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TECHNISCHER BEREICH
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Die
vorliegende Erfindung betrifft eine Fahrzeugantriebseinheit, die
einen Hydraulikdruck zu einem Hydraulikservo beim Neustarten einer
Kraftmaschine rasch zuführt, um beispielsweise einen raschen
Eingriff eines Reibungseingriffselements zu ermöglichen,
was einen Start eines Fahrzeugs möglich macht.
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STAND DER TECHNIK
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Nach
dem Stand der Technik wurde ein Fahrzeug mit einer Funktion zum
automatischen Anhalten einer Kraftmaschine, wenn vorbestimmte Bedingungen
während des Fahrens des Fahrzeugs erfüllt sind (eine
Leerlaufstoppfunktion), praktisch eingesetzt, um Kraftstoffeinsparungen,
eine Verringerung der Abgasemissionen, eine Geräuschverringerung
und dergleichen zu erzielen. Bei einem solchen Fahrzeug wird die
Kraftmaschine angehalten, wenn alle Bedingungen erfüllt
sind, wie z. B. das Vorliegen einer Fahrzeuggeschwindigkeit von
null, eines ausgeschalteten Beschleunigers und einer eingeschalteten Bremse.
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Wenn
die Kraftmaschine angehalten wird, wird eine im Allgemeinen mit
der Kraftmaschine verbundene Ölpumpe ebenfalls angehalten.
Daher wird beispielsweise das Öl, das zu einer Vorwärtskupplung
(ein Hydraulikservo) zugeführt wird, so dass diese während
des Vorwärtsfahrens eingerückt wird, durch einen Öldurchgang
abgelassen und wird die Vorwärtskupplung ausgerückt.
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Wenn
vorbestimmte Neustartbedingungen erfüllt sind, wenn beispielsweise
ein Fahrer ein Beschleunigerpedal niederdrückt, wird die
angehaltene Kraftmaschine neu gestartet und wird die Ölpumpe ebenso
neu gestartet. Zu diesem Zeitpunkt muss die Vorwärtskupplung
ebenso eingerückt werden, sobald die Kraftmaschine neu
gestartet ist. Ein Eingriffsstoß wird auftreten, wenn die
Vorwärtskupplung bei einer hohen Kraftmaschinendrehzahl
eingerückt wird.
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Verschiedenartige
Technologien zum Verhindern eines solchen Eingriffsstoßes
wurden vorgeschlagen. Beispielsweise wird bei einer dieser Technologien
ein Sammler, der einen Hydraulikdruck sammeln kann, abgezweigt in
einem Öldurchgang vorgesehen, der eine Vorwärtskupplung
eines Automatikgetriebes und eine Ölpumpe zum Erzeugen
eines Hydraulikdrucks verbindet, um den Hydraulikdruck zu der Vorwärtskupplung
zuzuführen (Patentdokument 1). Wenn die Kraftmaschine neu
gestartet wird, wird der in dem Sammler gesammelte Hydraulikdruck
zu der Vorwärtskupplung zugeführt. Somit wird
die Erzeugung eines Eingriffsstoßes verhindert und wird
die Verbrennungsmotorneustartfähigkeit verbessert.
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Bei
einer weiteren Technologie ist ein Sammler abgezweigt in einem hydraulischen
Schaltkreis eines Automatikgetriebes vorgesehen und ist ein Rückschlagventil
an der Seite der Ölpumpe des Sammlers vorgesehen (Patentdokumente
2 und 3). Bei diesem Aufbau wird ein Hydraulikdruck konstant von
dem Sammler zu einer Vorwärtskupplung zugeführt,
während die Kraftmaschine angehalten ist. Die Vorwärtskupplung
bei dem Automatikgetriebe wird somit konstant in einem eingerückten
Zustand gehalten.
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- [Patentdokument 1] Japanische Patentanmeldungsveröffentlichung
Nr. JP-A-2000-313252
- [Patentdokument 2] Japanische Patentanmeldungsveröffentlichung
Nr. JP-A-H8-14076
- [Patentdokument 3] Japanische Patentanmeldungsveröffentlichung
Nr. JP-A-2005-226802
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OFFENBARUNG DER ERFINDUNG
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[Durch die Erfindung zu lösende
Probleme]
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Bei
der in Patentdokument 1 beschriebenen Technologie kann jedoch der
Hydraulikdruck, der in dem Sammler gesammelt wird, nicht effizient
zu der Vorwärtskupplung (dem Hydraulikservo) in einem kurzen
Zeitraum zugeführt werden, wenn die Kraftmaschine neu gestartet
wird. Der Grund, warum dieses Problem auftritt, ist der folgende:
Wenn der Hydraulikdruck, der in dem Sammler gesammelt wird, zu der
Vorwärtskupplung (dem Hydraulikservo) zugeführt
wird, wird der Hydraulikdruck nicht nur zu der Vorwärtskupplung
(dem Hydraulikservo) zugeführt, sondern ebenso zu einem
Primärregulierventil und tritt durch das Primärregulierventil
aus.
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Darüber
hinaus sind ein zweiter Sammler, ein zweites Umschaltventil und
ein abgezweigter Öldurchgang vor der Vorwärtskupplung
(dem Hydraulikservo) vorgesehen. Diese Elemente vergrößern den
Fluidwiderstand und eine Öldurchgangslänge, wenn
der Hydraulikdruck, der in dem Sammler gesammelt wird, zu der Vorwärtskupplung
(dem Hydraulikservo) zugeführt wird. Das erhöht
die Zeit, die benötigt wird, bis der Hydraulikdruck von
dem Sammler zu der Vorwärtskupplung (dem Hydraulikservo) zugeführt
ist. Das ist einer der Gründe, warum der Hydraulikdruck,
der in dem Sammler gesammelt wird, nicht effizient zu der Vorwärtskupplung
(dem Hydraulikservo) in einem kurzen Zeitraum zugeführt werden
kann.
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Bei
der in Patentdokument 1 und 2 beschriebenen Technologie wird andererseits
der Hydraulikdruck konstant von dem Sammler zu der Vorwärtskupplung
zugeführt, während die Kraftmaschine angehalten
ist, wodurch die Vorwärtskupplung in dem Automatikgetriebe
konstant in dem eingerückten Zustand gehalten wird. In
diesem Fall kann ein Eingriffsstoß beseitigt werden, da
die Hydraulikdruckzufuhr nicht verzögert wird. Bei dieser
Technologie muss jedoch der Sammler eine erhöhte Kapazität
haben. Darüber hinaus wird eine Auslassseite (Turbinenseite)
eines Drehmomentwandlers angehalten, wenn die Kraftmaschine gestartet
wird. Daher muss die Drehung der Kraftmaschine durch das Öl
des Drehmomentwandlers aufgenommen werden. Die Kraftmaschine wird
somit gestartet, während das Öl des Drehmomentwandlers
verrührt wird. Das bewirkt eine große Last für
das Startsystem, wodurch zusätzliche Probleme verursacht
werden, wie z. B. der Bedarf nach einem größeren
Starter.
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Die
vorliegende Erfindung wurde gemacht, um die vorstehend genannten
Probleme zu lösen, und es ist eine Aufgabe der vorliegenden
Erfindung, eine Fahrzeugantriebseinheit mit einem hydraulischen
Schaltkreis zur Verfügung zu stellen, der einen Hydraulikdruck
von einem Sammler zu einem Hydraulikservo in einem kurzen Zeitraum
effizient zuführen kann, während die Kapazität
des Sammlers minimiert wird.
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[Mittel zum Lösen der Probleme]
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Die
vorliegende Erfindung wurde gemacht, um die vorstehend genannten
Probleme zu lösen, und eine Fahrzeugantriebseinheit gemäß der
vorliegenden Erfindung weist einen hydraulischen Schaltkreis auf,
der eine Ölpumpe zum Erzeugen eines hydraulischen Drucks,
einen Hydraulikservo, der durch einen hydraulischen Druck gesteuert
wird, ein Hydrauliksteuerventil zum Steuern des Hydraulikdrucks,
der durch de Ölpumpe erzeugt wird, auf einen vorbestimmten
Druck zu Betätigen des hydraulischen Servos, ein manuelles
Ventil zum Umschalten eines Öldurchgangs gemäß einer
Schaltpositionsbetätigung eines Fahrers, einen Sammler
zum Sammeln des Hydraulikdrucks, der durch die Ölpumpe
erzeugt wird, und ein Umschaltventil zum Umschalten eines Öldurchgangs
aufweist, der den Sammler und den hydraulischen Servo verbindet,
zwischen einem Abschaltzustand und einem Verbindungszustand, wobei
die Ölpumpe nach Bedarf in einem Zustand angehalten und
angetrieben wird, in welchem das manuelle Ventil auf eine Fahrposition
gesetzt ist, und der hydraulische Schaltkreis den Hydraulikdruck,
der in dem Sammler gesammelt wird, zu dem hydraulischen Servo zuführt,
wenn der Antrieb der Ölpumpe gestartet wird. Die Fahrzeugantriebseinheit
ist dadurch gekennzeichnet, dass der Sammler durch das Umschaltventil
mit einem Öldurchgang verbunden ist, der das Hydrauliksteuerventil
und den hydraulischen Servo verbindet, wobei ein erstes Einwegventil zum
Gestatten, dass das Öl nur in eine Richtung von dem Hydrauliksteuerventil
in Richtung auf den Sammler und den Hydraulikservo strömt,
in dem Öldurchgang vorgesehen ist, der das Hydrauliksteuerventil
und den hydraulischen Servo verbindet, und wobei das Umschaltventil
in einen Verbindungszustand umgeschaltet wird, wenn die Ölpumpe
angetrieben wird, und in einen Abschaltzustand umgeschaltet wird,
wenn die Ölpumpe angehalten wird.
