CN117307461A - 用于控制泵系统的方法 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种用于控制泵系统(5)的方法。借助于电子控制单元访问液压计算模型，该液压计算模型针对变速器的不同运行状态一方面包含关于泵系统(5)的两个泵(P、S)的油供应的信息并且另一方面包含关于变速器的油需求的信息。查明确定的油供应所述两个泵(P、S)按照液压计算模型在变速器的确定的运行状态中提供该油供应。另外，查明确定的油需求液压系统(1)按照液压计算模型在变速器的确定的运行状态中从所述两个泵(P、S)要求该油需求。

Description

用于控制泵系统的方法
技术领域
本发明涉及一种用于控制泵系统的方法。
背景技术
在机动车的自动变速器中的液压换挡设备典型地划分成三个循环，这些循环按照优先级的不同情况被操作。因此，一个初级循环用于供给自动变速器的切换元件(摩擦片式离合器/摩擦片式制动器)，一个次级循环用于冷却和循环，以及一个三级循环用于将过量油引回到自动变速器的泵系统(抽吸加载)。在此，初级循环通常需要在低体积流量时(除了切换之外)的高压力，并且次级循环需要在高体积流量时(用于冷却/润滑)的小压力(例如为初级循环的压力的大约1/3)。三级循环没有直接的要求，但是将未被初级循环和/或次级循环需要的过量油(取决于泵输送量)引回到油泵。
在此，油供应经由泵系统提供，该泵系统典型地提供与自动变速器的输入转速成比例、尤其是与内燃机转速成比例的体积流量。在具有功率分支的泵的现代系统(累加传动装置)中可能的是，将泵转速经由电动机(电动马达单元，缩写EMU)“助力”，并且因此与单纯经由内燃机转速提供的体积流量相比提供更大的体积流量。
为了降低功率消耗(压力乘以体积流量)，并且因此也降低泵系统的能量需求，在现代的自动变速器中采用所谓的双循环泵系统，其通常由双行程的叶片泵构成，所述叶片泵划分成初级液流和次级液流。在这样的系统中，在次级液流中的压力可以下降到较低的水平(近似0巴也是可能的)，因此降低消耗力矩并且从而也降低泵的驱动功率。双循环泵系统的大优点在于，在初级循环中要求高体积流量需求的情形中(例如为了在换挡时闭合切换元件)，在次级液流中的压力可以提高到初级压力，以便向初级循环提供次级液流的体积流量。这称为“次级液流的接通”。因此可以利用泵系统的整个输送容量，以便改进供应和降低压力扰动。
在此，次级液流的接通经由自调节的液压系统控制，该液压系统包括两个阀(系统压力阀和润滑阀)，并且当初级泵的输送量不足以满足初级循环的需求时，提高在次级液流中的压力。在初级循环中的需求由所谓的基础泄漏和用于填充切换元件的切换需求组成，也许在涉及所谓的变矩器式变速器时附加流经变矩器的油流，该基础泄漏由阀间隙引起(并且主要取决于压力和温度)。
通过这种行为，对于泵系统产生两个典型的运行状态。一方面，在所谓的“单循环运行”中，在两个泵液流中近似存在相同的压力(板阀的开启压力确定压力差)。在两个液流中的压力调节由系统压力阀调节。另一方面，在所谓的“双循环运行”中，在次级液流中的压力降低。于是初级压力通过系统压力阀调节，并且次级压力通过润滑阀调节。仅当初级液流的输送量足以满足初级循环的需求时，才能实现双循环运行。各液流的状态在此取决于液压换挡设备的油需求(泄漏、换挡需求等等)以及供应(泵体积流量)。
DE102019204277A1教导，在规定的额定初级循环压力的情况下在液压系统的双循环泵仅仅由电机驱动时，双循环泵的转速经由电机转速改变、优选提高。在此，监控电特征参量例如液压系统的双循环泵的消耗电流或者电机的消耗电流，或者监控该消耗电流的梯度。当在此情况下识别到监控的特征参量的定义的改变时，则推断出，在双循环泵或电机的如下转速时，在该转速时存在被监控的特征参量的定义的改变，要么在液压系统的初级循环中的由双循环泵提供的油体积流量提供正好等于额定初级循环压力的压力，要么双循环泵提供的油体积流量是如此高的，使得仅仅双循环泵的初级液流的油体积流量正好满足初级循环。
典型地，在双循环运行中，系统压力阀调节在初级控制边缘上。为了从该状态转换到单循环运行中，系统压力阀需要转换控制边缘，并且系统压力阀的阀芯需要被移位到次级控制边缘上。这种行程改变不任意快速地进行，所以在阀芯移位期间次级液流的体积流量尚且不能支持初级循环(低于初级压力的压力)。仅当系统压力阀移位到次级控制边缘上时，才能利用泵的体积流量的100％。
发明内容
本发明的目的可以在于，在从双循环运行转换到单循环运行期间以及在相反地转换期间改进系统压力阀的转换。所述目的通过独立权利要求的主题达到。有利的实施方式是从属权利要求、后续说明以及附图的内容。
本发明建议在具有两个泵的泵系统中的压力状态的模型计算。真正的压力调节尤其是经由系统压力阀和/或经由润滑阀进行。在此，尤其是应该取决于油供应(泵转速)和变速器的油需求进行次级液流的压力状态的计算。因此，通过关于泵液流的状态(单循环运行/双循环运行)的知识，可以将界限引入切换软件之内，或者可以在时间上控制切换过程，使得系统在油需求方面不被过载，并且防止压力扰动。因此可以经由计算模型反算泵系统的状态。换言之，建议变速器的油需求和泵输送量的模型计算以及因此建议在双循环泵系统中的压力状态的模型计算。在此，借助于供应和需求，可以计算，可以要求泵系统的怎样的体积流量，而不产生系统压力扰动并且从而不产生切换品质的恶化。
在这种意义中，按本发明提供一种用于控制泵系统的方法。按照该方法，提供用于机动车的变速器以及液压计算模型。所述变速器具有液压系统，该液压系统包括电子控制单元和泵系统，该泵系统具有第一泵(尤其是初级液流)和第二泵(尤其是次级液流)。液压计算模型针对变速器的不同运行状态一方面包含关于两个泵的油供应的信息，并且另一方面包含关于变速器的油需求的信息。
借助于电子控制单元，访问液压计算模型，其中，一方面，借助于电子控制单元查明确定的油供应，两个泵按照液压计算模型在变速器的确定的运行状态中提供该油供应。另一方面，借助于电子控制单元查明确定的油需求。液压系统按照液压计算模型在变速器的确定的运行状态中从两个泵要求该油需求。所述两个泵的输出压力可以按照一种实施方式紧接着基于所查明的确定的油供应以及基于所查明的确定的油需求来控制。这种控制尤其是借助于电子控制单元进行。
