡，从而使活塞杆11在轴向方向上朝向第一端侧S1移位到如图4所示出的切换位置。
在这个根据图4的切换位置中，尚未再次建立一方面弹簧力和先导力与另一方面调节力之间的力平衡。在由图4示出的切换位置中，罐形活塞22的径向外表面29还抵接引导面26的第二区段28。在此，罐形活塞22的径向外表面29藉由次级控制边缘35还封堵第二阀凹部17与第三阀凹部25之间的可能的连接。此外在活塞杆11的由图4示出的切换位置中，活塞杆11的第二活塞31的径向外表面30抵接引导面26的第一区段27。在此第二活塞31的径向外表面30藉由主控制边缘36还始终封堵第一阀凹部14与第三阀凹部25之间的可能的连接。
在液压系统4的由图5示出的运行状态下，在主系统压力回路16内所达到的目标压力还引起如下调节力，该调节力垂直地作用于活塞杆11的液压作用端面33并且与弹簧12的预紧力以及与对应于先导压力的先导力指向相反。此外调节力足够高到使活塞杆11在轴向方向上朝向第一端侧S1移位到由图5示出的第二切换位置。
在根据图5的活塞杆11的第二切换位置中，罐形活塞22的径向外表面29不再抵接引导面26的第二区段28。因此，罐形活塞22藉由次级控制边缘35释放第二阀凹部17与第三阀凹部25之间的连接(在次级控制边缘35上调节)。由次级泵7所产生的次级溢油(该次级溢油无需用于维持主系统压力回路16内的目标压力水平)的多余部分现在可以经由主系统压力阀9的第二阀凹部17、第三阀凹部25以及与第三阀凹部25相连接的第三输出端65被引导到次级系统压力回路18中。以这种方式可以在次级系统压力回路18内形成压力。
次级泵7然而也继续经由第二阀凹部17馈给主系统压力回路16，该主系统压力回路的目标压力水平由主泵6和次级泵7保持。在活塞杆11的由图5示出第二切换位置中，活塞杆11的第二活塞31的径向外表面30仍抵接引导面26的第一区段27。在此第二活塞31的径向外表面30藉由主控制边缘36还始终封堵第一阀凹部14与第三阀凹部25之间的可能的连接。因此，主泵6继续将其主溢油仅馈入到主系统压力回路16中。
次级系统压力阀37是调压阀，该调压阀被配置成设定并且限制在次级系统压力回路18内占主导的压力。次级系统压力阀37具有次级活塞杆41，该次级活塞杆在液压系统4的由图2至图5示出的运行状态下位于借助第二弹簧38被预紧的初始位置，这是因为次级系统压力回路18中的油量尚不足以达到所提出的低压水平。为了更清楚起见，次级系统压力阀37的附图标记仅在其放大的图示在图7中示出。
次级活塞杆41的活塞42在其根据图2的初始位置中封堵次级系统压力回路18与通向泵吸入侧40的管线39之间的可能的连接。次级系统压力阀37具体包括次级阀体43，该次级阀体形成用于在次级系统压力阀37的轴向方向L上引导次级活塞杆41的次级引导面44。此外，次级阀体43形成第一阀凹部45和第二阀凹部46。
第一阀凹部45和第二阀凹部46可以在次级系统压力阀37的径向方向r上分别比用于次级活塞杆41的次级引导面44向外延伸得更远。次级引导面44可以具有略微大于带有活塞的次级活塞杆41的直径，使得次级活塞杆41可以尽可能无摩擦且无磨损地在次级引导面44内在次级系统压力阀41的轴向方向L上来回移位。次级引导面44的区段47在此从第一阀凹部45延伸至第二阀凹部46。
在次级活塞杆41的由图2至图5示出的初始位置中，次级活塞杆41的活塞42藉由由活塞42形成的控制边缘48来封堵第一阀凹部45与第二阀凹部46之间的可能的连接。而在次级活塞杆41的由图6示出的打开位置中(也参见图7中的放大图示)，次级活塞杆41的活塞42藉由控制边缘48释放第一阀凹部45与第二阀凹部46之间的连接。
