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Die
Erfindung betrifft ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Ansteuerung
eines Automatgetriebes eines Fahrzeuges gemäß dem
Oberbegriff des Patentanspruchs 1 beziehungsweise dem Oberbegriff des
Patentanspruchs 8 sowie ein Hydrauliksystem eines Automatgetriebes
gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 9.
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Automatische,
unter Last schaltende Getriebe für Fahrzeuge, kurz Automatgetriebe
genannt, weisen als Anfahrelement meistens einen hydrodynamischen
Drehmomentwandler auf. Überwiegend sind diese Getriebe
als Stufengetriebe ausgebildet, die mehrere Planetenradsätze
zur Realisierung einer Anzahl von Gängen bzw. Gangstufen
aufweisen, die üblicherweise über hydraulische
Schaltelemente, beispielsweise Lamellenkupplungen, geschaltet werden.
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Der
hydrodynamische Drehmomentwandler besteht aus einem ölgefüllten
Gehäuse, in dem als Antrieb ein Pumpenrad mit einer Kurbelwelle
eines Verbrennungsmotors und als Abtrieb ein Turbinenrad mit einer
Getriebeeingangswelle verbunden ist. Zudem ist zwischen dem Pumpenrad
und dem Turbinenrad ein in einer Richtung auf einem Freilauf bewegliches
Leitrad als Stützelement zur Drehmomentwandlung vorhanden.
Im Betrieb setzt das Pumpenrad, angetrieben vom Verbrennungsmotor
des Fahrzeugs, das Wandleröl in Bewegung. Die kinetische Strömungsenergie
des Öls wird vom Turbinenrad aufgenommen und in eine Drehbewegung
umgesetzt, die auf das Getriebe übertragen wird. Das Leitrad
lenkt das von dem Turbinenrad zurückströmende Öl
um, so dass das an das Getriebe abgegebene Drehmoment des Turbinenrades
höher ist als das von dem Verbrennungsmotor aufgenommene
Drehmoment des Pumpenrades. Der Wandler arbeitet somit als ein stufenloses
Getrie be. Da das Pumpenrad dem Turbinenrad stets vorauseilt, ergibt
sich jedoch ein differenzdrehzahl-abhängig zunehmender Schlupf,
der den Wirkungsgrad des Wandlers herabsetzt. Daher wird der hydrodynamische
Wandler meist nur als Anfahrelement in Verbindung mit einem Stufengetriebe
oder einem stufenlosem Getriebe verwendet und weist zudem eine Überbrückungskupplung
auf, die das Pumpenrad und das Turbinenrad nach dem Anfahrvorgang
kraftschlüssig überbrückt.
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Zusätzlich
kann ein derartiges Automatgetriebe, insbesondere in Nutzfahrzeugen,
einen hydrodynamischen Retarder als verschleißfreie Zusatzbremseinrichtung
zur Entlastung der üblicherweise als Reibungsbremsen ausgebildeten
Radbremsen aufweisen. Dabei wird die mechanische Energie der Antriebswelle
in kinetische Energie eines Öles im Retarder umgewandelt,
wobei das physikalische Wirkprinzip dem einer hydrodynamischen Kupplung,
also einem Wandler ohne Leitrad, entspricht. Bei einem Retarder
ist jedoch das Turbinenrad feststehend angeordnet und wirkt daher
als ein Stator mit einer Beschaufelung, während das Pumpenrad
als ein Rotor von einer Antriebswelle angetrieben wird.
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Beim
Betätigen des Retarders bzw. Intarders wird eine der gewünschten
Bremsleistung entsprechende Ölmenge in einen Retarderraum
eingebracht. Der Ölfluss wird dabei meistens über
ein elektrisches Proportional-Ventil, dessen Proportional-Magnet
entsprechend bestromt wird, geregelt. In dem Retarderraum nimmt
der sich drehende Rotor das Öl mit, das sich im weiteren
Strömungsverlauf an der Stator-Beschaufelung, unter Umwandlung
kinetischer Strömungsenergie in Wärme, abstützt,
wodurch eine Bremswirkung auf den Rotor sowie dessen antreibende
Welle ausgeübt und damit eine Abbremsung des gesamten Fahrzeuges
bewirkt wird.
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Das
Getriebe benötigt für eine einwandfreie Funktionsweise
eine effektive Ölversorgung zur Schmierung und Kühlung
sowie bestimmte Füllmengen und Öldrücke
zur Schaltung der hydraulischen Komponenten. Insbesondere benötigen
die hydraulischen Schaltelemente des Getriebes bei den Schaltvorgängen
einen bestimmten Öldruck zu ihrer Betätigung sowie
Schmierung und gegebenenfalls der Intarder im Bremsbetrieb eine
bestimmte Ölbefüllung zur Erzielung einer gewünschten
Bremswirkung. Dazu ist in der Regel eine mit einer Getriebeeingangswelle
gekoppelte, verbrennungsmotorseitig angetriebene Hydraulikpumpe
vorgesehen, die den nötigen Öldruck über
ein regelbares, ventilgesteuertes Hydrauliksystem zur Verfügung
stellt.