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Es
ist anzumerken, dass Beispiele der Ölpumpe eine elektrische Ölpumpe
umfassen, die nicht mit der Kraftmaschine verbunden ist, ebenso
wie eine mechanische Ölpumpe, die mit der Kraftmaschine
verbunden ist.
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Wenn
bei dieser Fahrzeugantriebseinheit die Ölpumpe angetrieben
wird, steuert das Hydrauliksteuerventil den Hydraulikdruck, der
durch die Ölpumpe erzeugt wird, auf einen vorbestimmten
Druck, um den hydraulischen Servo zu betätigen, und wird der
Hydraulikdruck, der so gesteuert wird, zu dem Hydraulikservo zugeführt.
Da zu diesem Zeitpunkt das Umschaltventil sich in einem Verbindungszustand
befindet, wird der Hydraulikdruck, der durch die Ölpumpe
erzeugt wird, in dem Sammler gesammelt. Wenn die Ölpumpe
angehalten wird, schaltet sich das Umschaltventil zu einem Abschaltzustand
um und wird der Hydraulikdruck, der in dem Sammler gesammelt wird,
gehalten. Wenn die Ölpumpe in diesem Zustand erneut angetrieben
wird, schaltet das Umschaltventil zu einem Verbindungszustand um und
wird der Hydraulikdruck, der in dem Sammler gesammelt ist, zu dem
Hydraulikservo zugeführt. Zu diesem Zeitpunkt wird der
Hydraulikdruck von dem Sammler zu dem hydraulischen Servo und in
Richtung auf das Hydrauliksteuerventil zugeführt. Jedoch wird
die Ölströmung in Richtung auf das Hydrauliksteuerventil
durch das erste Einwegeventil blockiert. In anderen Worten kann
zuverlässig verhindert werden, dass der Hydraulikdruck
von dem Sammler aus dem Hydrauliksteuerventil austritt. Da der Hydraulikdruck
aus dem Sammler somit nur zu dem hydraulischen Servo zugeführt
wird, kann der Hydraulikdruck effizient von dem Sammler zu dem hydraulischen Servo
in einem kurzen Zeitraum zugeführt werden.
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Bei
dieser Fahrzeugantriebseinheit wird der Hydraulikdruck nicht kontinuierlich
von dem Sammler zu einer Vorwärtskupplung (hydraulischen
Servo) zugeführt, während die Ölpumpe
angehalten ist. Daher ist es nicht notwendig, die Kapazität
des Sammlers zu vergrößern, und treten zusätzliche
Probleme nicht auf, wie z. B. der Bedarf nach einem größeren
Starter. Anders gesagt muss der Sammler nur eine Kapazität
haben, die groß genug ist, um die Betätigung des
hydraulischen Servos zu ermöglichen, bis der Hydraulikdruck,
der durch die Ölpumpe erzeugt wird, zu dem hydraulischen
Servo zugeführt wird, nachdem die Ölpumpe gestartet
ist.
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Gemäß der
Fahrzeugantriebseinheit kann der Hydraulikdruck effizient von dem
Sammler zu dem hydraulischen Servo in einem kurzen Zeitraum zugeführt
werden, während die Kapazität des Sammlers minimiert
wird.
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Bei
der Fahrzeugantriebseinheit der vorliegenden Erfindung ist es wünschenswert,
dass das manuelle Ventil in einem Öldurchgang vorgesehen ist,
der das erste Einwegventil und den hydraulischen Servo verbindet.
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Bei
der Fahrzeugantriebseinheit der vorliegenden Erfindung ist es vorzuziehen,
dass das manuelle Ventil den Hydraulikdruck, der von dem manuellen
Ventil auf den hydraulischen Servo aufgebracht wird, ablässt,
wenn das manuelle Ventil auf eine Schaltposition gesetzt wird, in
der der Hydraulikdruck für den hydraulischen Servo nicht
erforderlich ist.
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In
einem Zustand, in welchem das manuelle Ventil, das so vorgesehen
ist, auf einen Nichtfahrposition, wie z. B. den P-Bereich und den
N-Bereich gesetzt wird, kann der Hydraulikdruck zuverlässig
von dem manuellen Ventil abgelassen werden, wenn der Hydraulikdruck
für den hydraulischen Servo nicht erforderlich ist. Auch
wenn das erste Einwegventil zum Gestatten, dass das Öl
nur in der Richtung von der Ölpumpe in Richtung auf den
hydraulischen Servo strömt, in dem Öldurchgang
vorgesehen ist, der die Ölpumpe und den hydraulischen Servo
verbindet, kann daher der Hydraulikdruck zuverlässig von
dem hydraulischen Servo abgelassen werden, wenn der Hydraulikdruck
für den hydraulischen Servo nicht erforderlich ist. Da
der Zustand, in welchem der Hydraulikdruck auf den hydraulischen
Servo aufgebracht wird, nicht mehr als notwendig aufrechterhalten
wird, wird die Zuverlässigkeit und Haltbarkeit des hydraulischen
Servos nicht verschlechtert.
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Bei
der Fahrzeugantriebseinheit der vorliegenden Erfindung ist es wünschenswert,
dass das manuelle Ventil und der hydraulische Servo direkt durch
einen nicht abgezweigten Öldurchgang verbunden sind.
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Wenn
mit diesem Aufbau der Antrieb der Ölpumpe gestartet wird
und der Hydraulikdruck von dem Sammler zu dem hydraulischen Servo
zugeführt wird, kann der Widerstand, der auf das Öl
aufgebracht wird, das zu dem hydraulischen Servo strömt, so
gut wie möglich verringert werden, und kann die Öldurchgangslänge
verringert werden. Als Folge kann der Hydraulikdruck sehr effizient
von dem Sammler zu dem hydraulischen Servo in einem kürzeren
Zeitraum zugeführt werden.
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Alternativ
ist es bei der Fahrzeugantriebseinheit der vorliegenden Erfindung
vorzuziehen, dass der Sammler durch das Umschaltventil mit einem Öldurchgang
verbunden ist, der das manuelle Ventil und den hydraulischen Servo
verbindet.
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Dieser
Aufbau ermöglicht, dass der Sammler und der hydraulische
Servo nahe aneinander angeordnet werden. Daher kann die Öldurchgangslänge von
dem Sammler zu dem hydraulischen Servo weitergehend verringert werden.
Als Folge kann der Hydraulikdruck sehr effizient von dem Sammler
zu dem hydraulischen Servo in einem kürzeren Zeitraum zugeführt
werden.
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Bei
der Fahrzeugantriebseinheit der vorliegenden Erfindung ist es wünschenswert,
dass ein Öldurchgang, in welchem ein Drosselventil vorgesehen ist,
und ein Öldurchgang, in welchem ein zweites Einwegventil
vorgesehen ist, um zu gestatten, dass das Öl nur in einer
Richtung von dem Sammler in Richtung auf den hydraulischen Servo
strömt, parallel in einem Öldurchgang vorgesehen
sind, der den Öldurchgang, der das Hydrauliksteuerventil
und den hydraulischen Servo verbindet, und den Sammler verbindet.
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Wenn
bei diesem Aufbau die Ölpumpe angehalten wird und der Hydraulikdruck,
der im Sammler gesammelt wird, verwendet wird, kann der Hydraulikdruck
rasch (mit einer hohen Geschwindigkeit) von dem Sammler zu dem hydraulischen
Servo durch den Öldurchgang zugeführt werden,
der das darin vorgesehene zweite Einwegventil hat.
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Während
die Ölpumpe angetrieben wird, wird andererseits der Hydraulikdruck,
der durch die Ölpumpe erzeugt wird, zu dem Sammler durch
den Öldurchgang zugeführt, in dem das Drosselventil
vorgesehen ist. Der Hydraulikdruck wird somit langsam (mit einer
geringen Geschwindigkeit) in dem Sammler gesammelt. Wenn der Antrieb
der Ölpumpe gestartet wird, wird demgemäß der
Hydraulikdruck, der durch die Ölpumpe erzeugt wird, nicht
so ausgiebig für die Sammlung in dem Sammler in dem Zustand verwendet,
in welchem der Hydraulikdruck, der in dem Sammler gesammelt wird,
verringert wird, unmittelbar nachdem er zu dem hydraulischen Servo zugeführt
wird. Wenn daher der Antrieb der Ölpumpe gestartet wird,
kann der Hydraulikdruck, der durch die Ölpumpe erzeugt
wird, rasch (mit einer hohen Geschwindigkeit) zu dem hydraulischen
Servo zugeführt werden. Somit kann die Kapazität,
die für den Sammler erforderlich ist, weitergehend verringert werden.