在次级系统压力阀37的第一端侧49上，次级活塞杆41包括罐形活塞50。弹簧38产生作用于罐形活塞50的液压作用圆形内表面51的弹簧力。弹簧力在此在轴向方向L上起作用并且朝向次级系统压力阀37的第二端侧52的方向定向。次级系统压力阀37的第一输入端53藉由第二节流阀54与主系统压力回路16相连接。第一输入端53通向由次级阀体43形成的第三阀凹部55。第三阀凹部55与罐形活塞50的内部空间56相连通。来自主系统压力回路16的油因此可以经由第二节流阀53、第一输入端53和第三阀凹部55到达罐形活塞50的内部空间56。油可以填满第三阀凹部55和罐形活塞50的内部空间56并且在内部空间56内形成液压压力。该液压压力尤其可以作用于罐形活塞50的液压作用圆形内表面51。对应于该液压压力的次级先导力在一定方向上起作用并且由此增强由弹簧38所产生的弹簧力。
次级系统压力阀37的第二输入端57在一侧与次级系统压力回路18相连接。第二输入端57在另一侧与第一阀凹部45相连接。次级系统压力阀37的第三输入端58在一侧藉由第三节流阀59与次级系统压力回路18相连接。第三输入端58在另一侧与第四阀凹部60相连接。
次级活塞杆41在次级系统压力阀37的第二端侧52的区域中形成液压作用端面61。来自次级系统压力回路18的油可以经由第三节流阀59和第三输入端58到达第四阀凹部60。油可以填满第四阀凹部60并且在第四阀凹部60内形成压力。这个压力可以作用于次级活塞杆41的液压作用端面61，由此引起如下调节力，该调节力起到抵抗弹簧38的弹簧力和次级先导力的合力的作用，该次级先导力由主系统压力回路16的节流压力引起。
在液压系统4的由图2至图5示出的运行状态下，在一方面弹簧38的弹簧力和次级先导力与另一方面由第四阀凹部60内的油压力引起的调节力之间存在力平衡。这个力平衡在弹簧38的弹簧力和先导力大于调节力的条件下存在。这种情况直到次级系统压力回路18内的压力达到了其预先规定的目标压力水平(该目标压力水平由弹簧力和先导力预先规定)为止一直存在。
次级系统压力阀37的输出端62在一侧与第二阀凹部46相连接。输出端62在另一侧与通向泵吸入侧40的管线39相连接，即管线39通向泵系统5的输入端59。藉由这个输入端59可以附加地给主泵6和次级泵7供应油。在液压系统4的由图2至图5示出的运行状态下，次级系统压力阀37的次级活塞杆41位于初始位置。次级活塞杆41的活塞42在次级活塞杆41的初始位置中藉由控制边缘48来封堵第一阀凹部45与第二阀凹部46之间的可能的连接。因此在第二输入端57与输出端62之间也不存在连接。因此没有油可以从次级系统压力回路18经由第二输入端57、第一阀凹部45、第二阀凹部46和输出端62流入到管线39中，而且没有油被供应给泵系统5的输入端59。
从根据图5的液压系统4的运行状态开始，泵系统5的转速进一步提高到至主泵6的输送量或主溢油足以能够使得主泵6单独使主系统压力回路16饱和，即能够独自维持主系统压力回路16内的目标压力水平(主饱和状态)。如果达到这个主饱和状态，则不再需要次级泵7的输送量或次级溢油来使主系统压力回路16饱和。在主饱和状态下，借助调节力使活塞杆11朝向主系统压力阀9的第一端侧S1的方向调节到直至活塞杆11位于根据图6的第三切换位置。
在液压系统4的由图6示出的第四运行状态下，主泵6和次级泵7的转速(与根据图5的液压系统4的运行状态相比)进一步提高。由此主泵6和次级泵7的输送量升高。充斥在主系统压力回路16内的压力以及作用于主系统压力阀9的活塞杆11的液压作用端面33的调节力同样升高。因此，活塞杆11进一步朝向主系统压力阀9的第一端侧S1的方向运动。由此藉由次级控制边缘35扩展了第二阀凹部17与第三阀凹部25之间的连接。
