DE10020187A1 - Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge - Google Patents
Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für KraftfahrzeugeInfo
- Publication number
- DE10020187A1 DE10020187A1 DE10020187A DE10020187A DE10020187A1 DE 10020187 A1 DE10020187 A1 DE 10020187A1 DE 10020187 A DE10020187 A DE 10020187A DE 10020187 A DE10020187 A DE 10020187A DE 10020187 A1 DE10020187 A1 DE 10020187A1
- Authority
- DE
- Germany
- Prior art keywords
- hydraulic circuit
- circuit according
- clutch
- valve
- hydraulic
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Withdrawn
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/0021—Generation or control of line pressure
- F16H61/0025—Supply of control fluid; Pumps therefore
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/26—Generation or transmission of movements for final actuating mechanisms
- F16H61/28—Generation or transmission of movements for final actuating mechanisms with at least one movement of the final actuating mechanism being caused by a non-mechanical force, e.g. power-assisted
- F16H61/30—Hydraulic or pneumatic motors or related fluid control means therefor
- F16H2061/305—Accumulators for fluid supply to the servo motors, or control thereof
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H57/00—General details of gearing
- F16H57/04—Features relating to lubrication or cooling or heating
- F16H57/0434—Features relating to lubrication or cooling or heating relating to lubrication supply, e.g. pumps ; Pressure control
- F16H57/0436—Pumps
- F16H57/0438—Pumps of jet type, e.g. jet pumps with means to inject high pressure fluid to the suction area thereby supercharging the pump or means reducing cavitations
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/0021—Generation or control of line pressure
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/68—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for stepped gearings
- F16H61/684—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for stepped gearings without interruption of drive
- F16H61/688—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for stepped gearings without interruption of drive with two inputs, e.g. selection of one of two torque-flow paths by clutches
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
- Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
- Y10T74/00—Machine element or mechanism
- Y10T74/19—Gearing
- Y10T74/19149—Gearing with fluid drive
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
- Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
- Y10T74/00—Machine element or mechanism
- Y10T74/19—Gearing
- Y10T74/19219—Interchangeably locked
- Y10T74/19293—Longitudinally slidable
- Y10T74/19298—Multiple spur gears
- Y10T74/19326—Fluid operated
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Hydraulic Clutches, Magnetic Clutches, Fluid Clutches, And Fluid Joints (AREA)
- Control Of Transmission Device (AREA)
Abstract
Es wird vorgeschlagen, eine hydraulische Schaltung (10) für eine hydraulische Schaltung (10) für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge, das ein Vorgelegegetriebe mit zwei parallelen Kraftübertragungszweigen und zwei Kupplungen aufweist, mit Einsatz DOLLAR A - einem Hochdruckkreis (16) mit wenigstens einem Aktuator (50-56, 62, 68, 70) für das Vorgelegegetriebe und/oder die Kupplungen, DOLLAR A - einem Niederdruckkreis (14) zur Schmierung und/oder Kühlung von Bauteilen des Doppelkupplungsgetriebes, und DOLLAR A - einer ersten Verstellpumpe (20) zur variablen Bereitstellung des Hochdruckes für den Hochdruckkreis (16). DOLLAR A Dabei weist der Niederdruckkreis (14) eine Mehrzahl von zweiten Pumpen (SA01-SA04) auf, die parallel an die erste Verstellpumpe (20) angeschlossen sind (Fig. 1).
Description
Die vorliegende Erfindung betrifft eine hydraulische Schaltung
für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahr
zeuge, das ein Vorgelegegetriebe mit zwei parallelen Kraftüber
tragungszweigen und zwei Kupplungen aufweist, mit
- - einem Hochdruckkreis mit wenigstens einem Aktuator für das Vorgelegegetriebe und/oder die Kupplungen,
- - einem Niederdruckkreis zur Schmierung und/oder Kühlung von Bauteilen des Doppelkupplungsgetriebes, und
- - einer ersten Verstellpumpe zur variablen Bereitstellung des Hochdruckes für den Hochdruckkreis.
Die vorliegende Erfindung betrifft ferner ein Doppelkupplungs
getriebe mit einer derartigen hydraulischen Schaltung.
In Kraftfahrzeugen kommen vermehrt automatisierte Vorgelege-
bzw. Stirnradgetriebe zum Einsatz. In diesen Getrieben betäti
gen Stellantriebe die Schaltkupplungen, insbesondere Syn
chroneinheiten, und die Anfahr- und Trennkupplung.
Solche automatisierten Handschaltgetriebe leiden an einer Un
terbrechung der Zugkraft während eines Schaltvorganges, vgl.
Automatisierte Kraftfahrzeuggetriebe, Hans-Joachim Förster,
Springer Verlag.
Im Gegensatz hierzu können die sogenannten Doppelkupplungsge
triebe Lastschaltungen durchführen.
Doppelkupplungsgetriebe weisen zwei getrennt manipulierbare
Kupplungen an der Eingangsseite auf, von denen die eine Kupp
lung in der Regel den geraden Gängen und die andere Kupplung in
der Regel den ungeraden Gängen zugeordnet ist. Ein Gangwechsel
von aufeinanderfolgenden Gängen erfolgt durch eine überschnei
dende Betätigung der zwei eingangsseitigen Kupplungen. Die ein
gangsseitig anstehende Last wird dabei quasi kontinuierlich von
einem Kraftübertragungszweig des Getriebes auf den anderen
Zweig übergeben. Folglich können Lastschaltungen ohne Zugkraft
einbruch durchgeführt werden.
Eine hydraulische Schaltung zur Steuerung eines Doppelkupp
lungsgetriebes ist teilweise offenbart in der Automobiltechni
schen Zeitung ATZ 89 (1987 (9) (Porsche-Doppelkupplungs
getriebe, "PDK").
Bei dem PDK ist die hydraulische Energieerzeugung in zwei Krei
se zerlegt. Den hydraulischen Steuerkreis versorgt eine druck
geregelte Verstellpumpe nach dem Flügelzellenprinzip. Im Nie
derdruckkreis zur Schmierung arbeitet eine Konstantpumpe. Die
beiden Kupplungen werden gesteuert durch proportionale Druck
minderventile. Die drei Synchroneinheiten werden betätigt je
weils durch zwei 3/2-Schaltventile.
Die druckgeregelte Flügelzellenpumpe für den Hochdruckkreis ar
beitet bedarfsorientiert. Die Konstantpumpe für den Nieder
druckkreis fördert das Öl in Abhängigkeit von der Drehzahl des
Verbrennungsmotors.
Konstantpumpen sind als hydraulische Energieversorgungssysteme
wegen ihrer hohen Robustheit, ihrem geringen Gewicht, ihrem ge
ringen Bauraum und ihren geringen Investitionskosten für mobile
Anwendungen interessant. Das Fördervolumen leitet sich aus dem
Zustand bei extremen Anforderungen ab. Für die übrigen Be
triebszustände übersteigt die geförderte Volumenstrommenge die
benötigte Volumenstrommenge, vgl. Umdruck zur Vorlesung Fluid
technik für mobile Anwendungen, RWTH Aachen, Auflage 1, 1990,
Prof. Dr.-Ing. W. Backé, Prof. Dr.-Ing. J. Helling.
Bei dem PDK bestimmt sowohl im Niederdruckkreis als auch im
Hochdruckkreis ein hydraulischer Betriebszustand bei niedrigen
Motordrehzahlen das Fördervolumen. Mit zunehmender Differenz
drehzahl steigt die Diskrepanz zwischen dem verfügbaren Förder
strom der Pumpe und dem erforderlichen Volumenstrom der Ver
braucher. Die überschüssige hydraulische Leistung muß durch ei
ne Ventilsteuerung als Verlustvolumenstrom abgedrosselt werden.
Der Verlust entsteht bei einem tertiären Energieträger
(chemisch → mechanisch → hydraulisch). Eine elektronische
Steuerung des Druckniveaus kann den Einfluß des hydraulischen
Kreises reduzieren. Ziel ist es, den Verlustfaktor Gegendruck
zu senken.
Druckgeregelte Verstellpumpen erlauben es, den Volumenstrom dem
Bedarf anzupassen. Die Abhängigkeit von der Motordrehzahl be
steht nur bei maximaler Verstellung. Dies kommt dem energeti
schen Optimum nahe, da der Volumenstrom den größten Verlustfak
tor darstellt.
Von seiten der Firma GETRAG wurde im Rahmen eines Projektes DKG
430 vorgeschlagen, nicht nur für den Hochdruckkreis, sondern
auch für den Niederdruckkreis eine Verstellpumpe bereitzustel
len. Hierdurch läßt sich zwar der Energiebedarf optimieren.
Hinsichtlich Kosten und Gewicht ist diese Lösung jedoch nicht
optimal.
Zur Regelung oder Steuerung der Kupplungsfunktion werden in dem
PDK proportionale 3/3-Druckminderventile verwendet. Diese wan
deln einen aufgeprägten Magnetspulenstrom in einem hydrostati
schen Druck um. Der hydrostatische Druck wirkt auf die Stell
fläche eines Hydraulikzylinders und prägt der Kupplungsmechanik
eine Stellkraft auf.
Die hydraulisch mechanische Regelung erfolgt durch ein mechani
sches Gleichgewicht am Ventilschieber.
Proportionale Druckminderventile weisen die folgenden prinzipi
ellen Nachteile dieser Ventilart auf:
- - Die magnetische Hysterese führt zu einer Umkehrspanne im hydrostatischen Druck.
- - Die hydraulisch mechanische Regelung des Druckminderven tils unterliegt thermischen Einflüssen. Es ändern sich Stabilität und Dämpfung mit der Temperatur.
- - Bei dynamischen Vorgängen, bei denen Volumenänderungen im hydraulischen Antrieb (Zylinder) entstehen, riegelt die direkte Druckrückführung den Volumenstrom ab oder auf, be vor der Solldruck erreicht ist. Dies behindert die auszu führenden Bewegungen. Die offene Übertragungsstrecke, in der Elastizität und Kompressibilität, Reibung und Massen trägheit wirken, läßt bei dynamischen Vorgängen keine ge naue Zuordnung vom Magnetstrom auf den momentanen hydro statischen Druck zu.
Generell weist die hydraulische Kupplungssteuerung des PDK die
folgenden Nachteile auf:
- - Die Dynamik begrenzt das momentane Fördervolumen der Pum pe. Der Verstellvorgang der Pumpe benötigt Reaktionszeit. In dieser Zeit paßt die Pumpe ihr Schluckvolumen dem indu zierten Bedarf der Antriebe an. Eine Konstantpumpe stellt den momentanen Förderstrom der Pumpe bereit. Eine Steige rung der Fördermenge führt bei der Konstantpumpe bei höhe ren Drehzahlen zu höheren Verlusten.
- - Die fehlende elektronische Rückführung des Drucks er schwert die steuerungstechnische Optimierung; die Diagnose zur Überwachung der Kupplungsfunktion ist erschwert.
- - Bei dem PDK besteht die Gefahr von Getriebeblockagen bei Fehlfunktionen der Druckminderventile.
- - Die in dem PDK verwendeten Trockenkupplungen lassen sich nur schwer steuern.
Andererseits benötigen Naßkupplungen aufgrund der Wirkung von
der aufgeprägten Kühlölmenge auf das Schleppmoment der Kupplung
eine aktive Kühlölsteuerung; wenn diese Aufgabe durch ein Ma
gnetventil gelöst wird, erhöht sich der technische Aufwand.
Die Betätigung der Synchroneinheiten in dem PDK erfolgt elek
trohydraulisch. Jede Synchroneinheit wird durch einen Antrieb,
bestehend aus einem doppelt wirkenden Zylinder und zwei 3/2-
Schaltventilen gesteuert. Der Zylinderantrieb besitzt zwei Fe
dern. In der Failsafe-Stellung ist der Zylinder in seiner Mit
tellage. In dieser Zylinderstellung ist die Synchroneinheit in
ihrer Neutralposition.
Aufgrund der Tatsache, daß jede Synchroneinheit einen doppelt
wirkenden Zylinder und zwei 3/2-Schaltventile benötigt, ergeben
sich hohe Kosten, ein hoher technischer Aufwand und eine hohe
Anzahl von Bauteilen.
Die Betätigungskräfte lassen sich mit den Schaltventilen nicht
dosieren. Daher ergeben sich hohe Schaltgeräusche, eine hohe
Bauteilbelastung, das Fehlen einer Synchronkrafteinstellung und
einer Positionsregelung (neutral, synchron).
Da die Fixierung durch Federn erfolgt, hält der Druck den ge
schalteten Gang, die Kosten sind hoch. Ferner muß ein Auslegen
eines Ganges durch Federkraft erfolgen.
Es fehlt an einer externen Verriegelung gegenüber unzulässigen
Betätigungen der Synchroneinheiten.
Ferner ist es bekannt, die Synchroneinheiten von automatisier
ten Stellgetrieben mit einer Schaltwalze zu betätigen, die
elektromotorisch angetrieben ist (z. B. DE 196 12 690 C1). Elek
tromotorische Stellantriebe weisen gegenüber elektrohydrauli
schen Antrieben einige Vorzüge auf, insbesondere eine einfache
Ansteuerbarkeit.
Nachteilig sind jedoch die Masse von elektrohydraulischen An
trieben, die Strombelastung des elektrischen Bordnetzes, der
große benötigte Bauraum, die vergleichsweise geringe Verstell
geschwindigkeit und das vergleichsweise geringe verfügbare
Stelldrehmoment. Ferner ist für jeden zu realisierenden Frei
heitsgrad ein Elektromotor notwendig.
Die Massenträgheitsmomente werden bestimmt durch den Motor und
die Stirnradstufe.
Auf dem Gebiet der Kegelscheibenumschlingungsgetriebe ist es
ferner bekannt (DE 195 46 294 A1), die Ableitung eines Druck
raums mit der Zuleitung einer Strahlpumpe zu verbinden, die
über eine Ansaugleitung mit einem Flüssigkeitsvorrat verbunden
ist.
Der Druckraum ist durch eine Pumpe beaufschlagbar und dient da
zu, einen hydraulischen Druck zu erzeugen, der eine Verspann
kraft zwischen Kegelscheibenpaaren und einem Umschlingungsmit
tel verursacht.
Durch die Strahlpumpe kann ein größeres Volumen an Flüssigkeit
für Schmier- und/oder Kühlzwecke bereitgestellt werden.
Dabei ist an der Saugseite der Strahlpumpe ein in Ansaugrich
tung öffnendes Rückschlagventil vorgesehen. Hierdurch wird si
chergestellt, daß auch bei niedrigen Temperaturen das auf der
Zuleitungsseite ankommende Ölvolumen an die zu kühlenden bzw.
zu schmierenden Bauteile geleitet wird.
Ferner ist aus einer Studienarbeit der RWTH Aachen von Guido
Reinatz, "Einsatz von Strahlapparaten in Getrieben", 1991, die
Verwendung von Strahlpumpen zur Ölversorgung in hydraulischen
Anlagen bekannt geworden.
Generell hat der Einsatz von Strahlpumpen in Getrieben für
Kraftfahrzeuge zwei gravierende Nachteile:
- 1. Als hydrodynamische Pumpen besitzen Strahlpumpen eine gro ße Abhängigkeit vom Gegendruck. Der große Temperaturbe reich in Kraftfahrzeugen mit Viskositätsänderungen von drei Größenordnungen setzt den hydrodynamischen Pumpen ei ne technische Grenze.
- 2. Strahlpumpen sind Konstantpumpen. Sie können auf einen be stimmten hydraulischen und thermischen Betriebszustand ausgelegt und optimiert werden. Dabei ist im Idealfall ein Wirkungsgrad von 50% zu erreichen. In allen anderen Be triebszuständen sind zum Teil erhebliche Einbußen im Wir kungsgrad zu erwarten.
Das der Erfindung zugrundeliegende Problem besteht darin, eine
verbesserte hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Dop
pelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge anzugeben.
Diese Aufgabe wird gemäß einem ersten Aspekt dadurch gelöst,
daß der Niederdruckkreis eine Mehrzahl von zweiten Pumpen auf
weist, die parallel an die erste Verstellpumpe angeschlossen
sind.
Auf diese Weise läßt sich der Energiebedarf in vielen Betriebs
zuständen senken.
Dabei ist es besonders bevorzugt, wenn die zweiten Pumpen als
Strahlpumpen ausgebildet sind, die triebstromseitig an den Aus
gang der ersten Verstellpumpe angeschlossen sind.