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Solche
Wandlerautomatgetriebe mit Drehmomentwandler, integriertem Primärretarder
(Intarder) und primärseitig durch den Verbrennungsmotor angetriebener
Hydraulikpumpe sind beispielsweise von der Anmelderin als 5-Gang-
oder 6-Gang-Lastschaltgetriebe in den Baureihen mit den Bezeichnungen „ZF-Ecomat"
und in einer verbesserten Neuentwicklung als „ZF-EcoLife"
bekannt. Sie sind insbesondere für Stadtbusse entwickelt
worden, aber auch in Überlandbussen, Schienenbussen und
Spezialfahrzeugen vorteilhaft einsetzbar und zeichnen sich durch
ihre Langlebigkeit sowie einen hohen Fahrkomfort für Fahrer
und Fahrgäste aus.
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Da
eine Kupplungsbetätigung wegfällt und die Schaltvorgänge
vollautomatisch, beispielsweise mit an die jeweiligen Anforderungen
anpassungsfähigen Getriebeprogrammen und ohne Zugkraftunterbrechung
durchgeführt werden können, bieten Wandlerautomatgetriebe
besonders im dichten Straßenverkehr mit häufig
wechselnden Verkehrssituationen einen hohen Fahrkomfort. Dadurch,
dass sich der Fahrer stets voll auf das Verkehrsgeschehen konzentrieren
kann und nicht durch häufige manuelle Schaltbetätigungen
in Anspruch genommen wird, und die automatischen Schaltvorgänge
lastwechselarm erfolgen, sind derartige Getriebe auch, besonders
in Bussen mit Fahrgästen, unter Sicherheitsaspekten vorteilhaft.
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Zur
Reduzierung von Schadstoffemissionen, Kraftstoffverbrauch und Lärmpegel
ist darüber hinaus, insbesondere im Stadtverkehr, ein so
genannter Start-Stopp-Betrieb wünschenswert, bei dem der Verbrennungsmotor
im Stillstand, beispielsweise an Kreuzungen mit Ampelanlagen, je
nach Situation und Möglichkeit abgeschaltet werden sollte.
Dies ist jedoch bei Fahrzeugen mit Wandlerautomatgetrieben nicht
ohne weiteres möglich.
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Da
die Hydraulikpumpe über den Verbrennungsmotor angetrieben
wird, steht folglich das Drucköl nur bei laufendem Verbrennungsmotor
zur Verfügung. Bei abgeschaltetem Verbrennungsmotor verliert
das Hydrauliksystem hingegen schnell an Druck, worauf üblicherweise
die Getriebesteuerung den aktuellen Gang auslegt und das Getriebe
in eine Neutral-Stellung schaltet. Ehe wieder ein Drehmoment übertragen
werden kann, muss sich im Hydrauliksystem zunächst wieder
ein bestimmter Druck aufbauen bevor das Fahrzeug anfahren kann.
Je nach Hydrauliksystem können auch zusätzliche
Verzögerungen hinzukommen, wenn beispielsweise Halteventile
im Hydrauliksystem erst bei einem bestimmten Druckniveau schalten.
Daraus resultiert eine relativ lange Aktivierungszeit bis zum Einlegen
des Ganges nach einem Motorstart.
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Andererseits
würden, wenn die Drehmomentübertragung zu früh
begänne, also ehe sich ein ausreichender Druck in den Kolbenräumen
der Schaltelemente aufgebaut hat, die entsprechenden Reibkörper
durchrutschen. Da bei unzureichendem Öldruck die Kühlung
und Schmierung nasslaufender Schaltelemente (Lamellenkupplungen)
nicht sichergestellt ist, wodurch unter Umständen hohe
Kupplungsbelastungen und Verschleiß entstehen, könnte es
innerhalb kürzester Zeit zu Schäden an den entsprechenden
Schaltelementen kommen.
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Um
dies zu verhindern, muss eine Sicherheitszeit eingehalten werden,
innerhalb der sich auf jeden Fall ein ausreichender Druck aufgebaut
hat, ehe ein angewählter Gang eingelegt werden darf. Diese
Sicherheitszeit führt jedoch zu einer weiteren Verlängerung
der Aktivierungszeit, die zwar bei den relativ wenigen Anfahrvorgängen
nach einem Motorstart im Normalbetrieb kaum nachteilig empfunden wird,
aber einen Start-Stopp-Betrieb mit einer hohen Frequenz an Anfahrvorgängen
und der Notwendigkeit nach dem Motorstart, beispielsweise nach einer Ampelschaltung,
möglichst sofort anzufahren, praktisch unmöglich
macht, da in der Praxis zu häufige und lange Verzögerungen
entstünden.
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Zur
Umgehung bzw. Verkürzung der Sicherheitszeit könnte
mittels Drucksensoren eine spezielle Drucksensierung im Getriebe
vorgesehen werden, die den aktuellen Druck im Hauptdruckkreis des
Hydrauliksystems bzw. in den Kolbenräumen der Lamellenkupplungen
explizit anzeigt und an die Getriebesteuerung weitergibt. Dies ist
jedoch relativ aufwendig, würde erhöhte Herstellungskosten
verursachen und zusätzliche Bauteile erfordern.
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Um
einen Start-Stopp-Betrieb zu ermöglichen, könnte
auch eine elektromotorisch angetriebene Zusatzpumpe verwendet werden,
die beim Abschalten des Verbrennungsmotors den Öldruck
aufrechterhält. Dies würde jedoch neben zusätzlichen Kosten,
zusätzlichem Bauraumbedarf sowie zusätzlichem
Gewicht auch einen zusätzlichen Energieverbrauch bedeuten
und daher in der Energiebilanz des Start-Stopp-Betriebes eher kontraproduktiv
wirken, so dass darauf nach Möglichkeit verzichtet werden sollte.