按照一种实施方式规定，所述两个泵的输出压力的控制如此进行，使得泵系统要么在单循环运行中运行，要么在双循环运行中运行。通过泵系统按照计算模型处于哪种状态中的信息，可以相应地执行泵系统的操控，以便使得泵系统不被过载(要求过多的油)，并且防止系统压力扰动。在单循环运行中，所述两个泵可以将它们的整个油体积流量经由系统压力阀输送到液压系统的初级循环中，使得可以要求在初级循环之内的特别高的体积流量。
在单循环运行中，由第二泵产生的第二输出压力与由第一泵产生的第一输出压力一样高，或者至少近似与第一输出压力一样高。在此，过量的油可以经由系统压力阀的阀芯的次级控制边缘排出到液压系统的次级循环中。在这种意义中，按照一种实施方式，所述泵系统可以在单循环运行中运行，方式为，液压系统的系统压力阀的阀芯移动到第一切换位置上，在阀芯处于第一切换位置上时，由泵系统的两个泵输送的油经由阀芯仅仅输送到初级循环中，其中，由第二泵输出的次级压力提高到由第一泵输出的初级压力上。
一旦初级循环不再要求所有由两个泵输送的油并且初级的泵输送量足以满足初级循环，泵系统就过渡到双循环运行中。在双循环运行中，整个的次级输送量经由阀芯的次级控制边缘排出到液压系统的次级循环中，附加地，初级液流的过量油经由阀芯的初级控制边缘也引导到次级循环中。在双循环运行中，由第二泵产生的第二输出压力明显低于由第一泵产生的第一输出压力。在这种意义中，按照一种另外的实施方式规定，所述泵系统在双循环运行中运行，方式为，阀芯移动到第二切换位置上，在阀芯处于第二切换位置上时，由泵系统的两个泵之中的至少一个泵输送的油经由阀芯输送到次级循环中。
在液压计算模型之内，供应和需求可以与不同的系统参数(例如压力、温度、换挡、力矩曲线)相关地存储，因此可以反算泵系统的状态。在这种意义中，按照一种另外的实施方式规定，油供应和油需求与自动变速器的不同的系统参数相关。
按照一种另外的实施方式，可以计算油平衡。这尤其是借助于电子控制单元进行，油平衡基于确定的油供应和基于确定的油需求被查明。在此，一方面，液压计算模型可以包含供应体积流量，泵系统按照液压计算模型在变速器的确定的运行状态中提供该供应体积流量。另一方面，液压计算模型可以包含需求油体积流量，液压系统按照液压计算模型在变速器的确定的运行状态中从两个泵要求该需求油体积流量。
在这种关系中，作为重要参量，可以考察所谓的“初级过量”。该参量对应于经由初级控制边缘的体积流量并且由初级液流的输送量和变速器的初级需求(泄漏加上切换需求以及也许加上经由变速器的液力变矩器的油流)之间的差值计算。如果该参量是正的，那么泵系统处于双循环运行中(初级液流可以满足初级需求，过量被引走)。如果该参量计算为负(但是这在物理上没有意义)，那么初级的泵液流不足以满足需求，并且系统处于单循环运行中。在这种意义中，按照一种另外的实施方式规定，需求油体积流量按照液压计算模型在确定的运行状态中被液压系统的初级循环要求，其中，供应体积流量按照液压计算模型在确定的运行状态中由泵系统的第一泵提供。为了计算油平衡，从供应体积流量中减去需求油体积流量。
为了计算或者说查明需求油体积流量，在变速器软件中可以提供液压控制的泄漏模型/需求模型(或者说特性场)，其描述初级泄漏，尤其是与油温度和系统压力相关地描述初级泄漏。在这种意义中，需求油体积流量可以包含在初级循环之内出现的泄漏体积流量。在此，泄漏可以与油的温度相关、尤其是与初级循环之内的油的温度相关。另外，泄漏可以与在初级循环之内存在的压力相关。
此外，在变速器软件中的切换需求可以被输出，因此也可以计算或者说查明在切换期间的状态(或者说过渡)。在这种意义中，需求油体积流量可以包含切换体积流量，初级循环为了切换变速器的切换元件而从泵系统要求该切换体积流量。
取代初级过量，也可以将其他的体积流量参量定义为参考值，例如将次级过量定义为参考值。另外，经由模型映射，可以计算在次级循环中的体积流量。该体积流量保证在次级循环中的压力上升，该压力上升经由相应的模型也能被计算，以便确定在泵中的压力关系。
通过关于变速器输入转速的知识以及也许关于泵电动机的转速的知识，可以经由泵的回归模型确定两个液流的输送量，并且因此计算在控制中的体积流量关系。在这种意义中，按照一种另外的实施方式，供应体积流量与至少一个转速相关，所述泵系统以所述转速被驱动，其中，供应体积流量由第一泵体积流量和第二泵体积流量组成。在此，第一泵体积流量和第二泵体积流量经由回归模型从泵系统的供应体积流量得到。
如上所述，按本发明的方法允许计算油供给/油平衡(在需求与供应之间的差值)，并且从该体积流量差值要求泵系统的电动机的转速(电动机在此经由累加传动装置与另一个马达例如内燃机或者用于驱动机动车的另一个电动机一起驱动泵系统)，以便保证变速器的功能性。通过这种详细计算，电动机不会在一旦供应不足时就“盲目地”用最大转速被操控，而是可以仅仅补充短缺。这带来与寿命和消耗相关的优点。但是，通过经由电动机的附加的体积流量，可能出现如下状态，在这些状态中，泵系统从双循环运行转换到单循环运行中，或者相反地转换，视初级需求和次级需求的哪个恰好被要求而定，而油观察器对此不知道。因此存在需要，泵系统或者说油观察器按照需要来建立定义的单循环运行或者双循环运行，因为在每一次不被系统知道的转换时系统压力容易扰动，这影响到切换品质。因此，转速可以不是仅仅被如此操控以使得变速器的需求被满足，而是根据需要的不同情况也可以较高转速(或者在少数情况下也可以较低转速)，以便按照情景的要求来建立泵系统的状态。在这种意义中，按照一种另外的实施方式规定，泵系统经由累加传动装置被用于驱动机动车的马达以及被电动机驱动，其中，基于所查明的油平衡控制该电动机的转速。
附图说明
下面借助于示意图更详细地解释本发明的实施例，其中，相同的或者类似的元件设有相同的附图标记。附图如下：
图1显示用于机动车的自动变速器的液压系统的线路图；
图2显示具有自动变速器的机动车的侧视图，该自动变速器包括按图1的液压系统；
图3显示按图1的液压系统的泵系统的驱动装置的线路图；
图4显示按图1的液压线路图的一部分，其中，泵系统在单循环运行中运行；
图5显示按图1的液压线路图的一部分，其中，泵系统在双循环运行中运行；并且
图6显示按本发明的用于控制泵系统的方法的实施例的流程图。
具体实施方式
图1显示液压系统1，其可以在通过图2显示的机动车3的自动变速器2中被采用。机动车3具有至少一个马达4，所述马达经由自动变速器2驱动机动车3。所显示的机动车3例如可以是混合动力车辆，其可以由内燃机4.1和/或电机4.2驱动。但是替选地，可以仅仅设置内燃机4.1或者电机4.2用来驱动机动车3。