Auf diese Weise läßt sich eine mechanisch angetriebene Nieder
druckpumpe vollkommen oder zumindest für einige Schmier-/Küh
lungsaufgaben ersetzen.
Die Versorgung der Strahlpumpen durch eine druckgeregelte Ver
stellpumpe macht die Strahlpumpe einer Konstantpumpe überlegen.
Besonders bevorzugt ist es, wenn wenigstens eine der Strahlpum
pen triebstromseitig über ein Schaltventil an den Ausgang der
ersten Verstellpumpe angeschlossen ist.
Dabei ist es von besonderem Vorzug, wenn das Schaltventil tem
peraturgesteuert ist.
Ferner ist es besonders bevorzugt, wenn die Strahlpumpe saug
stromseitig über das Schaltventil an einen Ölsumpf bzw. eine
Fluidversorgung angeschlossen ist.
Insgesamt ist das Konzept der Versorgung von Strahlpumpen durch
eine druckgeregelte Verstellpumpe sowie der Steuerbarkeit der
Strahlpumpe gegenüber einer Konstantpumpe überlegen. Der Wir
kungsgrad von Strahlpumpen ist bezogen auf die aufzuwendende
mechanische Leistung zwar vergleichsweise niedrig (etwa kleiner
50%). Der mechanische Leistungsbedarf ist unabhängig von der
Motordrehzahl und läßt sich durch Abschalten quasi auf einen
Nullvolumenstrom reduzieren.
Die Verstellpumpe senkt auch im Hochdruckkreis den Leistungsbe
darf. Außerhalb von Schaltvorgängen ist lediglich ein Ausgleich
von Leckagen im System und der aktiven Kupplung bereitzustel
len.
Die Kombination von steuerbaren Strahlpumpen und einer druckge
regelten Verstellpumpe besitzt gegenüber bekannten Versorgungs
arten des Niederdruckkreises eines automatisierten Doppelkupp
lungsgetriebes die folgenden Vorteile:
- 1. Für den Niederdruckkreis ist keine hydraulisch mechani sche Pumpe bereitzustellen.
- 2. Der Energiebedarf wird in vielen Betriebszuständen ge senkt.
- 3. Das Gewicht und die Kosten werden gesenkt, insbesondere wenn Strahlpumpen aus Kunststoff bereitgestellt werden.
- 4. Das Antriebsmoment, das von der Verstellpumpe bestimmt wird, ist im Kaltstart reduziert.
- 5. Die Anordnung der Strahlpumpen im Getriebe ist flexibel, z. B. in der Nähe von Verbrauchern, was den Gegendruck re duziert.
- 6. Aufgrund fehlender bewegter Teile ergibt sich eine hohe Funktionssicherheit.
- 7. Der Verschleiß von Strahlpumpen ist außerordentlich ge ring.
- 8. Das Druckniveau im Niederdruckkreis wird durch die Zerle gung in Teilkreise auf geringere Volumenströme gesenkt, die Leitungen sind kürzer.
Die Verstellgeschwindigkeit der Verstellpumpe ist für die Auf
gaben im Schmier- und Kühlkreis ausreichend. Durch die Verwen
dung eines Schaltventiles (insbesondere Sperrventiles) entsteht
keine Verlustwirkung. Der Treibstrom für die Strahlpumpen ist
der Verstellpumpe direkt zu entnehmen, so daß unnötige Drossel
verluste (z. B. durch ein Rückschlagventil) vermieden werden.
Für den Hochdruckkreis ist es besonders bevorzugt, wenn ein
Energiespeicher (z. B. Gas-Membranspeicher) bereitgestellt ist,
der vorzugsweise gegenüber dem Niederdruckkreis durch ein
Sperrventil entkoppelt ist.
Hierdurch wird die Verfügbarkeit des gespeicherten Drucköls ge
sichert. Durch den Energiespeicher bzw. Hydrospeicher ergeben
sich in Verbindung mit der ersten Verstellpumpe die folgenden
Vorteile:
- 1. Verluste außerhalb von Schaltvorgängen werden minimiert.
- 2. Der Systemdruck ist konstant.
- 3. Es entsteht kein Drehzahleinfluß.
Ferner verkürzt der Energiespeicher die Schließzeiten der Kupp
lung und verbessert die Regelbarkeit infolge quasi konstanter
Druckverhältnisse auf Seite des Systemdrucks. Günstig ist zu
dem, daß der Förderstrom der Pumpe keinen Einfluß auf die
Schließzeiten der Kupplung und auf die Schaltfunktion aufweist.
Gemäß einem besonders bevorzugten Ausführungsbeispiel ist die
temperaturgesteuerte Strahlpumpe triebstromseitig parallel zu
dem Schaltventil über eine Blende an den Ausgang der ersten
Verstellpumpe angeschlossen.
Auf diese Weise ist selbst bei geschlossenem Schaltventil eine
Grundversorgung der zu schmierenden bzw. zu kühlenden Bauteile
des Doppelkupplungsgetriebes gewährleistet.
Dabei ist es bevorzugt, wenn der Öffnungsquerschnitt der Blende
temperaturgesteuert ist.
Auf diese Weise läßt sich die Grundversorgung in Abhängigkeit
von der Temperatur einstellen.
Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform sind wenig
stens zwei Strahlpumpen in Reihe schaltbar angeordnet.
Auf diese Weise ist es möglich, die Ausgangsseite einer Strahl
pumpe mit der Saugstromseite einer zweiten Strahlpumpe zu ver
binden. Hierdurch ergibt sich eine Reihe von Vorteilen. So ent
steht auf der Ausgangsseite der ersten Strahlpumpe ein geringe
rer Gegendruck. Durch die Hintereinanderschaltung der zweiten
Strahlpumpe lassen sich höhere Ausgangsvolumenströme realisie
ren ("Pipeline-Prinzip").
Dabei ist es besonders bevorzugt, wenn eine der Strahlpumpen
ausgangsseitig mit einem Kühler verbunden ist und wenn der Aus
gang des Kühlers mit der Saugstromseite einer weiteren Strahl
pumpe verbindbar ist.
Auf diese Weise wird der weiteren Strahlpumpe gekühltes Öl aus
dem Kühler zugeführt.
Generell ist es bevorzugt, wenn wenigstens eine der Strahlpum
pen ausgangsseitig mit einem Kühler verbunden ist.
Es versteht sich, daß diese Strahlpumpe besonders bevorzugt
über ein temperaturgesteuertes Schaltventil an den Ausgang der
ersten Verstellpumpe angeschlossen ist. Bei hohen Temperaturen
wird diese Strahlpumpe zugeschaltet, und das Öl wird gekühlt.
Es ist insgesamt von Vorzug, wenn der ausgangsseitige Gemisch
volumenstrom von wenigstens einer der Strahlpumpen den Radsatz
und/oder die Schaltkupplungen des Vorgelegegetriebes schmiert
und/oder kühlt.
Ferner ist es von Vorzug, wenn der ausgangsseitige Gemischvolu
menstrom von wenigstens einer weiteren der Strahlpumpen die
Kupplungen (Fahrkupplungen) kühlt.
Gemäß einem besonders bevorzugten Ausführungsbeispiel weist der
Niederdruckkreis vier Pumpen auf, von denen jeweils eine den
zwei Kupplungen, eine dem Getriebe und eine einem Ölkühler zu
geordnet ist.
Sofern sämtliche vier Pumpen über Schalt- bzw. Sperrventile an
den Ausgang der ersten Verstellpumpe angeschlossen sind, erge
ben sich insgesamt theoretisch 16 unterschiedliche Schaltzu
stände. Folglich läßt sich eine bedarfsorientierte Schmierung
und/oder Kühlung des Getriebes und/oder der Fahrkupplungen er
reichen.
Dabei greifen die Steuerungen der Strahlpumpen vorzugsweise in
die Treib- und die Saugströme ein. Durch die Steuerung des
Treibstromes wird eine Anpassung an den hydraulischen Bedarf
möglich. Die Sperrung des Sauganschlusses verhindert die nega
tive Wirkung des Gegendrucks im Mischrohr. Ein Verlust von
Treibstrom über den Sauganschluß ist steuerbar. Denn mit sin
kender Öltemperatur ergibt sich eine extreme Zunahme der Visko
sität und folglich eine Zunahme des Fließwiderstandes im Misch
rohr.
Als Stellglieder für die schaltbaren Strahlpumpen sind generell
mechanische, hydraulisch mechanische, thermisch-mechanische und
elektrisch-mechanische Systeme denkbar. Besonders bevorzugt ist
eine hydraulisch mechanische Steuerung der Kupplungskühlung und
eine thermisch-mechanische Steuerung der Grundkühlung und des
Kühlerstroms. Besonders bevorzugt ist es ferner, wenn alle
Schaltventile schaltungstechnisch gleich aufgebaut sind. In
passiver Schaltstellung sind dabei die Zuleitungen für den
Treib- und den Saugstrom gesperrt. In aktiver Schaltstellung
der Ventile sind die Zuleitungen freigegeben.
Als Stellglieder für die thermisch-mechanische Steuerung sind
z. B. Dehnstoffelemente (bspw. von Behr-Thomson verfügbar) und
Bimetallelemente einsetzbar.
Die Strahlpumpen für die Kupplungskühlung sind vorzugsweise hy
draulisch gesteuert. Eine aktive Steuerung des Druckes kann
bspw. über eine hydraulische Nebenfunktion der Kupplungsventile
oder über ein Magnetventil (Schaltventil oder Druckregelventil)
erfolgen.
Gemäß einem weiteren Aspekt der Erfindung weist der Hochdruck
kreis für die zwei Kupplungen jeweils einen Aktuator und ein
proportionales Wegeventil auf.
Ein proportionales Wegeventil ermöglicht eine elektronische
Korrektur der magnetischen Hysterese und Reibung im Stellzylin
der. Ferner ergibt sich eine Erhöhung der Regelgüte durch Ver
besserung der Stabilität und der Dämpfung. Die zeitlichen Ab
läufe lassen sich durch eine elektronische Überwachung straf
fen. Ferner können Fehlfunktionen im Kupplungsverhalten früh
zeitig erkannt werden (Diagnose).
Dabei erfolgt die Regelung des mechanischen Zustands der Kupp
lung durch eine vorzugsweise digitale Druckregelung des Kolben
drucks in einem einfach wirkenden Stellzylinder als Aktuator.
Die Modulation des hydrostatischen Druckes wird über den zu-
und abfließenden Volumenstrom gesteuert.
Dabei ist es besonders bevorzugt, wenn die proportionalen Wege
ventile jeweils eine Ruhestellung besitzen, in der die zugeord
nete Kupplung geöffnet ist und in der ein Steuerausgang für ei
ne Nebenfunktion gesperrt ist.
Anstelle einer Sperrung des Steuerausgangs (passive Nebenfunk
tion) ist es natürlich auch möglich, den Steuerausgang in der
Ruhestellung zu öffnen (aktiv).
Da für die eigentlichen Steueraufgaben des Kupplungsaktuators
jeweils ein proportionales 3/3-Wegeventil vollkommen ausrei
chend wäre, ist es durch die Funktionserweiterung im hydrauli
schen Teil der Kupplungsventile möglich, andere Magnetventile
einzusparen. Die Kupplungsventile übernehmen dabei zusätzlich
deren Aufgabe.
Zwar ist es im Stand der Technik bereits bekannt
(Direktschaltgetriebe des Lupos 3L), daß ein Kupplungsventil
als Nebenfunktion die Druckleitung zum Getriebeaktuator schal
tet. Dabei ist die Druckleitung im stromlosen Zustand gesperrt.
Die Leckage der nachgeschalteten Schieberventile reduziert sich
und der Druck in der Druckleitung sinkt.
Im vorliegenden Fall ist jedoch nicht nur an eine solche Neben
funktion gedacht. Vielmehr ist es im Rahmen der Erfindung auch
oder alternativ möglich, Stellantriebe für die Synchroneinhei
ten bzw. Schaltkupplungen auszuwählen, eine Kupplungskühlung zu
aktivieren und/oder Kupplungsblenden zu steuern.
Die hydraulische Steuerung der Kupplungskühlung sowie die Aus
wahl, die Sperrung und die Freischaltung von Stellantrieben
sind Aufgaben, die mit der Kupplung eines Doppelkupplungsge
triebes funktional verbunden sind.
Generell ist es sogar möglich, den Zustand der Kupplung für
Steuerungszwecke zu nutzen. Dabei kann bspw. der Kupplungsdruck
zur Auswahl und/oder Sperrung von Stellantrieben für die Syn
chroneinheiten dienen.
Ferner ist es dadurch, daß für jede der zwei Kupplungen des
Doppelkupplungsgetriebes ein proportionales Wegeventil vorgese
hen ist, eine Kombination der Nebenfunktionen der zwei Ventile
möglich.
Dabei ist es besonders bevorzugt, wenn die proportionalen Wege
ventile jeweils eine weitere Ruhestellung besitzen, in der die
zugeordnete Kupplung geschlossen ist und in der der Steueraus
gang gesperrt (oder geöffnet) ist.
Durch diese Maßnahme wird das proportionale Wegeventil um zwei
Schaltstellungen erweitert. Die Nebenfunktion, die im hydrauli
schen Teil integriert ist, basiert in diesem Fall auf einer
Zweikantensteuerung. Hierdurch läßt sich erreichen, daß die Ne
benfunktion unabhängig davon, welche der zwei Kupplungen aktiv
und welche passiv ist, immer gleich ist. Bei einem Doppelkupp
lungsgetriebe ist generell eine Kupplung aktiv und die andere
passiv. Dabei sind die Kupplungsventile in diesem Zustand ge
genläufig geschaltet. Unabhängig davon kann die Nebenfunktion
bei einer Zweikantensteuerung gleich gewählt werden. Es ver
steht sich, daß eine symmetrische Charakteristik der Kennlinie
besonders bevorzugt ist.
Es versteht sich, daß eine solche Kopplung von primären und Ne
benfunktionen im proportionalen Wegeventil für eine Kupplung
eine eindeutige steuerungstechnische Abhängigkeit voraussetzt.
Insgesamt ist es von Vorzug, wenn die zwei Ruhestellungen bzw.
zwei weiteren Stellungen gegenüberliegende Endstellungen der
proportionalen Wegeventile sind.
Auf diese Weise läßt sich eine symmetrische Kennlinie besonders
einfach erreichen.
Von besonderem Vorzug ist es, wenn die proportionalen Wegeven
tile zur Ansteuerung der Aktuatoren für die zwei Kupplungen
4/5-Wegeventile sind.
Als Nebenfunktion ist es bevorzugt, wenn hierdurch ein Aktuator
für eine Schaltkupplung des Vorgelegegetriebes freigegeben
wird.
Besonders bevorzugt ist es, wenn die Freigabe des Aktuators
durch eine Kombination der Steuerausgänge für die Nebenfunktion
der zwei proportionalen Wegeventile erfolgt.
Wie erwähnt, ist es besonders bevorzugt, wenn die Nebenfunktion
die Kühlung der dem proportionalen Wegeventil zugeordneten
Kupplung ist.
Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung ist eine
hydraulische Sicherheitsschaltung im Hochdruckkreis vorgesehen,
die verhindert, daß beide Kupplungen gleichzeitig geschlossen
werden.
Auf diese Weise kann bereits im Bereich der Hydraulikschaltung
eine Sicherheit dafür geschaffen werden, daß eine Getriebe
blockage ausgeschlossen ist.
Besonders bevorzugt ist es, wenn die Sicherheitsschaltung ein
logisches Minderventil aufweist, dessen Steuerausgang der klei
nere der Steuerdrücke für Aktuatoren der zwei Kupplungen ist.
Auf diese Weise ist es vergleichsweise einfach möglich, den
kleineren der Steuerdrücke der Aktuatoren mit einer vorbestimm
ten Schwelle zu vergleichen. Sofern der kleinere der zwei Steu
erdrücke die Schwelle überschreitet, besteht die Gefahr des
Schließens beider Kupplungen des Doppelkupplungsgetriebes. In
einem solchen Fall sind entsprechende Sicherheitsmaßnahmen ein
zuleiten.
Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist eine wei
tere hydraulische Sicherheitsschaltung im Hochdruckkreis für
einen Drucksensor vorgesehen.