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In
der
DE 41 39 726 C2 sind
zur Sicherstellung der Kühlölversorgung einer
hydraulisch betätigbaren Lamellenkupplung beim Einlegen
von Gängen konstruktive Maßnahmen an einem in
einem Steuerzylinder beweglichen Steuerkolben vorgeschlagen. Dabei
sind an dem Steuerkolben verschiedene Steuerkanten angeordnet, die
zunächst eine Kühlölzufuhr zu den Reibelementen
freigeben, bevor eine Steuerölzufuhr zu einem Druckraum
geöffnet wird, die dann zum Einrücken der Kupplung
führt. Durch diese Steuerung wird eine ausreichende Kühlölversorgung der
Lamellenkupplung sichergestellt, bevor ein Gang eingelegt werden
kann. Zudem wird der Wirkungsgrad des Getriebes durch eine insgesamt
geringere erforderliche Pumpenleistung erhöht, da das Kühlöl nur
während der tatsächlichen Beanspruchung der Reibelemente
der Kupplung in der Reibphase, also beim Einrücken der
Kupplung, zugeführt werden muss.
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Nachteilig
daran ist, dass diese bekannte Vorrichtung auf einer rein mechanischen
Steuerung der Druck- und Kühlölzufuhr beruht.
Diese stellt zwar eine Kühlölversorgung der Kupplung
beim Schließvorgang sicher. Sie verursacht aber eine feststehende
Zeitverzögerung, die den tatsächlichen Verlauf des
Druckaufbaus im Hauptdruckkreis des Hydrauliksystems nicht berücksichtigt.
Es können auch keine druckrelevanten Steuersignale für
eine Getriebesteuerung zur Ansteuerung der Steuerkolben von hydraulischen
Schaltelementen zur Schaltung von Gängen nach einem Motorstart
zur Verfügung gestellt werden. Zudem ist die Anordnung
der Steuerkanten relativ aufwendig sowie für jede Kupplungsmodifikation individuell
zu berechnen und zu konstruieren.
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Eine
Anfahr-Lamellenkupplung, bei der ebenfalls der Schmier- und Kühlöldruck
nur zeitweise, also insbesondere in der Schließphase aufgebaut wird,
zeigt die
DE 36 05
004 A1 . Darin wird ein Kupplungsraum über eine
Druckleitung geflutet. Der Druck wird dabei über einen
von einem zeitgetakteten Magnetventil gesteuerten, druckluftbeaufschlagten
Speicher aufgebaut und in die Druckleitung ausgeschoben, wobei die
Druckleitung über ein Rückschlagventil gegen eine
Rückströmung bei nachlassendem Druck gesichert
ist. Ein erstes in den Kupplungsraum ragendes Schöpfrohr
begrenzt die Befüllung und leitet überschüssiges
erwärmtes Öl in einen Ölsumpf ab. Ein
zweites Schöpfrohr ermöglicht in Verbindung mit
einem zweiten zeitgetakteten Magnetventil eine Schnellentleerung
des Kupplungsraumes in den Ölsumpf nach dem Einrücken
der Kupplung. Dadurch kann die erforderliche Pumpenleistung zur
Versorgung der Kupplung reduziert und somit der Wirkungsgrad des
Getriebes verbessert werden.
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Schwerpunkt
dieser Druckschrift ist die Erzeugung einer effektiven Schmierölversorgung
einer Anfahrkupplung. Dementsprechend ist sie in der Lage, die ihr
zugrunde liegende Aufgabe zu lösen. Der Fachmann findet
darin jedoch keine Hinweise, wie nach einem Motorstart ein besonders
schnelles sicheres Einlegen des Anfahrganges ermöglicht
werden kann.
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Aufgrund
der eingangs erläuterten Problematik sind somit die bisher
bekannten Wandlerautomatgetriebe mit einer verbrennungsmotorseitig
angetriebenen Hydraulikpumpe für einen Start-Stopp-Betrieb
in einem Fahrzeug kaum geeignet.
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Vor
diesem Hintergrund liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, ein
Verfahren und eine Vorrichtung zur Ansteuerung eines Wandlerautomatgetriebe
anzugeben, die einen Start-Stopp-Betrieb eines derart ausgerüsteten
Fahrzeuges ermöglichen und dennoch einen verschleißarmen
sicheren Betrieb sowie eine hohe Getriebe-Lebensdauer gewährleisten.
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Die
Lösung dieser Aufgabe ergibt sich aus den Merkmalen der
unabhängigen Patenansprüche, während
vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen der Erfindung den
zugeordneten Unteransprüchen entnehmbar sind.
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Der
Erfindung liegt die Erkenntnis zugrunde, dass bei einem Automatgetriebe
mit einem hydrodynamischen Drehmomentwandler der abtriebsseitige Drehzahlverlauf
des Drehmomentwandlers vom Druckaufbau in einem Hydrauliksystem
des Getriebes beeinflusst wird. Dieser Umstand kann zur Erkennung
einer Drehmomentübertragungsfähigkeit des Getriebes
und in der Folge zur Erzielung einer reduzierten Aktivierungszeit
des Getriebes nach einem Motorstart genutzt werden.
