DE102008042383A1

DE102008042383A1 - Ventilanordnung einer hydraulischen Steuerung

Info

Publication number: DE102008042383A1
Application number: DE102008042383A
Authority: DE
Inventors: Thilo Schmidt; Christian Popp
Original assignee: ZF Friedrichshafen AG
Current assignee: ZF Friedrichshafen AG
Priority date: 2008-09-26
Filing date: 2008-09-26
Publication date: 2010-04-01
Also published as: US20100081543A1; US8088041B2

Abstract

Ein System (200) zur Einstellung eines Druckes (p_3) mit einem Druckregelventil (1), einen Ventilschieber (10) umfassend, welcher in einer Ventilbohrung (12) verschiebbar angeordnet ist. Die Ventilbohrung wird von mindestens einem Druckraum (21, 22, 23, 24, 25, 26) durchdrungen, in welchem der Ventilschieber axial von einem Druck beaufschlagbar ist. Hierbei ist ein erster Druckraum (21) zum vollständigen oder teilweisen Ausgleich von Störungen des einzustellenden Druckes (p_3) infolge der bei einer Beschleunigung (a) des Systems entstehenden Massenkräfte (F_a1, F_a2) mit mindestens einem beschleunigungsabhängig wirkenden Kompensationsglied (203) verbunden.

Description

Die Erfindung betrifft eine Ventilanordnung in einem Hydraulik- oder Pneumatikkreis, insbesondere in einem elektrohydraulischen Steuergerät zur Steuerung eines Getriebes.
Ventile in hydraulischen oder pneumatischen Systemen regeln einen Druck durch eine modulierende Bewegung zwischen mindestens zwei gegeneinander wirkenden axialen Kräften. Die axialen Kräfte ergeben sich dabei aus mindestens einem Druck und einer weiteren äußeren Kraft, die beispielsweise durch eine Feder, einen Elektromagneten oder einen zweiten hydraulischen Druck auf den Ventilschieber aufgebracht wird.
Durch immer höhere Anforderungen an die Regelgüte und Regelgeschwindigkeit von hydraulischen oder pneumatischen Ansteuersystemen ergeben sich immer empfindlichere Systeme, die anfällig auf Störgrößen reagieren. Dies ergibt sich zum Beispiel aus dem Kompromiss der zur Erreichung einer hohen Regelgeschwindigkeit der Ventile eingegangen werden muss, da immer kleinere Ventilschieber eingesetzt werden, die aber aufgrund ihrer kleinen Rückführfläche (Schieberfläche auf welcher der zu modulierende Druck aufgebracht wird) eine hohe Empfindlichkeit gegenüber Störgrößen aller Art aufweisen (Störkraft/Rückführfläche = Druckstörung). Dies ist insbesondere dann der Fall, wenn die Ansteuerkräfte zur Betätigung des Ventilschiebers sehr klein sind, bzw. hohe Steuerdrücke erzielt werden müssen.
Bei hydraulischen Systemen, die einer Beschleunigung unterliegen, wie beispielsweise in Fahrzeuggetrieben, werden unter anderem die Kraftverhältnisse an den Ventilschiebern aufgrund der durch die Beschleunigung entstehenden Massenkräfte beeinflusst. Besonders ausgeprägt ist dieser Effekt wenn die Ventilschieber mit ihren Längsachsen, und damit ihrem einzigen translatorischen Freiheitsgrad, in Fahrtrichtung angeordnet sind. Hierdurch verändern sich auch die Druckverhältnisse in dem hydraulischen System in ungewünschter Weise. Insbesondere bei den als Druckvorsteuerventil bezeichneten elektromagnetischen Druckreglern und damit den von ihnen vorgesteuerten Ventilschiebern zur Druckregelung in der Anfahrkupplung können durch diese Störung die erforderlichen Druckwerte des zu regelnden Druckes gerade in der Beschleunigungsphase nicht eingehalten werden, wodurch die Übertragungsfähigkeit und Regelgüte der Kupplung beeinträchtigt wird. Analog gilt dieses Problem auch für pneumatische Systeme.
Eine mögliche Maßnahme zur Vermeidung des Einflusses der Längsbeschleunigung ist die Anordnung der Ventilschieber, die zur Ansteuerung der Anfahrkupplung dienen, sowie eventuell vorhandenen Druckvorsteuerventilen mit ihrer Längsachse quer zur Fahrtrichtung. Hierdurch wirken die Massenkräfte aus der Längsbeschleunigung senkrecht zum einzigen translatorischen Freiheitsgrad der Ventilschieber und haben somit keinen Einfluss auf die Druckverhältnisse an den Ventilschiebern. Nachteilig ist diese Queranordnung der Ventilschieber jedoch bei Fahrzeugen, welche einen Antriebsmotor mit in Längsrichtung des Fahrzeugs liegender Kurbelwelle aufweisen, da die Drehungleichförmigkeiten des Antriebsmotors tangential zur Kurbelwellenachse und damit ebenfalls quer zur Fahrtrichtung wirken und so wie in oben beschriebener Weise aufgrund der entstehenden Massenkräfte die Kraftverhältnisse an den Ventilschiebern beeinflussen. Aufgrund der hohen Motorordnungen und sehr hohen Beschleunigungen beeinträchtigt dies wiederum den einzustellenden Druck und kann darüber hinaus zum Verschleiß bzw. zur Zerstörung des Ventilsystems führen.
Eine weitere bekannte Einrichtung zur Lösung des Problems sind Winkeldruckregler. Hierbei wird nur der Druckregler, welches beispielsweise als elektromagnetisches Proportionalventil ausgeführt ist, mit seiner Längsachse um 90° zur Längsachse des Ventilschiebers vom Druckregelventil angeordnet, wodurch die Beschleunigung des Gesamtsystems sich nur noch auf den Ventilschieber auswirkt und der Vorsteuerdruck unbeeinflusst bleibt. Nachteilig sind hierbei der Aufwand hinsichtlich Herstellung, bzw. Bearbeitung und damit Kosten sowie ein größerer erforderlicher Bauraum.
Die der Erfindung zugrunde liegende Aufgabe ist es, ein elektrohydraulisches System zur Einstellung definierter Druckverhältnisse zu schaffen, dessen Regelgüte nicht durch Beschleunigungseinflüsse auf das System beeinträchtigt wird.