图1仅仅显示整个液压系统1的一部分，该液压系统设置用于，操纵自动变速器2的多个切换元件(制动器和/或离合器，未示出)。该液压系统1尤其是包括泵系统5。该泵系统5包括第一泵P和第二泵S。第一泵P(“初级泵”)包括第一压力出口6。第二泵S(“次级泵”)包括第二压力出口7。另外，该液压系统1包括系统压力阀8，该系统压力阀具有阀芯和阀壳体10，该阀芯在下面称为系统压力阀芯9。另外，该液压系统1包括初级循环11和次级循环12。
初级循环11用于为自动变速器2的切换元件(离合器/制动器)供应处于压力下的液压液体(在所显示的实施例中为油)，相反，次级循环12用于借助于液压液体来冷却和润滑自动变速器2。液压系统1的三级循环13(“抽吸加载”)用于将过量的液压液体引回到自动变速器2的泵系统5。在此，在初级循环11中，与次级循环12相比，存在在较小体积流量时的较高压力(除了切换之外)，在次级循环之内存在在较高体积流量时(用于冷却/润滑)的较小压力(大约为在初级循环11中存在的压力的1/3)。三级循环13没有直接的要求，而是通过液压液体的过量(与泵输送量相关)来馈送，所述过量不被初级循环11或者次级循环12需要。系统压力阀8承担首先给两个循环11、12之中的哪一个循环供应的控制，该系统压力阀构成为限压阀。润滑阀14承担将多少油从次级循环12导入到抽吸加载13中的控制。下面，结合作为液压液体的油来说明实施例，但是按类似方式也可以采用其他液压液体。
油供应经由泵系统5提供，该泵系统提供体积流量，该体积流量典型地与自动变速器2的输入转速成比例。图3在这种关系中显示，内燃机4.1经由累加传动装置39驱动泵系统5的驱动轴40。内燃机4.1在此以内燃机转速n1驱动自动变速器2的主输入轴GE。通过累加传动装置39，泵系统5成为功率分支的泵。在此，泵系统5的转速可以通过附加的电动机EMU提高(“助力”)，该电动机提供电动机转速n2。因此，与单纯经由内燃机转速提供体积流量相比，可以通过泵系统5提供更多体积流量。替选地，泵系统的转速也可以通过电动机EMU略微降低，以便按照情景要求来建立泵系统5的状态。为了降低泵系统的功率消耗(压力乘以体积流量)并且因此也降低泵系统的能量需求，采用所谓的双循环泵系统，其在所显示的实施例中形式为双行程的叶片泵5。合适的双行程的叶片泵的例子例如由本申请人的DE102016218186A1(在此尤其是参见图2～4)已知。
在双行程的叶片泵5的情况下，在一个液流(次级液流，经由第二泵S的第二压力出口7输出或者说提供)中的压力可以降低到较低水平(近似0巴也是可能的)，因此降低消耗力矩并且因此降低消耗。初级液流可以经由第一泵P的第一压力出口6输出或者说提供。双循环泵系统5的大优点在于，在初级循环11中要求高体积流量需求的情形中(例如在切换自动变速器2的各切换元件之中的一个或多个切换元件时)，在次级液流中的压力可以提高到由初级液流提供的初级压力上，以便向初级循环提供次级液流的体积流量。因此可以利用泵系统5的整个输送容量，以便改进供应和降低压力扰动。
在此，次级液流的接通经由自调节的液压子系统控制，其包括系统压力阀8和润滑阀14(在附图中仅仅示意描述，未描述接口或类似物)，并且在初级循环11不饱和时接通次级液流。次级液流的接通以如下方式实现：泵系统5的第二压力出口7经由系统压力阀8与初级循环11连接，这通过系统压力阀芯9的对此合适的位置实现。在初级循环11之内的油量需求和压力需求由所谓的基本泄漏和用于填充至少一个切换元件的切换需求组成，所述基本泄漏通过阀间隙引起(并且主要与压力和温度相关)。
系统压力阀8是行程阀，其尤其是包括阀壳体10和系统压力阀芯9。系统压力阀芯9可以在阀壳体10之内沿着系统压力阀8的纵轴线L在彼此相反的轴向方向x1(第一轴向方向)和x2(第二轴向方向)上来回运动或者说调整。系统压力阀芯9借助于形式为弹簧元件15的复位元件在第一切换位置上机械预紧。该弹簧元件15设置在系统压力阀8的第一端侧S1的区域中。
系统压力阀8具有沿着纵轴线L彼此间隔距离地设置的七个阀环岸16.1～16.7。这些阀环岸16.1～16.7可以由阀壳体10构成。这些阀环岸16.1～16.7内部空心地构成，尤其是360°环绕地延伸，并且分别构成一个阀穴17.1～17.7，与阀壳体10的在系统压力阀8的纵向方向L上延伸的纵向孔18相比，所述阀穴在系统压力阀8的径向方向r上更朝外延伸。另外，阀壳体10在每一个所述阀穴17.1～17.7的区域中分别具有至少一个接口，所述接口分别与阀穴17.1～17.7之一连接。
在第一端侧S1的区域中设置第一阀环岸16.1、第一阀穴17.1和第一接口19.1。第一接口19.1是压力入口并且在所显示的实施例中经由先导控制压力管路20和先导控制压力节流器21与电磁的先导控制阀22的压力出口24连接。
在第二方向x2上相邻地并且间隔距离地设置第二阀环岸16.2、第二阀穴17.2和第二接口19.2。第二接口19.2是压力出口并且与润滑油管路23连接。润滑油管路23在下游引导至润滑油阀14，该润滑油阀调节液压系统1的次级循环12(或者说润滑油循环/冷却油循环)中的次级系统压力Psys2。
在第二方向x2上相邻地并且间隔距离地设置第三阀环岸16.3、第三阀穴17.3以及第三接口19.3和第四接口19.4。第三接口19.3是压力入口，其经由初级压力管路37与泵系统5的第一压力出口6连接。第四接口19.4是压力出口，其与系统压力管路11连接，在该系统压力管路之内存在初级系统压力Psys1，该初级系统压力通过系统压力阀8调节。
在第二方向x2上相邻地并且间隔距离地设置第四阀环岸16.4、第四阀穴17.4和第五接口19.5。第五接口19.5是压力出口并且与润滑油管路23连接，该润滑油管路在下游引导至润滑油阀14并且过渡到次级循环12中。
在第二方向x2上相邻地并且间隔距离地设置第五阀环岸16.5、第五阀穴17.5以及第六接口19.6和第七接口19.7。第六接口19.6是压力入口，其经由次级压力管路38与泵系统5的第二压力出口7连接。第七接口19.7是压力出口，其与系统压力管路11连接，在该系统压力管路之内存在初级系统压力Psys1，该初级系统压力通过系统压力阀8调节。
在第二方向x2上相邻地并且间隔距离地设置第六阀环岸16.6、第六阀穴17.6以及第八接口19.8。第八接口19.8是压力出口并且经由节流器与无压力的储箱T连接。
最后，在系统压力阀8的第二端侧S2的区域中，在第二方向x2上相邻地并且间隔距离地设置第七阀环岸16.7、第七阀穴17.7和第九接口19.9。第九接口19.9是压力入口并且经由节流器25与泵系统5的第一压力出口6连接。