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Demnach
geht die Erfindung aus von einem Verfahren zur Ansteuerung eines
Automatgetriebes eines Fahrzeuges, bei dem eine Hydraulikpumpe zur Druck-
und Kühlklversorgung von einem Verbrennungsmotor angetrieben
wird, bei dem ein hydrodynamisches Anfahrelement, wenigstens umfassend ein
antriebsseitiges Pumpenrad und ein abtriebsseitiges Turbinenrad,
zur Momentenübertragung in einem Fahrzeug-Antriebsstrang
beim Anfahren des Fahrzeuges den Verbrennungsmotor mit dem Automatgetriebe
antriebswirksam verbindet, und bei dem zur Schaltung von Gängen
hydraulische Schaltelemente betätigt werden.
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Zur
Lösung der gestellten Aufgabe sieht die Erfindung vor,
dass bei einem Start des Verbrennungsmotors wenigstens ein zeitlicher
Verlauf der Drehzahl des Turbinenrades des Anfahrelementes erfasst
wird, und dass mit Hilfe einer erkannten Drehzahlcharakteristik
des Turbinenrades oder damit verbundener Größen
ein Aktivierungszeitpunkt ermittelt wird, bei dem eine durch einen
ausreichenden Kühl- und Druckölaufbau hergestellte
Drehmomentübertragungsfähigkeit des Automatgetriebes
gegeben ist.
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Unter
einer Aktivierungszeit wird im Folgenden eine Zeitspanne von einem
Start des Verbrennungsmotors bis zur (möglichen) Drehmomentübertragung
des Getriebes verstanden. Eine Drehmomentübertragungsfähigkeit
des Getriebes wird dabei dann als gegeben angesehen, wenn die Lamellenkupplung
des entsprechenden Ganges ausreichend druckbeaufschlagt und gekühlt
ist, um schadlos und ohne einem erhöhten Verschleiß ausgesetzt
zu sein ein Drehmoment übertragen zu können.
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Anhand
des Verlaufs der Drehzahl des Turbinenrades des Drehmomentwandlers,
der mittels eines Turbinendrehzahlsensors gemessen wird, kann ermittelt
werden, wann das Getriebe nach einem Motorstart ein Antriebsmoment
des Verbrennungsmotors übertragen kann. Da bei stehendem
Fahrzeug durch die Trägheit der Fahrzeugmasse und/oder durch
einen Bremseingriff der Abtrieb blockiert ist, wird beim Schließen
der Schaltelemente das Turbinenrad gebremst und die Drehzahl des
mit der Getriebeeingangswelle ver bundenen Turbinenrades auf den
Wert Null heruntergezogen. Dies wird durch ein entsprechendes Drehzahlsignal
des Turbinendrehzahlsensors angezeigt.
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Bei
umfangreichen Prüfstandmessungen hat sich herausgestellt,
dass auch schon bei freiem Abtrieb, also bei noch offenen Schaltelementen,
systematische, reproduzierbare Drehzahlauffälligkeiten
im Verlauf der Turbinendrehzahl auftreten, wenn sich im Hydrauliksystem
unmittelbar nach dem Motorstart der Hydraulikdruck in den mit der
verbrennungsmotorseitig angetriebenen Hydraulikpumpe verbundenen
Ansaug- und Druckleitungen aufzubauen beginnt.
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Insbesondere
kann an einer charakteristischen Unstetigkeit im ansteigenden Drehzahlverlauf der
Turbinendrehzahl bei freiem Abtrieb beziehungsweise an einer kurzzeitigen
Drehzahlveränderung, bei der die Drehzahl kurzeitig etwas
absinkt und dann wieder ansteigt, der Druckanstieg im Hydrauliksystem
erkannt werden. Erfindungsgemäß wird diese Stelle
im Drehzahlverlauf der Turbinendrehzahl als ein Charakteristikum
interpretiert, das einen zur Schaltung, Schmierung und Kühlung
der üblicherweise als Lamellenkupplungen ausgebildeten
Schaltelemente ausreichenden Öldruck anzeigt. Dieser Zeitpunkt
wird als der Aktivierungszeitpunkt ermittelt, an dem die Lamellenkupplungen
einrücken können ohne Schaden zu nehmen.
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Eine
Freigabe eines Lastschaltvorgangs nach einem Motorstart wird in
der Folge vorteilhaft zu dem anhand der Reaktion an der Turbinenwellendrehzahl
ermittelten Aktivierungszeitpunkt oder zumindest zeitnah nach diesem
Aktivierungszeitpunkt zugelassen und der Lastschaltvorgang über
eine Getriebesteuerung dementsprechend eingeleitet.
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Damit
wird vorteilhaft eine Sicherheitsfunktion realisiert, die einerseits
ein schadloses Einrücken der Lamellenkupplung des Ganges
beim Anfahren sicherstellt und andererseits keine unnötig
lange Sicherheitszeit vorhalten muss. Dadurch kann die resultierende
Aktivierungszeitspanne nach dem Motorstart in der Praxis verkürzt
werden. Somit kann schon allein durch das Erkennen der tatsächlichen
Drehmomentübertragungsfähigkeit die Start-Stopp-Fähigkeit des
Getriebes verbessert werden.
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Vorzugsweise
kombiniert mit weiteren Maßnahmen, die die nötige
Aktivierungszeit zum Aufbau einer ausreichenden Ölversorgung
der hydraulischen Schaltelemente bis zu einem verschleißarmen
Einlegen eines Ganges nach einem Motorstart verkürzen, kann
ein Fahrzeug mit einem Wandlerautomatgetriebe effektiv und kostengünstig
ohne eine zusätzliche elektrische Pumpe oder zusätzliche
Getriebe-Öldrucksensoren komfortabel und sicher in einem Start-Stopp-Modus
betrieben werden.