Diese Aufgabe wird durch die Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst.
Ein System zur Einstellung eines Druckes weist ein Druckregelventil auf, welches mindestens aus einem Ventilschieber besteht, der in einer Ventilbohrung verschiebbar angeordnet ist. Die Ventilbohrung wird hierbei von mindestens einem Druckraum durchdrungen, in welchem der Ventilschieber axial von einem Druck beaufschlagbar ist. Erfindungsgemäß ist ein erster Druckraum mit mindestens einem beschleunigungsabhängig wirkenden Kompensationsglied verbunden. Hierdurch ist es möglich, Störungen des einzustellenden Drucks infolge der bei einer Beschleunigung des Systems entstehenden Massenkräfte vollständig oder teilweise auszugleichen.
Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen.
In einer besonders vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung umfasst das Kompensationsglied ein Absperrelement, welches zwischen einem ersten und mindestens einem weiteren Anschluss verschiebbar angeordnet ist. Hierbei ist zwischen dem ersten und mindestens einem weiteren Anschluss eine Druckdifferenz vorhanden. Infolge der Wirkung der Massenkraft, welche aufgrund einer Beschleunigung des Systems entsteht, verschiebt sich das Ab sperrelement in der Weise, dass sich die Druckdifferenz durch eine Veränderung des Druckes im ersten Druckraum verringert. Der Druck im ersten Druckraum wird dabei in dem Maße verändert, dass den Veränderungen der Druckverhältnisse in dem Druckregelventil aufgrund der Beschleunigung mit ihren Einflüssen auf den einzustellenden Druck entgegengewirkt wird.
In Weiterbildung des erfindungsgemäßen Gegenstandes ist das Kompensationsglied als ein Druckbegrenzungsventil als Plattenventil oder Schieberventil ausgebildet, wobei das Absperrelement als zylindrischer Schieber oder als Platte ausgeführt ist.
In einer alternativen Ausführung ist das Kompensationsglied als ein Druckminderventil als Schieberventil ausgebildet, wobei das Absperrelement als zylindrischer Schieber ausgeführt ist.
Eine weitere Ausgestaltungsform sieht vor, dass das Druckregelventil als Druckbegrenzungsventil ausgebildet ist.
Eine alternative Ausgestaltung hierzu sieht vor, dass das Druckregelventil als Druckminderventil ausgebildet ist.
Schließlich wird es als vorteilhaft beurteilt, dass die Massen von dem Ventilschieber und dem Absperrelement und/oder die axial druckbeaufschlagbaren Flächen von Ventilschieber und dem Absperrelement derart in ihrem Verhältnis zueinander gewählt sind, dass bei einer Beschleunigung des Systems die im Kompensationsglied durch die Verschiebung des Absperrelements entstehende Druckänderung im Druckraum gleich der sich aufgrund der Beschleunigungswirkung ergebenden Abweichung des einzustellenden Drucks ist.
In einer weiteren Ausgestaltung ist ein zweiter Druckraum mit einem Druckvorsteuerventil verbunden, wobei der den zweiten Druckraum beauf schlagende Druck von dem Druckvorsteuerventil einstellbar ist. Das Druckvorsteuerventil kann beispielsweise als elektromagnetisches Proportionalventil ausgeführt sein.
Vorteilhafterweise weist ein hydraulisches Steuergerät für ein Getriebe ein erfindungsgemäßes System zur Einstellung eines Druckes auf.
Es ist außerdem möglich, dass ein automatisches Getriebe für ein Kraftfahrzeug ein erfindungsgemäßes System zur Einstellung eines Druckes aufweist.
Das Betriebsmedium des Systems kann sowohl flüssig als auch gasförmig sein, so dass die Erfindung und deren Ausgestaltungen in hydraulischen als auch pneumatischen Systemen anwendbar sind.
Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in den Zeichnungen dargestellt und werden im Folgenden näher beschrieben.
Es zeigen
1 ein System zur Einstellung eines Drucks nach dem Stand der Technik;
2 ein erfindungsgemäßes System mit einem als Druckbegrenzungsventil ausgebildetes Kompensationsglied und
3 ein erfindungsgemäßes System mit einem als Druckminderventil ausgebildetes Kompensationsglied.
1 zeigt ein System 100 zur Einstellung eines Drucks nach dem Stand der Technik, welches sich aus einem als Druckminderventil ausgebildeten Druckregelventil 1 und einem als elektromagnetisches Proportionalventil ausgeführten Druckvorsteuerventil 2 zusammensetzt. Druckregelventil 1 und Druckvorsteuerventil 2 sind in einem gemeinsamen Steuergehäuse 4 angeordnet. Das Druckregelventil 1 umfasst unter anderem einen Ventilschieber 10, welcher in Richtung seiner Längsachse 11 beweglich In einer Ventilbohrung 12 geführt ist. Der zylindrische Ventilschieber 10 mit einem maximalen Außendurchmesser d_1 weist an einem ersten Ende eine kreisförmige axiale Stirnfläche A_a1 auf. Durch eine als Eindrehung in die zylindrische Außenkontur des Ventilschiebers 10 ausgeführte Querschnittsverringerung 14 werden eine erste 15 und eine zweite Steuerkante 16 gebildet. Zu einem zweiten Ende hin ist der Durchmesser des Ventilschiebers 10 auf einen Durchmesser d_2 reduziert, wodurch am stufenförmigen Übergang zum Durchmesser d_1 eine ringförmige Rückmeldefläche A_a2 gebildet wird. Zu dem in der Darstellung rechten Ende des Ventilschiebers 10 hin ist dieser nochmals auf eine zylindrische Außenkontur mit einem Durchmesser d_3 reduziert, wodurch ein zylindrischer Federführungszapfen 18 gebildet wird. Konzentrisch um den Federführungszapfen 18 ist eine Feder 19 angeordnet, welche sich einerseits am Ventilschieber 10 an einer ringförmigen Fläche im stufenförmigen Übergang von dem zweiten Außendurchmesser d_2 zum dritten Außendurchmesser d_3 und mit der anderen Seite gegen die Wand eines ersten Druckraums 21 abstützt. Hierdurch wird der Ventilschieber 10 mit der axialen Stirnfläche A_a1 gegen die Wand eines zweiten Druckraumes 22 vorspannt, wenn sich das System im ausgeschalteten bzw. drucklosen Zustand befindet. Ein Druck im ersten Druckraum 21 wirkt über eine kreisförmige federseitige Projektionsfläche A_a3, deren Durchmesser der zweite Außendurchmesser d_2 ist, auf den Ventilschieber 10.