Auf diese Weise läßt sich bei Ausfall des Drucksensors eine hy
draulische Notfunktion durch ein Modulieren des Kupplungsdruc
kes realisieren.
Besonders bevorzugt ist es dabei, wenn die weitere Sicherheits
schaltung wenigstens eine Blende in einem Parallelzweig auf
weist, durch die eine Kennlinie von Druck über einer Stellgröße
eines Ventils zur Drucksteuerung vorgegeben wird, wobei der
Wert der Stellgröße mit dem entsprechenden Wert des Drucksen
sors vergleichbar ist.
Auf diese Weise kann eine Modulation bspw. des Kupplungsdruckes
ähnlich der Schaltkraftsteuerung mittels einer Blendensteuerung
erfolgen. Die Konstantblenden lassen sich entweder durch ein
Notventil bei Bedarf aktivieren oder wirken permanent im Regel
bereich der Kupplung. Sie erhöhen den Steuerölstrom lediglich
im Schaltvorgang.
Besonders bevorzugt ist es dabei, wenn der Steuerölstrom durch
die Blende zur Kühlung/Schmierung verwendet wird.
Insgesamt wird die erfindungsgemäße Aufgabe auch durch ein Dop
pelkupplungsgetriebe mit einer hydraulischen Schaltung gelöst,
wie sie oben beschrieben ist.
Es versteht sich, daß die vorstehend genannten und die nach
stehend noch zu erläuternden Merkmale nicht nur in der jeweils
angegebenen Kombination, sondern auch in anderen Kombinationen
oder in Alleinstellung verwendbar sind, ohne den Rahmen der
vorliegenden Erfindung zu verlassen. Insbesondere sind die
Merkmale der Erfindung auch auf andere hydraulische Schaltungen
für Getriebe anwendbar, nicht nur für Doppelkupplungsgetriebe.
Auch ist nicht notwendigerweise eine Aufteilung in einen Hoch-
und einen Niederdruckkreis notwendig.
Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in der Zeichnung
dargestellt und werden in der nachfolgenden Beschreibung näher
erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 eine Ausführungsform einer erfindungsgemäßen hydrau
lischen Schaltung für ein automatisiertes Doppel
kupplungsgetriebe;
Fig. 2 eine Ausführungsform eines Niederdruckkreises der
hydraulischen Schaltung der Fig. 1;
Fig. 3 eine alternative Ausführungsform eines Niederdruck
kreises der hydraulischen Schaltung der Fig. 1;
Fig. 4 eine weitere alternative Ausführungsform eines Nie
derdruckkreises für die hydraulische Schaltung der
Fig. 1;
Fig. 5 eine Tabelle mit Schaltzuständen von Strahlpumpen
der Niederdruckkreise der Fig. 2 bis 4;
Fig. 6 eine Darstellung von Volumenstrom über Öltemperatur
für drei in Fig. 5 angegebene Betriebszustände;
Fig. 7 eine Darstellung von Volumenstrom über Öltemperatur
für weitere Betriebszustände, die in Fig. 5 gezeigt
sind;
Fig. 8 eine Darstellung von Volumenstrom über Öltemperatur
für weitere Betriebszustände, die in Fig. 5 gezeigt
sind;
Fig. 9 eine Ausführungsform eines Hochdruckkreises der hy
draulischen Schaltung der Fig. 1;
Fig. 10 eine schematische Darstellung eines 4/5-Wegeventiles
zur Kupplungssteuerung in dem Hochddruckkreis der
Fig. 9;
Fig. 11 eine schematische Darstellung eines 4/4-Wegeventiles
für die Schaltaktuatoren des Hochdruckkreises der
Fig. 9;
Fig. 12 eine Darstellung von Volumenstrom über Magnetstrom
des 4/5-Wegeventiles der Fig. 10 unter Einbeziehung
der Nebenfunktion;
Fig. 13 eine alternative Ausführungsform eines Hochdruck
kreises der hydraulischen Schaltung der Fig. 1, wo
bei als Schaltaktuator eine einzelne Schaltwalze
vorgesehen ist;
Fig. 14 eine weitere alternative Ausführungsform eines Hoch
druckkreises, bei dem eine Schaltwalze und ein Zy
linder als Getriebeaktuatoren vorgesehen sind;
Fig. 15 eine weitere alternative Ausführungsform eines Hoch
druckkreises, wobei zwischen die Steuerventile und
die Getriebeaktuatoren Schaltventile zur Freigabe
zwischengeschaltet sind, und wobei nur ein Wegeven
til zur Ansteuerung der zwei Getriebeaktuatoren vor
gesehen ist;
Fig. 16 eine ähnliche Darstellung wie Fig. 15, jedoch mit
einer unterschiedlichen Art der Ansteuerung der zwi
schengeschalteten Schaltventile;
Fig. 17 eine Abwandlung der Ausführungsform der Fig. 14 mit
nur einem Wegeventil zur Ansteuerung der Getriebeak
tuatoren;
Fig. 18 eine weitere Ausführungsform eines Hochdruckkreises
der hydraulischen Schaltung der Fig. 1 mit einer Si
cherheitsschaltung zur Verhinderung von Getriebe
blockagen und mit einer Sicherheitsschaltung für ei
nen Drucksensor;
Fig. 19 eine Abwandlung des in Fig. 18 gezeigten Hochdruck
kreises;
Fig. 20 eine beispielhafte Darstellung einer Realisierung
einer Strahlpumpe in einer Seitenansicht;
Fig. 21 eine Draufsicht auf die Strahlpumpe der Fig. 20; und
Fig. 22 eine schematische Darstellung einer Realisierung ei
ner Strahlpumpe durch gegenüberliegende Teile eines
Getriebegehäuses und einer Ventilplatte.
Eine Ausführungsform einer erfindungsgemäßen hydraulischen
Schaltung ist in Fig. 1 dargestellt und generell mit 10 be
zeichnet.
Die hydraulische Schaltung 10 umfaßt einen hydraulischen Ener
gieerzeugungsabschnitt 12, einen Niederdruckkreis 14, einen
Hochdruckkreis 16 und einen Energiespeicherabschnitt 18.
Der hydraulische Energieerzeugungsabschnitt 12 umfaßt eine hy
draulische Verstellpumpe 20, die mittels eines Druckreglers 22
verstellbar ist. Ferner ist ein Druckbegrenzer 24 in an sich
bekannter baulicher Anordnung vorgesehen.
Ein Ausgang der Verstellpumpe 20 ist bei 26 gezeigt. Der Ein
gang 27 der Verstellpumpe 20 ist mit einem nicht näher bezeich
neten Ölsumpf bzw. Ölreservoir verbunden.
Der Ausgang 26 der Verstellpumpe 20 ist einerseits mit dem Nie
derdruckkreis 14 verbunden und andererseits mit dem Energie
speicherabschnitt 18. Der Energiespeicherabschnitt 18 ist zwi
schen dem Ausgang 26 der Verstellpumpe 20 und dem Hochdruck
kreis 16 angeordnet.
Der Energiespeicherabschnitt 18 umfaßt einen Energiespeicher 28
beliebiger Bauart und ein Sperrventil 30.
Folglich wird der Druck im Hochdruckkreis 16 stabilisiert. Das
Sperrventil 30 sichert die Verfügbarkeit des gespeicherten
Drucköls.
Die Verstellpumpe 20 ist so gewählt, daß ihre Verstellgeschwin
digkeit für die Aufgaben im Niederdruckkreis 14 ausreichend
ist.
Der Niederdruckkreis 14 dient zum Schmieren und Kühlen von Bau
elementen des Doppelkupplungsgetriebes, für das die hydrauli
sche Schaltung 10 konzipiert ist. Primäre hydraulische Zielgrö
ße ist in dem Niederdruckkreis 14 der Volumenstrom. Der hydro
statische Druck dient ausschließlich zur Überwindung von Fließ
widerständen, die sich durch den sich einstellenden Volumen
strom ergeben.
Durch die Schmierung, insbesondere eine Einspritzschmierung,
werden die ineinandergreifenden Zahnräder, die Schaltmuffen und
die Lagerungen der Wellen eines Vorgelegegetriebes des Doppel
kupplungsgetriebes gekühlt und geschmiert. Ferner wird mittels
des Niederdruckkreises 14 die Wärme abgeführt, die in den zwei
Kupplungen des Doppelkupplungsgetriebes bei Differenzdrehzahlen
als Reibarbeit entsteht.
Die benötigten Ölmengen werden durch die lokalen thermischen
Zustände der Bauteile bestimmt. Die erforderliche externe Kühl
leistung legt der globale thermische Zustand des Getriebes
fest.
Im Hochdruckkreis 16 ist die primäre Zielsetzung der hydrosta
tische Druck. Der Bedarf an Drucköl, das die Verstellpumpe 20
liefern muß, ist vom Zustand von Stellantrieben für das Vorge
legegetriebe (Schalt- bzw. Getriebeaktuatoren) und die Kupplun
gen sowie vom Einsatz des Energiespeichers 28 bestimmt.
Ohne den Einsatz des Energiespeichers schwankt der Bedarf an
Drucköl bei der vorliegenden Ausführungsform etwa zwischen
1 l/min und 12 l/min. Ein Volumenstrom von 1 l/min wird zum Aus
gleich von Leckagen bei Schaltpausen benötigt. Im Schaltvorgang
steigt aufgrund der benötigten Dynamik der Antriebe der Bedarf
auf 12 l/min.
Durch den Einsatz des Energiespeichers 28 sinkt der Bedarf an
Drucköl im Schaltvorgang auf einen maximalen Ladevolumenstrom
von z. B. 4 l/min. Dieser ist zum Ausgleich der Ölverluste voll
kommen ausreichend.
Fig. 2 zeigt eine Ausführungsform eines Niederdruckkreises 14
für die hydraulische Schaltung 10, die in Fig. 1 gezeigt ist.
Der Niederdruckkreis 14 ist einerseits angeschlossen an den
Ausgang 26 der Verstellpumpe 20 und andererseits an den Eingang
27 der Verstellpumpe 20. Der Eingang 27 der Verstellpumpe 20
ist über ein Filter SF1 mit dem Ölsumpf verbunden.
Der Niederdruckkreis 14 weist vier parallel angeordnete Strahl
pumpen bzw. Strahlapparate SA01, SA02, SA03 und SA04 auf.
Die Strahlpumpen sind triebstromseitig parallel mit dem Ausgang
26 der Verstellpumpe 20 verbunden. Die jeweiligen Saugstromsei
ten der Strahlpumpen SA sind parallel an den Eingang 27 der
Verstellpumpe 20 angeschlossen.
Die Verbindungen zwischen dem Eingang 27 und dem Ausgang 26 so
wie den Triebstrom- und den Saugstromseiten der Strahlpumpen SA
sind schaltbar ausgebildet. Zu diesem Zweck sind vier Schalt
ventile SV01, SV02, SV03 und SV04 in der Form von 4/2-
Wegeventilen vorgesehen.
Die Schaltventile SV sind identisch ausgebildet. In einer durch
eine Feder vorbelasteten Grundstellung sind jeweils der
Treibstromanschluß und der Saugstromanschluß der betreffenden
Strahlpumpe SA von dem Ausgang 26 bzw. dem Eingang 27 getrennt.
In der zweiten Stellung der Schaltventile SV ist die
Treibstromseite jeweils mit dem Ausgang 26 verbunden, die Saug
stromseite jeweils mit dem Eingang 27.
Die Strahlpumpen SA01 und SA02 dienen der Kühlung der zwei
Kupplungen des Doppelkupplungsgetriebes. Zu diesem Zweck sind
die Schaltventile SV01 und SV02 hydraulisch gesteuert (p_SV01,
p_SV02). Sofern die Kupplung 1 des Doppelkupplungsgetriebes zu
kühlen ist, wird das Schaltventil SV01 geschaltet. In den Trieb
stromanschluß der Strahlpumpe SA01 fließt ein Volumenstrom
Q_T1, in Saugstromanschluß ein Volumenstrom Q_S1. Durch die
Wirkung der Strahlpumpe werden diese beiden Volumenströme ge
mischt und die Kupplung 1 wird mit einem Gemischvolumenstrom
Q_G1 gekühlt.
Unabhängig von der Kühlung der Kupplung 1 erfolgt die Kühlung
der Kupplung 2 in analoger Weise über das Schaltventil SV02.
Die Strahlpumpe SA03 dient zur Schmierung und Kühlung des Rad
satzes und der Synchronelemente bzw. Synchroneinheiten des Vor
gelegegetriebes des Doppelkupplungsgetriebes.
Das zugehörige Schaltventil SV03 ist temperaturgesteuert und
kann bspw. im Bereich von -10°C bis +20°C geschaltet werden.
Typische Schwellwerte sind 0°C oder +10°C.
Mit anderen Worten ist bei tiefen Temperaturen unterhalb der
Schwelltemperatur das Schaltventil SV03 geschlossen. Im geöff
neten Zustand fließt in die Triebstromseite der Strahlpumpe
SA03 ein Volumenstrom Q_T3, in die Saugstromseite ein Volumen
strom Q_S3. Aus der Strahlpumpe SA03 tritt ein Gemischvolumen
strom Q_G3 aus. Im Regelfall ist dieser Volumenstrom Q_G3
gleich einem Volumenstrom Q_L für die Schmierung und Kühlung
des Vorgelegegetriebes. Der Volumenstrom Q_L kann bspw. über
eine Mehrzahl paralleler Leitungen und Blenden BL04, BL05 an
das Getriebe geleitet werden.
Zur Bereitstellung einer Schmierung für das Getriebe auch un
terhalb der durch das Schaltventil SV03 eingestellten Schwell
temperatur ist die Triebstromseite der Strahlpumpe SA03 paral
lel zu dem Schaltventil SV03 über einem Parallelzweig 32 mit
dem Ausgang 26 der Verstellpumpe 20 verbunden. In dem Paral
lelzweig 32 ist eine Blende BL03 angeordnet. Über den Paral
lelzweig 32 fließt ständig ein Volumenstrom in die Strahlpumpe
SA03. Unterhalb der Schwelltemperatur fließt dieser Volumen
strom direkt durch die Strahlpumpe SA03 und dient als Grundvo
lumenstrom zur Schmierung von Bauelementen des Getriebes. Auf
grund der Tatsache, daß die Saugstromseite der Strahlpumpe SA03
unterhalb der Schwelltemperatur durch das Schaltventil SV03 ge
schlossen ist, besteht keine Gefahr, daß ein Teil des über den
Parallelzweig 32 eingeführten Ölstromes aufgrund eines Stau
druckes über die Saugstromseite abfließt. Folglich ist unter
halb der Schwelltemperatur der Ausgangsvolumenstrom Q_G3 gleich
dem Eingangsvolumenstrom Q_T3.
Das vierte Schaltventil SV04 ist der vierten Strahlpumpe SA04
zugeordnet und ist ebenfalls temperaturgesteuert ausgestaltet.
Unterhalb eines Schwellwertes von bspw. 90° (der Schwellwert
kann bspw. zwischen 80° und 90° einstellbar sein) ist das
Schaltventil SA04 geschlossen und die Strahlpumpe SA04 außer
Betrieb. Oberhalb dieser zweiten Schwelltemperatur arbeitet die
Strahlpumpe SA04 und der ausgangsseitige Gemischvolumenstrom
Q_G4 wird an einem Ölkühler 34 geleitet. Der Ausgang des Ölküh
lers 34 ist über ein Rückschlagventil RSV4 mit dem Ölsumpf
(Eingang 27) verbunden, und in der Regel fließt folglich ein
gekühlter Volumenstrom Q_R4 über das Rückschlagventil RSV4 in
den Ölsumpf. Der Volumenstrom Q_R4 ist in der Regel gleich dem
Volumenstrom Q_G4.
Die hydraulische Steueranschlüsse p_SV01 und p_SV02 der Schalt
ventile SV01 bzw. SV02 sind über hydraulische Steuerleitungen
36 bzw. 38 mit dem Hochdruckkreis 16 verbunden. Die Funktion
der Leitungen 36, 38 wird nachstehend noch im Detail erläutert.
Generell erfolgt ein Schaltsignal über eine der Leitungen 36,
38 dann, wenn eine der zwei Kupplungen des Doppelkupplungsge
triebes betätigt wird und aufgrund der dabei anfallenden Reib
arbeit Wärme entsteht, die durch geeignete Kühlmaßnahmen abzu
führen ist.