在活塞杆11的由图6示出的第三切换位置中，活塞31的径向外表面30不再抵接引导面的第一区段27。因此，活塞31藉由主控制边缘36释放第一阀凹部14与第三阀凹部25之间的连接(在主控制边缘36上调节)。一旦活塞杆11位于第三切换位置，主系统压力阀9就藉由主控制边缘36来进行调节并且不再藉由次级控制边缘35来进行调节。第二阀凹部17与第三阀凹部25之间的连接藉由次级控制边缘35继续保持存在，使得现在主泵6的多余的输送量或主溢油以及次级泵7的输送量或次级溢油在第三阀凹部25中汇合并且被引导到次级系统压力回路18中以提高该次级系统压力回路的压力。
换言之，由主泵6所产生的主溢油(该主溢油无需用于维持主系统压力回路16内的目标压力水平)的多余部分现在可以经由主系统压力阀9的第一阀凹部14、第三阀凹部25以及第三输出端65被引导到次级系统压力回路18中。
此外，由于次级控制边缘35处的截面增大，因此在活塞杆11的第三切换位置中首先由次级泵7所输送的次级溢油中的压力下降。由于压力下降而在第二止逆阀19处产生力不平衡。在主系统压力回路16的一侧上存在主系统压力回路16的目标压力水平。在主系统压力阀9的一侧上，压力由于以上所描述的压力下降而减小。由此第二止逆阀19关闭。因此主系统压力回路16和次级系统压力回路18彼此分开。次级泵7现在仅将油馈送到次级系统压力回路18中。仅在以上所描述的压力下降出现之后，才使次级泵7中的压力降低。
在液压系统4的由图6示出的第四运行状态下，主泵6和次级泵7的转速(与根据图5的液压系统的运行状态相比)进一步提高。由此主泵6和次级泵7的输送量升高。充斥在次级系统压力回路18内的压力以及作用于次级系统压力阀37的次级活塞杆41的液压作用端面61的调节力同样升高。
这种情况持续到次级系统压力回路18饱和，即达到直到次级系统压力回路16内的目标压力水平(次级饱和状态)。自达到次级饱和状态起，次级活塞杆41由于现在占主导的力不平衡而朝向次级系统压力阀9的第一端侧49的方向运动，直到次级活塞杆41位于由图6和图7示出的打开位置，在该打开位置中藉由控制边缘48释放第一阀凹部45与第二阀凹部46之间的连接。次级系统压力阀37进行调节。现在多余的油量(即无需用于使次级系统压力回路18饱和的油量)可以从次级系统压力回路18经由次级系统压力阀37的第二输入端57、第一阀凹部45、第二阀凹部46和输出端62被输送到管线39中，并且从该管线被供应给泵吸入侧40。
图8示出了用于根据图2的液压系统的主系统压力阀9的一个替代性实施方式。在这个主系统压力阀9中藉由内部返回面66来实现压力返回，由此根据图8的主系统压力阀9可以实施为相对于根据图2的主系统压力阀9缩短。活塞杆11在根据图2的实施例以及根据图8的实施例中包括第三活塞67，该第三活塞以距离第二活塞31一定间距的方式进一步朝向主系统压力阀9的第二端侧S2的方向布置。第三活塞67的直径在根据图8的实施例中小于第二活塞31的直径。
根据图8的第三活塞67可以在主系统压力阀9的轴向方向L上在引导面26的、与第三活塞67的减小的直径相适配的第三区段68中来回进行调节。第三活塞67具有小于返回面66的液压作用面69(在所示出的实施例中为环形面)。
由主泵6所产生的主溢油可以经由主系统压力阀9的第一输入端8到达第一阀凹部14。第一阀凹部14可以借助于主溢油来注满并且借助于该主溢油可以在第一阀凹部14内形成压力。取决于液压系统4处于前面结合图2至图6所描述的运行状态中的哪一个运行状态，第一阀凹部14内的压力的大小不同。
第一阀凹部14内的压力既作用于第三活塞67的液压作用面69又作用于第二活塞31的返回面66。由于第三活塞67的液压作用面69小于第二活塞31的返回面66，因此第一阀凹部14内的压力引起调节力，该调节力抵抗在上文中所描述的弹簧的弹簧力和先导力。根据图8的实施方式能够实现节省在根据图2的实施例中所包含的第六阀凹部70。
附图标记清单
Fi 油过滤器
L 主系统压力阀的轴向方向
r 主系统压力阀的径向方向
S1 主系统压力阀的第一端侧
S2 主系统压力阀的第二端侧