系统压力阀芯9具有活塞杆27。在活塞杆27上设置多个活塞28、29、30和31。各个活塞28、29、30和31在此尤其是与活塞杆27固定地连接。活塞28、29、30和31与活塞杆27相比在阀芯9的径向方向r上更朝外延伸。活塞28、29、30和31的直径选择成，使得这些活塞与活塞杆27一起在阀壳体10的纵向孔18之内在纵向方向L上能够来回运动，而且尤其是(以高程度)密封且无摩擦地运动。阀穴17.1～17.7又与活塞28、29、30和31相比在阀芯27的径向方向r上更朝外延伸。
在此，第一活塞28设置在第一端侧S1的区域中。另外，第二活塞29与第一活塞28相邻地并且在第二方向x2上与第一活塞28具有轴向距离地设置。另外，第三活塞30与第二活塞29相邻地并且在第二方向x2上与第二活塞29具有轴向距离地设置。最后，在第二端侧S2的区域中，第四活塞31与第三活塞30直接相邻地设置。
与系统压力阀芯9相对于阀壳体10的位置无关，第一活塞28将第一阀穴17.1相对于第二阀穴17.2密封，使得在第一阀穴17.1与第二阀穴17.2之间不存在连接。因此，第一接口19.1也不与第二接口19.2连接。按类似方式，与系统压力阀芯9相对于阀壳体10的位置无关，第二活塞29将第三阀穴17.3与第四阀穴17.4密封，使得第三阀穴17.3不与第四阀穴17.4连接，并且使得第三接口19.3既不与第四接口19.4也不与第五接口19.5连接。另外，与系统压力阀芯9相对于阀壳体10的位置无关，第三活塞30将第五阀穴17.5与第六阀穴17.6密封，使得第五阀穴17.5不与第六阀穴17.6连接，并且使得第六接口19.6和第七接口19.7均不与第八接口19.8连接。此外，与系统压力阀芯9相对于阀壳体10的位置无关，第四活塞31将第六阀穴17.6与第七阀穴17.7密封，使得第六阀穴17.6不与第七阀穴17.7连接，并且使得第八接口19.8不与第九接口19.9连接。
特征“连接”尤其是可以理解为，相应地相互连接的元件液压导通地相互连接，也就是说，油能够从一个元件流向另一个元件，并且能够也许相反地流动。相反，特征“密封”、“分离”、“分隔”或者“不连接”可以尤其是理解为，相应地彼此分离的元件不液压导通地相互连接，也就是说，油不能从一个元件流向另一个元件并且不能够也许相反地流动。
第一活塞28用作为调节活塞，罐形地构造，并且构成内室32以及内部压力面33，该内部压力面在径向方向r上延伸(并且因此与纵轴线L成横向以及与轴向方向x1、x2成横向)。弹簧元件15产生机械预紧力Fmech，该机械预紧力在第二方向x2上作用到第一活塞28的内部压力面33上。第一阀穴17.1经由纵向孔18与第一活塞28的内室32连接。弹簧元件15将系统压力阀芯9机械地预紧在第一切换位置上。如果系统压力阀芯9处于第一切换位置上，那么第一活塞28将第二阀穴17.2相对于第三阀穴17.3密封，第二活塞29将第四阀穴17.4相对于第五阀穴17.5密封。系统压力阀芯9可以在第二轴向方向x2上被如此远地推动，直至第四活塞31在第二轴向方向x2上在第七阀穴17.7的区域中挡靠到阀壳体10的一个端侧的端部上。当液压系统1无压力地连接时(系统压力阀8的初始状态)，系统压力阀芯9尤其是总是占据这一个称为初始位置的轴向端部位置。
弹簧元件15的机械预紧力Fmech可以通过液压的先导控制压力Pvor放大，该先导控制压力通过先导控制阀22产生。在此，先导控制阀22的压力入口可以与初级循环11连接，以便给先导控制阀22供应处于压力下的油。先导控制阀22输出液压的先导控制压力Pvor。
由先导控制压力Pvor引起液压的先导控制力Fvor，该先导控制力与弹簧元件15的机械预紧力Fmech在相同方向x2上作用到系统压力阀芯9上，使得液压的先导控制力Fvor放大机械预紧力Fmech。先导控制阀22可以例如具有带下降梯度的压力-流量-特性曲线，使得：当先导控制阀22的电磁致动器26未被通电时，先导控制阀22经由其压力出口24将最大可能的液压的先导控制压力Pvor馈送到先导控制压力管路20中。当在激活自动变速器2的机械紧急运行时电子的变速器控制装置25的电流供应或者电压供应被停止时，则尤其是这种情况。
当系统压力阀芯9处于第一切换位置上时，第一活塞28将第二阀穴17.2与第三阀穴17.3密封，使得第二阀穴17.2不与第三阀穴17.3连接，并且使得第二接口19.2既不与第三接口19.3也不与第四接口19.4连接。按该方式，当系统压力阀芯9处于第一切换位置上时，由泵系统5输送的液压液体经由第一泵P的第一压力出口6输出并且施加到第三接口19.3上，经由系统压力阀8的第三阀穴17.3、纵向孔18以及第四接口19.4最终引导到初级循环11中，而不引导到次级循环12中。
当系统压力阀芯9处于第一切换位置上时，另外，第二活塞29将第四阀穴17.4与第五阀穴17.5密封(不同于通过图1显示的系统压力阀芯9的第二切换位置)，使得第四阀穴17.4不与第五阀穴17.5连接，并且使得第五接口19.5既不与第六接口19.6也不与第七接口19.7连接。按该方式，当系统压力阀芯9处于第一切换位置上时，由泵系统5输送的并且经由第二泵S的第二压力出口7输出的液压液体经由系统压力阀8的第六接口19.6、第五阀穴17.5、纵向孔18以及第七接口19.7最终引导到初级循环11中，而不引导到次级循环12中。
当系统压力阀芯9处于第一切换位置上时，因为由泵系统5输送的并且经由该泵系统的两个压力出口6、7输出的液压液体不经由系统压力阀8流入到次级循环12中，而是仅仅流入到初级循环11中，系统压力阀8在初级循环11中设定最大的初级系统压力Psys1。初级系统压力Psys1尤其是用于将自动变速器2的切换元件切换。通过这种行为，对于泵系统5得到一种运行状态，其可以称为“单循环运行”。在此，泵系统5的第一泵P在初级压力管路37中建立初级压力Pprim，方式为，第一泵P经由其第一压力出口6将油体积流量输送到初级压力管路37中。类似地，泵系统5的第二泵S在次级压力管路37中建立初级压力Psek，方式为，第二泵S经由其第二压力出口7将油体积流量输送到次级压力管路38中。在泵系统5的单循环运行中，在两个泵液流中近似存在相同压力。在此，在次级压力管路38中存在的次级压力Psek提高到在初级压力管路37中存在的初级压力Pprim上。