Die Temperatursteuerung des Schaltventils SV03 ist in Fig. 2
bei 40 gezeigt, die Temperatursteuerung des Schaltventils SV04
bei 42.
Der Ausgang des Ölkühlers 34 ist an die Leitung angeschlossen,
die von dem Eingang 27 der Verstellpumpe 20 zu den Saugstroman
schlüssen der Schaltventile SV01, SV02 führt. Zwischen diesem
Anschluß und dem Eingang 27 ist ein weiteres Rückschlagventil
RSV3 geschaltet, das gewährleistet, daß über die Saugstroman
schlüsse der Schaltventile SV01, SV02 kein Rückfluß in den Öl
sumpf erfolgen kann. Das Rückschlagventil RSV3 ist nicht feder
belastet, das Rückschlagventil RSV4 hingegen schon.
Ferner ist in Fig. 2 gezeigt, daß der Ausgangsvolumenstrom Q_G3
der Strahlpumpe SA03 zur Einrichtung einer Grundschmierung der
Kupplungen 1 und 2 aufgeteilt wird in dem Volumenstrom Q_L für
das Getriebe und einen Volumenstrom Q_R1 für die Kupplung 1 und
einen Volumenstrom Q_R2 für die Kupplung 2.
Zu diesem Zweck ist der Ausgang der Strahlpumpe SA03 entweder
(über eine jeweilige Leitung 44) verbunden mit den Ausgangssei
ten der Strahlpumpen SA01, SA02. Alternativ hierzu kann der
Ausgang der Strahlpumpe SA03 auch (über jeweilige Leitungen 46)
mit den Saugstromseiten der Strahlpumpen SA01, SA02 verbunden
sein. In den Zuleitungen von dem Ausgang der Strahlpumpe SA03
zu den Strahlpumpen SA01, SA02 ist jeweils eine Blende BL01
bzw. BL02 vorgesehen.
Im vorliegenden Fall wird für die weitere Diskussion angenom
men, daß die erste Schwelltemperatur des Schaltventils SV03 0°C
ist und die zweite Schwelltemperatur des Schaltventils SV04
90°C. Werte unterhalb der ersten Schwelltemperatur werden als
kalt bezeichnet, Werte zwischen den zwei Schwelltemperaturen
als warm und Werte oberhalb der zweiten Schwelltemperatur als
heiß.
Die Funktionsweise des Niederdruckkreises 14 der Fig. 2 wird
nachstehend anhand der Fig. 3 bis 6 erläutert.
Fig. 3 ist eine Tabelle der möglichen Betriebszustände der vier
Schaltventile SV01 bis SV04.
Beispielsweise im Zustand 0, in dem alle vier Schaltventile SV
ausgeschaltet sind, erfolgt eine Grundkühlung des Radsatzes und
der Kupplungen über den Parallelzweig 32 und die Strahlpumpe
SA03. Wenn es warm wird, wird die Strahlpumpe SA03 über das
Schaltventil SV03 eingeschaltet. In diesem Zustand wird der
triebstromseitige Ölvolumenstrom Q_T3 mit einem - größeren -
Saugvolumenstrom Q_S3 gemischt, und es wird ein insgesamt grö
ßerer Volumenstrom Q_G3 für den Radsatz und die Kupplungen be
reitgestellt.
Sofern es heiß wird, wird auch das Schaltventil SV04 zugeschal
tet, und das Öl wird über den Kühler 34 gekühlt und gelangt
über das Rückschlagventil RSV4 wieder in den Ölsumpf und wird
dort mit dem heißen Öl gemischt.
Die Zustände 4 bis 6 betreffen entsprechende Zustände des Nie
derdruckkreises 14, wobei zusätzlich die Kupplung 1 gekühlt
wird (das Schaltventil SV01 ist eingeschaltet). Entsprechend
ist in den Zuständen 8 bis 10 das Schaltventil SV02 zur Kühlung
der Kupplung 2 eingeschaltet. In den Zuständen 12 bis 14 werden
beide Kupplungen gekühlt.
Die Zustände 0, 1 und 2 sind in Fig. 4 in einer Darstellung des
Volumenstroms in 1/min über der Öltemperatur in °C gezeigt.
Dabei ist zu erkennen, daß die Volumenströme Q_L, Q_G1 und Q_G2
unterhalb der ersten Schwelltemperatur von 0°C bei etwa 1 l/min
bzw. 0,5 l/min liegen (die Versorgung erfolgt über den Zweig 32
mit der Blende BL03). Im warmen Betriebszustand "1" steigen die
Volumenströme auf etwa 4 l/min bzw. 1 l/min an. Im heißen Zu
stand wird über die Strahlpumpe SA04 ein Gemischvolumenstrom
Q_G4 von 9 l/min gefördert und über den Kühler 34 gekühlt. Die
Summe aller Triebströme Q_Tsumme ist in Fig. 4 ebenfalls darge
stellt.
Die Blende BL03 steuert den Ölbedarf auf einen Volumenstrom von
etwa 2 l/min. Dieser Volumenstrom wird auf das Getriebe und die
Kupplungen verteilt. Im warmen Zustand wird von der dann arbei
tenden Strahlpumpe SA03 ein Volumenstrom von 4 l/min angesaugt,
so daß sich ein Gemischvolumenstrom Q_G3 von 6 l/min ergibt.
Fig. 5 zeigt eine ähnliche Darstellung wie Fig. 4, jedoch für
die Zustände 4 bis 6.
Es versteht sich, daß die Darstellung der Zustände 8 bis 10
identisch ist wie die Zustände 4 bis 6, wobei jedoch die Volu
menströme Q_G1 und Q_G2 vertauscht sind.
Es ist zu erkennen, daß aufgrund der Verbindung des Ausgangs
des Kühlers 34 und der Saugstromseite der Strahlpumpen SA01,
SA02 im heißen Zustand aufgrund des "Pipeline-Prinzips" der
Ausgangsvolumenstrom Q_G1 für die Kupplung 1 auf ca. 15 l/min
angehoben wird. Aufgrund der Tatsache, daß am Ausgang der
Strahlpumpe SA04 dabei über die Saugstromseite der Strahlpumpe
SA01 eine Saugwirkung auftritt, wird auch der Ausgangsvolumen
strom Q_G4 gegenüber der Darstellung der Fig. 4 angehoben, auf
12 l/min.
Fig. 6 schließlich zeigt die Zustände 12 bis 14, bei denen bei
de Kupplungen gekühlt werden.
Auch hier ist das Pipeline-Prinzip erkennbar. Aufgrund der
Saugwirkung der zwei Strahlpumpen SA01, SA02 wird der Ausgangs
volumenstrom Q_G4 der Strahlpumpe SA04 auf 15 l/min angehoben.
Für die Kupplungen ergibt sich im heißen Zustand somit jeweils
noch ein Gemischvolumenstrom von 12 l/min.
Fig. 7 zeigt eine Abwandlung eines Niederdruckkreises 14'.
Der Aufbau und die Funktionsweise des Niederdruckkreises 14'
ist identisch wie bei dem Niederdruckkreis 14 der Fig. 2.
Statt der Schaltventile SV03 und SV04 ist jedoch ein einzelnes
Schaltventil SV03' vorgesehen, das als 6/3-Wegeventil ausgebil
det ist. Die erste Schaltstellung wird im kalten Betriebszu
stand angewandt (z. B. von -40°C bis 0°C), die zweite Schalt
stellung im warmen Betriebszustand (bspw. von 0°C bis 80°C) und
die dritte Schaltstellung im heißen Zustand (bspw. von 80°C bis
150°C). Oberhalb von heißen Temperaturen wird unabhängig von
dem Schaltventil SV03' ein Störungssignal abgegeben.
Zwei der eingangsseitigen Anschlüsse des Schaltventils SV03'
sind mit dem Ausgang 26 der Verstellpumpe 20 verbunden. Ein
mittlerer Eingangsanschluß ist mit dem Ölsumpf (dem Eingang der
Verstellpumpe 20) verbunden.
Zwei Ausgangsanschlüsse des Schaltventils SV03' sind mit der
Triebstromseite des Schaltventils SA03 bzw. der Triebstromseite
des Schaltventils SA04 verbunden. Ein dritter Ausgangsanschluß
ist parallel mit den Saugstromseiten der Strahlpumpen SA03,
SA04 verbunden.
Ferner ist der dritte Ausgang des Schaltventils SV03' mit den
Saugstromeingängen der Schaltventile SV01, SV02 verbunden. Es
ist folglich kein Rückschlagventil RSV3 vorzusehen, wie in der
Ausführungsform der Fig. 2. Der Ausgang des Kühlers 34 ist über
eine Blende BL06 an die Zuführleitung von dem Schaltventil
SV03' zu den Schaltventilen SV01, SV02 angeschlossen.
Die Temperatur des Umschaltens in den zweiten Betriebsstand des
Schaltventils SV03' wird durch die Sauggrenze der ungünstigsten
Strahlpumpe bestimmt. Über die Blende BL06 können die Strahl
pumpen SA01 und SA02 das gekühlte Öl aus dem Kühler 34 direkt
ansaugen.
Die thermische Steuerung der Schaltventile SV03, SV04 bzw.
SV03' kann bspw. über Dehnstoffelemente erfolgen, oder über Bi
metallschalter.
Generell versteht sich, daß bei geringeren Öltemperaturen, z. B.
im kalten Zustand, das Kühlöl eine größere Wärmemenge aufnehmen
kann und folglich geringere Kühlvolumenströme erforderlich
sind.
Für die Aufheizphase des Getriebes ist eine Aktivierung beider
Kühlölströme der Kupplung außerhalb der Schaltvorgänge zu emp
fehlen.
Fig. 8 zeigt schließlich eine weitere alternative Ausführungs
form eines Niederdruckkreises 14". Der Niederdruckkreis 14"
entspricht weitgehend dem Niederdruckkreis 14 der Fig. 2. Der
Ausgangsgemischvolumenstrom Q_G3 aus der Strahlpumpe SA03 wird
aufgeteilt in die Versorgung des Getriebes (Q_L) und in Volu
menströme Q_R1 bzw. Q_R2 für die Sauganschlüsse der Strahlpum
pen SA01, SA02. Dabei ist zwischen den Ausgang der Strahlpumpe
SA03 und die Saugstromseite der Strahlpumpen SA01, SA02 jeweils
ein Rückschlagventil RSV1 bzw. RSV2 geschaltet. Die Rückschlag
ventile RSV1, RSV2 sind federbelastet.
Die Funktionsweise entspricht im übrigen der Funktionsweise des
Niederdruckkreises 14 der Fig. 2.
Fig. 9 zeigt ein Ausführungsbeispiel eines Hochdruckkreises 16
der hydraulischen Schaltung 10 der Fig. 1.
Der Hochdruckkreis 16 dient zur Ansteuerung von zwei Aktuatoren
50, 52 für die Kupplung 1 bzw. die Kupplung 2, sowie von zwei
Aktuatoren 54 bzw. 58 für Schaltkupplungen des Vorgelegegetrie
bes.
Die Aktuatoren 50, 52 sind als einfach wirkende
Kolben-/Zylindereinheiten ausgebildet. Die von dem Aktuator 50
angesteuerte Kupplung 1 dient zum Ein- und Auslegen der Gänge
1, 3, 5 und des Rückwärtsganges. Die über den Aktuator 52 ange
steuerte Kupplung 2 dient zum Ein- und Auslegen der Gänge 2, 4
und 6.
Die Aktuatoren 54, 56 des Vorgelegegetriebes sind als hydrauli
sche Drehantriebe ausgebildet. Der Aktuator 54 dient zum Schal
ten der Gänge 1, 3, 5 und des Rückwärtsganges, der Aktuator 56
zum Schalten der Gänge 2, 4 und 6.
Die Aktuatoren 54, 56 dienen dabei zum Drehantrieb von Schalt
walzen, die vorzugsweise als Einspurwalzen ausgebildet sind.
Mit diesem Antriebskonzept sind die Gangstufen einer Kupplung
zusammengefaßt steuerbar. Doppelrückschaltungen und Dreifach
rückschaltungen sind ohne zwischenzeitliche Synchronisierungs
vorgänge ausführbar.
Dreifachschaltungen sind dabei sogar als Lastschaltungen aus
führbar. Doppelschaltungen (unter Überspringen eines Ganges,
bspw. von 2 nach 4) sind folgendermaßen ausführbar. Während des
Ein- und Auslegens des alten (z. B. zweiten) und des neuen (z. B.
vierten) Ganges mittels des Aktuators 56, wobei eine Zugkraf
tunterbrechung eintritt, wird über den zweiten Zweig mittels
des Aktuators 54 kurzzeitig ein weiterer Gang eingeschaltet,
bspw. der Gang 5. Hierdurch erfolgt eine Zugkraftunterstützung
während des Schaltvorganges von bspw. 2 nach 4 (allerdings nur
mit dem Moment des fünften Ganges oder sechsten Ganges).
Die hydraulischen Aktuatoren 54, 56 haben gegenüber elektromo
torischen Antrieben einige Vorteile:
- 1. Die Masse ist geringer.
- 2. Die Dynamik ist gesteigert und die Schaltzeiten werden verkürzt.
- 3. Die Anordnung im Getriebe ist flexibel.
- 4. Es ist ein geringer Bauraum notwendig.
- 5. Der elektrische Strombedarf ist gering (z. B. Nennstrom 2 Ampere bei 12 Volt im Vergleich zu einem Elektromotor, der etwa 30 Ampere bei 12 Volt benötigt), und
- 6. es ist keine mechanische Übersetzung notwendig.
Eine hydraulische Antriebseinheit bestehend aus einem Wegeven
til und einem hydraulischen Schwenkantrieb wiegt etwa 1000 g.
Ein vergleichbarer elektromechanischer Antrieb bestehend aus
einem Elektromotor, einem Lagerblock, einer Stirnradstufe und
einer Schaltwalze wiegt etwa 2500 g.
Die Ansteuerung der zwei Kupplungsaktuatoren 50, 52 erfolgt
über jeweils ein proportionales 4/5-Wegeventil PV01 bzw. PV02.
Eingangsseitig sind die Wegeventile PV01, PV02 jeweils verbun
den mit dem Energiespeicherabschnitt 18 und dem Ölsumpf. Ein
Ausgangsanschluß ist verbunden mit dem jeweiligen Aktuator 50
bzw. 52. Ein zweiter Ausgangsanschluß dient zur Realisierung
einer Nebenfunktion. So ist der zweite Ausgangsanschluß A1 des
Wegeventils PV01 für die Kupplung 1 verbunden mit der Steuer
leitung 36 für das Schaltventil SV01 des Niederdruckkreises.
Entsprechend ist der zweite Steuerausgang A2 des Wegeventils
PV02 verbunden mit der Steuerleitung 38 für das zweite Schalt
ventil SV02 des Niederdruckkreises 14.
Zum zweiten sind die zweiten Steuerausgängen A1, A2 unmittelbar
verbunden mit jeweiligen Eingängen von zwei proportionalen 4/4-
Wegeventilen PV03, PV04 zur Ansteuerung der Schaltaktuatoren 54
bzw. 56, um diese bei Bedarf freizuschalten.
Ein zweiter Eingang der zwei Wegeventile PV03, PV04 ist mit dem
Ölsumpf verbunden. Die Ausgänge A3, B3 bzw. A4, B4 der Ventile
PV03, PV04 sind mit den Aktuatoren 54 bzw. 56 verbunden. Im In
neren der Aktuatoren ist aus vorliegend nicht näher interessie
renden Gründen jeweils eine Blende 58 vorgesehen.
Der Aufbau der 4/5-Wegeventile PV01, PV02 ist in Fig. 10 ge
zeigt. Der Aufbau der proportionalen 4/4-Wegeventile PV03, PV04
ist in Fig. 11 gezeigt.
Die Kennlinie des in Fig. 10 gezeigten 4/5-Wegeventils für die
Ventile PV01, PV02 ist als Volumenstrom über Magnetstrom
(proportional zu Hub) in Fig. 12 dargestellt.
Es ist zu erkennen, daß die angeschlossene Kupplung im Bereich
von 0 bis 1 Ampere offen ist und im Bereich von etwa 1,4 Ampere
bis 2,4 Ampere geschlossen.
In dem Bereich zwischen 1 Ampere und 1,4 Ampere stellt sich ei
ne bestimmte Druck-Hub-Kennlinie ein, mittels der der Schlupf
zustand der Kupplung für Anfahrvorgänge und Gangwechsel geeig
net gesteuert werden kann.