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Bei
der Fahrzeugantriebseinheit der vorliegenden Erfindung ist es wünschenswert,
dass die Fahrzeugantriebseinheit ein stufenlos variables Getriebe
mit einer Primärriemenscheibe und einer Sekundärriemenscheibe
ist, wobei der hydraulische Servo ein Vorwärtsreibungseingriffselement
oder ein Rückwärtsreibungseingriffselement ist,
das Hydrauliksteuerventil ein Kupplungsdrucksteuerventil ist und ein
drittes Einwegventil zum Gestatten, dass das Öl nur in
einer Richtung von einem Leitungsdruckregulierventil in Richtung
auf die Riemenscheibe strömt, in einem Öldurchgang
vorgesehen ist, der einen Öldurchgang, der das Kupplungsdrucksteuerventil
und ein Leitungsdruckregulierventil zum Regulieren des durch die Ölpumpe
auf einen Leitungsdruck regulierten Hydraulikdruck verbindet, der
zu der Riemenscheibe zuzuführen ist, und die Riemenscheibe
verbindet.
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Durch
derartiges Anwenden der Erfindung auf ein stufenlos variables Getriebe
kann das dritte Einwegventil einen Ölaustritt in Richtung
auf das Hydrauliksteuerventil in der Riemenscheibe verhindern, die
eine relativ geringe Ölaustrittsmenge hat, wenn die Ölpumpe
angehalten ist. Als Folge kann die Verringerung des Hydraulikdrucks
in der Riemenscheibe verhindert werden. Wenn der Antrieb der Ölpumpe gestartet
wird, kann der Hydraulikdruck, der in dem Sammler gesammelt ist,
rasch zu dem Reibungseingriffselement zugeführt werden,
das eine große Ölaustrittsmenge hat, während
die Ölpumpe angehalten ist. Der Hydraulikdruck kann somit
geeignet zu dem Reibungseingriffselement und der Riemenscheibe zugeführt
werden, wenn der Antrieb der Ölpumpe gestartet wird. Als
Folge kann die Erzeugung eines Eingriffsstoßes des Reibungseingriffselements und
ein Schlupf eines Riemens an der Riemenscheibe zuverlässig
verhindert werden.
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Es
ist anzumerken, dass es vorzuziehen ist, dass das dritte Einwegventil
in einem Öldurchgang vorgesehen ist, der das Leitungsdruckregulierventil und
die zweite Riemenscheibe verbindet.
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Wenn
der Antrieb der Ölpumpe gestartet wird, ist nahezu kein
Hydraulikdruck erforderlich zur Aufbringung auf die Primärriemenscheibe,
während der Hydraulikdruck auf die Sekundärriemenscheibe aufgebracht
werden muss. Durch Vorsehen des Einwegventils an der Seite der Sekundärriemenscheibe wird
der Ölaustritt aus der Sekundärriemenscheibe unterdrückt,
wodurch der Schlupf des Riemens zuverlässig verhindert
werden kann.
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[Wirkungen der Erfindung]
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Wie
vorstehend beschrieben ist, kann die Fahrzeugantriebseinheit gemäß der
vorliegenden Erfindung einen Hydraulikdruck von einem Sammler zu einem hydraulischen
Servo effizient in einem kurzen Zeitraum zuführen, während
die Kapazität des Sammlers minimiert wird.
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KURZBESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN
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1 ist
ein Strukturdiagramm, das schematisch eine Struktur eines Fahrzeugantriebssystems
gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel
zeigt.
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2 ist
ein Diagramm, das einen hydraulischen Schaltkreis zeigt, der in
einem stufenlos variablen Getriebe enthalten ist.
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3 ist
ein Ablaufdiagramm, das die Inhalte eines Kraftmaschinenstoppprozesses
darstellt, der durch eine Steuereinheit ausgeführt wird.
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4 ist
ein Ablaufdiagramm, das einen Kraftmaschinenneustartprozess darstellt,
der durch die Steuereinheit ausgeführt wird.
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5 ist
ein Diagramm, das einen hydraulischen Schaltkreis in einem Fahrzeugantriebssystem gemäß einem
zweiten Ausführungsbeispiel zeigt.
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6 ist
ein Diagramm, das einen hydraulischen Schaltkreis in einem Fahrzeugantriebssystem (einem
gestuften Automatikgetriebe) gemäß einem dritten
Ausführungsbeispiel zeigt.
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BESTE WEGE ZUM AUSFÜHREN
DER ERFINDUNG
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Im
Folgenden werden die bevorzugtesten Ausführungsbeispiele
einer Fahrzeugantriebseinheit der vorliegenden Erfindung im Einzelnen
unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen beschrieben.
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(Erstes Ausführungsbeispiel)
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Zuerst
wird ein erstes Ausführungsbeispiel beschrieben. In dem
ersten Ausführungsbeispiel wird die vorliegende Erfindung
auf ein Fahrzeugantriebssystem mit einem stufenlos variablen Getriebe
(CVT) angewendet. Das Fahrzeugantriebssystem des ersten Ausführungsbeispiels
wird nun unter Bezugnahme auf 1 beschrieben. 1 ist
ein Strukturdiagramm, das schematisch einen Aufbau des Fahrzeugantriebssystems
gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel
zeigt.
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Wie
in 1 gezeigt ist, weist das Antriebssystem des ersten
Ausführungsbeispiels eine Kraftmaschine 10, ein
stufenlos variables Getriebe 30, eine Steuereinheit 40,
die eine gesamte Steuerung des Systems zur Verfügung stellt,
und verschiedenartige Sensoren zum Erfassen von beispielsweise der
Zustände der Kraftmaschine 10, des stufenlos variablen
Getriebes 30 und eines Fahrzeugs auf.
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Ein
Injektor 11, ein Stator 12 und eine Zündeinrichtung 13 sind
in der Kraftmaschine 10 vorgesehen. Das stufenlos variable
Getriebe 30 ist mit einer Ausgangswelle der Kraftmaschine 10 verbunden.
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Ein
Einlasskrümmer 15 und ein Auslasskrümmer 16 sind
mit jedem Zylinder der Kraftmaschine 10 verbunden. Ein
Drosselventil 17, das als Reaktion auf eine Betätigung
eines Beschleunigerpedals arbeitet, ist in dem Einlasskrümmer 15 vorgesehen. Ein
Drosselpositionssensor 17a zum Erfassen einer Öffnung
des Drosselventils 17 und ein Leerlaufschalter 17b zum
Erfassen eines vollständig geschlossenen Zustands des Drosselventils 17 sind
für das Drosselventil 17 vorgesehen. Der Injektor 11,
der Stator 12 und die Zündeinrichtung 13 sind
mit der Steuereinheit 40 über ein Kraftstoffrelais 21,
ein Starterrelais 22 bzw. ein Zündrelais 23 verbunden.
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Das
stufenlos variable Getriebe 30 ist ein bekanntes stufenlos
variables Riemengetriebe. Das stufenlos variable Getriebe 30 hat
eine Eingangswelle zum Aufnehmen einer Ausgangsleistung der Kraftmaschine 10 über
einen Drehmomentwandler, eine Vorwärts-/Rückwärtsumschaltkupplung
(die nicht gezeigt ist), und dergleichen. Eine Primärriemenscheibe 31,
die nachstehend beschrieben wird, ist an der Eingangswelle montiert.
Die Primärriemenscheibe 31 ist durch eine fixierte
Rolle und eine bewegbare Rolle ausgebildet, die koaxial und integral
drehbar an der Eingangswelle montiert sind. Während die
fixierte Rolle an der Eingangswelle fixiert ist, ist die bewegbare
Rolle in der axialen Richtung der Eingangswelle verschiebbar. Gegenüberliegende
Flächen der fixierten Rolle und der bewegbaren Rolle sind
konische Flächen und ein V-Riemen, der um die Primärriemenscheibe 31 gebunden
ist, ist zwischen die gegenüberliegenden Flächen
gesetzt.
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Das
stufenlos variable Getriebe 30 weist eine Ausgangswelle
auf, die parallel zu der Eingangswelle vorgesehen ist. Eine Sekundärriemenscheibe 32,
die nachstehend beschrieben wird, ist an der Ausgangswelle montiert.
Die Sekundärriemenscheibe 32 hat denselben Aufbau
wie die Primärriemenscheibe 31 und der V-Riemen,
der um die Sekundärriemenscheibe 32 gebunden ist,
ist dazwischen gesetzt.
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Bei
dem stufenlos variablen Getriebe 30 ist der V-Riemen um
die Primärriemenscheibe 31 und die Sekundärriemenscheibe 32 gebunden,
so dass Leistung von der Eingangswelle auf die Ausgangswelle über
den V-Riemen übertragen wird. Bei jener Riemenscheibe wird
die Position der bewegbaren Rolle mit Bezug auf die fixierte Rolle
durch den Hydraulikdruck beibehalten oder geändert, der
durch einen hydraulischen Schaltkreis 50 gesteuert wird,
der nachstehend beschrieben wird, wodurch ein Umschlingungsradius
des V-Riemens an der Primärriemenscheibe 31 und
ein Umschlingungsradius des V-Riemens an der Sekundärriemenscheibe 32 aufrechterhalten
oder geändert werden. Ein Drehzahlverhältnis zwischen
der Eingangswelle und der Ausgangswelle, nämlich ein Drehzahlverringerungsverhältnis,
wird somit aufrechterhalten oder geändert.