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Außerdem
kann zur weiteren Erhöhung der Betriebssicherheit des Fahrzeuges
eine Fehlererkennung vorgesehen sein, die bei einem Turbinendrehzahlverlauf
in dem, beispielsweise bei defekter Pumpe, einem Ölleck
im Drehmomentwandler, unzureichender Fördermenge oder defektem
Drehzahlsensor keine druckanstiegsrelevante Drehzahlcharakteristik
erkannt wird, eine Fehlerreaktion einleitet. Dies kann beispielsweise
ein Fehlersignal sein, das seinerseits eine Warnmeldung auslöst
oder von der Getriebesteuerung einer Plausibilitätsprüfung
zugeführt wird, wobei die tatsächliche Funktionsbereitschaft des
Getriebes überprüft wird und gegebenenfalls entsprechende
Maßnahmen eingeleitet werden.
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Eine
Vorrichtung, die zur Durchführung des vorstehend beschriebenen
erfindungsgemäßen Verfahrens besonders gut geeignet
ist, ist durch die Merkmale des unabhängigen Anspruchs
8 definiert.
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Demnach
geht die Erfindung weiterhin aus von einer Vorrichtung zur Ansteuerung
eines Automatgetriebes eines Fahrzeuges, mit einer von einem Verbrennungsmotor
antreibbaren, einem Hydrauliksystem zugeordneten Hydraulikpumpe
zur Druck- und Kühlölversorgung, mit einem hydrodynamischen Anfahrelement
zur Momentenübertragung in einem Fahrzeug-Antriebsstrang
beim Anfahren des Fahrzeuges, welches wenigstens ein antriebsseitiges Pumpenrad
und ein abtriebsseitiges Turbinenrad umfasst, und mit hydraulischen
Schaltelementen zur Schaltung von Gängen.
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Zur
Lösung der gestellten Aufgabe sieht die Erfindung vorrichtungsbezogen
zudem vor, dass dem hydrodynamischen Anfahrelement ein Drehzahlsensor
zur zeitaufgelösten Erfassung einer Turbinenrad-Drehzahl
zugeordnet ist, und dass elektronische Mittel zur Auswertung des
Drehzahlverlaufs des Turbinenrades und zur Erzeugung eines Aktivierungssignals
vorgesehen sind, das eine öldruckrelevante Drehmomentübertragungsfähigkeit
des Automatgetriebes anzeigt.
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Die
elektronischen Mittel zur Verfolgung der Turbinendrehzahl können
beispielsweise als eine Auswerteschaltung und/oder ein Auswertealgorithmus
ausgebildet sein, die kostengünstig in eine vorhandene
Getriebesteuerung integriert sein können. Sie stellen ein
einfaches und kostengünstiges Werkzeug zur Feststellung
der sicheren Drehmomentübertragungsfähigkeit des
Wandlerautomatgetriebes dar. Häufig ist ein Turbinendrehzahlsensor
bereits vorhanden, so dass das Verfahren ohne oder mit lediglich
geringem zusätzlichem Aufwand an Bauteilen auskommen kann
und lediglich eine angepasste bzw. erweiterte Elektronik notwendig
ist.
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Weitere
Aufgabe der Erfindung ist es, ein Hydrauliksystem eines Wandlerautomatgetriebes
so zu verbessern, dass eine Verkürzung einer Aktivierungszeit
des Getriebes beim Anfahren eines Fahrzeuges mit einem derartigen
Getriebe nach einem Motorstart ermöglicht wird.
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Die
Lösung dieser Aufgabe ergibt sich aus den Merkmalen des
unabhängigen Anspruchs 9, während eine vorteilhafte
Ausgestaltung dem Unteranspruch des Vorrichtungsanspruchs entnehmbar ist.
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Weiterhin
geht die Erfindung demnach aus von einem Hydrauliksystem eines Automatgetriebes, mit
einer von einem Verbrennungsmotor antreibbaren Hydraulikpumpe, vor
allem zur Druck- und Kühlölversorgung von hydraulischen
Schaltelementen des Automatgetriebes über einen Hauptdruckkreis.
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Die
Erfindung sieht zur Lösung der gestellten Aufgabe vor,
dass in dem Hydrauliksystem druckempfindliche Mittel angeordnet
sind, die bei einem Abschalten des Verbrennungsmotors einen Druckabfall
in dem Hauptdruckkreis zeitlich zumindest verzögern.
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Die
Aktivierungszeit zur Herstellung der Drehmomentübertragungsfähigkeit
des Getriebes hängt davon ab, wie schnell sich ein Hauptdruck
im Hydrauliksystem nach einem Motorstart aufbaut. Insbesondere im
Start-Stopp-Betrieb kann diese Aktivierungszeitspanne auch dadurch
verkürzt werden, dass der Abbau des Hauptdrucks nach dem
Abschalten des Verbrennungsmotors verzögert wird, so dass bis
zu einer erneuten Aktivierung ein möglichst hohes Druckniveau
aufrechterhalten wird, um die Hydraulikkolben der Schaltelemente
schnell mit dem nötigen Druck zu beaufschlagen zu können
beziehungsweise um ein Rückschieben aus ihrer Schaltposition
zu verringern.
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Bei
Fahrzeugen mit einem hydrodynamischen Retarder kann dies besonders
einfach und kostengünstig mittels eines Rückschlagventils
erreicht werden, über dass der Hauptdruckkreis mit einem
Retarderspeicher des dem Automatgetriebe zugehörigen hydrodynamischen
Retarders verbindbar ist.