Dabei ist die Kupplungsregelung generell aktiv im Bereich zwi
schen etwa 0,7 Ampere und 1,5 Ampere.
Die eigentliche Regelung des Zustandes der Kupplung erfolgt
mittels der mittleren drei Stellungen des proportionalen, ma
gnetventilgesteuerten 4/5-Wegeventils. Zum Einstellen einer
symmetrischen Nebenfunktion sind zwei weitere Schaltstellungen
vorgesehen, und zwar in den jeweiligen Endlagen des 4/5-
Wegeventils. In der durch eine Feder vorgespannten Grundstel
lung ist die Kupplung geöffnet, da der Steuerausgang B mit dem
Ölsumpf verbunden ist. Die Nebenfunktion (Steuerausgang A) ist
passiv. Dieser Zustand stellt sich von etwa 0 bis 0,25 Ampere
ein.
In der anderen Endstellung ist die Nebenfunktion mittels des
Steuerausgangs A ebenfalls passiv, die Kupplung ist jedoch ge
schlossen, da der Steuerausgang B mit dem Energiespeicherab
schnitt 18 verbunden ist. Dieser Zustand stellt sich etwa von 2
bis 2,4 Ampere Magnetstrom ein.
Im Bereich von etwa 0,25 Ampere bis 2 Ampere ist die Nebenfunk
tion aktiv, der Steuerausgang A also mit dem Energiespeicherab
schnitt 18 verbunden. In diesem Zustand wird die zugeordnete
Kupplung gekühlt, und zwar gesteuert über die Leitungen 36 bzw.
38. Ferner ist bei aktiver Nebenfunktion die Schaltfunktion der
zwei Aktuatoren 54, 56 freigeschaltet.
Mit anderen Worten ist in den Endlagen des Ventils der Steuer
anschluß A gesperrt und nur im mittleren Hubbereich mit dem
Druckanschluß P verbunden. Der aktive Bereich der Kennlinie
P → A ist weiter als der Stellbereich gefaßt, den das Kupp
lungsventil zur Ausregelung der Kupplungsdrücke nutzt.
Diese Einteilung der aktiven Bereiche stellt sicher, daß im Re
gelbereich der Primärfunktion die Nebenfunktion permanent aktiv
ist. Im steuerbaren Bereich der Primärfunktion kann die Neben
funktion aktiv oder passiv sein. Eine Aktivierung der Neben
funktion aus dem Ruhezustand der Kupplungen ist durch die Auf
prägung eines bestimmten Magnetstroms zu erzielen. Im passiven
Bereich der Nebenfunktion sind die Änderungen der Primärfunkti
on gering. Durch die Nebenfunktion läßt sich die Kupplungsküh
lung ohne zusätzliche Kühlölventile aktivieren.
Ferner läßt sich durch die Nebenfunktion der oder die Stellan
triebe zur Betätigung der Synchronisierungen Sperren, Frei
schalten und/oder Auswählen.
Die Funktionsweise der Schaltventile PV03 und PV04 ist folgen
dermaßen. Der prinzipielle Aufbau der Kennlinie von Volumen
strom über Magnetstrom läßt sich dem Diagramm der Fig. 11 ent
nehmen. Bei einem sehr kleinen Volumenstrom ist das 4/4-
Wegeventil aufgrund der Federvorbelastung generell inaktiv. Im
aktiven Bereich, dem die anderen drei Schaltstellungen zugeord
net sind, ist eine mittlere Schaltstellung eine Stellung zum
Halten des aktuellen Druckzustandes im Aktuator 54 bzw. 56, die
anderen zwei Schaltstellungen dienen zum Bewegen des Aktuators
in die eine Richtung und in die andere Richtung.
Auf diese Weise lassen sich die Aktuatorfunktionen mit einer
sehr geringen Anzahl von Stellantrieben reduzieren.
Ein Stellantrieb soll die Position regeln und die Kraft dosie
ren. Denn Schaltvorgänge sollen schnell, präzise, leise und für
die Synchroneinheit schonend ablaufen. Obgleich die Anzahl der
Antriebe auf ein Minimum zu beschränken ist, soll eine hohe
Flexibilität für zulässige Gangwechsel vorhanden sein.
Die Funktionsweise des Hochdruckkreises 16 bei einem Gangwech
sel bspw. vom ersten in den zweiten Gang ist wie folgt. Im er
sten Gang ist die Kupplung 1 geschlossen, die Nebenfunktion ist
inaktiv, so daß der Aktuator 56 für die Gänge 2, 4 und 6 nicht
freigeschaltet ist. Das Wegeventil PV01 befindet sich in Fig. 9
in der äußersten linken Stellung.
Das Wegeventil PV02 andererseits befindet sich in der äußersten
rechten Stellung. Die Kupplung 2 ist geöffnet, die Neben
funktion inaktiv. Daher ist auch der Aktuator 54 für die Gänge
1, 3 und 5 nicht freigeschaltet.
Zum Einleiten eines Gangwechsels in den zweiten Gang wird zu
nächst das Wegeventil PV01 in die benachbarte Position bewegt,
so daß die Nebenfunktion (Steuerausgang A1) aktiv wird. Hier
durch wird der Aktuator 56 freigeschaltet. Durch geeignete Be
tätigung des Ventils PV04 wird der zweite Gang eingelegt.
Anschließend wird in überschneidender Art und Weise im Rahmen
der jeweiligen Druck-Hub-Kennlinie die Kupplung 1 geöffnet und
die Kupplung 2 geschlossen. Dies kann unter Last erfolgen. Es
versteht sich, daß während der ganzen Zeit mittels der aktiven
Nebenfunktion zunächst die Kupplung 1 und während der Über
schneidung beide Kupplungen 1 und 2 gekühlt werden.
Am Ende des Gangwechsels ist der zweite Gang eingelegt, die
Kupplung 2 geschlossen und die Kupplung 1 geöffnet.
Fig. 13 zeigt eine alternative Ausführungsform eines Hochdruck
kreises 16'.
Die Aktuatoren für die Kupplungen 1 und 2 sind identisch wie
bei dem Hochdruckkreis 16. Für das Getriebe ist jedoch nur ein
einzelner Schaltaktuator 62 vorgesehen, der eine einzelne
Schaltwalze antreibt. Hierdurch wird die Anzahl der Freiheits
grade gegenüber der Ausführungsform der Fig. 9 reduziert. Die
Schaltwalze ermöglicht es, die Synchroneinheiten mechanisch zu
koppeln und zudem gegeneinander zu sperren. Die Flexibilität
ist eingeschränkt.
Andererseits ist zur Ansteuerung des Aktuators 62 nur ein ein
zelnes proportionales, magnetgesteuertes 4/5-Wegeventil PV03'
notwendig. Die Freischaltung der Schaltfunktion über die Steu
erausgänge A1, A2 der Wegeventile PV01, PV02 erfolgt mittels
eines logischen Wechselventils 64. Danach wird die Schaltfunk
tion generell freigegeben, wenn die Nebenfunktion einer der
zwei Wegeventile PV01, PV02 aktiv ist.
Es versteht sich, daß bei dem Aktuator 62 doppelte Rückschal
tungen oder dreifache Rückschaltungen sequentiell ablaufen müs
sen, da die zugeordnete Schaltwalze alle sechs Gänge in aufein
anderfolgender Reihenfolge bedient, sowie auch den Rückwärts
gang.
Fig. 14 zeigt eine weitere Ausführungsform, bei der ein Aktua
tor 68 für die Gänge R, 1, 2, 4 und 6 vorgesehen ist. Der Ak
tuator 68 ist als hydraulischer Schwenkantrieb ausgebildet und
dient zum Antrieb einer Schaltwalze, die diese Gänge bedient.
Für die Gänge 3 und 5 ist ein hydraulischer Zylinderantrieb
vorgesehen. Dies setzt voraus, daß die Gangstufen 3 und 5 von
einer Synchroneinheit bedient werden.
Der Zylinderantrieb 70 ist gegenüber einem Drehantrieb einfa
cher herstellbar. Allerdings erlaubt diese Kombination von
Stellantrieben für das Getriebe keine direkte Schaltung vom
vierten in den ersten Gang.
Sowohl für den hydraulischen Drehantrieb 68 als auch für den
hydraulischen Zylinderantrieb 70 ist jeweils ein proportiona
les, magnetgesteuertes 4/4-Wegeventil PV03 bzw. PV04 vorgese
hen. Deren Funktion entspricht der der entsprechenden Schalt
ventile der Fig. 9.
Die Schaltventile PV01, PV02 sind identisch wie bei der Ausfüh
rungsform der Fig. 9. Kupplung 1 bedient die Gänge R, 1, 3, 5,
Kupplung 2 die Gänge 2, 4, 6.
Die Freischaltung der Schaltfunktion des Aktuators 68 erfolgt
über ein logisches Wechselventil 64. Der Aktuator 70 wird di
rekt mittels des Steuerausgangs A2 des Ventils PV02 freige
schaltet.
Im Unterschied zu den vorherigen Ausführungsformen ist bei der
vorliegenden Ausführungsform im Niederdruckkreis 14" zur Kupp
lungskühlung nur eine Strahlpumpe SA01 mit vorgeschaltetem
Schaltventil SV01 vorgesehen.
Die Aktivierung der Kupplungskühlung erfolgt entsprechend über
ein logisches Minderventil 72, mit dem die Steuerausgänge A1
und A2 der Schaltventile PV01, PV02 verknüpft werden.
Dabei wird der niedrigere Druck zum Schaltventil SV01 geschal
tet. Eine Feder kann eine Positionierung auf eine Endlage bei
Druckgleichgewicht erzwingen. Dies bedeutet, daß nur bei Akti
vierung beider Nebenfunktionen (Steueranschlüsse A1, A2) die
Kühlung der zwei Kupplungen aktiv ist.
Die Steuerung der Schaltaktuatoren 68, 70 ist davon unberührt
und kann durch Aktivierung einer Nebenfunktion immer mit passi
ver Kupplungskühlung erfolgen.
Bei der Ausführungsform der Fig. 14 macht die Bedingung, daß
keine Gangstufe der Kupplung bei aktiver Kupplungskühlung zu
schalten ist, für diesen Sonderfall die Einführung des logi
schen Wechselventils 64 erforderlich. Das Ventil 64 ermöglicht
einen Gangwechsel R und 1 durch die Aktivierung der Nebenfunk
tion des Ventils PV02 und einen Gangwechsel auf 2, 4 und 6
durch das Ventil PV01.
Die Kupplungsventile PV01, PV02 regeln den Druck im Stellzylin
der der jeweiligen Kupplungen und steuern die Kühlung und Lo
gikfunktionen im Getriebe. Die Kupplungsventile PV01, PV02
schalten den Schaltaktuator für die Gangstufen der jeweiligen
anderen Kupplung und den Systemdruck frei. Die Wirkung der
Schleppleistung bei aktiver Kupplungskühlung verlängert bei
Schaltungen das Angleichen der Drehzahlen in einer Synchronein
heit. Dies bedingt die Asymmetrie der Steuerung von Kupplungs
kühlung und Schaltaktuator.
Fig. 15 zeigt eine weitere alternative Ausführungsform, die der
Ausführungsform der Fig. 9 ähnlich ist.
Die zwei Aktuatoren 54, 56 für die Schaltfunktion werden mit
tels eines einzelnen 4/5-Wegeventils PV03' gesteuert. Die Frei
gabe des jeweiligen Aktuators 54, 58 erfolgt durch zusätzliche
Schaltventile SV05, SV06, die zwischen das Wegeventil PV03 und
den Aktuator 54 bzw. zwischen das Wegeventil PV03 und den Ak
tuator 56 geschaltet sind. Die Aktivierung der Schaltventile
SV05, SV06 erfolgt über jeweilige Steuerglieder bzw. Abgriffe
80, die zwischen die Kupplungen 1, 2 bzw. die Steuerausgänge B1
bzw. B2 der Wegeventile PV01, PV02 geschaltet sind.
Dabei sind die Schaltventile SV05 und SV06 in der Ausgangsstel
lung jeweils auf aktiv geschaltet.
So wird bspw. das Schaltventil SV05 dann geschlossen und der
Aktuator 54 für die Gänge 2, 4 und 6 gesperrt, wenn der Kupp
lungsdruck der Kupplung 1 (für die Gänge R, 1, 3, 5) einen be
stimmten Wert erreicht, die Kupplung 1 also bspw. geschlossen
ist.
Generell erfolgt die Freigabe der Schaltfunktion durch eine
Kombination der Steuerausgänge A1 und A2 mittels eines logi
schen Wechselventils 64, das den höheren der beiden Drücke A1,
A2 an das Schaltventil PV03' durchleitet.
Fig. 16 zeigt eine alternative Ausführungsform eines Hochdruck
kreises 16"". Der Aufbau und die verwendeten Elemente sind
identisch wie bei dem Hochdruckkreis 16''' der Fig. 15.
Die Schaltventile SV05, SV06 werden jedoch über die Nebenfunk
tion der Kupplungsventile PV01, PV02 angesteuert und nicht über
den Kupplungsdruck.
Fig. 17 zeigt eine weitere alternative Ausführungsform eines
Hochdruckkreises 16'''''.
Diese Ausführungsform basiert auf der Ausführungsform 16" der
Fig. 14, wobei ein Aktuator 68 für die Gänge R, 1, 2, 4, 6 vor
gesehen ist, und ein Zylinderantrieb 70 für die Gänge 3 und 5.
Auch bei dieser Ausführungsform erfolgt die Ansteuerung der Ak
tuatoren 68, 70 nur über ein einzelnes proportionales, magnet
ventilgesteuertes 4/5-Wegeventil PV03' (ähnlich wie bei der
Ausführungsform der Fig. 15 und 16).
Zur Auswahl und Sperrung der Aktuatoren 68 und 70 über den
Kupplungsdruck (Elemente 80) sind zwei Schaltventile SV05' und
SV06' vorgesehen. Das Schaltventil SV05' ist ein 6/2-Wegeventil
und ist im passiven Zustand durchgeschaltet. Zwei der Ausgänge
des Schaltventils SV05' sind an zwei Eingängen des Schaltven
tils SV06' durchgeschleift. Ein Ausgang dient als Steuereingang
für das Schaltventil SV06', der die Federvorbelastung dieses
Schaltventils unterstützt.
Das Schaltventil SV06' ist als 8/2-Wegeventil ausgebildet und
ermöglicht alternativ eine Freigabe des Aktuators 68 (in Fig.
17 gezeigt) oder eine Freigabe des Aktuators 70. Eine Freigabe
des Aktuators 70 erfolgt über einen Steuerausgang, der auf dem
Kupplungsdruck der Kupplung 2 für die Gänge 2, 4 und 6 basiert.
Die Freigabe der Schaltfunktion insgesamt erfolgt wiederum über
ein logisches Wechselventil 64.
Fig. 18 zeigt eine hydraulische Sicherheitseinrichtung 90, die
mit dem Hochdruckkreis 16' der Fig. 13 kombiniert ist.
Die Sicherheitseinrichtung 90 dient dazu, ein gleichzeitiges
vollkommenes Schließen der zwei Kupplungen 1, 2 mittels der Ak
tuatoren 50, 52 zu vermeiden. Hierdurch können Getriebeblocka
gen vermieden werden.
Zu diesem Zweck werden die Kupplungsdrücke, die über die Steu
erausgänge B1 bzw. B2 an die Kupplungsaktuatoren 50, 52 gelei
tet werden, in einem logischen Minderventil 92 verglichen. Der
kleinere der zwei Drücke wird an ein federvorbelastetes Sicher
heitswegeventil 94 gegeben. Das Ventil 94 ist durch eine Feder
96 vorgespannt, die einem voreingestellten Druck von z. B.
7,5 bar entspricht. Dabei entspricht ein Druck von 10 bar einem
vollkommenen Schließen der Kupplungen.
Wenn der geringere der zwei Kupplungsdrücke folglich einen Wert
von bspw. 7,5 bar gegen die Kraft der Feder 96 überschreitet,
schaltet das Ventil 94 auf hydraulischem Wege über den zugeord
neten Steueranschluß und verbindet den Eingang unmittelbar mit
dem Ölsumpf. Wenn bei dieser Ausführungsform folglich beide
Kupplungen einen Druck von mehr als 7,5 bar besitzen, wird die
Kupplung mit dem geringeren Druck unmittelbar mit dem Ölsumpf
verbunden und folglich geöffnet. Hierdurch wird verhindert, daß
beide Kupplungen gleichzeitig betätigt werden. Eine Getriebe
blockage kann nicht auftreten.