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Ein
Schaltpositionsumschalter 35 zum Erfassen einer Schaltposition
(eines Schaltbereichs), der durch eine Betätigung eines
Fahrers eingerichtet wird, und ein Fahrzeuggeschwindigkeitssensor 36 zum
Erfassen einer Fahrzeuggeschwindigkeit auf der Grundlage einer Drehzahl
der Ausgangswelle des stufenlos variablen Getriebes 30,
die mit einer Kardanwelle verbunden ist, sind bei dem stufenlos
variablen Getriebe 30 vorgesehen. Ein Öltemperatursensor 37 zum
Erfassen einer Öltemperatur in dem Getriebe ist ebenso
in dem stufenlos variablen Getriebe 30 vorgesehen.
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Die
Steuereinheit 40 weist eine CPU, die verschiedenartige
Einrichtungen steuert, einen ROM, der verschiedenartige numerische
Werte und Programme gespeichert aufnimmt, und einen RAM auf, in
welchem numerische Werte und Marken in einem vorbestimmten Bereich
während eines arithmetischen Betriebs geschrieben werden.
Es ist anzumerken, dass die Programme für einen Kraftmaschinenstoppprozess
und einen Kraftmaschinenneustartprozess, die nachstehend beschrieben
werden, im Voraus in den ROM der Steuereinheit 40 geschrieben werden.
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Eine
Zündungsprimärspule 13a der Zündeinrichtung 13,
ein Kurbelpositionssensor 14, der Drosselpositionssensor 17a,
der Leerlaufschalter 17b, ein Zündschalter 18,
der Schaltpositionsumschalter 35, der Fahrzeuggeschwindigkeitssensor 36,
der CVT-Öltemperatursensor 37, ein G-Sensor 19a,
ein Wassertemperatursensor 19b, ein Batteriespannungssensor 19c,
ein Bremspedalschalter 19d, ein Hauptbremszylinderdrucksensor 19e,
ein Einlasslufttemperatursensor 19f, ein Einlassluftmengensensor 19g und
dergleichen sind mit der Steuereinheit 40 verbunden. Ein
elektromagnetisches Umschaltventil 55, das in dem stufenlos
variablen Getriebe 30 vorgesehen ist, das nachstehend beschrieben
ist, ist ebenso mit der Steuereinheit 40 verbunden. Die
Steuereinheit 40 führt verschiedenartige arithmetische
Betriebe auf der Grundlage von Signalen von den verschiedenartigen
Schaltern und Sensoren aus und gibt Zündabschalt- und Zündsignale,
Kraftstoffabschalt- und Kraftstoffeinspritzsignale, ein Starterantriebssignal,
ein Antriebssignal des elektromagnetischen Umschaltventils 55 und
dergleichen ab.
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Der
hydraulische Schaltkreis 50, der in dem stufenlos variablen
Getriebe 30 vorgesehen ist, wird nun unter Bezugnahme auf 2 beschrieben. 2 ist
ein Diagramm, das einen hydraulischen Schaltkreis zeigt, der in
dem stufenlos variablen Getriebe vorgesehen ist. Wie in 2 gezeigt
ist, weist der hydraulische Schaltkreis 50 eine Ölpumpe 51,
ein Leitungsdruckregulierventil 52, ein Kupplungsdrucksteuerventil 53,
ein manuelles Ventil 54, ein elektromagnetisches Umschaltventil 55,
einen Sammler 56, ein Schaltsteuerventil 57 und
ein Sekundärrollendrucksteuerventil 58 auf. Ein
solcher hydraulischer Schaltkreis 50 ist mit einer Vorwärtskupplung C1,
einer Rückwärtsbremse B1, einer Primärriemenscheibe 31 und
einer Sekundärriemenscheibe 32 verbunden.
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Die Ölpumpe 51 dient
als Gesamthydraulikdruckquelle des stufenlos variablen Getriebes 30 und erzeugt
einen Hydraulikdruck durch die Antriebskraft der Kraftmaschine 10.
Das Leitungsdruckregulierventil 52 steuert den Hydraulikdruck,
der durch die Ölpumpe 51 erzeugt wird, auf einen
vorbestimmten Druck, um die entsprechenden Riemenscheibenpositionen
der Primärriemenscheibe 31 und der Sekundärriemenscheibe 32 zu
steuern. Das Kupplungsdrucksteuerventil 53 steuert den
Hydraulikdruck, der durch die Ölpumpe 51 erzeugt
wird, auf einen vorbestimmten Druck, um die Vorwärtskupplung
C1 und die Rückwärtsbremse B1 (den hydraulischen
Servo) zu betätigen. Das manuelle Ventil 54 schaltet
einen Öldurchgang als Reaktion auf eine Schaltpositionsbetätigung
durch den Fahrer um. Der Sammler 56 speichert zeitweilig
den Hydraulikdruck, der durch die Ölpumpe 51 erzeugt
und durch das Kupplungsdrucksteuerventil 53 reguliert wird.
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In
diesem hydraulischen Schaltkreis 50 sind die Ölpumpe 51 und
das Leitungsdruckregulierventil 52 miteinander durch einen Öldurchgang 60 verbunden.
Das Leitungsdruckregulierventil 52 und das Kupplungsdrucksteuerventil 53 sind
miteinander durch einen Öldurchgang 61 verbunden.
Der Hydraulikdruck 61 zweigt in Öldurchgänge 67, 68 ab
und die Primärriemenscheibe 31 und die Sekundärriemenscheibe 32 sind
mit den Öldurchgängen 67, 68 entsprechend
verbunden. Genauer gesagt ist der Öldurchgang 67 mit
der Primärriemenscheibe 31 durch das Schaltsteuerventil 57 verbunden
und ist der Öldurchgang 68 mit der Sekundärriemenscheibe 32 durch
ein Einwegventil 73 und das Sekundärrollendrucksteuerventil 58 verbunden.
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Das
Kupplungsdrucksteuerventil 53 und das manuelle Ventil 54 sind
miteinander durch einen Öldurchgang 62 verbunden.
Das manuelle Ventil 54 und die Vorwärtskupplung
C1 sind miteinander durch einen Öldurchgang 65 verbunden
und das manuelle Ventil 54 und die Rückwärtsbremse
B1 sind miteinander durch einen Öldurchgang 66 verbunden.
Wenn daher das manuelle Ventil 54 auf eine D-Position (einen
D-Bereich) gesetzt wird, stehen die Öldurchgänge 62 und 65 miteinander
in Verbindung und wird der Öldurchgang 66 mit
einem Ablauf EX verbunden. Wenn das manuelle Ventil 54 auf
die R-Position gesetzt wird, stehen die Öldurchgänge 62 und 66 miteinander
in Verbindung und wird der Öldurchgang 65 mit
dem Ablauf EX verbunden. Wenn ferner das manuelle Ventil 54 auf
die N-Position oder die P-Position gesetzt wird, wird der Öldurchgang 62 von
den Öldurchgängen 65 und 66 getrennt
und werden die Öldurchgänge 65 und 66 mit
dem Ablauf EX verbunden. Anders gesagt wird der Hydraulikdruck,
der auf die Vorwärtskupplung C1 aufgebracht wird, aus dem Ablauf
EX abgelassen, wenn das manuelle Ventil 54 auf eine Position
gesetzt wird, in der der Hydraulikdruck für die Vorwärtskupplung
C1 nicht erforderlich ist (eine Position außer der D-Position).
Der Hydraulikdruck, der auf die Rückwärtskupplung
B1 aufgebracht wird, wird aus dem Ablauf EX abgelassen, wenn das
manuelle Ventil 54 auf eine Position gesetzt wird, in der
der Hydraulikdruck nicht für die Rückwärtskupplung
B1 erforderlich ist (eine Position außer der R-Position).
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Die Öldurchgänge 65, 66 sind
beide ein nicht abgezweigter Öldurchgang (die keinen abgezweigten
Abschnitt haben). Die Vorwärtskupplung C1 und die Rückwärtskupplung
B1 sind direkt mit dem manuellen Ventil 54 durch die Öldurchgänge 65 bzw. 66 verbunden.
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Ein Öldurchgang 63,
von dem ein Ende mit dem Sammler 56 verbunden ist, ist
mit dem Öldurchgang 62 verbunden. Ein Einwegventil 61 zum
Gestatten, dass Öl nur in eine Richtung von dem Kupplungsdrucksteuerventil 53 zu
dem manuellen Ventil 54 strömt, ist in dem Öldurchgang 62 zwischen
dem Verbindungspunkt mit dem Öldurchgang 63 und
dem Kupplungsdrucksteuerventil 53 vorgesehen.
-
Das
elektromagnetische Umschaltventil 55 ist in dem Öldurchgang 63 vorgesehen.
Dieses elektromagnetische Umschaltventil 55 wird durch
den Steuerschaltkreis 40 geöffnet und geschlossen.
Das elektromagnetische Umschaltventil 55 wird geöffnet, wenn
die Ölpumpe 51 betrieben wird, und wird geschlossen,
wenn die Ölpumpe 51 angehalten wird. Anders gesagt
wird der Öldurchgang 63 in einen Verbindungszustand
und einen Absperrzustand durch Öffnen und Schließen
des elektromagnetischen Umschaltventils 55 versetzt. Der Öldurchgang 63 hat
einen Durchlass 74 zwischen dem Verbindungspunkt mit dem Öldurchgang 62 und
dem elektromagnetischen Umschaltventil 55. Ein abgezweigter Öldurchgang 64 ist
so vorgesehen, dass er den Durchlass 74 umgeht. Ein Einwegventil 72 zum
Gestatten, dass Öl nur in der Richtung von dem Sammler 56 in
Richtung auf den Öldurchgang 62 strömt,
ist in dem abgezweigten Öldurchgang 64 vorgesehen.