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Bei
einem derartigen Hydrauliksystem ist neben dem Hauptdruck- oder
Primärdruckkreis, der im Wesentlichen die Schaltelemente
versorgt, ein Sekundärdruckkreis vorhanden, dem der hydrodynamische
Wandler und ein hydrodynamischer Retarder zugeordnet sind. Durch
das Einbringen eines, vorzugsweise als Kugelventil ausgebildeten
Rückschlagventils im Hydrauliksystem des Automatgetriebes
in eine Verbindungsleitung zwischen dem Retarderspei cher und dem
Hauptdruckkreis kann der Retarderspeicher über eine Druckleitung
mit dem Hauptdruckkreis direkt verbunden werden. Sinkt der Hauptdruck
unter den Druck des Retarderdruckkreises ab, wird über
das Rückschlagventil Öl nachgeführt,
bis der Retarderspeicher entleert ist. Steigt der Hauptdruck beim
Druckaufbau an, wird über das Rückschlagventil
die Verbindung zum Retarderspeicher sofort getrennt, so dass sich
der Hauptdruck unabhängig vom aktuellen Füllstand
des Speichers aufbaut.
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Die
Funktion des Retarders wird dabei nicht beeinträchtigt,
da dessen Ölbefüllung nur im Bremsbetrieb angefordert
wird. Dadurch kann nach dem Abschalten des Motors ein längeres
Aufrechterhalten des Hauptdrucks, vorteilhaft verbunden mit einem Halten
einer Schaltposition der Hydraulikkolben der Lamellenkupplungen
bei eingelegtem Gang, erreicht werden, wodurch sich die anschließende
Aktivierungszeit im Start-Stopp-Betrieb entsprechend verkürzen
lässt.
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Das
erfindungsgemäße Verfahren zur Erkennung der Drehmomentübertragungsfähigkeit
kann besonders vorteilhaft mit der temporären Zuschaltung
des Retarderspeichers entsprechend des erfindungsgemäßen
Hydrauliksystems kombiniert werden, so dass ein besonders effektiver
und komfortabler Start-Stopp-Betrieb eines derartig ausgerüsteten Kraftfahrzeuges
ermöglicht wird.
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Selbstverständlich
können auch andere oder weitere Steuerungsmaßnahmen
und/oder Mittel, die geeignet sind, die Aktivierungszeit des Wandlerautomatgetriebes
zu verkürzen, einzeln oder in Kombination berücksichtigt
werden.
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Zur
Verdeutlichung der Erfindung ist der Beschreibung eine Zeichnung
eines Ausführungsbeispiels beigefügt.
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In
dieser zeigt
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1a einen
Ausschnitt aus einem vereinfachten Schema eines Hydrauliksystems
eines Automatgetriebes in einer Schaltstellung mit einem zugeschalteten
Retarderspeicher;
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1b das
Hydrauliksystem gemäß 1 in
einer Schaltstellung bei hydraulisch abgetrenntem Retarderspeicher
und
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2 ein
Diagramm einer Prüfstandsmessung zur Erkennung einer Drehmomentübertragungsfähigkeit
des Getriebes.
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Demnach
zeigt 1a und 1b ein
jeweils Hydrauliksystem 1 eines Wandlerautomatgetriebes
für ein Kraftfahrzeug, beispielsweise eines 6-Gang-Getriebes
in Planetenbauweise, mit als Lamellenkupplungen ausgebildeten hydraulischen Schaltelementen
zur Schaltung der Gänge, mit einem überbrückbaren
hydrodynamischen Drehmomentwandler als Anfahrelement, einem vorteilhaft
als Intarder ausgebildeten hydrodynamischen Primär-Retarder
zur Bremsunterstützung des Kraftfahrzeuges und einer getriebenah
angeordneten elektronischen Getriebesteuerung zur Schaltsteuerung
des Getriebes über das Hydrauliksystem 1. Der
Drehmomentwandler weist in an sich bekannter Weise ein verbrennungsmotorseitig
angetriebenes Pumpenrad und ein getriebeseitig antreibendes Turbinenrad
sowie ein Leitrad auf einem Freilauf zur Drehmomentwandlung auf.
Zudem ist ein Drehzahlsensor zur Erfassung der Turbinendrehzahl
vorhanden. Das Hydrauliksystem 1 ist vorteilhaft mit direktgesteuerten Ventilen
regelbar.
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Ein
derartiges Getriebe und dessen Funktionsweise ist an sich, beispielsweise
aus der insbesondere für Busse, Nutz- und Sonderfahrzeuge
neu entwickelten EcoLife-Getriebebaureihe der Anmelderin bekannt
und daher hier nicht weiter dargestellt und explizit erläutert.
Die folgende Beschreibung beschränkt sich auf einen erfindungsgemäßen
Bereich des Hydrauliksystems sowie im Weiteren auf ein erfindungsgemäßes
Verfahren zur Ansteuerung eines derartigen Getriebes, insbesondere
zur Erkennung einer Drehmomentübertragungsfähigkeit
desselben.