Im Grundzustand ist der Eingang über eine sehr kleine Blende 87
(bspw. Durchmesser 1 mm) mit dem Ölsumpf gekoppelt.
Die zwei Kupplungsdrücke werden ferner in einem logischen Wech
selventil 98 miteinander verglichen. Der größere der zwei Kupp
lungsdrücke wird an den Eingang eines weiteren Ventils 100 ge
legt, dessen Aufbau dem Ventil 94 vollkommen entspricht. Auch
dort ist im passiven Zustand eine Blende 86 mit einem Durchmes
ser von 1 mm vorgesehen.
Durch das logische Wechselventil 98, das weitere Ventile 100
und die Blenden 86, 87 wird eine weitere Sicherheitseinrichtung
84 gebildet. Die Sicherheitseinrichtung 84 dient dazu, die
Funktion von zwei Drucksensoren 85 für den Kupplungsdruck für
die Aktuatoren 50 bzw. 52 zu überwachen und ggf. als Notfunk
tion zu ersetzen.
Durch die Tatsache, daß zu dem Zweig vom Steuerausgang B1 bzw.
B2 der Wegeventile PV01 bzw. PV02 zu den Aktuatoren 50, 52 ein
paralleler Zweig mit einer Blende 86 und 87 errichtet wird,
wird eine Kennlinie von Druck in der Leitung (entsprechend dem
mittels der Sensoren 85 gemessenen Druck) und einer Stellgröße
des Ventils PV01 bzw. PV02 errichtet. Die Stellgröße ist bspw.
der Magnetstrom oder der Hub.
Auf diese Weise kann bei Ausfall eines Drucksensors 85 durch
eine geeignete Steuerung unter Kenntnis der errichteten Kennli
nie eine Notfunktion durchgeführt werden, wobei die Kupplungs
drücke durch Modulieren der Ventile PV01, PV02 eingestellt wer
den. Andererseits ist es mittels der Sicherheitseinrichtung 84
auch möglich, die Funktion der Drucksensoren 85 regelmäßig auf
Plausibilität hin zu überprüfen.
Es versteht sich, daß die Blenden 86, 87 bei dieser Ausfüh
rungsform in der Regel nur dann aktiv sind und daher den Steu
erölstrom erhöhen, wenn die Ventile 94, 100 durchgeschaltet
sind. Dies ist dann der Fall, wenn wenigstens eine der Kupplun
gen aktiv druckgeregelt wird (über Anschlüsse B1, B2). Folglich
sind die Blenden 86, 87 nur bei Bedarf aktiviert und bei voll
geschlossener Kupplung tritt kein Verlust auf.
In Fig. 18 ist ferner eine weitere Funktion gezeigt, bei der
das Steueröl für den Aktuator 58 über jeweilige Blenden 102 als
Kühlöl für Synchronelemente nutzbar gemacht wird.
Fig. 19 zeigt eine alternative Sicherheitseinrichtung 90' und
eine alternative weitere Sicherheitseinrichtung 84'.
Die Sicherheitseinrichtung 90' weist wiederum das logische Min
derventil 92 auf, dessen Ausgang mit einem Sicherheitsdruckven
til 106 verbunden ist. Das Sicherheitsdruckventil 106 schaltet
ab einem gewissen Steuerdruck (z. B. 7,5 bar) an den Ölsumpf
durch. Die Funktion ist daher identisch wie bei dem Sicher
heitswegeventil 94 der Fig. 18.
Die Sicherheitseinrichtung 90' weist ferner zwei hydraulisch
gesteuerte 2/2-Wegeventile 108, 110 auf, die mit den Steueran
schlüssen A1, A2 der Kupplungsventile PV01 bzw. PV02 verbunden
sind.
Sobald die Nebenfunktion der jeweiligen Kupplung über den Steu
erausgang A1 bzw. A2 aktiv wird, schaltet das zugeordnete Wege
ventil 108 bzw. 110 durch an eine Leitung, die über eine Blende
88 (wie oben mit einem Durchmesser von bspw. 1 mm) an den Öl
sumpf führt. Bei dieser Ausführungsform kann dieses Steueröl
auch als Kühlöl für die jeweilige Kupplung genutzt werden.
Im übrigen ist die Funktion identisch wie bei der Sicherheits
einrichtung 90 der Fig. 18.
Die Fig. 20 und 21 zeigen in weitgehend schematischer Form Rea
lisierungsmöglichkeiten für die Strahlpumpen SA in einer Sei
tenansicht bzw. einer Draufsicht.
Die allgemeine Funktionsweise von solchen Strahlpumpen ist be
kannt. Im vorliegenden Fall ist eine Treibdüse 112 in axialer
Richtung mittels eines Gewindes verstellbar ausgebildet. Eine
Saugdüse 113 ist als Ausnehmung in einem Grundelement 114 aus
gebildet. Die Treibdüse 112 ragt in die Ausnehmung 113 hinein.
Die Mischdüse und Diffusor sind als ein weiteres Element 115
ausgebildet, das über ein weiteres Gewinde in das Grundelement
114 eingesetzt ist.
In Fig. 21 ist ferner zu erkennen, daß der Ausgang der Strahl
pumpe SA mit einer weiteren Leitung 116 verbunden werden kann.
In Fig. 22 ist in schematischer Form eine Realisierung einer
Strahlpumpe SA' gezeigt, bei der eine axiale Hälfte mittels ei
nes Getriebegehäuses 117 gebildet ist, die andere Hälfte durch
eine Ventilplatte 118.
In der in Fig. 22 darunter gezeigten Draufsicht ist zu erken
nen, daß zwei Strahlpumpen SA' nebeneinander realisiert sind,
wobei diese sich eine Ausnehmung für die Saugdüse 113' teilen.
Claims (28)
1. Hydraulische Schaltung (10), insbesondere für ein automa
tisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge, das
ein Vorgelegegetriebe mit zwei parallelen Kraftübertra
gungszweigen und zwei Kupplungen aufweist, mit
einem Hochdruckkreis (16) mit wenigstens einem Ak tuator (50-56, 62, 68, 70) für das Vorgelegegetriebe und/oder die Kupplungen,
einem Niederdruckkreis (14) zur Schmierung und/oder Kühlung von Bauteilen des Doppelkupplungsgetriebes, und
einer ersten Verstellpumpe (20) zur variablen Be reitstellung des Hochdruckes für den Hochdruckkreis (16),
dadurch gekennzeichnet, daß der Niederdruckkreis (14) eine Mehrzahl von zweiten Pumpen (SA01-SA04) aufweist, die par allel an die erste Verstellpumpe (20) angeschlossen sind.
einem Hochdruckkreis (16) mit wenigstens einem Ak tuator (50-56, 62, 68, 70) für das Vorgelegegetriebe und/oder die Kupplungen,
einem Niederdruckkreis (14) zur Schmierung und/oder Kühlung von Bauteilen des Doppelkupplungsgetriebes, und
einer ersten Verstellpumpe (20) zur variablen Be reitstellung des Hochdruckes für den Hochdruckkreis (16),
dadurch gekennzeichnet, daß der Niederdruckkreis (14) eine Mehrzahl von zweiten Pumpen (SA01-SA04) aufweist, die par allel an die erste Verstellpumpe (20) angeschlossen sind.
2. Hydraulische Schaltung nach Anspruch 1, dadurch gekenn
zeichnet, daß die zweiten Pumpen (SA) als Strahlpumpen
(SA01-SA04) ausgebildet sind, die triebstromseitig an den
Ausgang (26) der ersten Verstellpumpe (20) angeschlossen
sind.
3. Hydraulische Schaltung nach dem Oberbegriff des Anspruchs
1, dadurch gekennzeichnet, daß der Niederdruckkreis (14)
wenigstens eine Strahlpumpe (SA01, SA02, SA03) aufweist,
die triebstromseitig an den Ausgang (26) der ersten Ver
stellpumpe (20) angeschlossen ist und deren Ausgangsvolu
menstrom (Q_G1, Q_G2, Q_G3) zur Kühlung und/oder Schmie
rung verwendet wird.
4. Hydraulische Schaltung nach Anspruch 2 oder 3, dadurch ge
kennzeichnet, daß wenigstens eine der Strahlpumpen (SA)
triebstromseitig über ein Schaltventil (SV) an den Ausgang
(26) der ersten Verstellpumpe (20) angeschlossen ist.
5. Hydraulische Schaltung nach Anspruch 4, dadurch gekenn
zeichnet, daß das Schaltventil (SV03, SV04) temperaturge
steuert ist.
6. Hydraulische Schaltung nach Anspruch 4 oder 5, dadurch ge
kennzeichnet, daß die Strahlpumpe (SA) saugstromseitig
über das Schaltventil (SV) an einen Ölsumpf (27) ange
schlossen ist.
7. Hydraulische Schaltung nach einem der Ansprüche 4 bis 6,
dadurch gekennzeichnet, daß die temperaturgesteuerte
Strahlpumpe (SA03) triebstromseitig parallel zu dem
Schaltventil (SV03) über eine Blende (BL03) an den Ausgang
(26) der ersten Verstellpumpe (20) angeschlossen ist.
8. Hydraulische Schaltung nach Anspruch 7, dadurch gekenn
zeichnet, daß der Öffnungsquerschnitt der Blende (BL03)
temperaturgesteuert ist.
9. Hydraulische Schaltung nach einem der Ansprüche 2 bis 8,
dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens zwei Strahlpumpen
(SA04, SA01; SA04, SA02) in Reihe schaltbar angeordnet
sind.
10. Hydraulische Schaltung nach Anspruch 9, dadurch gekenn
zeichnet, daß eine der Strahlpumpen (SA04) ausgangsseitig
mit einem Kühler (34) verbunden ist und daß der Ausgang
des Kühlers (34) mit der Saugstromseite einer weiteren
Strahlpumpe (SA01, SA02) verbindbar ist.
11. Hydraulische Schaltung nach einem der Ansprüche 2 bis 10,
dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens eine der Strahlpum
pen (SA04) ausgangsseitig mit einem Kühler (34) verbunden
ist.
12. Hydraulische Schaltung nach einem der Ansprüche 2 bis 11,
dadurch gekennzeichnet, daß der ausgangsseitige Gemischvo
lumenstrom (Q_G1) von wenigstens einer der Strahlpumpen
(SA01) den Radsatz oder die Schaltkupplungen des Vorgele
gegetriebes schmiert und/oder kühlt.
13. Hydraulische Schaltung nach einem der Ansprüche 2 bis 12,
dadurch gekennzeichnet, daß der ausgangsseitige Gemischvo
lumenstrom (Q_G1, Q_G2) von wenigstens einer der Strahl
pumpen (SA01, SA02) die Kupplungen kühlt.
14. Hydraulische Schaltung nach einem der Ansprüche 1 bis 13,
dadurch gekennzeichnet, daß der Niederdruckkreis (14) vier
Pumpen (SA01-SA04) aufweist, von denen jeweils eine (SA01,
SA02) den zwei Kupplungen, eine (SA03) dem Getriebe und
eine (SA04) einem Ölkühler (34) zugeordnet ist.
15. Hydraulische Schaltung nach dem Oberbegriff des Anspruchs
1 oder nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekenn
zeichnet, daß der Hochdruckkreis (16) für die zwei Kupp
lungen jeweils einen Aktuator (50, 52) und ein proportio
nales Wegeventil (PV01, PV02) aufweist.
16. Hydraulische Schaltung nach Anspruch 15, dadurch gekenn
zeichnet, daß die proportionalen Wegeventile (PV01, PV02)
jeweils eine Ruhestellung besitzen, in der die zugeordnete
Kupplung geöffnet und in der ein Steuerausgang (36, 38)
für eine Nebenfunktion gesperrt ist.
17. Hydraulische Schaltung nach Anspruch 16, dadurch gekenn
zeichnet, daß die proportionalen Wegeventile (PV01, PV02)
jeweils eine weitere Stellung besitzen, in der die zuge
ordnete Kupplung geschlossen ist und in der der Steueraus
gang (36, 38) gesperrt ist.
18. Hydraulische Schaltung nach Anspruch 17, dadurch gekenn
zeichnet, daß die zwei Stellungen, in denen der Steueraus
gang gesperrt ist, die zwei gegenüberliegenden Endstellun
gen der proportionalen Wegeventile (PV01, PV02) sind.
19. Hydraulische Schaltung nach einem der Ansprüche 15 bis 18,
dadurch gekennzeichnet, daß die proportionalen Wegeventile
4/5-Wegeventile (PV01, PV02) sind.
20. Hydraulische Schaltung nach einem der Ansprüche 16 bis 19,
dadurch gekennzeichnet, daß Nebenfunktionen die Freigabe
eines Aktuators (56, 58; 62; 68, 70) für eine Schaltkupp
lung des Vorgelegegetriebes ist.
21. Hydraulische Schaltung nach Anspruch 20, dadurch gekenn
zeichnet, daß die Freigabe des Aktuators durch eine Kombi
nation der Steuerausgänge der zwei proportionalen Wegeven
tile (PV01, PV02) erfolgt.
22. Hydraulische Schaltung nach einem der Ansprüche 16 bis 20,
dadurch gekennzeichnet, daß die Nebenfunktion die Kühlung
der dem proportionalen Wegeventil (PV01, PV02) zugeordne
ten Kupplung ist.
23. Hydraulische Schaltung nach dem Oberbegriff des Anspruchs
1 oder nach einem der Ansprüche 1 bis 22, gekennzeichnet
durch eine hydraulische Sicherheitsschaltung (90) im Hoch
druckkreis (16), die verhindert, daß beide Kupplungen
gleichzeitig geschlossen werden.
24. Hydraulische Schaltung nach Anspruch 23, dadurch gekenn
zeichnet, daß die Sicherheitsschaltung (90) ein logisches
Minderventil (92) aufweist, dessen Steuerausgang der klei
nere der Steuerdrücke für Aktuatoren (50, 52) der zwei
Kupplungen ist.
25. Hydraulische Schaltung nach dem Oberbegriff des Anspruchs
1 oder nach einem der Ansprüche 1-24, gekennzeichnet
durch eine hydraulische weitere Sicherheitsschaltung (84)
im Hochdruckkreis (16) für einen Drucksensor (85).
26. Hydraulische Schaltung nach Anspruch 25, dadurch gekenn
zeichnet, daß die weitere Sicherheitsschaltung wenigstens
eine Blende (86, 87; 88) in einem Parallelzweig aufweist,
durch die eine Kennlinie von Druck über einer Stellgröße
eines Ventils (PV01, PV02) zur Drucksteuerung vorgegeben
wird, wobei der Wert der Stellgröße mit dem entsprechenden
Wert des Drucksensors vergleichbar ist.
27. Hydraulische Schaltung nach Anspruch 26, dadurch gekenn
zeichnet, daß der Steuerölstrom durch die Blende (88) zur
Kühlung/Schmierung verwendet wird.
28. Doppelkupplungsgetriebe mit einer hydraulischen Schaltung
gemäß einem der Ansprüche 1 bis 27.