Daher strömt das Öl durch den Öldurchgang 63,
wenn der Hydraulikdruck in dem Sammler 56 gesammelt wird.
Das Öl strömt durch den abgezweigten Öldurchgang 64, wenn
der Hydraulikdruck, der in dem Sammler 56 gesammelt wird,
von dem Sammler 56 zugeführt wird.
-
Im
Folgenden werden Funktionen des Fahrzeugsantriebssystems mit dem
vorstehend angegebenen Aufbau beschrieben. Bei dem Fahrzeugantriebssystem
dieses Ausführungsbeispiels wird die Ölpumpe 51 durch
die Antriebskraft der Kraftmaschine 10 während
der Fahrt des Fahrzeugs angetrieben und wird ein Hydraulikdruck
zu dem hydraulischen Schaltkreis 50 zugeführt.
Bei dem stufenlos variablen Getriebe 30 wird die Position
der bewegbaren Rolle mit Bezug auf die feststehende Rolle in der
Primärriemenscheibe 31 und der Sekundärriemenscheibe 32 durch
den Hydraulikdruck aufrecht erhalten oder geändert, der
durch das Schaltsteuerventil 57 bzw. das Sekundärrollendrucksteuerventil 58 gesteuert
wird. Ein Umschlingungsradius des V-Riemens an der Primärriemenscheibe 31 und
ein Umschlingungsradius des V-Riemens an der Sekundärriemenscheibe 32 werden
somit aufrecht erhalten oder geändert, wodurch ein Drehzahlverringerungsverhältnis
aufrechterhalten oder geändert wird (gefaltet wird). Dabei wird
der Hydraulikdruck, der durch die Ölpumpe 51 erzeugt
wird, zu dem Sammler 56 durch die Öldurchgänge 60, 61, 62 und 63 zusätzlich
zu dem stufenlos variablen Getriebe 30 zugeführt.
Bei dem Fahrzeugantriebssystem dieses Ausführungsbeispiels
wird die Kraftmaschine 10 durch die Steuereinheit 40 zeitweilig
angehalten, wenn vorbestimmte Bedingungen erfüllt sind.
Dieser Kraftmaschinenstoppprozess wird nun unter Bezugnahme auf 3 beschrieben. 3 ist
ein Ablaufdiagramm, das die Inhalte des Kraftmaschinenstoppprozesses
darstellt, der durch die Steuereinheit ausgeführt wird.
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Zuerst
bestimmt die Steuereinheit 40, ob die Fahrzeuggeschwindigkeit
null ist oder nicht (Schritt 1). Genauer gesagt bestimmt die CPU
der Steuereinheit 40, ob die Fahrzeuggeschwindigkeit null
ist oder nicht, nämlich auf der Grundlage eines Fahrzeuggeschwindigkeitssignals
von dem Fahrzeuggeschwindigkeitssensor 36. Wenn die Steuereinheit 40 bestimmt,
dass die Fahrzeuggeschwindigkeit null ist (S1: JA), bestimmt dann
die Steuereinheit 40, ob die Kraftmaschinendrehzahl eine
vorbestimmte Drehzahl oder geringer ist oder nicht (Schritt 2).
Genauer gesagt bestimmt die CPU der Steuereinheit 40, ob die
Kraftmaschinendrehzahl eine vorbestimmte Drehzahl oder geringer
ist oder nicht, nämlich auf der Grundlage eines Kraftmaschinendrehzahlsignals, das
von dem Kurbelpositionssensor 14 auf die Steuereinheit 40 aufgebracht
wird. Beispielsweise kann die vorbestimmte Kraftmaschinendrehzahl,
die in Schritt 2 verwendet wird, auf einen Wert eingerichtet werden,
der geringfügig höher als eine Leerlaufdrehzahl
ist. Wenn andererseits die Steuereinheit 40 bestimmt, dass
die Fahrzeuggeschwindigkeit nicht null ist (S1: NEIN), wird die
Prozessroutine ohne Anhalten der Kraftmaschine 10 beendet.
-
Wenn
die Steuereinheit 40 in dem Prozess von Schritt 2 bestimmt,
dass die Kraftmaschinendrehzahl der vorbestimmte Wert oder geringer
ist (S2: JA), bestimmt die Steuereinheit 40 dann, ob die Beschleunigeröffnung
null ist oder nicht (Schritt 3). Wenn andererseits die Steuereinheit 40 bestimmt, dass
die Kraftmaschinendrehzahl nicht der vorbestimmte Wert oder geringer
ist (S2: NEIN), wird diese Prozessroutine ohne Anhalten der Kraftmaschine 10 beendet.
-
Insbesondere
bestimmt in Schritt 3 die CPU der Steuereinheit 40 auf
der Grundlage eines Beschleunigeröffnungssignals von dem
Drosselpositionssensor 17a, ob die Beschleunigeröffnung
null ist oder nicht. Es ist anzumerken, dass ein Ausgangssignal
des Leerlaufschalters 17b zusätzlich berücksichtigt
werden kann, wenn bestimmt wird, ob die Beschleunigeröffnung
0 ist oder nicht. Wenn die Steuereinheit 40 bestimmt, dass
die Beschleunigeröffnung in dem Prozess von Schritt 3 null
ist (S3: JA), bestimmt die Steuereinheit 40 dann, ob der
Bremsschalter eingeschaltet ist oder nicht (Schritt 4). Wenn andererseits
die Steuereinheit 40 bestimmt, dass die Beschleunigeröffnung
nicht null ist (S3: NEIN), wird die Routine ohne Anhalten der Kraftmaschine
beendet.
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Genauer
gesagt bestimmt in Schritt 4 die CPU der Steuereinheit 40,
ob der Bremspedalschalter eingeschaltet ist oder nicht, nämlich
auf der Grundlage eines Ausgangssignals des Bremspedalschalters 19d.
Es ist anzumerken, dass für eine genauere Bestimmung, ob
der Bremspedalschalter eingeschaltet ist oder nicht, ob nämlich
die Bremsvorrichtung des Fahrzeugs arbeitet oder nicht, ein Erfassungssignal
des Hauptbremszylinderdrucksensors 19e zusätzlich
berücksichtigt werden kann. In diesem Fall kann beispielsweise
der Bremsschalter als eingeschaltet nur dann bestimmt werden, wenn
der Bremspedalschalter eingeschaltet ist und der durch den Hauptbremszylinderdrucksensor 19e erfasste Druck
einen vorbestimmten Wert oder mehr hat.
-
Wenn
die Steuereinheit 40 in dem Prozess von Schritt 4 bestimmt,
dass der Bremsschalter eingeschaltet ist (S4: JA), bestimmt die
Steuereinheit 40, ob andere Kraftmaschinenstoppbedingungen
erfüllt sind oder nicht (Schritt 5). Wenn andererseits
die Steuereinheit 40 bestimmt, dass der Bremsschalter nicht
eingeschaltet ist (S4: NEIN), wird die Prozessroutine ohne Anhalten
der Kraftmaschine 10 beendet.
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Beispielsweise
umfassen die anderen Kraftmaschinenstoppbedingungen in dem Prozess
des Schritts 5 die Bestimmung einer nach oben gerichteten Neigung/eines
Anstiegs auf der Grundlage eines Ausgangssignals des G-Sensors 19a (die
Bedingung ist erfüllt, wenn ein Neigungswinkel einen vorbestimmten
Wert oder weniger hat), eine Bestimmung einer Kraftmaschinenwassertemperatur
auf der Grundlage eines Ausgangssignals von dem Wassertemperatursensor 19b (die
Bedingung ist erfüllt, wenn die Wassertemperatur sich in
einem vorbestimmten Bereich befindet), die Bestimmung einer Batteriespannung
auf der Grundlage eines Ausgangssignals des Batteriespannungssensors 19c (die
Bedingung ist erfüllt, wenn die Batteriespannung einen
vorbestimmten Wert oder mehr hat), eine Bestimmung einer CVT-Öltemperatur
auf der Grundlage eines Ausgangssignals des Hydrauliktemperatursensors 37 (die
Bedingung ist erfüllt, wenn die CVT-Öltemperatur
innerhalb eines vorbestimmten Bereichs liegt), die Zeit, die von
dem vorausgehenden Start der Kraftmaschine verstrichen ist (die
Bedingung ist erfüllt, wenn die Zeit einen vorbestimmten
Wert oder mehr hat) und der Fahrzeuggeschwindigkeitsverlauf (die
Bedingung ist erfüllt, wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit
einen vorbestimmten Wert oder mehr hat).
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Wenn
alle anderen Kraftmaschinenstoppbedingungen in dem Prozess von Schritt
5 erfüllt sind, wenn nämlich bestimmt wird, dass
in allen Schritten 1 bis 5 des Prozesses JA vorliegt (S5: JA), wird
das elektromagnetische Umschaltventil 55 ausgeschaltet (Schritt
6) und wird die Kraftmaschine 10 dann angehalten (Schritt
7). Genauer gesagt gibt die Steuereinheit 40 ein Kraftstoffabschaltsignal
und ein Zündabschaltsignal ab, die ein Kraftmaschinenstoppsignal ausbilden,
nämlich an das Kraftstoffrelais 21 bzw. das Zündrelais 23.