Neben dem ersten 21 und dem zweiten Druckraum 22 wird die Ventilbohrung 12 von vier weiteren Druckräumen durchdrungen. Ein dritter Druckraum 23 wird durch eine erste Leitung 31 von einem Vorbefülldruck p_1 beaufschlagt und ein vierter Druckraum 24 durch eine zweite Leitung 32 mit dem Systemdruck p_2, dem höchsten von allen beschriebenen Drücken. Der Vorbefülldruck p_1 und der Systemdruck p_2 sind in diesem Beispiel als konstant angenommen. Zwischen dem dritten 23 und dem vierten Druckraum 24 ist ein fünfter Druckraum 25 in dem Steuergehäuse 3 ausgebildet, wobei der fünfte Druckraum 25 mittels einer dritten Leitung 33 mit dem Verbraucher, in diesem Falle einer Kupplung verbunden ist. in dem fünften Druckraum 25 bzw. der zur Kupplung führenden dritten Leitung 33 stellt sich im Betrieb ein vom Druckregelventil 1 zu regelnder Regeldruck p_3 ein. Eine vierte Leitung 34, welche von der dritten Leitung 33 abzweigt, ist mit einem sechsten Druckraum 26 verbunden, so dass die Rückmeldefläche A_a2 von dem zu regelnden Druck p_3 beaufschlagt wird und damit die zu einer Druckregelung erforderliche Rückmeldung der Regelgröße gegeben ist. Der erste Druckraum 21 ist bei einem System vom Stand der Technik mittels einer fünften Leitung 35 mit einem Getriebesumpf 50 verbunden wodurch sich im ersten Druckraum 21 ein Entlüftungsdruck p_4 einstellt, der annähernd dem Umgebungsdruck entspricht. Der zweite Druckraum 22 ist durch eine sechste Leitung 36 mit einem siebenten Druckraum 27, welcher dem Druckvorsteuerventil 2 zugehörig ist, verbunden.
Das Druckvorsteuerventil 2 besteht aus einem Ventilgehäuse 40, einem mit dem Ventilgehäuse 40 verbundenen Elektromagneten 41 und einem Vorsteuerkolben 42, wobei das Ventilgehäuse 40 in einer Aufnahmebohrung 43 angeordnet ist. Der Vorsteuerkolben 42 ist in einer Führungsbohrung 44 längsbeweglich angeordnet und weist zwei unterschiedliche Durchmesser auf, wodurch eine zweite Rückmeldefläche A_a4 und eine dritte Steuerkante 46 gebildet werden. Die Aufnahmebohrung 43 ist von dem siebenten Druckraum 27, einem achten 28 und einem neunten Druckraum 29 durchdrungen, wobei der achte Druckraum 28 durch eine siebente Leitung 37 mit dem Betriebsmedium versorgt und von einem Reduzierdruck p_5 beaufschlagt wird.
Im Betriebszustand des hydraulischen Systems wirkt in dem Druckvorsteuerventil 2 als Funktion eines elektrischen Stroms, der den Elektromagneten 41 durchfließt, eine elektromagnetischen Kraft F_em auf den Vorsteuerkolben 42, wobei diese in der Darstellung nach links gerichtet ist. Das Betriebsmedium, welches im achten Druckraum 28 unter dem Reduzierdruck p_5 steht, strömt durch einen Drosselquerschnitt 48 in den siebenten Druckraum 27. Sobald eine dritte hydraulische Kraft F_h3, welche infolge der Wirkung eines Vorsteuerdrucks p_6 und des Reduzierdrucks p_5 auf die zweite Rückmeldefläche A_a4 entsteht, aufgrund eines Anstiegs des Vorsteuerdrucks p_6 die elektromagnetische Kraft Fern übersteigt, vergrößert sich ein Drosselspalt 51, welcher von der dritten Steuerkante 46 und einer dritten Gehäusekante 49 gebildet wird und durch welchen ein Teil des Betriebsmediums vom siebenten Druckraum 27 in einen neunten Druckraum 29 entweichen kann. Der neunte Druckraum 29 ist durch eine achte Leitung 38 mit dem Getriebesumpf 50 verbunden, weshalb der Druck des neunten Druckraums 29 dem Entlüftungsdruck p_4 entspricht. Durch diesen Regelvorgang bleibt der Vorsteuerdruck p_6 für einen konstant eingestellten Stromwert konstant. Eine Vergrößerung der elektromagnetischen Kraft F_em würde den Vorsteuerkolben 42 weiter nach links bewegen. Hierdurch verringert sich der Drosselspalt 51 und damit der Abfluss des Betriebsmediums durch den neunten Druckraum 29 zum Getriebesumpf 50. Die Folge davon ist Anstieg des Vorsteuerdrucks p_6 auf einen neuen Einstellwert.