当泵系统5将液压液体输送到液压系统1中时，产生能经由系统压力阀8调节的压力。如已经在上文中提及的，系统压力阀8的第九接口19.9经由节流器25与泵系统5的第一压力出口6连接。基本上该压力调节如此起作用，使得通过泵系统5的第一压力出口6产生的初级压力Pprim经由节流器25和第七阀穴17.7的第九接口19.9供给至纵向孔18，并且在那里在第一轴向方向x1上作用到系统压力阀芯9的端侧的压力面36上。由初级压力Pprim的这种反馈引起反馈力Fprim，该反馈力抵制弹簧元件15的机械预紧力Fmech和先导控制阀22的液压的先导控制力Fvor。反馈力Fprim因此如此作用到系统压力阀芯9上，使得该系统压力阀芯倾向于朝着在第一端侧S1上的端部止挡的方向运动。当系统压力阀芯9处于第一端侧S1上的端部止挡中时，第一活塞28在第一轴向方向x1上在弹簧侧的第一阀穴17.1的区域中挡靠到阀壳体10的端侧的端部上。
在从第一切换位置到第一端侧S1上的端部止挡中的行程上，系统压力阀芯9占据第二切换位置和第三切换位置，其中，第二阀穴17.2或者第四阀穴17.4被第一活塞28或者第二活塞29越过，过量的油体积流量经由第二阀穴或者第四阀穴排出，并且因此，在受调节的初级系统压力循环11中的初级系统压力Psys1可以被释放或者说降低。
具体地，当系统压力阀芯9处于第二切换位置上时，第一活塞28(如也在第一切换位置上和通过图1所显示的那样)继续将第二阀穴17.2与第三阀穴17.3密封，使得第二阀穴17.2不与第三阀穴17.3连接，并且使得第二接口19.2即不与第三接口19.3也不与第四接口19.4连接。按该方式，当系统压力阀芯9处于第二切换位置上时，由泵系统5输送的并且经由泵系统的第一压力出口6输出的液压液体经由系统压力阀8的第三接口19.3、第三阀穴17.3、纵向孔18以及第四接口19.4仅仅导入到初级循环11中，而不导入到次级循环12中。
但是，当系统压力阀芯9处于第二切换位置上时，第二活塞29(不同于在第一切换位置上)现在将第四阀穴17.4相对于第五阀穴17.5打开，使得第四阀穴17.4与第五阀穴17.5连接(如通过图1所显示的)，并且使得第五接口19.5现在尤其是与第六接口19.6连接。按该方式，一方面，当系统压力阀芯9处于第二切换位置上时，由泵系统5输送的并且经由该泵系统的第二压力出口7输出的液压液体的第一份额经由系统压力阀8的第六接口19.6、第五阀穴17.5、纵向孔18以及第七接口19.7引导到初级循环11中。另一方面，当系统压力阀芯9处于第二切换位置上时，由泵系统5输送的并且经由该泵系统的第二压力出口7输出的液压液体的第二份额经由系统压力阀8的第六接口19.6、第五阀穴17.5、纵向孔18以及第五接口19.5引导到次级循环12中。
通过这种行为，对于泵系统5得到一种运行状态，其可以称为“双循环运行”。在泵系统5的双循环运行中，在次级液流中的压力降低。初级系统压力Psys1借助于系统压力阀8调节。次级系统压力Psys2借助于润滑阀14调节。双循环运行可以仅在初级液流的输送量足以满足初级循环11的需求时才能实现。
当系统压力阀芯9从第二切换位置进一步朝着第一端侧S1上的端部止挡的方向移动时并且在此时占据第三切换位置时，第一活塞28(不同于在第一切换位置上和在第二切换位置上)现在将第二阀穴17.2相对于第三阀穴17.3打开，使得第二阀穴17.2与第三阀穴17.3连接，并且使得第二接口19.2尤其是与第三接口19.3连接。按该方式，一方面，当系统压力阀芯9处于第三切换位置上时，由泵系统5输送的并且经由该泵系统的第一压力出口6输出的液压液体的第一份额经由系统压力阀8的第三接口19.3、第三阀穴17.3、纵向孔18以及第四接口19.4引导到初级循环11中。另一方面，当系统压力阀芯9处于第三切换位置上时，由泵系统5输送的并且经由该泵系统的第一压力出口6输出的液压液体的第二份额经由系统压力阀8的第三接口19.3、第三阀穴17.3、纵向孔18以及第二接口19.2引导到次级循环12中。当系统压力阀芯9处于第三切换位置上时，第二活塞29(如同在上述的第二切换位置上，但是现在具有更大的打开横截面)此外将第四阀穴17.4相对于第五阀穴17.5打开，使得当系统压力阀芯9处于第三切换位置上时(与第二切换位置相比)，还更多的液压液体输送到润滑压力管路23中。为了改变初级系统压力Psys1的高度，可以经由先导控制阀9经由液压的先导控制压力管路21改变在弹簧侧的第一阀穴17.1中的先导控制压力Pvor。
在双循环运行中，系统压力阀8在第一活塞28的初级控制边缘34上调节。为了从该状态转换到单循环运行中，系统压力阀8需要转换控制边缘，并且需要将系统压力阀芯9移位到第二活塞29的次级的控制边缘35上(系统压力阀芯9的第一切换位置，见上文)。这种行程改变不是无限快速地进行的，所以在移位期间次级液流的体积流量还不能支持初级循环11(低于初级压力的压力)。如果在该时间期间油需求超过来自初级液流的油供应，那么可以发生系统压力扰动，其负面地影响到切换品质。仅当系统压力阀8已将系统压力阀芯9移位到次级控制边缘上时，才能利用泵系统5的体积流量的100％。因此，通过关于各泵液流的状态的认识，在自动变速器2的切换软件之内可以引入界限，或者说在时间上如此控制各切换的过程，使得泵系统5在油要求方面不被过载并且防止压力扰动。在此，在通过图1显示的液压系统1中，没有采用压力传感器，所以压力仅被控制，并且在各液流中的精确的压力不作为测量值在软件中提供。
图6显示用于控制按图1的泵系统5的方法的流程图。在第一步骤100中，提供用于机动车3的自动变速器2和提供液压计算模型41。自动变速器2具有液压系统1，该液压系统此外包括电子控制单元42。液压计算模型41尤其是通过计算机程序产品实施并且针对自动变速器2的不同运行状态一方面包含两个泵P、S的油供应并且另一方面包含自动变速器2的油需求。液压计算模型41在所显示的实施例中作为计算机程序产品存储在电子控制单元42的电子存储单元43中。
图4显示在泵系统5处于单循环运行期间泵系统5的油供应和初级循环11的油需求。在此，原则上，系统压力阀芯9处于第一切换位置上，在该第一切换位置上，第二活塞29将第一阀穴17.4与第五阀穴17.5密封(不同于系统压力阀芯9的通过图4显示的第二切换位置)，使得第四阀穴17.4不与第五阀穴17.5连接，并且使得第五接口19.5既不与第六接口19.6也不与第七接口19.7连接。按该方式，当系统压力阀芯9处于第一切换位置上时，由泵系统5输送的并且经由第二泵S的第二压力出口7输出的液压液体经由系统压力阀8的第六接口19.6、第五阀穴17.5、纵向孔18以及第七接口19.7仅仅引导到初级循环11中，而不引导到次级循环12中。但是当由泵系统5提供的油体积流量的并非100％被初级循环11需要时，在单循环运行中可以经由第二活塞29的次级控制边缘35将过量的油排出到次级循环12中，这通过图4显示。电子控制单元42在第二步骤200中访问液压计算模型41。