Als Folge wird verhindert, dass eine Hochspannung von der Zündeinrichtung 13 zu einer
Zündkerze zugeführt wird, und wird verhindert, dass
Kraftstoff von dem Injektor 11 eingespritzt wird, und wird
die Kraftmaschine 10 angehalten. Andererseits wird, wenn
keine der anderen Kraftmaschinenstoppbedingungen erfüllt
ist (S5: NEIN), die Prozessroutine ohne Anhalten der Kraftmaschine 10 beendet.
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Wenn
die Kraftmaschine 10 angehalten wird, wird die Ölpumpe 51 ebenso
angehalten. Daher wird ein Hydraulikdruck nicht zu dem hydraulischen Schaltkreis 50 zugeführt.
Da jedoch das elektromagnetische Umschaltventil 55 ausgeschaltet
ist und der Öldurchgang 63 abgeschaltet ist, wird
der Hydraulikdruck in dem Sammler 56 gesammelt. Wenn die Kraftmaschine 10 zeitweilig
angehalten wird, wie vorstehend beschrieben ist, führt
die Steuereinheit 40 eine Prozessroutine zum Neustarten
der Kraftmaschine 10 aus. Im Folgenden wird der Prozess
zum Neustarten der Kraftmaschine nach dem zeitweiligen Anhalten
der Kraftmaschine unter Bezugnahme auf 4 beschrieben. 4 ist
ein Ablaufdiagramm, das die Inhalte eines Kraftmaschinenneustartprozesses
darstellt, der durch die Steuereinheit ausgeführt wird.
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Zuerst
bestimmt die Steuereinheit 40, ob die Kraftmaschine 10 angehalten
wurde oder nicht (Schritt 10). Wenn die Steuereinheit 40 bestimmt, dass
die Kraftmaschine 10 angehalten wurde (S10: JA), bestimmt
dann die Steuereinheit 40, ob die Position des manuellen
Ventils 54 sich in den D-Bereich befindet oder nicht (Schritt
11). Diese Bestimmung wird auf der Grundlage eines Ausgangssignals
von dem Schaltpositionsumschalter 35 vorgenommen. Es ist
anzumerken, dass dann, wenn die Steuereinheit 40 bestimmt,
dass die Kraftmaschine 10 nicht angehalten wurde (S10:
NEIN), die Kraftmaschine 10 nicht neu gestartet werden
muss. Daher wird die Prozessroutine beendet.
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Wenn
die Steuereinheit 40 in dem Prozess des Schritts 11 bestimmt,
dass die Position des manuellen Ventils 54 sich in dem
D-Bereich befindet (S11: JA), bestimmt dann die Steuereinheit 40,
ob die Kraftmaschinenneustartbedingungen erfüllt sind oder nicht
(Schritt 12). Wenn andererseits die Steuereinheit 40 bestimmt,
dass die Position des manuellen Ventils 54 sich nicht in
dem D-Bereich befindet (S11: NEIN), wird die Prozessroutine beendet.
Beispielsweise umfassen die die Kraftmaschinenneustartbedingungen
in dem Prozess des Schritts 11, dass die Fahrzeuggeschwindigkeit
null ist, der Bremsschalter ausgeschaltet ist, die Beschleunigeröffnung
nicht null ist und dergleichen.
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Wenn
in dem Prozess des Schritts 12 bestimmt wird, dass die Kraftmaschinenneustarbedingungen
erfüllt sind (S12: JA), wird des elektromagnetische Umschaltventil 55 eingeschaltet
(Schritt 13) und wird die Kraftmaschine 10 neu gestartet
(Schritt 14). Genauer gesagt gibt die Steuereinheit 40 ein Kraftstoffeinspritzsignal,
ein Zündsignal und ein Starterantriebssignal ab, die ein
Kraftmaschinenneustartsignal ausbilden, nämlich an das
Kraftstoffrelais 21, das Zündungsrelais 23 bzw.
das Starterrelais 22. Als Folge wird der Starter 12 angetrieben,
wird eine hohe Spannung von der Zündeinrichtung 13 zu
der Zündkerze zugeführt und wird Kraftstoff von
dem Injektor 11 eingespritzt, wodurch die Kraftmaschine 10 neu gestartet
wird. Wenn andererseits die Kraftmaschinenneustartbedingungen nicht
erfüllt sind (S12: NEIN), wird die Prozessroutine beendet.
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Wie
vorstehend beschrieben ist, wird in dem Fall, dass die Kraftmaschine 10 neu
gestartet wird, das elektromagnetische Öffnungs- und Schließventil 55 gerade
dann eingeschaltet, bevor die Kraftmaschine gestartet wird. Daher
wird der Öldurchgang 63 in einen Verbindungszustand
versetzt. Der Sammler 56 und der Öldurchgang 62 stehen
somit in Verbindung miteinander. Als Folge wird ein Hydraulikdruck, der
in dem Sammler 56 gesammelt wird, durch die Öldurchgänge 63, 64 zu
dem Öldurchgang 62 zugeführt. Es ist
anzumerken, dass, da der Öldurchgang 63 den Durchlass 74 hat,
der Hydraulikdruck von dem Sammler 56 durch den Öldurchgang 64 (unter Umgehung
des Durchlasses 74) zu dem Öldurchgang 62 zugeführt
wird.
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Der
Hydraulikdruck, der so zu dem Öldurchgang 62 zugeführt
wird, wird von dem Öldurchgang 65 zu der Vorwärtskupplung
C1 durch das manuelle Ventil 54 zugeführt. Da
das Einwegventil 71 zwischen dem Verbindungspunkt zwischen
den Öldurchgängen 62 und 63 und
dem Kupplungsdrucksteuerventil 53 vorgesehen ist, wird
der Hydraulikdruck, der zu dem Öldurchgang 62 zugeführt
wird, nicht aus dem Kupplungsdrucksteuerventil 53 abgelassen.
Der Hydraulikdruck von dem Sammler 56 wird somit nur zu der
Vorwärtskupplung C1 zugeführt. Daher kann der Hydraulikdruck
effizient von dem Sammler 56 zu der Vorwärtskupplung
C1 in einem kurzen Zeitraum zugeführt werden.
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Darüber
hinaus wird der Hydraulikdruck nicht kontinuierlich von dem Sammler 56 zu
der Vorwärtskupplung C1 zugeführt, während
die Ölpumpe 51 angehalten ist. Daher ist es nicht
notwenig, die Kapazität des Sammlers 56 zu erhöhen,
und ist ein großer Starter nicht notwenig. Anders gesagt
muss der Sammler 56 nur eine Kapazität haben,
die groß genug ist, um den Hydraulikdruck zu der Vorwärtskupplung
C1 zuzuführen, bis der Hydraulikdruck, der durch die Ölpumpe 51 erzeugt
wird, zu der Vorwärtskupplung C1 zugeführt wird,
nachdem die Ölpumpe 51 gestartet wird.
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Gemäß dem
Fahrzeugantriebssystem der vorliegenden Erfindung kann der Hydraulikdruck
effizient von dem Sammler 56 zu der Vorwärtskupplung C1
in einem kurzen Zeitraum beim Neustarten der Kraftmaschine 10 zugeführt
werden, während die Kapazität des Sammlers 56 minimiert
wird. Darüber hinaus sind das manuelle Ventil 54 und
die Vorwärtskupplung C1 direkt miteinander durch den unverzweigten Öldurchgang 65 verbunden.
Wenn daher der Hydraulikdruck von dem Sammler 56 zu der
Vorwärtskupplung C1 beim Starten der Kraftmaschine zugeführt
wird, kann der Widerstand, der auf das Öl aufgebracht wird,
das zu der Vorwärtskupplung C1 strömt, so gut
wie möglich verringert werden und kann die Öldurchgangslänge
verringert werden. Als Folge kann der Hydraulikdruck sehr effizient
von dem Sammler 56 zu der Vorwärtskupplung C1
in einem kürzeren Zeitraum zugeführt werden.
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Darüber
hinaus ist der Durchlass 74 in dem Öldurchgang 63 vorgesehen
und ist der Öldurchgang 64 parallel vorgesehen,
um den Durchlass 74 zu umgehen. Das Einwegventil 72 zum
Gestatten, dass das Öl nur in der Richtung von dem Sammler 56 in
Richtung auf den Öldurchgang 62 strömt,
ist in dem Öldurchgang 64 vorgesehen. Wenn daher
der Hydraulikdruck, der in dem Sammler 56 gesammelt wird, beim
Neustarten der Kraftmaschine 10 verwendet wird, kann der
Hydraulikdruck rasch (mit einer hohen Geschwindigkeit) von dem Sammler 56 zu
der Vorwärtskupplung C1, durch den Öldurchgang 64 zugeführt
werden, der das darin vorgesehene Einwegventil 72 hat.
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Während
andererseits die Ölpumpe 51 angetrieben wird,
wird der Hydraulikdruck, der durch die Ölpumpe 51 erzeugt
wird, zu dem Sammler 56 durch den Öldurchgang 63 zugeführt,
der den Durchlass 74 hat. Der Hydraulikdruck wird somit
langsam (mit einer geringen Geschwindigkeit) in dem Sammler 56 gesammelt.