Da der zweite 22 und der siebente Druckraum 27 mittels einer sechsten Leitung 36 miteinander verbunden sind, wirkt der Vorsteuerdruck p_6 auch auf die axiale Stirnfläche A_a1, wodurch eine erste hydraulische Kraft F_h1 entsteht welche entgegen der Federkraft F_f1 der Feder 19 und einer zweiten hydraulischen Kraft F_h2 wirkt, wobei die zweite hydraulische Kraft F_h2 aufgrund des Regeldruckes p_3 an der Rückmeldefläche A_a2 entsteht. Ab einer gewissen Höhe des Vorsteuerdrucks p_6 wird der Ventilschieber 10 nach rechts verschoben, so dass die erste Steuerkante 15 eine erste Gehäusekante 55 überdeckt und somit der Ventilschieber 10 die Verbindung zwischen dem dritten Druckraum 23 und dem fünften Druckraum 25 unterbricht. Vor der Unterbrechung entsprach der Regeldruck p_3 dem Vorbefülldruck p_1. Nach der dargestellten Lage einer zweiten Gehäusekante 56 wird diese von der zweiten Steuerkante 16 nun nicht mehr überdeckt und das Betriebsmedium, welches in der zweiten Leitung 32 unter dem Systemdruck p_2 steht, strömt durch den von Steuerkante 16 und Gehäusekante 56 gebildeten Drosselspalt und gelangt durch den fünften Druckraum 25 in die dritte Leitung 33, wo sich nun der Regeldruck p_3 über das Gleichgewicht von Federkraft F_f1, der zweiten hydraulischen Kraft F_h2 und der ersten hydraulischen Kraft F_h1 einstellt. Sollte sich nun der Regeldruck p_3 beispielsweise durch Vorgänge am Verbraucher, in diesem Beispiel in der Kupplung, erhöhen, wirkt dieser auf die Rückmeldefläche A_a2 und verschiebt den Ventilschieber 10 nach links, wodurch sich der Drosselspalt zwischen Steuerkante 16 und zweiter Gehäusekante 56 verkleinert und der Drosselspalt zwischen Steuerkante 15 und erster Gehäusekante 55 vergrößert, so dass der Systemdruck p_2 abgedrosselt wird und damit auch der Regeldruck p_3 wieder abnimmt und sich auf den Sollwert einstellt. Bei einer Verringerung des Regeldrucks p_3 durch Vorgänge am Verbraucher sinkt die zweite hydraulische Kraft F_h2 an der Rückmeldefläche A_a2 und der Ventilschieber 10 verschiebt sich in umgekehrter Weise. Wird nun am Druckvorsteuerventil 2 der Vorsteuerdruck p_6 erhöht, verschiebt sich das Gleichgewicht am Ventilschieber 10 durch die nun vergrößerte erste hydraulische Kraft F_h1 zu einem höheren Regeldruck p_3.
Durch die Voransteuerung des Druckregelventils 1 mittels des Druckvorsteuerventils 2 ist es möglich, beliebig konstante Regeldrücke p_3 oder Verläufe des Regeldrucks p_3 über der Zeit einzustellen.
Derartige hydraulische Systeme werden wie in dem Beispiel beschrieben auch zur Steuerung der Schaltvorgänge in automatischen Fahrzeuggetrieben eingesetzt. Fahrzeuggetriebe und damit auch das darin befindliche hydraulische System unterliegen der Dynamik der Fahrzeugbewegung bzw. Antriebsstrangs. So wirken in den beweglichen Teilen des hydraulischen Systems Massenkräfte auf Grund von Beschleunigungen, beispielsweise infolge der Fahrzeugbeschleunigung oder infolge von Drehungleichförmigkeiten im Antrieb. Wird nun das System 100 mit einer Beschleunigung a in die dargestellte Rich tung beschleunigt, so wirken die Massenkräfte infolge der Trägheit in die entgegen gesetzte Richtung. Eine zweite Massenkraft F_a2 belastet den Vorsteuerkolbens 42 nach rechts und damit entgegen der elektromagnetischen Kraft F_em. Hierdurch vergrößert sich der Drosselspalt 51 zwischen der dritten Steuerkante 46 und der dritten Gehäusekante 49, wodurch eine größere Teilmenge des Betriebsmediums zum Getriebesumpf 50 abfließt und somit der Vorsteuerdruck p_6 sinkt. Mit dem Vorsteuerdruck p_6, der sich auch im zweiten Druckraum 22 verringert, nimmt die erste hydraulische Kraft F_h1 ab und damit der Regeldruck p_3. Allerdings wirkt eine von der Beschleunigung a hervorgerufene erste Massenkraft F_a1 nach rechts auf den Ventilschieber 10 entgegen der Federkraft F_f1 und entgegen der zweiten hydraulischen Kraft F_h2, welche aufgrund der Wirkung des Regeldruckes p_3 auf die Rückmeldefläche A_a2 entsteht. Hierdurch vergrößert sich der Drosselspalt zwischen zweiter Steuerkante 16 und zweiter Gehäusekante 56, was zu einer geringeren Abdrosselung des Systemdrucks p_2 führt und damit einen Anstieg des Regeldruckes p_3 begünstigt. Welcher Effekt nun überwiegt und ob die Beschleunigung a nun einen Anstieg oder eine Verringerung des Regeldrucks p_3 bewirkt, hängt von der Größe der axialen Stirnfläche 13, bzw. dem Verhältnis von axialer Stirnfläche A_a1 zur Rückmeldefläche A_a2 sowie den Massen des Ventilschiebers 10 und des Vorsteuerkolbens 42 ab. In jedem Falle, außer einer zufälligen Kompensation, ist eine Abweichung des Regeldruckes p_3 vom gewünschten Sollwert die Wirkung des Beschleunigungseinflusses. Aufgrund der entegegengerichteten Einflüsse ist es aber auch möglich, durch eine geeignete Wahl der Verhältnis der Massen von Ventilschieber 10 und dem Vorsteuerkolben 42 sowie der axialen Stirnfläche A_a1 und der Rückmeldefläche A_a2 bzw. deren Verhältnisses zueinander für eine bestimmte Beschleunigung eine Kompensation der Einflüsse auf den Regeldruck p_3 zu erreichen. Dieses Beispiel zeigt auch einen grundsätzlichen Einfluss der Anordnung von Druckregelventil 1 und/oder Druckvorsteuerventil 2. Würde beispielsweise das Druckregelventil 1 mit dem Druckraum 21 in die andere Richtung der Längsrichtung zeigen, so würde die erste Massenkraft F_a1 in die gleiche Richtung wirken wie der Einfluss der Reduzierung des Vorsteuerdruckes p_3 und damit eine Kompensation grundsätzlich ausschließen. Hierzu müsste erst das Druckvorsteuerventil 2 in die andere Richtung zeigend angeordnet sein, damit der Vorsteuerdruck p_3 unter der Wirkung der Beschleunigung ansteigt.