在第三方法步骤300中，借助于电子控制单元42查明确定的油供应，两个泵P、S按照液压计算模型41在自动变速器2的确定的运行状态中提供该油供应。因此，油供应涉及所查明的值或者说所计算的值，而不涉及测量值。具体地，借助于液压计算模型41对于按图4的单循环运行查明，第一泵P将第一油供应以第一体积流量(初级液流)的形式提供，并且第二泵将第二油供应以第二体积流量/>(次级液流)的形式提供。第一体积流量/>和第二体积流量/>在按图4的例子中分别为5升/分的油。在液压计算模型41之内，将各油供应与不同系统参数(例如压力诸如Psys1或Psys2、温度、换挡、力矩曲线)相关地存储，因此可以反算泵系统5的状态。第一体积流量/>和第二体积流量/>共同得到10升/分的总的供应体积流量通过关于内燃机4.1的变速器输入转速的认识和也许关于泵电动机EMU(见图3)的转速的认识，可以经由泵系统5的包含在液压计算模型41中的回归模型44确定两个液流/>和/>的输送量，并且因此计算在控制中的体积流量关系。
在第四方法步骤400中，借助于电子控制单元41查明确定的油需求，液压系统1按照液压计算模型41在自动变速器2的确定的运行状态中从两个泵P、S要求该油需求。因此，油需求涉及所查明的值或者说所计算的值，而不涉及测量值。具体地，借助于液压计算模型41对于按图4的单循环运行查明，初级循环11需要以需求油体积流量形式的油需求，以便例如为了切换离合器而填充该离合器。需求油体积流量/>在通过图4显示的实施例中为8升/分。在通过图4显示的单循环运行中，系统压力阀8经由次级控制边缘35调节，其中，第一活塞28持久地将第二阀穴17.2封闭。因此，始终整个第一体积流量/>(即全部的5升/分)经由系统压力阀8流入到初级循环11中，而且无关于次级控制边缘35朝着次级循环12的方向是打开还是关闭(在图4中用“5l/min”在第三阀穴17.3的区域中朝着初级循环11的方向表示)。没有油经由第二阀穴17.2流入到次级循环12中(在图4中用“0l/min”在第二阀穴17.2的区域中表示)。但是在按图4的例子中系统压力阀芯9如此远地朝其第二切换位置的方向移动，使得第二体积流量/>的一部分经由次级控制边缘35和第四阀穴17.4流入到次级循环12中。第二体积流量/>的该部分称为润滑体积流量/>并且在按图4的例子中为2升/分。第二体积流量/>的其余部分经由系统压力阀8流入到初级循环11中。第二体积流量的该其余部分称为压力体积流量/>并且在按图4的例子中为3升/分。在此，在液压计算模型41之内，油需求(油供应也一样)与不同系统参数(例如压力、温度、换挡、力矩曲线)相关地存储，因此可以反算泵系统5的状态。
方法步骤300和400可以(如通过图6所显示的)先后运行，替选地，方法步骤300和400的顺序也可以交换，使得第四方法步骤400在第三方法步骤300之前执行。替选地，两个方法步骤300和400也可以并行运行。
借助于电子控制单元42，在第五方法步骤500中，基于确定的油供应并且基于确定的油需求/>查明油平衡/>在此，油平衡/>被查明，方式为，将需求油体积流量/>从供应体积流量/>的至少一部分中减去。在按图4的例子中，将需求油体积流量/>(8升/分)从通过泵系统5的第一泵P提供的第一体积流量/>(5升/分，作为供应体积流量/>的一部分)中减去。由此，对于油平衡/>得到-3升/分的体积流量。该值对应于“初级过量”，即经由初级控制边缘34的体积流量，并且由在初级液流/>的输送量与初级循环11的初级需求/>之间的差值计算(泄漏体积流量/>)加上切换体积流量/>和也许加上经由自动变速器2的液力变矩器的油流，/>)。如果该参量是正的(见图5)，则泵系统5处于双循环运行中(初级液流能够满足初级需求，过量被排出)。如果该参量计算为负(例如按图4)，则初级的泵液流/>不足够满足需求，并且泵系统5处于单循环运行中。
图5显示在泵系统5处于双循环运行期间泵系统5的油供应和初级循环11的油需求。在此，泵系统5以与在按图4的例子中相同的转速被驱动。在此，原则上，系统压力阀芯9处于第二切换位置上，在该第二切换位置上，第二活塞29释放在第四阀穴17.4与第五阀穴17.5之间的连接，使得第四阀穴17.4与第五阀穴17.5连接，并且使得第五接口19.5与第六接口19.6以及与第七接口19.7连接。按该方式，当系统压力阀芯9处于第二切换位置上时，由泵系统5输送的并且经由第二泵S的第二压力出口7输出的次级液流的油一方面经由系统压力阀8的第六接口19.6、第五阀穴17.5、纵向孔18以及第七接口19.7引导到初级循环11中，并且另一方面经由次级控制边缘35和系统压力阀8的第五接口19.5引导到次级循环12中。初级液流/>的过量的油在双循环运行中经由初级控制边缘34排出到次级循环12中。电子控制单元42也在按图5的例子中在第二步骤200中又访问液压计算模型41。
在第三方法步骤300中，借助于电子控制单元42查明确定的油供应，两个泵P、S按照液压计算模型41在自动变速器2的确定的运行状态中提供该油供应。具体地，借助于液压计算模型41对于按图5的双循环运行查明，第一泵P将第一油供应以第一体积流量(初级液流)的形式提供，并且第二泵将第二油供应以第二体积流量/>(次级液流)的形式提供。第一体积流量/>和第二体积流量/>在按图5的例子中分别为5升/分的油。在液压计算模型41之内，油供应与不同系统参数(例如压力诸如Psys1或Psys2、温度、换挡、力矩曲线)相关地存储，因此可以反算泵系统5的状态。第一体积流量/>和第二体积流量/>共同得到10升/分的总的供应体积流量/>通过关于内燃机4.1的变速器输入转速的认识和也许关于泵电动机EMU(见图3)的转速的认识，可以经由泵系统5的包含在液压计算模型41中的回归模型44确定两个液流/>和/>的输送量，并且因此计算在控制中的体积流量关系。