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Zur
Versorgung des Getriebes mit Kühl- und Drucköl
ist eine vorteilhaft getriebeintern angeordnete Hydraulikpumpe bzw. Ölpumpe 2 vorgesehen,
die über einen nicht dargestellten Verbrennungsmotor antreibbar
ist. Die Ölpumpe 2 wird über eine Ansaugleitung 6 aus
einem Ölsumpf 3 gespeist, wobei zur Sicherstellung
dass keine Verunreinigungen in das Hydrauliksystem 1 gelangen
können, der Ölpumpe 2 ein Saugsieb 4 vorgeschaltet
und ein Ölfilter 5 nachgeschaltet sind. Aus der
Ansaugleitung 6 ist vor allem ein Hauptdruckkreis 7 und
ein Retarderdruckkreis 8 mit Drucköl versorgbar.
An diese Ölkreise 7 und 8 ist ein Hauptdruckventil 9 angeschlossen.
Weitere in 1a und 1b angedeutete Ölleitungen
bzw. Verzweigungen führen zu nicht weiter erläuterten
und dargestellten Bypass-, Schalt- und Druckregelventilen, die im
Wesentlichen in Funktionsverbindung mit dem Hauptdruckventil 9 ansteuerbar
und/oder regelbar sind.
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Der
Retarderdruckkreis 8 weist einen als Druckspeicher ausgebildeten Ölspeicher 10 auf,
der über eine Druckleitung 11 an das Hydrauliksystem 1 angeschlossen
ist. Der Retarderspeicher 10 kann, wie dargestellt, als
ein passiver Federspeicher ausgebildet sein oder über eine
externe pneumatische oder hydraulische Beaufschlagung betätigbar
sein. Er ist über ein Rückschlagventil 12 entleerbar.
Zur Wiederbefüllung ist eine Zuführblende 17 vorgesehen.
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Erfindungsgemäß ist
zwischen dem Retarderdruckkreis 8 und dem Hauptdruckkreis 7 eine
Verbindungsleitung 13 angeordnet. Die Verbindungsleitung 13 ermöglicht
eine direkte Verbindung des Retarderspeichers 10 mit dem
Hauptdruckkreis 7, die über ein vorteilhaft als
Kugelventil ausgebildetes Rückschlagventil 14 in
der Verbindungsleitung 13 regelbar ist.
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Zur
Verdeutlichung der Funktionsweise der Verbindung zwischen Hauptdruckkreis 7 und
Retarderspeicher 10 sind in 1a und 1b zwei Schaltstellungen
des Hydrauliksystems gezeigt, wobei der jeweilige Strömungsweg
des Hydrauliköls durch dicker gezeichnete Linien hervorgehoben
ist.
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Die
Schaltstellung in der 1a zeigt eine Situation in einem
Start-Stopp-Betrieb des Fahrzeuges nach dem Abschalten des Verbrennungsmotors. Da
die Hydraulikpumpe 2 in dieser Situation nicht mehr angetrieben
wird, sinkt der Öldruck pHD im Hauptdruckkreis 7 unter
den Öldruck pR im Retarderdruckkreis 8 ab,
so dass pHD < pR gilt. In
der Folge schiebt der Retarderspeicher 10 mit seinem Ölvolumen,
welches beispielsweise 0,5 Liter groß ist, über das
Rückschlagventil 12, die Druckleitung 11,
die Verbindungsleitung 13 und das Rückschlagventil 14 den
Hauptdruckkreis 7 aus, so dass beim Abschalten des Verbrennungsmotors
bei eingelegtem Gang weiterhin Drucköl zur Beaufschlagung
der (nicht dargestellten) Stellkolben der Lamellenkupplungen des Getriebes
zur Verfügung steht, wodurch diese wiederum annähernd
in ihrer Position zumindest solange gehalten werden können,
bis sich der Speicher 10 entleert hat.
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Beim
einem erneuten Starten des Motors beginnt die Hydraulikpumpe 2 mit
der Förderung und der Hauptdruck pHD baut
sich auf. Diese Situation zeigt die Schaltstellung in 1b.
Durch das Rückschlagventil 14 wird beim Aufbau
des Hauptdruckes pHD sofort, also wenn pHD > pR ist, die Verbindungsleitung 13 zum
Retarderspeicher 10 geschlossen, so dass sich der Hauptdruck
pHD unabhängig vom Füllgrad
des Speichers 10 entwickelt. Eine erneute Befüllung
des Retarderspeichers 10 erfolgt später über eine
Verschiebung des Hauptdruckventils 9 in seine mittlere
oder linke Schaltstellung, in der die Hydraulikpumpe 2 in
Befüllrichtung mit dem Retarderdruckkreis 8 verbunden
ist.
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Im
Start-Stopp-Betrieb resultiert die so erreichte vorübergehende
Aufrechterhaltung des Hauptdrucks pHD in
einer Verkürzung einer Aktivierungs zeit Δt, die,
zum Aufbau des notwendigen hydraulischen Drucks zur Beaufschlagung
des Schaltelementkolbens und zur notwendigen Kühlung der Reibelemente
der Lamellenschaltkupplung, vor der Drehmomentübertragung
des angewählten Anfahrganges erforderlich ist.
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Ein
Verfahren zur Ansteuerung eines Hydrauliksystems eines Automatgetriebes,
mit einer verbrennungsmotorseitig angetriebenen Hydraulikpumpe 2 und
einem hydrodynamischen Drehmomentwandler beruht im Wesentlichen
auf einem Erkennen einer Drehmomentübertragungsfähigkeit
des Getriebes anhand eines Drehzahlverlaufs 16 der Drehzahl
nTu des Turbinenrades des Drehmomentwandlers.