2 zeigt ein erfindungsgemäßes System 200 zur Einstellung eines Regeldrucks p_3. Dieses besteht aus dem Druckregelventil 1, dem damit verbundenen Druckvorsteuerventil 2 und einem Kompensationsglied 203. Der Aufbau und das Zusammenwirken von Druckregelventil 1 und Druckvorsteuerventil 2 im stationären als auch im beschleunigten Zustand wurde unter 1 als Stand der Technik beschrieben. Zusätzlich hierzu ist in dem System das Kompensationsglied 203 zur teilweisen oder vollständigen Kompensation der Beschleunigungseinflüsse in einem Steuergehäuse 204 angeordnet. Das Kompensationsglied 203 ist in diesem Beispiel als Druckbegrenzungsventil ausgeführt und besteht aus einem von einer Absperrelementfeder 268 vorgespannten Absperrelement 261, einem ersten Anschluss 291, einem zweiten Anschluss 292 und einem Ventilsitz 262. Das Absperrelement 261 setzt sich hierbei aus einer zylindrischen Ventilplatte 266 mit einem vierten Außendurchmesser d_4 und einem gegenüber dieser im Durchmesser reduzierten zweiten Federführungszapfen 267 zusammen. Das Absperrelement 261, der Ventilsitz 262 und die Absperrelementfeder 268 sind hierbei innerhalb einer Innenkontur 280 angeordnet, welche im Steuergehäuse 204 ausgebildet ist. Die Absperrelementfeder 268 ist konzentrisch um den zweiten Federführungszapfen 267 am Absperrelement 261 angeordnet. Im eingebauten Zustand stützt sich die Absperrelementfeder 268 gegen die Innenkontur 280 ab und drückt die zylindrischen Ventilplatte 266 des Absperrelements 261 gegen den Ventilsitz 262, wodurch dieser verschlossen wird. Der Ventilsitz 262 weist einen Innendurchmesser d_5 auf, welcher kleiner ist als der vierte Außendurchmesser d_4 der Ventilplatte 266. Der zweite Anschluss 292 ist mit dem Getriebesumpf 50 verbunden und steht damit unter dem Entlüftungsdruck p_4.
Im Unterschied zum Stand der Technik ist der dem Druckregelventil 1 zugehörige erste Druckraum 21 nicht mit dem Getriebesumpf 50 sondern durch eine fünfte Leitung 235 über eine erste Abzweigung 241 sowohl mit dem ersten Anschluss 291 des Kompensationsglieds 203 als auch durch eine neunte Leitung 239 an einer zweiten Abzweigung 242 mit der ersten Leitung 31 verbunden, welche von dem Vorbefülldruck p_1 beaufschlagt ist. Hierdurch steht im unbeschleunigten Zustand auch der erste Druckraum 21 unter dem Vorbefülldruck p_1. Zwischen der ersten 241 und der zweiten Abzweigung 242 weist die neunte Leitung 239 eine Verengung auf, welche beispielsweise als Blende 243 ausgeführt ist.
Im stationären d. h. unbeschleunigten Fahrzustand stellt sich am Ventilschieber 10 ein Gleichgewicht ein, welches die Regelposition der ersten 15 und zweiten Steuerkante 16 relativ zu der ersten 55 und zweiten Gehäusekante 56 und damit die Größe des Regeldrucks p_3 bestimmt. In der Darstellung wirkt eine erste hydraulische Kraft F_h1, welche sich als Produkt aus dem Vorsteuerdruck p_6 und der axialen Stirnfläche A_a1 ergibt, auf den Ventilschieber 10 nach rechts. Nach links wirken die Federkraft F_f1 und die zweite hydraulische Kraft F_h2 an der Rückmeldefläche A_a2, sowie zusätzlich eine vierte hydraulische Kraft F_h4, welche sich aus einem Federraumdruck p_7 im ersten Druckraum 21 ergibt, der auf die federseitige Projektionsfläche A_a3 am Ventilschieber 10 wirkt. Der Federraumdruck p_7 ist aufgrund der Verbindung des Druckraums 21 über die fünfte 235 und die neunte Leitung 239 mit der ersten Leitung 31 gleich dem Vorbefülldruck p_1. Der Federraumdruck p_7 wirkt außerdem durch den ersten Anschluss 291 auf die kreisförmige Ventilsitzfläche A_a5, deren Durchmesser gleich dem Innendurchmesser d_5 ist. Daraus ergibt sich eine fünfte hydraulische Kraft F_h5, welche das Absperrelement 261 gegen eine Absperrelementfederkraft F_f2 belastet. Die fünfte hydraulische Kraft F_h5 ist kleiner als die Absperrelementfederkraft F_f2.
Reduziert sich nun aufgrund der Beschleunigung a der Vorsteuerdruck p_6 im zweiten Druckraum 22, wird das Gleichgewicht wie unter 1 beschrieben gestört. Die erste hydraulische Kraft F_h1 sinkt mit dem Vorsteuerdruck p_6 und damit auch der Regeldruck p_3. Die zweite hydraulische Kraft F_h2 sinkt ebenfalls mit dem Regeldruck p_3. Die Federkraft F_f1 nimmt gemäß ihrer Federkennlinie bei der Verschiebung des Ventilschiebers 10 nach links ab. Unter der Annahme, dass die infolge der Beschleunigung a entstehende erste Massenkraft F_a1, welche dem Effekt der Abnahme der ersten hydraulischen Kraft F_h1 entgegenwirkt, den Regeldruck p_3 nicht im gleichen Maße anheben und damit die Reduktion des Vorsteuerdrucks p_6 nicht vollständig kompensieren kann, stellt sich ein Regeldruck p_3 ein, der unterhalb des gewünschten Ausgangswerts liegt.
Die Beschleunigung a wirkt sich auch in dem Kompensationsglied 203 als Massenkraft aus, welche als eine dritte Massenkraft F_a32 nach rechts gerichtet auf das Absperrelement 203 wirkt und dieses zusammen mit der fünften hydraulischen Kraft F_h5 gegen die Absperrelementfederkraft F_f22 belastet. Ab einer gewissen Beschleunigung a übersteigen die dritte Massenkraft F_a32 und die fünfte hydraulische Kraft F_h5 die Vorspannkraft der Absperrelementfeder 268 und das als Druckbegrenzungsventil ausgebildete Kompensationsglied 203 öffnet die Ventilsitzfläche A_a5. Zu diesem Zeitpunkt sind der Federraumdruck p_7 und der Vorbefülldruck p_1 noch gleich.