1 机动车辆
2 燃烧动力发动机
3 自动变速器
4 液压系统
5 泵系统
6 主泵
7 次级泵
8 系统压力阀的第一输入端
9 主系统压力阀
10 系统压力阀的第二输入端
11 系统压力阀的活塞杆
12 弹簧
13 油底壳
14 系统压力阀的第一阀凹部
15 第一止逆阀
16 主系统压力回路
17 系统压力阀的第二阀凹部
18 次级系统压力回路
19 第二止逆阀
20 系统压力调节器
21 罐形活塞的液压作用圆形内表面
22 主系统压力阀的罐形活塞
23 可变地调节的电压力控制阀
24 磁体线圈
25 系统压力阀的第三阀凹部
26 用于活塞杆的内引导面
27 引导面的第一区段
28 引导面的第二区段
29 罐形活塞的径向外表面
30 第二活塞的径向外表面
31 主系统压力阀的第二活塞
32 系统压力阀的第四阀凹部
33 活塞杆的液压作用端面
34 第一节流阀
35 次级控制边缘
36 主控制边缘
37 次级系统压力阀
38 第二弹簧
39 管线
40 泵吸入侧
41 次级活塞杆
42 次级活塞
43 次级阀体
44用于次级活塞杆的次级引导面
45 第一阀凹部
46 第二阀凹部
47 次级引导面的区段
48 次级阀体的控制边缘
49 次级系统压力阀的第一端侧
50 次级系统压力阀的罐形活塞
51 罐形活塞的液压作用圆形内表面
52 次级系统压力阀的第二端侧
53 次级系统压力阀的第一输入端
54 第二节流阀
55 第三阀凹部
56 罐形活塞的内部空间
57 次级系统压力阀的第二输入端
58 次级系统压力阀的第三输入端
59 第三节流阀
60 第四阀凹部
61 次级活塞杆的液压作用端面
62 次级系统压力阀的输出端
63 泵系统的输入端
64 主系统压力阀的第三输入端
65 主系统压力阀的第三输出端
66 主系统压力阀的第二活塞的环形面
67 第三活塞
68 主系统压力阀的引导面的第三区段
69 第三活塞的液压作用面
70 主系统压力阀的第六阀凹部
71 阀壳体
72 主系统压力阀的第一输出端
73 主系统压力阀的第二输出端
74 主系统压力阀的第四输入端
75 主系统压力阀的第五阀凹部
76 主系统压力阀的罐形活塞的内部空间

Claims (13)

1.一种用于机动车辆变速器(3)的液压系统(4)的系统压力阀(9)，所述系统压力阀(9)包括：
-阀壳体(71)，
-活塞杆(11)，
-第一输入端(8)，
-第二输入端(10)，
-第一输出端(72)，
-第二输出端(73)，
-第三输出端(65)；
其中
-所述液压系统(4)的主泵(6)能够与所述第一输入端(8)相连接，
-所述液压系统(4)的次级泵(7)能够与所述第二输入端(10)相连接，
-所述液压系统(4)的主系统压力回路(16)能够与所述第一输出端(72)和所述第二输出端(73)相连接，并且
-所述液压系统(4)的次级系统压力回路(18)能够与所述第三输出端(65)相连接；
其中所述系统压力阀(9)被配置成将所述阀壳体(71)内的所述活塞杆(11)调节到第一切换位置、第二切换位置和第三切换位置；
其中在所述第一切换位置中，所述第三输出端(65)既不与所述第一输入端(8)相连接，也不与所述第二输入端(10)相连接，
其中在所述第二切换位置中，所述第二输入端(10)与所述第三输出端(65)相连接，并且
其中在所述第三切换位置中，所述第三输出端(65)与所述第一输入端(8)和所述第二输入端(10)相连接。
2.根据权利要求1所述的系统压力阀(9)，其中所述活塞杆(11)借助于复位元件(12)被预紧在所述第一切换位置中。
3.根据权利要求1或2所述的系统压力阀(9)，其中所述系统压力阀(9)被配置成给所述活塞杆(11)的端面(33)施加液压压力，使得所述活塞杆(11)运动到所述第二切换位置或者运动到所述第三切换位置。