在第四方法步骤400中，借助于电子控制单元41查明确定的油需求，液压系统1按照液压计算模型41在自动变速器2的确定的运行状态中从两个泵P、S要求该油需求。具体地，借助于液压计算模型41对于按图5的双循环运行查明，初级循环11需要以需求油体积流量形式的油需求，该需求油体积流量/>在通过图5显示的实施例中仅为3升/分(而不是按图4的例子的8升/分)。在通过图5显示的双循环运行中，系统压力阀8经由初级控制边缘34调节，其中，第一活塞2释放第二阀穴17.2(不同于按图5的图示)。因此，第一体积流量/>(总共5升/分)之中的3升/分经由系统压力阀8流入到初级循环11中，并且2升/分经由初级控制边缘34流入到次级循环12中。另外，整个的次级液流/>经由次级控制边缘35排出到次级循环中/>使得次级液流/>不向初级循环11供应油/> 方法步骤300和400可以(如通过图6所显示的)先后运行，替选地，方法步骤300和400的顺序也可以交换，使得第四方法步骤400在第三方法步骤300之前执行。替选地，两个方法步骤300和400也可以并行地运行。
借助于电子控制单元42，在第五方法步骤500中，基于确定的油供应并且基于确定的油需求/>查明油平衡/>在此，油平衡/>被查明，方式为，将需求油体积流量/>从供应体积流量/>的至少一部分中减去。在按图5的例子中，将需求油体积流量/>(3升/分)从通过泵系统5的第一泵P提供的第一体积流量/>(5升/分，作为供应体积流量/>的一部分)中减去。由此对于油平衡/>得到2升/分的体积流量。该值对应于“初级过量”，即经由初级控制边缘34的体积流量，并且由在初级液流/>的输送量与初级循环11的初级需求/>之间的差值计算。如果该参量是正的(如在按图5的例子中是这种情况)，则泵系统5处于双循环运行中。如果该参量计算为负(见图4)，则初级的泵液流/>不足够满足需求，并且泵系统5处于单循环运行中。
在第六方法步骤600中，两个泵P、S的输出压力Pprim、Psek实时地借助于电子控制单元42控制，而且一方面基于所查明的确定的油供应并且另一方面基于所查明的确定的油需求/>这尤其是如此实现，使得基于所查明的油平衡/>泵系统要么在单循环运行中运行(见图4)，要么在双循环运行中运行(见图5)。
附图标记列表
EMU 电动机单元/附加的电动机
Fmech 弹簧元件的机械预紧力
Fprim 反馈力
Fvor 先导控制力
GE 自动变速器的主输入轴
L 系统压力阀的纵轴线
n1 内燃机转速
n2 电动机转速
r 阀壳体的径向方向
P 第一泵(初级泵)
Pprim 泵系统的初级压力
Psek 泵系统的次级压力
Psys1 初级系统压力
Psys2 次级的系统压力
Pvor 先导控制压力
S 第二泵(次级泵)
S1 系统压力阀的第一端侧
S2 系统压力阀的第二端侧
T 变速器油池/无压力的储箱
第一体积流量(初级液流)
第二体积流量(次级压力)
油平衡
需求油体积流量
泄漏体积流量
润滑体积流量
压力体积流量
切换体积流量
供应体积流量
x1 第一轴向方向
x2 第二轴向方向
1 液压系统
2 自动变速器
3 机动车
4 马达
4.1 内燃机
4.2 电机(马达/发电机)
5 泵系统
6 泵系统的第一压力出口
7 泵系统的第二压力出口
8 系统压力阀
9 系统压力阀芯
10 阀壳体
11 初级循环
12 次级循环
13 三级循环
14 润滑阀
15 弹簧元件
16.1 第一阀环岸
16.2 第二阀环岸
16.3 第三阀环岸
16.4 第四阀环岸
16.5 第五阀环岸
16.6 第六阀环岸
16.7 第七阀环岸
17.1 第一阀穴
17.2 第二阀穴
17.3 第三阀穴
17.4 第四阀穴
17.5 第五阀穴
17.6 第六阀穴
17.7 第七阀穴
18 阀壳体的纵向孔
19.1 系统压力阀的第一接口
19.2 系统压力阀的第二接口
19.3 系统压力阀的第三接口
19.4 系统压力阀的第四接口
19.5 系统压力阀的第五接口
19.6 系统压力阀的第六接口
19.7 系统压力阀的第七接口
19.8 系统压力阀的第八接口
19.9 系统压力阀的第九接口
20 先导控制压力管路
21 先导控制压力节流器
22 先导控制阀
23 润滑油管路
24 先导控制阀的压力出口
25 节流器
26 先导控制阀的电磁致动器
27 活塞杆
28 第一活塞
29 第二活塞
30 第三活塞
31 第四活塞
32 第一活塞的内室
33 第一活塞的内部压力面
34 初级控制边缘
35 次级控制边缘
36 系统压力阀芯的端侧的压力面
37 初级压力管路
38 次级压力管路
39 累加传动装置
40 泵系统的驱动轴
41 液压计算模型
42 电子控制单元
43 电子存储单元
44 泵系统的回归模型
100 第一方法步骤
200 第二方法步骤
300 第三方法步骤
400 第四方法步骤
500 第五方法步骤
600 第六方法步骤

Claims (12)

1.一种用于控制泵系统(5)的方法，所述方法包括以下步骤：
-提供用于机动车(3)的变速器(2)，该变速器(2)具有液压系统(1)，该液压系统包括电子控制单元(42)和泵系统(5)，该泵系统具有第一泵(P)和第二泵(S)；
-提供液压计算模型(41)，该液压计算模型针对变速器(2)的不同运行状态一方面包含关于两个泵(P、S)的油供应的信息并且另一方面包含关于变速器(2)的油需求的信息；
-借助于电子控制单元(42)访问液压计算模型(41)；
-借助于电子控制单元(42)查明确定的油供应两个泵(P、S)按照液压计算模型(41)在变速器(2)的确定的运行状态中提供该油供应；并且
-借助于电子控制单元(42)查明确定的油需求液压系统(1)按照液压计算模型(41)在变速器(2)的确定的运行状态中从两个泵(P、S)要求该油需求。
2.根据权利要求1所述的方法，其中，基于所查明的确定的油供应以及基于所查明的确定的油需求/>来控制所述两个泵(P、S)的输出压力(Pprim、Psek)。
3.根据权利要求2所述的方法，其中，进行所述两个泵(P、S)的输出压力(Pprim、Psek)的控制，使得所述泵系统(5)要么在单循环运行中运行，要么在双循环运行中运行。
4.根据权利要求3所述的方法，其中，
-将所述泵系统(5)在单循环运行中运行，方式为，将液压系统(1)的系统压力阀(8)的阀芯(9)移动到第一切换位置上；并且
-在所述阀芯(9)处于第一切换位置上时，由泵系统(5)的所述两个泵(P、S)输送的油经由阀芯(9)仅仅输送到初级循环(11)中，其中，由第二泵(S)输出的次级压力(Psek)提高到由第一泵(P)输出的初级压力(Pprim)上。
5.根据权利要求4所述的方法，其中，
-将所述泵系统(5)在双循环运行中运行，方式为，将阀芯(9)移动到第二切换位置上；并且
-在所述阀芯(9)处于第二切换位置上时，由泵系统(5)的所述两个泵(P、S)之中的至少一个泵输送的油经由阀芯(9)输送到次级循环(12)中。