Nach dem Abheben der Ventilplatte 266 vom Ventilsitz 262 bildet sich zwischen den beiden Elementen ein Drosselspalt und damit eine druckverlustbehaftete Verbindung zwischen dem ersten Anschluss 291 und dem zweiten Anschluss 292, wobei an dem zweiten Anschluss 292 der Entlüftungsdruck p_4 anliegt. Aufgrund des Druckgefälles zwischen dem sich noch auf der Höhe des Vorbefülldrucks p_1 befindlichen Federraumdruck p_7 und dem Entlüftungsdruck p_4 strömt eine Teilmenge des Betriebsmediums aus der fünften Leitung 253 zum Getriebesumpf 50 ab, wodurch der Federraumdruck p_7 im ersten Druckraum 21 sinkt und nicht mehr gleich dem Vorbefülldruck p_1 ist. Die Blende 243 verhindert eine Rückwirkung des Druckabfalls in der fünften Leitung 235 auf den Vorbefülldruck p_1. Aufgrund der Abnahme des Federraumdrucks p_7 im ersten Druckraum 21 sinkt die vierte hydraulische Kraft F_h4 und gleicht den Effekt durch das beschleunigungsbedingte Absinken des Vorsteuerdrucks p_6 auf den Regeldruck p_3 aus.
Die Auslegung des Systems hinsichtlich einer Kompensation von Beschleunigungseinflüssen durch das Kompensationsglied 203 erfordert eine Abstimmung der druckbeaufschlagten Flächen, der Massen von Ventilschieber 10, Vorsteuerkolben 42 und Absperrelement 261 sowie der Federraten und Vorspannkräfte der Federn 19 und 268 für bestimmte Beschleunigungswerte. Außerdem ist die Ausrichtung und Auslegung des Kompensationsglieds 203 abhängig von den Ausrichtungen des Druckregelventils 1 und des Druckvorsteuerventils 2 entgegen oder in der Beschleunigungsrichtung.
In 3 ist ein erfindungsgemäßes System 300 zur Einstellung eines geregelten Druckes schematisch dargestellt. Dieses umfasst das Druckregelventil 1, dem damit verbundenen Druckvorsteuerventil 2 und ein Kompensationsglied 303, welches Druckminderventil ausgeführt ist. Das Druckminderventil umfasst ein Absperrelement 361, welches in der Form eines Stufenkolbens ausgeführt ist. Der Stufenkolben besteht aus einem ersten zylindrischen Kolbenabschnitt 362 mit einem ersten Kolbenabschnittsdurchmesser d_6 und einem zweiten Kolbenabschnitt 363 mit einem zweiten Kolbenabschnittsdurchmesser d_7, welcher größer ist als der erste Kolbenabschnittsdurchmesser d_6. Zwischen dem ersten 362 und dem zweiten Kolbenabschnitt 363 werden von einer zweiten Querschnittsverringerung 364 in Form einer Eindrehung eine vierte 365 und eine fünfte Steuerkante 366 gebildet. Zudem bildet die zweite Querschnittsverringerung 364 an den beiden Kolbenabschnitten 362 und 363 zwei sich gegenüberliegende axiale Ringflächen aus, wobei eine axiale Ringfläche am ersten Kolbenabschnitt 362 einen ersten Kolbenabschnittsdurchmesser d_6 und eine gegenüberliegende axiale Ringfläche am zweiten Kolbenabschnitt einen zweiten Kolbenabschnittsdurchmesser d_7 aufweist. Die ringförmige Differenzfläche zwischen beiden am zweiten Kolbenabschnitt 363 bildet eine dritte Rückmeldefläche A_a6. Auf der anderen Seite des zweiten Kolbenabschnitts 363 ist ein zweiter Federführungszapfen 367 ausgebildet.
In dem Steuergehäuse 304 ist eine Stufenbohrung 380 ausgebildet, welche einen ersten 381 und einen zweiten Bohrungsabschnitt 382 aufweist. In dem ersten Bohrungsabschnitt 381 ist der erste Kolbenabschnitt 362 und in dem zweiten Bohrungsabschnitt 382 der zweite Kolbenabschnitt 363 des Stufenkolbens längsbeweglich geführt. Die Stufenbohrung 380 wird von mehreren Druckräumen durchdrungen, wobei an einem ersten Ende der Stufenbohrung 380 ein zehnter Druckraum 370 und an einem zweiten Ende ein elfter Druckraum 371 ausgebildet ist, welche beide mit dem Getriebesumpf 50 verbunden sind. Die Stufenbohrung 380 ist im Bereich des ersten Bohrungsabschnitts 381 von einem zwölften Druckraum 372 durchdrungen, welcher durch einen dritten Anschluss 393 und eine an diesen angeschlossene neunte Leitung 339 mit der zweiten Leitung 32 verbunden ist und daher unter dem Systemdruck p_2 steht. Alternativ hierzu könnte der zwölfte Druckraum 372 auch über eine zehnte Leitung 340 (unterbrochene Linie) mit der siebenten Leitung 37 verbunden werden, wodurch der zwölfte Druckraum 372 unter dem Reduzierdruck p_5 stehen würde. Der zweite Bohrungsabschnitt 382 ist von einem dreizehnten Druckraum 373 durchdrungen, welcher durch einen zweiten Anschluss 392 mit dem Getriebesumpf 50 und damit dem Entlüftungsdruck p_4 verbunden ist. Zwischen den zwölften 372 und dem dreizehnten Druckraum 373 ist im Übergang von dem ersten 381 zum zweiten Bohrungsabschnitt 382 ein vierzehnter Druckraum 374 ausgebildet, welcher durch einen ersten Anschluss 391 und eine sich daran anschließende fünfte Leitung 335 mit dem ersten Druckraum 21 des Druckregelventils 1 verbunden ist. Mit dem Steuergehäuse 304 bildet der zwölfte Druckraum 372 eine dritte Gehäusekante 383 und der dreizehnte Druckraum 373 eine vierte Gehäusekante 384. Um den zweiten Federführungszapfen 367 ist konzentrisch eine Absperrelementfeder 368 angeordnet, welche sich im eingebauten Zustand an einer Wand des elften Druckraums 371 abstützt und den Stufenkolben 361 gegen eine Wand des zehnten Druckraums 370 vorspannt.