4.根据前述权利要求之一所述的系统压力阀(9)，其中所述系统压力阀(9)被配置成给所述活塞杆(11)的活塞(31)的内部返回面(66)施加液压压力，使得所述活塞杆(11)运动到所述第二切换位置或者运动到所述第三切换位置。
5.根据前述权利要求之一所述的系统压力阀(9)，其中所述系统压力阀(9)通过使所述活塞杆(11)负载有液压压力而被配置成：一旦所述液压压力超过第一极限值，就将所述阀壳体(71)内的所述活塞杆(11)从所述第一切换位置调节到所述第二切换位置。
6.根据权利要求5所述的系统压力阀(9)，其中所述系统压力阀(9)通过使所述活塞杆(11)负载有液压压力而被配置成：一旦所述液压压力超过第二极限值，就将所述阀壳体(71)内的所述活塞杆(11)从所述第二切换位置调节到所述第三切换位置，其中所述第二极限值高于所述第一极限值。
7.根据前述权利要求之一所述的系统压力阀(9)，所述系统压力阀(9)进一步包括：
-第一阀凹部(14)，所述第一阀凹部与所述第一输入端(8)和所述第一输出端(72)相连接；
-第二阀凹部(17)，所述第二阀凹部与所述第二输入端(10)和所述第二输出端(73)相连接；
-第三阀凹部(25)，所述第三阀凹部与所述第三输出端(65)相连接，
其中所述活塞杆(11)
-在所述第一切换位置中将所述第一阀凹部(14)和所述第二阀凹部(17)与所述第三阀凹部(25)分开；
-在所述第二切换位置中释放所述第二阀凹部(17)与所述第三阀凹部(25)的连接；并且
-在所述第三切换位置中释放所述第一阀凹部(14)与所述第三阀凹部(25)之间的连接以及所述第二阀凹部(17)与所述第三阀凹部(25)之间的连接。
8.根据权利要求7所述的系统压力阀(9)，所述第一活塞杆包括：
-具有主控制边缘(36)的活塞(31)，
-具有次级控制边缘(35)的另外的活塞(22)，
其中所述活塞杆(11)被配置成：
-藉由所述次级控制边缘(35)释放所述第二阀凹部(17)与所述第三阀凹部(25)之间的连接，并且
-藉由所述主控制边缘(36)释放所述第一阀凹部(14)与所述第三阀凹部(25)之间的连接。
9.一种用于机动车辆变速器(3)、尤其自动变速器(3)的液压系统(4)，所述液压系统(4)包括：
-主泵(6)，
-次级泵(7)，
-主系统压力回路(16)，
-次级系统压力回路(18)，以及
-根据前述权利要求之一所述的主系统压力阀(9)，
其中
-所述主泵(6)与所述主系统压力阀(9)的第一输入端(8)相连接，
-所述次级泵(7)与所述主系统压力阀(9)的第二输入端(10)相连接，
-所述主系统压力回路(16)与所述主系统压力阀(9)的第一输出端(72)和第二输出端(73)相连接，并且
-所述次级系统压力回路(18)与所述主系统压力阀(9)的第三输出端(65)相连接。
10.根据权利要求9所述的液压系统(4)，所述液压系统(4)进一步包括系统压力调节器(20)，所述系统压力调节器被配置成输出先导压力，所述先导压力能够供应给所述主系统压力阀(9)，从而支持所述复位元件(12)的预紧力。
11.根据权利要求9或10所述的液压系统(4)，所述液压系统(4)进一步包括另外的系统压力阀(37)，其中所述另外的系统压力阀(37)被配置成预先规定并且设定所述次级系统压力回路(18)内的系统压力，并且在超过所述预先规定的系统压力的情况下将所述次级系统压力回路(18)与所述主泵(6)和所述次级泵(7)的吸入侧(40)连接。
12.一种包括根据权利要求9至11之一所述的液压系统(4)的机动车辆变速器(3)，尤其是机动车辆自动变速器(3)。
13.一种包括根据权利要求12所述的机动车辆自动变速器(3)的机动车辆(1)。
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