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Die 2 zeigt
ein Diagramm einer Prüfstandsmessung mit dem zeitlichen
Verlauf vier verschiedener Druckkurven von Messdrücken
pF1, pF2, pHD, pA sowie drei
verschiedener Drehzahlkurven von relevanten Drehzahlen nAb, nTu, nAn, wobei auf der Ordinatenachse der Hydraulikdruck
p beziehungsweise die Drehzahl n gegen die Zeit t auf der Abszissenachse
aufgetragen ist. Die Drücke pF2 (zweiter
Filtermessdruck), pF1 (erster Filtermessdruck/Saugsieb), pHD (Hauptdruck) und pA (Ansaugdruck)
sind an verschiedenen, in 1a sowie 1b gezeigten Messstellen
aufgenommen. In der Darstellung sind Signalschwankungen (Schwingungen,
Rauschen) der Messkurven zur Vereinfachung gemittelt bzw. geglättet
und daher nicht erkennbar.
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Der
Start des Verbrennungsmotors erfolgt zu einem Zeitpunkt t0. Die Hydraulikpumpe 2 beginnt
dabei zu arbeiten, worauf der Druckaufbau anfängt und sich
der Druck an den Messstellen nacheinander einstellt.
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Der
Drehmomentwandler wird vom Verbrennungsmotor angetrieben. Entsprechend
stellt sich eine Antriebsdrehzahl nAn des
Pumpenrades des Drehmomentwandlers ein, die bis zum Ereichen einer
Leerlaufdrehzahl des Motors ansteigt. Durch den Schlupf zwischen
Pumpenrad und Turbinenrad läuft die Turbinendrehzahl nTu der Antriebsdrehzahl nAn nach.
Weiterhin ist durch eine gestrichelte Linie die Turbinendrehzahl
nTu' bei sich schließenden Schaltelementen
dargestellt, die durch die Blockade des Abtriebs bei stehendem bzw.
gebremstem Fahrzeug auf Null herabgezogen würde.
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Da
die Messung am Prüfstand bei freiem Abtrieb erfolgt ist,
stellt sich eine Abtriebsdrehzahl nAB des
Getriebes größer Null ein, die im Realfall wie
die Turbinendrehzahl nTu' ebenfalls gegen
Null gehen würde. Die verschiedenen Druckkurven pF2, pF1, pHD, pA konvergieren
nach dem erfolgten Druckaufbau zu einem Zeitpunkt t1.
Die dazwischen liegende Zeitspanne Δt entspricht der Aktivierungszeitspanne
des Getriebes, nach deren Ablauf das Getriebe zur Drehmomentübertragung
bereit ist. Diese Zeitspanne kann mit Hilfe von Steuerungsmitteln
beziehungsweise Steuerungsmaßnahmen, beispielsweise in
Kombination mit der oben erläuterten Aufrechterhaltung des
Hauptdruckes pHD, auf Δt < 1 Sekunde reduziert werden.
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Im
Drehzahlverlauf 16 des Turbinenrades ist eine Unstetigkeit 15 erkennbar,
die sich bereits beim Aufbau der Messdrücke pF2,
pF1, pA vor dem
erreichen des Hauptdrucks pHD signifikant
abzeichnet. Dabei sinkt die Drehzahl nTu kurzfristig
etwas ab, beispielsweise um 15 U/min innerhalb von 0,1 Sekunden,
um anschließend weiter stetig anzusteigen. An diesem Punkt
konvergieren die Druckmesskurven pF2, pF1, pA mit dem nun
aufgebauten Hauptdruck pHD zu einer vorgegebenen
Systemdruckhöhe.
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Die
Drehzahl-Unstetigkeit 15 wird am Drehzahlsignal des Turbinendrehzahlsensors
erkannt, so dass der Aktivierungszeitpunkt t1 als
der Zeitpunkt ermittelt wird, an dem die Drehmomentübertragungsfähigkeit
des Getriebes hergestellt ist und dieses unmittelbar Drehmoment übertragen
kann, wobei gewährleistet ist, dass die Lamellenkupplungen
keinen Schaden nehmen bzw. keinem erhöhten Verschleiß ausgesetzt
werden.
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- 1
- Hydrauliksystem
- 2
- Hydraulikpumpe
- 3
- Ölsumpf
- 4
- Sausieb
- 5
- Filter
- 6
- Ansaugleitung
- 7
- Hauptdruckkreis
- 8
- Retarderdruckkreis
- 9
- Hauptdruckventil
- 10
- Retarderspeicher
- 11
- Druckleitung
- 12
- Rückschlagventil
- 13
- Verbindungsleitung
- 14
- Rückschlagventil
- 15
- Turbinenraddrehzahl-Unstetigkeit
- 16
- Turbinenraddrehzahlverlauf
- 17
- Zuführblende
- n
- Drehzahl
- nAb
- Abtriebsdrehzahl
- nAn
- Antriebsdrehzahl
- nTu
- Turbinenrad-Drehzahl
- nTu'
- Turbinenrad-Drehzahl
- p
- Hydraulikdruck
- pA
- Ansaugdruck
- pF1
- Filter-Messdruck
- pF2
- Filter-Messdruck
- pHD
- Hauptdruck
- pR
- Retarderdruckkreis
- t
- Zeit
- t0
- Motorstart-Zeitpunkt
- t1
- Aktivierungszeitpunkt
- Δt
- Aktivierungszeit
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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
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- - DE 4139726
C2 [0015]
- - DE 3605004 A1 [0017]