Priority Applications (8)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE10020187A DE10020187A1 (de) | 2000-04-25 | 2000-04-25 | Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge |
EP08011212A EP1965100B1 (de) | 2000-04-25 | 2001-04-17 | Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge |
DE50115787T DE50115787D1 (de) | 2000-04-25 | 2001-04-17 | Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge |
DE50115712T DE50115712D1 (de) | 2000-04-25 | 2001-04-17 | Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge |
EP08011211A EP1961998B1 (de) | 2000-04-25 | 2001-04-17 | Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge |
DE50114929T DE50114929D1 (de) | 2000-04-25 | 2001-04-17 | Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge |
EP01109349A EP1150040B1 (de) | 2000-04-25 | 2001-04-17 | Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge |
US09/843,432 US6631651B2 (en) | 2000-04-25 | 2001-04-25 | Hydraulic circuit for an automated twin clutch transmission for motor vehicles |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE10020187A DE10020187A1 (de) | 2000-04-25 | 2000-04-25 | Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
DE10020187A1 true DE10020187A1 (de) | 2001-10-31 |
Family
ID=7639848
Family Applications (4)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
DE10020187A Withdrawn DE10020187A1 (de) | 2000-04-25 | 2000-04-25 | Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge |
DE50115787T Expired - Lifetime DE50115787D1 (de) | 2000-04-25 | 2001-04-17 | Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge |
DE50114929T Expired - Lifetime DE50114929D1 (de) | 2000-04-25 | 2001-04-17 | Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge |
DE50115712T Expired - Lifetime DE50115712D1 (de) | 2000-04-25 | 2001-04-17 | Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge |
Family Applications After (3)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
DE50115787T Expired - Lifetime DE50115787D1 (de) | 2000-04-25 | 2001-04-17 | Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge |
DE50114929T Expired - Lifetime DE50114929D1 (de) | 2000-04-25 | 2001-04-17 | Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge |
DE50115712T Expired - Lifetime DE50115712D1 (de) | 2000-04-25 | 2001-04-17 | Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge |
Country Status (3)
Country | Link |
---|---|
US (1) | US6631651B2 (de) |
EP (3) | EP1961998B1 (de) |
DE (4) | DE10020187A1 (de) |
Cited By (27)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
EP1400733A2 (de) * | 2002-09-18 | 2004-03-24 | Volkswagen Aktiengesellschaft | Hydraulische Steuerungsvorrichtung eines Doppelkupplungsgetriebes |
DE10306895A1 (de) * | 2003-02-18 | 2004-09-02 | Volkswagen Ag | Verfahren zur Steuerung der Kühlmittelzufuhr einer Kupplung eines Kraftfahrzeuges |
DE10320524A1 (de) * | 2003-04-30 | 2004-11-25 | Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg | Hydraulikkreis zur Steuerung eines Antriebsstranges |
EP1486693A1 (de) | 2003-06-11 | 2004-12-15 | Ford Global Technologies, LLC, A subsidary of Ford Motor Company | Kühl- und Schmiersystem |
DE102005020408B3 (de) * | 2005-04-26 | 2006-04-13 | Getrag Getriebe-Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg | Hydraulikkreis für ein Kraftfahrzeug |
DE102005042685A1 (de) * | 2005-08-10 | 2007-02-15 | Bayerische Motoren Werke Ag | Getriebe mit zwei Getriebeölpumpen |
DE102006016397A1 (de) * | 2006-04-07 | 2007-10-11 | Hofer Mechatronic Gmbh | Getriebe für ein Kraftfahrzeug |
DE102006055544A1 (de) * | 2006-04-26 | 2007-11-08 | Borgwarner Inc., Auburn Hills | Hydraulische Anordnung für eine Kupplung eines Kraftfahrzeuges und Verfahren zum Betrieb |
WO2008106927A1 (de) * | 2007-03-07 | 2008-09-12 | Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg | Hydraulikanordnung zur steuerung eines doppelkupplungsgetriebes eines kraftfahrzeuges |
DE102011100836A1 (de) * | 2011-05-06 | 2012-11-08 | Audi Ag | Hydraulikkreis, Verfahren zum Betreiben |
DE102011100862A1 (de) * | 2011-05-06 | 2012-11-08 | Audi Ag | Doppelkupplungsgetriebe |
EP1446590B2 (de) † | 2001-11-09 | 2013-01-16 | Dr. Ing. h.c. F. Porsche Aktiengesellschaft | Antriebsstrang für ein kraftfahrzeug |
DE102011081006A1 (de) * | 2011-08-16 | 2013-02-21 | Zf Friedrichshafen Ag | Kühl- und Schmiersystem für ein Automatgetriebe und Verfahren zum Betreiben eines solchen |
DE102011117488A1 (de) * | 2011-10-26 | 2013-05-02 | Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg | Kraftfahrzeugantriebsstrang und Hydraulikkreis dafür mit einer drehzahlveränderlichen Pumpe |
US8475336B2 (en) | 2009-07-30 | 2013-07-02 | GM Global Technology Operations LLC | Hydraulic control system for a dual clutch transmission |
US8942901B2 (en) | 2010-12-09 | 2015-01-27 | Gm Global Technology Operations, Llc | Method of controlling a hydraulic control system for a dual clutch transmission |
DE102013221035A1 (de) * | 2013-10-17 | 2015-04-23 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydraulische Steuerungsvorrichtung für ein Automatikgetriebe |
DE10316419B4 (de) * | 2002-04-10 | 2015-09-17 | Schaeffler Technologies AG & Co. KG | Verfahren zur Erkennung einer Leckage eines hydraulischen Ausrücksystems einer Doppelkupplung eines Parallelschaltgetriebes |
DE102014222922A1 (de) * | 2014-11-11 | 2016-05-12 | Zf Friedrichshafen Ag | Getriebe sowie Verfahren zum Betreiben eines Getriebes |
DE102006062902B4 (de) * | 2006-04-07 | 2016-11-17 | Hofer Mechatronik Gmbh | Verfahren zum Betrieb eines Getriebes für ein Kraftfahrzeug |
US9500207B2 (en) | 2011-08-09 | 2016-11-22 | Robert Bosch Gmbh | Slide valve having a valve slide able to be impinged upon by an actuator |
DE102006063034B3 (de) * | 2006-04-07 | 2018-02-01 | Hofer Mechatronik Gmbh | Verfahren zur Steuerung eines Getriebes für ein Kraftfahrzeug |
DE102005029963B4 (de) * | 2005-06-28 | 2018-10-11 | Volkswagen Ag | Hydraulikkreislauf für ein Getriebe eines Kraftfahrzeuges |
DE102018200947A1 (de) * | 2018-01-22 | 2019-07-25 | Magna Powertrain Bad Homburg GmbH | Getriebemodul |
DE102019215604A1 (de) * | 2019-10-11 | 2021-04-15 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydrauliksystem für ein Kraftfahrzeuggetriebe |
DE102009051473B4 (de) | 2008-11-04 | 2023-03-23 | GM Global Technology Operations LLC (n. d. Ges. d. Staates Delaware) | Hydrauliksystem für ein Getriebe mit Pumpeneinlassdiffusor |
DE102022203230A1 (de) | 2022-04-01 | 2023-10-05 | Zf Friedrichshafen Ag | Verfahren zum Betreiben eines Fluidversorgungssystems |
Families Citing this family (51)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US5571787A (en) * | 1993-07-30 | 1996-11-05 | Myelos Corporation | Prosaposin as a neurotrophic factor |
DE50113210D1 (de) * | 2001-01-12 | 2007-12-13 | Zf Sachs Ag | Kraftfahrzeug mit einem eine Mehrfach-Kupplungseinrichtung aufweisenden Antriebsstrang |
SE521149C2 (sv) * | 2002-02-14 | 2003-10-07 | Volvo Lastvagnar Ab | Smörjanordning för stegväxlad växellåda |
US6715597B1 (en) * | 2002-10-25 | 2004-04-06 | Borgwarner, Inc. | Dual clutch transmission clutch cooling control method |
DE10316215A1 (de) * | 2002-11-18 | 2004-06-03 | Zf Sachs Ag | Kraftfahrzeug-Antriebsstrang mit einer Pumpenanordnung zur Versorgung einer Kupplungseinrichtung mit Druckmedium und Betriebsmedium sowie ggf. zur Versorgung eines Getriebes mit Druckmedium, und entsprechende Pumpenanordnung |
DE10347203A1 (de) * | 2002-11-18 | 2004-06-03 | Zf Sachs Ag | Kraftfahrzeug-Antriebsstrang mit einer Pumpenanordnung zur Versorgung einer Kupplungseinrichtung mit Druckmedium oder/und Betriebsmedium oder/und zur Versorgung eines Getriebes mit Druckmedium, entsprechende Pumpenanordnung und entsprechende Betätigungsanordnung für die Getriebebetätigung |
US6819997B2 (en) * | 2003-02-21 | 2004-11-16 | Borgwarner, Inc. | Method of controlling a dual clutch transmission |
DE102004005401B4 (de) * | 2004-02-03 | 2006-04-06 | Jungheinrich Aktiengesellschaft | Verfahren zum Einstellen des Steuerstroms von stromgesteuerten Hydraulikventilen |
EP1593881B1 (de) * | 2004-04-22 | 2008-08-27 | BorgWarner Inc. | Doppelkupplungsgetriebe mit einer Kühlflüssigkeitsversorgungseinrichtung sowie ein Verfahren zur Kühlflüssigkeitsversorgung eines Doppelkupplungsgtriebes |
WO2005124111A1 (en) * | 2004-06-22 | 2005-12-29 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Control apparatus for dry sump type internal combustion engine |
EP1635091B1 (de) * | 2004-09-02 | 2008-03-05 | Getrag Ford Transmissions GmbH | Hydraulische Steuerungsvorrichtung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe |
ATE505662T1 (de) * | 2004-09-16 | 2011-04-15 | Getrag Ford Transmissions Gmbh | Doppelkupplungsgetriebe mit einem hydraulisches system zur bereitstellung von drücken und volumenströmen |
FR2882121B1 (fr) | 2005-02-16 | 2007-06-15 | Renault Sas | Dispositif de gestion de fluide d'un reseau hydraulique d'une boite de vitesse automatique |
DE102005011273A1 (de) | 2005-03-11 | 2006-09-21 | Zf Friedrichshafen Ag | Verfahren zur Steuerung von Schaltabläufen in einem automatisierten Schaltgetriebe in Vorgelegebauweise |
DE102005029964B4 (de) * | 2005-06-28 | 2018-10-11 | Volkswagen Ag | Hydraulikkreislauf für ein Getriebe eines Kraftfahrzeuges |
US7802656B2 (en) * | 2006-01-20 | 2010-09-28 | Magnus Division Of Lv Ventures, Inc. | Method and apparatus for improving the delivery of oil of a wick lubricating system for a locomotive traction motor support bearing |
US7322903B2 (en) * | 2006-02-27 | 2008-01-29 | Ford Global Technologies, Llc | Control method for cooling a launch clutch and an electric motor in a hybrid electric vehicle powertrain |
DE102006009609A1 (de) * | 2006-03-02 | 2007-09-06 | Zf Friedrichshafen Ag | Druckregelungsvorrichtung für ein Betätigungsmittel |
EP1881222B8 (de) * | 2006-07-17 | 2012-03-14 | Hoerbiger Drivetrain Mechatronics B.V.B.A. | Verfahren zum Betrieb eines hydraulisches Steuerungssystems für ein Doppelkupplungsgetriebe und hydraulisches Steuerungssystem dafür |
KR100748761B1 (ko) * | 2006-07-19 | 2007-08-13 | 현대자동차주식회사 | 하이브리드 무단변속기의 클러치 냉각용 윤활방향제어밸브 |
DE102006040476A1 (de) * | 2006-08-29 | 2008-03-06 | Knorr-Bremse Systeme für Nutzfahrzeuge GmbH | Hydraulische oder pneumatische Steuerungseinrichtung eines automatisierten Schaltgetriebes |
DE102006049973A1 (de) * | 2006-10-24 | 2008-04-30 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydraulische Steuerungsvorrichtung eines automatisierten Doppelkupplungsgestriebes |
US20080119315A1 (en) * | 2006-11-22 | 2008-05-22 | Thomas Towles Lawson | Transmission |
US8292769B2 (en) * | 2006-11-22 | 2012-10-23 | Lawson Jr Thomas Towles | Transmission |
DE102007037589B4 (de) * | 2007-08-09 | 2019-03-28 | Conti Temic Microelectronic Gmbh | Verfahren zur Steuerung einer Doppelkupplung, insbesondere der Doppelkupplung eines Doppelkupplungsgetriebes |
US8167773B2 (en) * | 2007-10-26 | 2012-05-01 | GM Global Technology Operations LLC | Method and apparatus to control motor cooling in an electro-mechanical transmission |
EP2257720B1 (de) | 2008-03-04 | 2016-07-27 | BorgWarner Inc. | Doppelkupplungsgetriebe mit luftgesteuertem kupplungskühlkreis |
JP2009257522A (ja) * | 2008-04-18 | 2009-11-05 | Mitsubishi Electric Corp | トランスミッション制御装置 |
CN101828055B (zh) * | 2008-04-18 | 2013-09-04 | 博格华纳公司 | 具有简化控制的双离合器变速器 |
US8376906B2 (en) * | 2008-12-09 | 2013-02-19 | Borgwarner Inc. | Automatic transmission for a hybrid vehicle |
DE102009005753A1 (de) * | 2009-01-23 | 2010-07-29 | Daimler Ag | Hydraulische Steuerung für ein automatisiertes Getriebe |
GB0910242D0 (en) * | 2009-06-15 | 2009-07-29 | Bamford Excavators Ltd | Hybrid transmission |
US9086170B2 (en) | 2009-06-29 | 2015-07-21 | Borgwarner Inc. | Hydraulic valve for use in a control module of an automatic transmission |
JP2011106644A (ja) | 2009-10-22 | 2011-06-02 | Honda Motor Co Ltd | 変速機の油圧制御装置 |
US20110106351A1 (en) * | 2009-11-02 | 2011-05-05 | Gm Global Technology Operations, Inc. | Method for controlling motor/generator cooling in a multi-mode transmission |
KR101687324B1 (ko) | 2009-12-31 | 2016-12-16 | 보르그워너 인코퍼레이티드 | 고압 작동/저압 윤활식 유압 회로를 구비한 자동 변속기 |
DE102010013182A1 (de) * | 2010-03-27 | 2011-09-29 | Daimler Ag | Kraftfahrzeuggetriebevorrichtung |
EP3396213B1 (de) | 2010-07-21 | 2019-10-30 | hofer mechatronik GmbH | Verfahren zum betrieb einer getriebehydraulik mit einer hydrauliksteuerung |
WO2012060117A1 (ja) * | 2010-11-04 | 2012-05-10 | トヨタ自動車株式会社 | 蓄圧器を備えた油圧制御装置 |
US8904893B2 (en) * | 2010-12-06 | 2014-12-09 | Gm Global Technology Operations, Llc | Method of controlling a dual clutch transmission |
DE102011100802A1 (de) | 2011-05-06 | 2012-11-08 | Audi Ag | Verfahren zum Betreiben eines Kupplungsgetriebes, Kupplungsgetriebe |
JP5418547B2 (ja) * | 2011-07-05 | 2014-02-19 | アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 | 自動変速機の流体圧制御装置 |
DE102011088228B3 (de) * | 2011-12-12 | 2013-03-28 | Aktiebolaget Skf | Schmiermittelsystem und Windkraftanlage |
EP3434938B1 (de) * | 2013-03-14 | 2020-06-03 | Allison Transmission Inc. | System und verfahren zur steuerung einer pumpenleistung in einem getriebe |
KR101490915B1 (ko) * | 2013-07-29 | 2015-02-06 | 현대자동차 주식회사 | 차량용 자동변속기의 유압공급시스템 |
JP5914539B2 (ja) * | 2014-01-31 | 2016-05-11 | 本田技研工業株式会社 | シフトチェンジ機構の潤滑構造 |
DE102014103672A1 (de) * | 2014-03-18 | 2015-09-24 | Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg | Steuerverfahren für Antriebsstrang und Antriebsstrang |
DE112016001271T5 (de) * | 2015-04-17 | 2018-01-18 | Borgwarner Inc. | Mehrdruck-hydrauliksteuersystem für ein stufenlos variables automatikgetriebe |
DE112016004404A5 (de) * | 2015-09-29 | 2018-06-14 | Schaeffler Technologies AG & Co. KG | Steuergeräte-anordnung zur steuerung einer fluidanordnung |