Wenn demgemäß der Antrieb der Ölpumpe 51 beim
Neustarten der Kraftmaschine 10 gestartet wird, wird der
Hydraulikdruck, der durch die Ölpumpe 51 erzeugt
wird, nicht so ausgiebig für die Sammlung in dem Sammler 56 in
dem Zustand verwendet, in welchem der Hydraulikdruck, der in dem
Sammler 56 gesammelt wird, verringert wird, unmittelbar
nachdem er zu der Vorwärtskupplung C1 zugeführt wird. Wenn
daher der Antrieb der Ölpumpe 51 gestartet wird,
kann der Hydraulikdruck, der durch die Ölpumpe 51 erzeugt
wird, rasch (mit einer hohen Geschwindigkeit) zu der Vorwärtskupplung
C1 zugeführt werden. Demgemäß kann eine
erforderliche Kapazität des Sammlers 56 weitergehend
verringert werden.
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Das
Einwegventil 73 zum Gestatten, dass das Öl nur
in der Richtung von dem Leitungsdruckregulierventil 52 in
Richtung auf die Sekundärriemenscheibe 32 strömt,
ist stromaufwärts des Sekundärrollendrucksteuerventils 58 in
den Öldurchgang 68 vorgesehen. Wenn daher die Ölpumpe 51 angehalten
wird, kann ein Ölaustritt von der Sekundärriemenscheibe 32 zu
dem Leitungsdruckregulierventil 52 verhindert werden. Als
Folge kann die Reduktion des Hydraulikdrucks in der Sekundärriemenscheibe 32 verhindert
werden.
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Es
ist anzumerken, dass der Ölaustritt aus der Primärriemenscheibe 31 zu
dem Leitungsdruckregulierventil 52 auftreten kann, während
die Ölpumpe 51 angehalten ist. Jedoch ist in dem
Zustand, dass die Kraftmaschine 10 angehalten ist und die Ölpumpe 51 angehalten
ist, nahezu kein Hydraulikdruck zur Zufuhr zu der Primärriemenscheibe 31 erforderlich
und muss der Hydraulikdruck nur auf die Sekundärriemenscheibe 32 aufgebracht
werden. Daher tritt ein Ölaustritt aus der Primärriemenscheibe 31 kaum
auf. Auch wenn der Ölaustritt aus der Primärriemenscheibe 31 auftritt,
verursacht ein solcher Ölaustritt keinen Schlupf des V-Riemens,
wenn der Antrieb der Ölpumpe 51 gestartet wird.
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Wie
vorstehend beschrieben ist, unterdrückt das Einwegventil 73 das
Ablassen des Hydraulikdrucks aus der Sekundärriemenscheibe 32,
während die Ölpumpe 51 angehalten ist.
Da ein geeigneter Hydraulikdruck auf die Sekundärriemenscheibe 32 beim
Neustarten der Kraftmaschine 10 aufgebracht wird, kann
ein Schlupf des V-Riemens bei dem stufenlos variablen Getriebe 30 zuverlässig
verhindert werden.
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Wenn
das manuelle Ventil 54 sich in der Nichtfahrposition befindet,
nämlich in dem P-Bereich oder dem N-Bereich, sind eine
oder beide der Vorwärtskupplung C1 und der Rückwärtsbremse
B1 mit dem Ablauf EX verbunden. Auch wenn daher das Einwegventil 71 zum
Gestatten, dass das Öl nur in der Richtung von der Ölpumpe 51 in
Richtung auf das manuelle Ventil 54 strömt, in
dem Öldurchgang 62 vorgesehen ist, der die Ölpumpe 51 und
das manuelle Ventil 54 verbindet, kann der Hydraulikdruck
zuverlässig von einem oder beiden der Vorwärtskupplung C1
und der Rückwärtskupplung B1 abgelassen werden,
wenn der Hydraulikdruck nicht erforderlich ist. Da der Zustand,
in welchem der Hydraulikdruck auf die Vorwärtskupplung
C1 und die Rückwärtsbremse B1 aufgebracht wird,
nicht länger als notwendig aufrechterhalten wird, werden
die Zuverlässigkeit und Haltbarkeit der Vorwärtskupplung
C1 und der Rückwärtsbremse B1 nicht verschlechtert.
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Wie
vorstehend im Einzelnen beschrieben wurde, ist gemäß dem
Fahrzeugantriebssystem des ersten Ausführungsbeispiels
der Sammler 56 mit dem Öldurchgang 62 verbunden,
der das Kupplungsdrucksteuerventil 53 und das manuelle
Ventil 54 verbindet, nämlich durch die Öldurchgänge 63, 64 über das
elektromagnetische Umschaltventil 55. Darüber hinaus
ist das Einwegventil 71 zum Gestatten, dass Öl
nur in der Richtung von dem Kupplungsdrucksteuerventil 53 zu
dem manuellen Ventil 54 strömt, zwischen dem Verbindungspunkt
zwischen den Öldurchgängen 63, 62 und
dem Kupplungsdrucksteuerventil 53 vorgesehen. Wenn die Ölpumpe 51 angetrieben
wird, schaltet die Steuereinheit 40 das elektromagnetische
Umschaltventil 55 ein, um den Öldurchgang 63 in
einen Verbindungszustand umzuschalten. Wenn die Ölpumpe 51 angehalten
wird, schaltet die Steuereinheit 40 das elektromagnetische Umschaltventil 55 aus,
um den Öldurchgang 63 in einen Abschaltzustand
umzuschalten.
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Der
Hydraulikdruck, der durch die Ölpumpe 51 erzeugt
wird, wird somit in dem Sammler 56 gesammelt, während
die Ölpumpe 51 angetrieben ist. Wenn die Kraftmaschine 10 angehalten
ist und die Ölpumpe 51 angehalten ist, wird das
elektromagnetische Umschaltventil 55 in einen Abschaltzustand umgeschaltet,
und der Hydraulikdruck, der in dem Sammler 56 gesammelt
wird, wird aufrecht erhalten. Wenn die Kraftmaschine 10 in
diesem Zustand neu gestartet wird, und die Ölpumpe 51 erneut
angetrieben wird, wird der Hydraulikdruck, der in dem Sammler 56 gesammelt
wird, zu der Vorwärtskupplung C1 zugeführt. Zu
diesem Zeitpunkt verhindert das Einwegventil 71 zuverlässig,
dass der Hydraulikdruck von dem Sammler 56 aus dem Kupplungsdrucksteuerventil 53 austritt.
Darüber hinaus wird der Hydraulikdruck nicht konstant von
dem Sammler 56 zu der Vorwärtskupplung C1 zugeführt,
während die Ölpumpe 51 angehalten ist.
Daher kann die Kapazität des Sammlers 56 verringert
werden. Gemäß dem Fahrzeugantriebssystem des ersten
Ausführungsbeispiels kann der Hydraulikdruck effizient
von dem Sammler 56 zu der Vorwärtskupplung C1
in einem kürzeren Zeitraum zugeführt werden, während
die Kapazität des Sammlers 56 minimiert wird.
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(Zweites Ausführungsbeispiel)
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Im
Folgenden wird ein zweites Ausführungsbeispiel beschrieben.
Das zweite Ausführungsbeispiel hat im Wesentlichen denselben
grundlegenden Aufbau wie das erste Ausführungsbeispiel,
aber unterscheidet sich von dem ersten Ausführungsbeispiel hinsichtlich
des Aufbaus des hydraulischen Schaltkreises, der in dem stufenlos
variablen Getriebe enthalten ist. In der folgenden Beschreibung
werden dieselben Strukturelemente wie diejenigen des ersten Ausführungsbeispiels
mit denselben Bezugszeichen und Bezeichnungen versehen und wird
die Beschreibung von diesen geeignet weggelassen. Der hydraulische
Schaltkreis des Fahrzeugantriebsystems des zweiten Ausführungsbeispiels
wird hauptsächlich hinsichtlich der Unterschiede des Aufbaus
von dem ersten Ausführungsbeispiel unter Bezugnahme auf 5 beschrieben. 5 ist
ein Diagramm, das einen hydraulischen Schaltkreis bei dem Fahrzeugantriebssystem
des zweiten Ausführungsbeispiels zeigt.
-
Wie
in 5 gezeigt ist, ist in einem hydraulischen Schaltkreis 50a der Öldurchgang 63,
mit dem der Sammler 56 verbunden ist, mit einem Öldurchgang 65a verbunden,
der das manuelle Ventil 54 und die Vorwärtskupplung
C1 verbindet. Anders gesagt ist der Öldurchgang 63 näher
an der Vorwärtskupplung C1 als in dem ersten Ausführungsbeispiel
angeordnet. Die Öldurchgangslänge von dem Sammler 56 zu
der Vorwärtskupplung C1 ist somit verringert.
-
In
diesem hydraulischen Schaltkreis 50a wird ebenso der Hydraulikdruck,
der durch die Ölpumpe 51 erzeugt wird, in dem
Sammler 56 gesammelt, während die Ölpumpe 51 angetrieben
wird, wie in dem ersten Ausführungsbeispiel beschrieben
ist. Wenn die Kraftmaschine 10 angehalten ist und die Ölpumpe 51 angehalten
ist, wird das elektromagnetische Umschaltventil 55 ausgeschaltet
und wird der Öldurchgang 63 in einen Abschaltzustand
versetzt. Daher wird der Hydraulikdruck, der in dem Sammler 56 gesammelt
wird, gehalten. Wenn die Kraftmaschine 10 in diesem Zustand
neu gestartet wird und die Ölpumpe 51 erneut angetrieben wird,
wird das elektromagnetische Umschaltventil 55 eingeschaltet
und wird der Öldurchgang 63 in einen Verbindungszustand
versetzt. Der Sammler 56 und der Öldurchgang 65a stehen
somit miteinander in Verbindung. Als Folge wird der Hydraulikdruck,
der in dem Sammler 56 gesammelt wird, durch die Öldurchgänge 63, 64,
zu dem Öldurchgang 65a zugeführt. Es
ist anzumerken, dass, da der Durchlass 64 in dem Öldurchgang 63 vorgesehen
ist, der Hydraulikdruck von dem Sammler 56 durch den Öldurchgang 64 (unter
Umgehung des Durchlasses 74) zu dem Öldurchgang 65a zugeführt
wird und zu der Vorwärtskupplung C1 zugeführt wird.