Im stationären d. h. unbeschleunigten Betrieb stellen sich an dem Druckregelventil 1 und dem Druckvorsteuerventil 2 die unter 2 beschriebenen Gleichgewichtszustände ein. Der Federraumdruck p_7 im ersten Druckraum 21 des Druckregelventils 1 wird jedoch im Unterschied zu dem unter 2 beschriebenen System 200 nicht mittels einer Abzweigung vom Vorbefülldruck p_1 erzeugt, sondern von dem als Druckminderventil wirkenden Kompensationsglied 303 in der nachstehend beschriebenen Weise geregelt.
Im ausgeschalteten Zustand des Systems 300 drückt die Absperrelementfeder 368 den Stufenkolben 361 nach links gegen eine Wand des zehnten Druckraums 370, so dass der dreizehnte Druckraum 373 zum vierzehnten Druckraum 374 hin vom zweiten Kolbenabschnitt 382 verschlossen ist und der zwölfte Druckraum 372 mit dem vierzehnten Druckraum 373, bzw. der dritte Anschluss 393 mit dem ersten Anschluss 391 verbunden ist. Der Systemdruck p_2 erzeugt beim Einschalten des Systems mit seiner Wirkung auf die dritte Rückmeldefläche A_a6 eine Rückmeldedruckkraft F_h6, welche gegen eine Absperrelementfederkraft F_f23 der Absperrelementfeder 368 gerichtet ist. In diesem Gleichgewichtszustand bilden die vierte Steuerkante 365 und die dritte Gehäusekante 383 einen Drosselspalt, wodurch der Systemdruck p_2 auf den Federraumdruck p_7 reduziert wird. Bei einem weiteren Zuströmen des Betriebsmediums durch die neunte Leitung 339 und die fünfte Leitung 335 in den ersten Druckraum 21 und den vierzehnten Druckraum 374 wird der Federraumdruck p_7 ansteigen und den Stufenkolben so verschieben, dass die fünfte Steuerkante 366 und die vierte Gehäusekante 384 einen Drosselspalt bilden, durch welchen eine Teilmenge des Betriebsmediums zum Getriebesumpf 50 abfließt und sich so der Federraumdruck p_7 wieder auf seinen gewünschten Wert reduziert. Durch diesen ständig ablaufenden Regelvorgang wird der Federraumdruck p_7 auf einem konstanten Wert gehalten.
Wird nun das System mit einer Beschleunigung a in die gezeigte Richtung beschleunigt, wirkt sich dies wie unter 1 und 2 beschrieben auf das Druckvorsteuerventil 2 aus, wodurch sich der Regeldruck p_3 am Druckregelventil 1 ändert. Die Beschleunigung a wirkt als eine dritte Massenkraft F_a33 auf den Stufenkolben 361 und drückt diesen aus seiner Regelposition heraus nach rechts entgegen der Absperrelementfederkraft F_f23. Hierdurch verkleinert sich der Drosselspalt zwischen der vierten Steuerkante 365 und der dritten Gehäusekante 383 und der Drosselspalt zwischen der fünften Steuerkante 366 und der vierten Gehäusekante 384 vergrößert sich, wodurch die fünfte Leitung 335 bzw. der erste Anschluss 391 über einen von der dritten Massenkraft F_a33 abhängigen Strömungswiderstand im Drosselspalt mit dem zweiten Anschluss 392 bzw. dem Getriebesumpf 50 mit dem darin wirkenden Entlüftungsdruck p_4 in Verbindung steht. Hierdurch verringert sich der Federraumdruck p_7 im ersten Druckraum 21 und gleicht damit die Wirkung des infolge der Beschleunigung a in dem zweiten Druckraum 22 reduzierten Vorsteuerdrucks p_6 aus, so dass der Regeldruck p_3 auf seinem gewünschten Sollwert bleibt. Ab einer bestimmten Größe der dritten Massenkraft F_a33 im Vergleich zur Absperrelementfederkraft F_f23 wird der zwölfte Druckraum 372 vom ersten Kolbenabschnitt 362 vollständig verschlossen und der vierzehnte 374 und der dreizehnte Druckraum 373, bzw. der erste 391 und der zweite Anschluss 392 sind ohne Drosselwirkung miteinander verbunden, so dass der Federraumdruck p_7 gleich dem Entlüftungsdruck p_4 ist.
In dieser Ausgestaltung des Kompensationsglieds 361 als Druckminderventil wäre auch eine Anhebung des Federraumdrucks p_7 möglich, falls der Einfluss der Beschleunigung den Vorsteuerdruck p_6 anheben würde.
Die Kompensation der beschleunigungsbedingten Druckstörung ermöglicht die Anordnung von Druckregelventil 1 und Druckvorsteuerventil 2 mit der Längsachse 11 in Fahrt- bzw. Beschleunigungsrichtung ohne negative Folgen für das Regelverhalten des einzustellenden Drucks p_3.