DE102018007462A1 (de) * | 2018-09-21 | 2020-03-26 | Fte Automotive Gmbh | Hydraulische Vorrichtung zur Getriebeschmierung und Kupplungskühlung für ein Kraftfahrzeug |
DE102018126550B4 (de) * | 2018-10-24 | 2024-02-29 | Valeo Powertrain Gmbh | Hydraulischer Getriebeaktuator |
Citations (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE3812327C2 (de) * | 1987-12-19 | 1990-01-04 | Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie, 7140 Ludwigsburg, De | |
US5137498A (en) * | 1991-03-05 | 1992-08-11 | Van Doorne's Transmissie B.V. | Continuously variable transmission with a regulable pump |
DE19853334A1 (de) * | 1997-11-24 | 1999-05-27 | Luk Getriebe Systeme Gmbh | Getriebe |
US5941786A (en) * | 1996-08-26 | 1999-08-24 | Van Doorne's Transmissie B.V. | Continuously variable transmission with at least two pumps connected in series/parallel |
Family Cites Families (21)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US3760918A (en) * | 1972-04-20 | 1973-09-25 | Deere & Co | Tractor pto and propulsion clutch assembly including lubrication means |
GB2050646B (en) * | 1979-06-15 | 1983-04-13 | Sperry Rand Corp | Hydraulic actuator controls |
US4520902A (en) * | 1983-04-19 | 1985-06-04 | Lubriquip-Houdaille, Inc. | Lubricant applying system and injector means |
US4729408A (en) | 1985-07-12 | 1988-03-08 | Caterpillar Inc. | Control system for independent control of fluid actuated devices |
US4742731A (en) * | 1986-12-18 | 1988-05-10 | Payhauler Corp. | Transmission range selector valve |
JP2689421B2 (ja) * | 1987-02-25 | 1997-12-10 | 三菱自動車工業株式会社 | 車両用自動変速機の油圧制御装置 |
IT1232583B (it) * | 1989-02-14 | 1992-02-26 | Fiat Aviazione | Impianto di lubrificazione di organi meccanici particolarmente di impigo aeronautico provvisto di un dispositivo di emergenza atto a garantire una fornitura minima di olio lubrificante |
JPH0483955A (ja) | 1990-07-21 | 1992-03-17 | Nissan Motor Co Ltd | 自動変速機の作動圧回路 |
US5341900A (en) * | 1991-11-26 | 1994-08-30 | Mobil Oil Corporation | Open gear set lubrication system |
CN1059023C (zh) * | 1993-03-18 | 2000-11-29 | 巴马格股份公司 | 将受控润滑剂供应到低摩擦轴承的装置 |
GB2278654B (en) * | 1993-06-03 | 1997-11-19 | Toyota Motor Co Ltd | Shift control system for automatic transmission |
SE509078C2 (sv) * | 1993-10-13 | 1998-11-30 | Kvaerner Hymac Inc | Avbrottssäkrat smörjningssystem för en maskin |
NL1001815C2 (nl) | 1994-12-06 | 1998-05-20 | Luk Getriebe Systeme Gmbh | Draaimomentsensor alsmede een daarmee uitgevoerde kegelschijf- omspanningsoverbrenging. |
JP3771958B2 (ja) | 1994-12-15 | 2006-05-10 | ルーク ゲトリーベ−ジステーメ ゲゼルシャフト ミット ベシュレンクテル ハフツング | 円錐プーリ形巻掛け伝動装置を備えた駆動ユニット |
JP3688752B2 (ja) * | 1995-04-04 | 2005-08-31 | 株式会社 神崎高級工機製作所 | 作業車両における油供給装置 |
US5700226A (en) * | 1996-02-20 | 1997-12-23 | Ford Global Technologies, Inc. | Hydraulic lubrication control system for an automatic transmission |
DE19612690C1 (de) | 1996-03-29 | 1997-06-12 | Mc Micro Compact Car Ag | Zahnräderwechselgetriebe für ein Kraftfahrzeug |
DE19800490C2 (de) * | 1997-01-31 | 2000-02-24 | Audi Ag | Vorrichtung zur Kühlung zweier auf einer Getriebewelle angeordneter Lamellenkupplungen |
DE19826747A1 (de) * | 1997-07-14 | 1999-01-21 | Luk Getriebe Systeme Gmbh | Getriebe |
JP3354862B2 (ja) * | 1998-02-06 | 2002-12-09 | ダイハツ工業株式会社 | 自動変速機の油圧制御装置 |
JP3939871B2 (ja) * | 1998-12-22 | 2007-07-04 | 株式会社 神崎高級工機製作所 | 車両用の走行変速制御装置 |
-
2000
- 2000-04-25 DE DE10020187A patent/DE10020187A1/de not_active Withdrawn
-
2001
- 2001-04-17 DE DE50115787T patent/DE50115787D1/de not_active Expired - Lifetime
- 2001-04-17 EP EP08011211A patent/EP1961998B1/de not_active Expired - Lifetime
- 2001-04-17 EP EP08011212A patent/EP1965100B1/de not_active Expired - Lifetime
- 2001-04-17 DE DE50114929T patent/DE50114929D1/de not_active Expired - Lifetime
- 2001-04-17 EP EP01109349A patent/EP1150040B1/de not_active Expired - Lifetime
- 2001-04-17 DE DE50115712T patent/DE50115712D1/de not_active Expired - Lifetime
- 2001-04-25 US US09/843,432 patent/US6631651B2/en not_active Expired - Lifetime
Patent Citations (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE3812327C2 (de) * | 1987-12-19 | 1990-01-04 | Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie, 7140 Ludwigsburg, De | |
US5137498A (en) * | 1991-03-05 | 1992-08-11 | Van Doorne's Transmissie B.V. | Continuously variable transmission with a regulable pump |
US5941786A (en) * | 1996-08-26 | 1999-08-24 | Van Doorne's Transmissie B.V. | Continuously variable transmission with at least two pumps connected in series/parallel |
DE19853334A1 (de) * | 1997-11-24 | 1999-05-27 | Luk Getriebe Systeme Gmbh | Getriebe |
Cited By (39)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
EP1446590B2 (de) † | 2001-11-09 | 2013-01-16 | Dr. Ing. h.c. F. Porsche Aktiengesellschaft | Antriebsstrang für ein kraftfahrzeug |
DE10316419B4 (de) * | 2002-04-10 | 2015-09-17 | Schaeffler Technologies AG & Co. KG | Verfahren zur Erkennung einer Leckage eines hydraulischen Ausrücksystems einer Doppelkupplung eines Parallelschaltgetriebes |
EP1400733A3 (de) * | 2002-09-18 | 2005-11-23 | Volkswagen Aktiengesellschaft | Hydraulische Steuerungsvorrichtung eines Doppelkupplungsgetriebes |
EP1400733A2 (de) * | 2002-09-18 | 2004-03-24 | Volkswagen Aktiengesellschaft | Hydraulische Steuerungsvorrichtung eines Doppelkupplungsgetriebes |
DE10243282A1 (de) * | 2002-09-18 | 2004-04-01 | Volkswagen Ag | Hydraulische Steuerungsvorrichtung eines Doppelkupplungsgetriebes |
DE10306895A1 (de) * | 2003-02-18 | 2004-09-02 | Volkswagen Ag | Verfahren zur Steuerung der Kühlmittelzufuhr einer Kupplung eines Kraftfahrzeuges |
DE10320524A1 (de) * | 2003-04-30 | 2004-11-25 | Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg | Hydraulikkreis zur Steuerung eines Antriebsstranges |
US7300375B2 (en) | 2003-04-30 | 2007-11-27 | Getrag Getriebe-Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg | Hydraulic circuit for the control of a drive train |
EP1486693A1 (de) | 2003-06-11 | 2004-12-15 | Ford Global Technologies, LLC, A subsidary of Ford Motor Company | Kühl- und Schmiersystem |
DE102005020408B3 (de) * | 2005-04-26 | 2006-04-13 | Getrag Getriebe-Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg | Hydraulikkreis für ein Kraftfahrzeug |
DE102005029963B4 (de) * | 2005-06-28 | 2018-10-11 | Volkswagen Ag | Hydraulikkreislauf für ein Getriebe eines Kraftfahrzeuges |
DE102005042685A1 (de) * | 2005-08-10 | 2007-02-15 | Bayerische Motoren Werke Ag | Getriebe mit zwei Getriebeölpumpen |
DE102006062902B4 (de) * | 2006-04-07 | 2016-11-17 | Hofer Mechatronik Gmbh | Verfahren zum Betrieb eines Getriebes für ein Kraftfahrzeug |
DE102006063034B3 (de) * | 2006-04-07 | 2018-02-01 | Hofer Mechatronik Gmbh | Verfahren zur Steuerung eines Getriebes für ein Kraftfahrzeug |
DE102006016397A1 (de) * | 2006-04-07 | 2007-10-11 | Hofer Mechatronic Gmbh | Getriebe für ein Kraftfahrzeug |
DE102006016397B4 (de) * | 2006-04-07 | 2014-08-07 | Hofer Mechatronik Gmbh | Getriebe und ein Verfahren zur Steuerung eines Getriebes für ein Kraftfahrzeug |
DE102006055544A1 (de) * | 2006-04-26 | 2007-11-08 | Borgwarner Inc., Auburn Hills | Hydraulische Anordnung für eine Kupplung eines Kraftfahrzeuges und Verfahren zum Betrieb |
US8042672B2 (en) | 2007-03-07 | 2011-10-25 | Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg | Hydraulic arrangement for controlling a twin-clutch transmission of a motor vehicle |
WO2008106927A1 (de) * | 2007-03-07 | 2008-09-12 | Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg | Hydraulikanordnung zur steuerung eines doppelkupplungsgetriebes eines kraftfahrzeuges |
DE102009051473B4 (de) | 2008-11-04 | 2023-03-23 | GM Global Technology Operations LLC (n. d. Ges. d. Staates Delaware) | Hydrauliksystem für ein Getriebe mit Pumpeneinlassdiffusor |
US8475336B2 (en) | 2009-07-30 | 2013-07-02 | GM Global Technology Operations LLC | Hydraulic control system for a dual clutch transmission |
US9765885B2 (en) | 2010-12-09 | 2017-09-19 | GM Global Technology Operations LLC | Method of controlling a hydraulic control system for a dual clutch transmission |
US8942901B2 (en) | 2010-12-09 | 2015-01-27 | Gm Global Technology Operations, Llc | Method of controlling a hydraulic control system for a dual clutch transmission |
CN103562598B (zh) * | 2011-05-06 | 2016-11-09 | 奥迪股份公司 | 液压回路及运行方法 |
US8997958B2 (en) | 2011-05-06 | 2015-04-07 | Audi Ag | Hydraulic circuit, method for operating the same |
DE102011100836A1 (de) * | 2011-05-06 | 2012-11-08 | Audi Ag | Hydraulikkreis, Verfahren zum Betreiben |
CN103562598A (zh) * | 2011-05-06 | 2014-02-05 | 奥迪股份公司 | 液压回路及运行方法 |
DE102011100862B4 (de) | 2011-05-06 | 2022-12-15 | Audi Ag | Doppelkupplungsgetriebe |
DE102011100862A1 (de) * | 2011-05-06 | 2012-11-08 | Audi Ag | Doppelkupplungsgetriebe |
US9500207B2 (en) | 2011-08-09 | 2016-11-22 | Robert Bosch Gmbh | Slide valve having a valve slide able to be impinged upon by an actuator |
DE102011081006A1 (de) * | 2011-08-16 | 2013-02-21 | Zf Friedrichshafen Ag | Kühl- und Schmiersystem für ein Automatgetriebe und Verfahren zum Betreiben eines solchen |
DE102011117488A1 (de) * | 2011-10-26 | 2013-05-02 | Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg | Kraftfahrzeugantriebsstrang und Hydraulikkreis dafür mit einer drehzahlveränderlichen Pumpe |
DE102011117488B4 (de) * | 2011-10-26 | 2013-05-23 | Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg | Kraftfahrzeugantriebsstrang und Hydraulikkreis dafür mit einer drehzahlveränderlichen Pumpe |
DE102013221035A1 (de) * | 2013-10-17 | 2015-04-23 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydraulische Steuerungsvorrichtung für ein Automatikgetriebe |
US10161509B2 (en) | 2013-10-17 | 2018-12-25 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydraulic control device for an automatic transmission |
DE102014222922A1 (de) * | 2014-11-11 | 2016-05-12 | Zf Friedrichshafen Ag | Getriebe sowie Verfahren zum Betreiben eines Getriebes |
DE102018200947A1 (de) * | 2018-01-22 | 2019-07-25 | Magna Powertrain Bad Homburg GmbH | Getriebemodul |
DE102019215604A1 (de) * | 2019-10-11 | 2021-04-15 | Zf Friedrichshafen Ag | Hydrauliksystem für ein Kraftfahrzeuggetriebe |
DE102022203230A1 (de) | 2022-04-01 | 2023-10-05 | Zf Friedrichshafen Ag | Verfahren zum Betreiben eines Fluidversorgungssystems |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
EP1150040A2 (de) | 2001-10-31 |
EP1961998A2 (de) | 2008-08-27 |
DE50115712D1 (de) | 2010-12-30 |
EP1150040A3 (de) | 2007-06-27 |
EP1965100A2 (de) | 2008-09-03 |
US20020002878A1 (en) | 2002-01-10 |
DE50115787D1 (de) | 2011-03-10 |
DE50114929D1 (de) | 2009-07-23 |
EP1965100B1 (de) | 2010-11-17 |
EP1961998A3 (de) | 2009-04-22 |
US6631651B2 (en) | 2003-10-14 |
EP1150040B1 (de) | 2009-06-10 |
EP1965100A3 (de) | 2009-04-08 |
EP1961998B1 (de) | 2011-01-26 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
DE10020187A1 (de) | Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge | |
EP3043089B1 (de) | Hydraulikmittelaufbereitung einer getriebehydraulik und verfahren zum betrieb der getriebehydraulik | |
DE3885540T2 (de) | Hydraulische Steuereinrichtung für ein stufenloses Riemenscheibengetriebe für Fahrzeuge. | |
EP1420185B2 (de) | Kraftfahrzeug-Antriebsstrang mit einer Pumpenanordnung zur Versorgung einer Kupplungseinrichtung mit Druckmedium | |
EP2382402B1 (de) | Hydraulische steuerung für ein automatisiertes getriebe | |
EP2382404B1 (de) | Steuerungseinrichtung für ein automatisiertes zahnräderwechselgetriebe | |
DE102010036545B4 (de) | Getriebehydraulik eines Getriebes mit mehreren Kupplungen und Steuerungsverfahren mit hydraulischen Ventilen für mehrere Kupplungen umfassende Getriebe, die eine erhöhte Betriebssicherheit bieten | |
EP2382403B1 (de) | Steuerungseinrichtung für ein automatisiertes zahnräderwechselgetriebe | |
EP1517059A1 (de) | Doppelkupplungsgetriebe mit Zustandshaltefunktion | |
EP3516273B1 (de) | Hydraulikmittelaufbereitung mit ölversorgung durch duales pumpensystem | |
DE112012000988T5 (de) | Hydrauliksteuervorrichtung für stufenloses Getriebe | |
EP0828955A1 (de) | Hydrauliknotsteuerung für eine änderung der hydrauliköldrücke in der hydraulischen kegelscheibenaxialverstellung eines stufenlosen umschlingungsgetriebes zur variation der klemmkraftverhältnisse | |
DE102018133724B4 (de) | Elektronische getriebebereichsauswahl für ein stufenloses automatikgetriebe | |
EP3516272B1 (de) | Hydraulik zur versorgung von u. a. kupplungsaktuatoren | |
DE10049562A1 (de) | Hydraulisches Steuersystem für ein Getriebe | |
EP1277991A2 (de) | Hydrostatischer Antrieb und Schaltverfahren | |
DE4312861C2 (de) | Automatisches Getriebe | |
DE3833622A1 (de) | Ventilanordnung zur zeitlich gesteuerten selektiven versorgung von schaltgliedern, wie z. b. kupplungen eines lastschaltgetriebes mit geregeltem systemdruck | |
DE102009005752A1 (de) | Steuerungseinrichtung für ein automatisiertes Zahnräderwechselgetriebe eines Kraftfahrzeugs | |
DE3833624A1 (de) | Ventilanordnung fuer die geregelte versorgung eines arbeitsraums mit hydraulikfluid | |
DE19931400C2 (de) | Hydraulischer Getriebeaktuator und Verfahren zum Angleichen der Drehzahlen von zwei drehenden Elementen | |
DE102006063034B3 (de) | Verfahren zur Steuerung eines Getriebes für ein Kraftfahrzeug | |
DE102006062902B4 (de) | Verfahren zum Betrieb eines Getriebes für ein Kraftfahrzeug | |
DE102009005750A1 (de) | Verfahren zum Betrieb eines Kupplungssteuersystems für ein automatisiertes Getriebe eines Kraftfahrzeugs | |
DE3315538A1 (de) | Automatisches getriebe fuer kraftfahrzeuge |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
OM8 | Search report available as to paragraph 43 lit. 1 sentence 1 patent law | ||
8127 | New person/name/address of the applicant |
Owner name: GETRAG GETRIEBE- UND ZAHNRADFABRIK HERMANN HAGENME |
|
8110 | Request for examination paragraph 44 | ||
8139 | Disposal/non-payment of the annual fee |