6.根据上述权利要求中任一项所述的方法，其中，所述油供应和所述油需求与自动变速器(2)的不同的系统参数(Psys1、Psys2)相关。
7.根据上述权利要求中任一项所述的方法，其中，
-所述液压计算模型(41)包含需求油体积流量所述液压系统(1)按照液压计算模型(41)在变速器(2)的确定的运行状态中从泵系统(5)要求该需求油体积流量；
-所述液压计算模型(41)包含供应体积流量所述泵系统(5)按照液压计算模型(41)在变速器(2)的确定的运行状态中提供该供应体积流量；并且
-借助于电子控制单元(42)，基于确定的油供应和基于确定的油需求查明油平衡/>
8.根据权利要求7所述的方法，其中，
-需求油体积流量按照液压计算模型(41)在确定的运行状态中被液压系统(2)的初级循环(11)要求；
-供应体积流量按照液压计算模型(41)在确定的运行状态中由泵系统(5)的第一泵(P)提供；并且
-查明油平衡方式为，将需求油体积流量/>从供应体积流量/>中减去。
9.根据权利要求8所述的方法，其中，需求油体积流量包含在初级循环(11)之内出现的泄漏体积流量/>
10.根据权利要求8或9所述的方法，其中，需求油体积流量包含切换体积流量初级循环(11)为了切换变速器(2)的切换元件而从泵系统(5)要求该切换体积流量。
11.根据权利要求7至10中任一项所述的方法，其中，
-供应体积流量与至少一个转速(n1、n2)相关，以所述转速驱动所述泵系统(5)；
-供应体积流量由第一泵体积流量/>和第二泵体积流量/>组成；并且
-第一泵体积流量和第二泵体积流量/>经由回归模型(44)从泵系统(5)的供应体积流量/>得到。
12.根据权利要求7至11中任一项所述的方法，其中，
-所述泵系统(5)经由累加传动装置(39)由用于驱动机动车(3)的马达(4.1)以及由电动机(EMU)驱动；并且
-基于所查明的油平衡控制所述电动机(EMU)的转速(n2)。
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Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102022209747A1 (de) * 2022-09-16 2024-03-21 Zf Friedrichshafen Ag Fahrzeuggetriebe mit einem Nebenantrieb, Fahrzeug und Arbeitsmaschinenanordnung

Family Cites Families (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3997227B2 (ja) * 2004-12-02 2007-10-24 本田技研工業株式会社 油圧供給装置
DE102005013137A1 (de) * 2005-03-22 2006-09-28 Zf Friedrichshafen Ag Verfahren und Vorrichtung zur Steuerung einer Ölversorgung für ein Automatgetriebe und ein Anfahrelement
US7415820B2 (en) * 2006-02-27 2008-08-26 Gm Global Technology Operations, Inc. Hybrid powertrain with valve assembly for dual pumps
DE102008040667A1 (de) * 2008-07-24 2010-01-28 Zf Friedrichshafen Ag Hydrauliksystem einer Getriebeeinrichtung mit einer Getriebehauptpumpe und einer Zusatzpumpe
DE102009001110A1 (de) * 2009-02-24 2010-08-26 Zf Friedrichshafen Ag Getriebehydrauliksystem
DE102009054754B4 (de) * 2009-12-16 2019-02-07 Zf Friedrichshafen Ag Verfahren zum Betreiben einer elektrischen Zusatzpumpe, Vorrichtung zur Durchführung eines solchen Verfahrens, und Hydrauliksystem mit einer solchen Vorrichtung.
DE102015201107A1 (de) * 2015-01-23 2016-07-28 Volkswagen Aktiengesellschaft Verfahren zur Steuerung und/oder Regelung eines Hydrauliksystems eines Kraftfahrzeuges
DE102016218186A1 (de) 2016-09-22 2018-03-22 Zf Friedrichshafen Ag Flügelzellenpumpe, Pumpensystem, Automatikgetriebe und Kraftfahrzeug
JP6469156B2 (ja) * 2017-03-22 2019-02-13 本田技研工業株式会社 流体圧回路
DE102018214427A1 (de) 2018-08-27 2020-02-27 Zf Friedrichshafen Ag Hydrauliksystem für ein Doppelkupplungsgetriebe
DE102019204277A1 (de) 2019-03-27 2020-10-01 Zf Friedrichshafen Ag Verfahren und Steuergerät zum Betreiben eines Getriebes
DE102020204675B4 (de) 2020-04-14 2022-03-10 Hanon Systems Efp Deutschland Gmbh Pumpen-System mit Kupplungen

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