1: Druckregelventil
2: Druckvorsteuerventil
4: Steuergehäuse
10: Ventilschieber
11: Längsachse
12: Ventilbohrung
14: Querschnittsverringerung
15: erste Steuerkante
16: zweite Steuerkante
18: Federführungszapfen
19: Feder
21: erster Druckraum
22: zweiter Druckraum
23: dritter Druckraum
24: vierter Druckraum
25: fünfter Druckraum
26: sechster Druckraum
27: siebenter Druckraum
28: achter Druckraum
29: neunter Druckraum
31: erste Leitung
32: zweite Leitung
33: dritte Leitung
34: vierte Leitung
35: fünfte Leitung
36: sechste Leitung
37: siebente Leitung
38: achte Leitung
40: Ventilgehäuse
41: Elektromagnet
42: Vorsteuerkolben
43: Aufnahmebohrung
44: Führungsbohrung
46: dritte Steuerkante
48: Drosselquerschnitt
49: dritte Gehäusekante
50: Getriebesumpf
51: Drosselspalt
55: erste Gehäusekante
56: zweite Gehäusekante
200: System zur Einstellung eines Drucks
203: Kompensationsglied
204: Steuergehäuse
235: fünfte Leitung
239: neunte Leitung
241: erste Abzweigung
242: zweite Abzweigung
243: Blende
261: Absperrelement
262: Ventilsitz
266: Ventilplatte
267: zweiter Federführungszapfen
268: Absperrelementfeder
280: Innenkontur
291: erster Anschluss
292: zweiter Anschluss
300: System zur Einstellung eines Drucks
303: Kompensationsglied
304: Steuergehäuse
335: fünfte Leitung
339: neunte Leitung
340: zehnte Leitung
361: Absperrelement
362: erster Kolbenabschnitt
363: zweiter Kolbenabschnitt
364: zweite Querschnittsverringerung
365: vierte Steuerkante
366: fünfte Steuerkante
367: zweiter Federführungszapfen
368: Absperrelementfeder
370: zehnter Druckraum
371: elfter Druckraum
372: zwölfter Druckraum
373: dreizehnter Druckraum
374: vierzehnter Druckraum
380: Stufenbohrung
381: erster Bohrungsabschnitt
382: zweiter Bohrungsabschnitt
383: dritte Gehäusekante
384: vierte Gehäusekante
391: erster Anschluss
392: zweiter Anschluss
393: dritter Anschluss
A_a1: axiale Stirnfläche
A_a2: Rückmeldefläche
A_a3: federseitige Projektionsfläche
A_a4: zweite Rückmeldefläche
A_a5: Ventilsitzfläche
A_a6: dritte Rückmeldefläche
d_1: erster Außendurchmesser
d_2: zweiter Außendurchmesser
d_3: dritter Außendurchmesser
d_4: vierter Außendurchmesser
d_5: Innendurchmesser Ventilsitz
d_6: erster Kolbenabschnittsdurchmesser
d_7: zweiter Kolbenabschnittsdurchmesser
F_a1: erste Massenkraft (Druckregelventil)
F_a2: zweite Massenkraft (Druckvorsteuerventil)
F_a32: dritte Massenkraft (Sitzventil)
F_a33: dritte Massenkraft (Druckminderventil)
F_em: elektromagnetische Kraft
F_f1: Federkraft
F_f22: Absperrelementfederkraft (Sitzventil)
F_f23: Absperrelementfederkraft (Druckminderventil)
F_h1: erste hydraulische Kraft
F_h2: zweite hydraulische Kraft
F_h3: dritte hydraulische Kraft
F_h4: vierte hydraulische Kraft
F_h5: fünfte hydraulische Kraft
F_h6: Rückmeldedruckkraft
p_1: Vorbefülldruck
p_2: Systemdruck
p_3: Regeldruck
p_4: Entlüftungsdruck
p_5: Reduzierdruck
p_6: Vorsteuerdruck
p_7: Federraumdruck (erster Druckraum 21)

Claims

System (100, 200, 300) zur Einstellung eines Druckes (p_3) mit einem Druckregelventil (1), einen Ventilschieber (10) umfassend, welcher in einer Ventilbohrung (12) verschiebbar angeordnet ist, wobei die Ventilbohrung (12) von mindestens einem Druckraum (21, 22, 23, 24, 25, 26) durchdrungen wird, in welchem der Ventilschieber (10) axial von einem Druck (p_1, p_2, p_3, p_4, p_6) beaufschlagbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass ein erster Druckraum (21) zum vollständigen oder teilweisen Ausgleich von Störungen des einzustellenden Drucks (p_3) infolge der bei einer Beschleunigung (a) des Systems entstehenden Massenkräfte (F_a1, F_a2) mit mindestens einem beschleunigungsabhängig wirkenden Kompensationsglied (203, 303) verbunden ist.
System nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass in dem Kompensationsglied (203, 303) ein verschiebbares Absperrelement (261, 361) zwischen einem ersten Anschluss (291, 391), der mit dem ersten Druckraum (21) verbunden ist, und mindestens einem weiteren Anschluss (292, 392, 393) angeordnet ist, wobei zwischen dem ersten und dem weiteren Anschluss eine Druckdifferenz vorhanden ist und wobei das Absperrelement (261, 361) von einer dritten Massenkraft (F_a32, F_a33) mit der Wirkung einer Verringerung der Druckdifferenz, und damit einer Veränderung des Druckes (p_7) im ersten Druckraum (21), verschiebbar ist in dem Maße, dass die Veränderung des Druckes im ersten Druckraum entgegen der Einflüsse der Beschleunigung auf den einzustellenden Druck (p_3) wirksam ist.
System nach mindestens einem der Ansprüche 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Kompensationsglied (203) als ein Druckbegrenzungsventil nach der Art eines Plattenventils oder Schieberventils ausge bildet ist, wobei das Absperrelement (261) als zylindrischer Schieber oder als Platte (266) ausgeführt ist.
System nach mindestens einem der Ansprüche 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Kompensationsglied (303) als ein Druckminderventil in der Art eines Schieberventils ausgebildet ist, wobei das Absperrelement (361) als zylindrischer Schieber (362, 363) ausgeführt ist.
System nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Druckregelventil (1) als Druckbegrenzungsventil ausgebildet ist.
System nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Druckregelventil (1) als Druckminderventil ausgebildet ist.
System nach mindestens einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Massen von dem Ventilschieber (10) und dem Absperrelement (261, 361) und/oder die axial druckbeaufschlagbaren Flächen (A_a1, A_a2, A_a3, A_a5, A_a6) von Ventilschieber und dem Absperrelement sowie die Kennlinie einer Absperrelementfeder (268, 368) derart in ihrem Verhältnis zueinander gewählt sind, dass bei einer Beschleunigung (a) des Systems die im Kompensationsglied (203, 303) durch die Verschiebung des Absperrelements entstehende Druckänderung im ersten Druckraum (21) gleich der sich aufgrund der Beschleunigungswirkung ergebenden Abweichung des einzustellenden Drucks (p_3) ist.
System nach mindestens einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein zweiter Druckraum (22) mit einem Druckvorsteuerventil (2) verbunden ist, wobei der den zweiten Druckraum beaufschlagende Druck von dem Druckvorsteuerventil einstellbar ist.
Hydraulisches Steuergerät für ein Getriebe, welches ein System (200, 300) nach mindestens einem der vorangegangenen Ansprüche aufweist.
Automatisches Getriebe für ein Kraftfahrzeug, welches ein System (200, 300) nach mindestens einem der vorangegangenen Ansprüche aufweist.