-
Der
Hydraulikdruck, der zu dem Öldurchgang 65a zugeführt
wird, wird ebenso zu dem Öldurchgang 62 durch
das manuelle Ventil 54 zugeführt. Da jedoch das
Einwegventil 71 in dem Öldurchgang 62 vorgesehen
ist, wird der Hydraulikdruck, der zu dem Öldurchgang 62 zugeführt
wird, nicht durch das Kupplungsdrucksteuerventil 53 abgelassen.
Der Hydraulikdruck von dem Sammler 56 wird somit nur zu
der Vorwärtskupplung C1 zugeführt. Da die Öldurchgangslänge
von dem Sammler 56 zu der Vorwärtskupplung C1
verringert ist, kann der Hydraulikdruck effizient von dem Sammler 56 zu
der Vorwärtskupplung C1 zugeführt werden und kann
die Zufuhrzeit weitergehend verringert werden. Die anderen Wirkungen,
die in dem ersten Ausführungsbeispiel beschrieben sind,
können ebenso mit dem Fahrzeugantriebssystem des zweiten
Ausführungsbeispiels erhalten werden.
-
Gemäß dem
Fahrzeugantriebssystem des zweiten Ausführungsbeispiels
kann der Hydraulikdruck effizient von dem Sammler 56 zu
der Vorwärtskupplung C1 in einer kürzeren Zeit
zugeführt werden, während die Kapazität
eines Sammlers 56 minimiert wird.
-
(Drittes Ausführungsbeispiel)
-
Abschließend
wird ein drittes Ausführungsbeispiel beschrieben. Anders
als in dem ersten und dem zweiten Ausführungsbeispiel ist
die vorliegende Erfindung in dem dritten Ausführungsbeispiel
auf ein gestuftes Automatikgetriebe (ein gestuftes AT) angewendet.
Der grundlegende Aufbau des dritten Ausführungsbeispiels
ist im Wesentlichen derselbe wie derjenige des zweiten Ausführungsbeispiels.
Jedoch ist das stufenlos variable Getriebe 30 durch ein
gestuftes Automatikgetriebe 80 ersetzt (siehe 1) und
ist der Aufbau eines hydraulischen Schaltkreises, der in dem gestuften
Automatikgetriebe 80 vorgesehen ist, verschieden von demjenigen
des zweiten Ausführungsbeispiels. In der folgenden Beschreibung
werden dieselben Strukturelemente wie diejenigen des zweiten Ausführungsbeispiels
mit denselben Bezugszeichen und Bezeichnungen bezeichnet und wird
die Beschreibung von diesen geeignet weggelassen. Der hydraulische
Schaltkreis bei dem Fahrzeugantriebssystem des dritten Ausführungsbeispiels
wird hauptsächlich hinsichtlich der Unterschiede des Aufbaus
von dem zweiten Ausführungsbeispiel unter Bezugnahme auf 6 beschrieben. 6 ist
ein Diagramm, das einen hydraulischen Schaltkreis bei dem Fahrzeugantriebssystem
(dem gestuften AT) des dritten Ausführungsbeispiels zeigt. Es
ist anzumerken, dass dabei angenommen wird, dass die Vorwärtskupplung
C1 in allen Vorwärtsgängen des D-Bereichs eingerückt
ist.
-
Wie
in 6 gezeigt ist, ist in einem hydraulischen Schaltkreis 50b ein
Kupplungsdrucksteuerventil nicht vorgesehen und sind das Leitungsdruckregulierventil 52 und
ein manuelles Ventil 54b durch den Öldurchgang 62 verbunden.
Der Öldurchgang 62 hat einen abgezweigten Öldurchgang 62b.
Der abgezweigte Öldurchgang 62b ist ebenso mit
dem manuellen Ventil 54b verbunden.
-
Das
manuelle Ventil 54b ist mit der Vorwärtskupplung
C1 durch den Öldurchgang 65a verbunden und ist
mit einer Schaltventil-/Steuerventileinheit 81 durch Öldurchgänge 65b, 66 verbunden.
Die Schaltventil-/Steuerventileinheit 81 steuert das Einrücken und
Ausrücken der Kupplungen C2, C3 und der Bremsen B2, die
in dem gestuften Automatikgetriebe 80 vorgesehen sind.
Die Kupplung C2 und die Schaltventil-/Steuerventileinheit 81 sind
durch einen Öldurchgang 82 verbunden, die Kupplung
C3 und die Schaltventil-/Steuerventileinheit 81 sind durch
einen Öldurchgang 83 verbunden, die Bremse B2
und die Schaltventil-/Steuerventileinheit 81 sind durch
einen Öldurchgang 84 verbunden und die Bremse
B2 und die Schaltventil-/Steuerventileinheit 81 sind durch
einen Öldurchgang 85 verbunden. Wenn demgemäß das
manuelle Ventil 54b in den D-Bereich versetzt wird, wird
das Muster der Einrück-/Ausrückkombination der
Kupplungen C2, C3 und der Bremsen B1, B2 durch die hydraulische
Steuerung der Schaltventil-/Steuerventileinheit 81 gemäß dem
Fahrzustand des Fahrzeugs verändert, wodurch eine vorbestimmte
Schaltstufe des gestuften Automatikgetriebes 80 ausgewählt
wird.
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Bei
diesem hydraulischen Schaltkreis 50b wird ebenso wie in
dem zweiten Ausführungsbeispiel beschrieben ist, der Hydraulikdruck,
der durch die Ölpumpe 51 erzeugt wird, in dem
Sammler 56 gesammelt, während die Ölpumpe 51 angetrieben
wird. Wenn die Kraftmaschine 10 angehalten ist und die Ölpumpe 51 angehalten
ist, wird das elektromagnetische Umschaltventil 55 ausgeschaltet
und wird der Öldurchgang 63 in einen Abschaltzustand
versetzt. Der Hydraulikdruck, der in dem Sammler 56 gesammelt
wird, wird somit gehalten. Wenn die Kraftmaschine in diesem Zustand
neu gestartet wird und die Ölpumpe 51 erneut angetrieben
wird, wird das elektromagnetische Umschaltventil 55 eingeschaltet
und wird der Öldurchgang 63 in einen Verbindungszustand
versetzt. Der Sammler 56 und der Öldurchgang 65a stehen
somit miteinander in Verbindung. Als Folge wird der Hydraulikdruck,
der im Sammler 56 gesammelt wird, durch die Öldurchgänge 63, 64 zu
dem Öldurchgang 65a zugeführt. Es ist
anzumerken, dass, da der Durchlass 74 in dem Öldurchgang 63 vorgesehen
ist, der Hydraulikdruck von dem Sammler 56 durch den Öldurchgang 64 (unter
Umgehung des Durchlasses 74) zu dem Öldurchgang 65a zugeführt
wird und zu der Vorwärtskupplung C1 zugeführt wird.
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Der
Hydraulikdruck, der zu dem Öldurchgang 65a zugeführt
wird, wird ebenso zu dem Öldurchgang 62 durch
das manuelle Ventil 54b zugeführt. Da jedoch das
Einwegventil 71 in dem Öldurchgang 72 vorgesehen
ist, wird der Hydraulikdruck, der zu dem Öldurchgang 62 zugeführt
wird, nicht von dem Leitungsdruckregulierventil 52 abgelassen.
Der Hydraulikdruck von dem Sammler 56 wird somit nur zu
der Vorwärtskupplung C1 zugeführt. Da die Öldurchgangslänge
von dem Sammler 56 zu der Vorwärtskupplung C1
kurz ist, kann der Hydraulikdruck effizient von dem Sammler 56 zu
der Vorwärtskupplung C1 zugeführt werden und kann
die Zufuhrzeitdauer verringert werden. Die anderen Wirkungen, die durch
das erste und zweite Ausführungsbeispiel erhalten werden,
die vorstehend beschrieben sind, können bei dem Fahrzeugantriebssystem
des dritten Ausführungsbeispiels außer der Wirkung
zur Verhinderung des Schlupfs des V-Riemens bei dem stufenlos variablen
Getriebe ebenso erhalten werden.
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Gemäß dem
Fahrzeugantriebssystem des dritten Ausführungsbeispiels
kann auch dann, wenn das Fahrzeugantriebssystem das gestufte Automatikgetriebe 80 aufweist,
der Hydraulikdruck effizient von dem Sammler 56 zu der
Vorwärtskupplung C1 in einem kurzen Zeitraum zugeführt
werden, während die Kapazität des Sammlers 56 minimiert
wird.
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Es
ist anzumerken, dass die vorstehend beschriebenen Ausführungsbeispiele
als Beispiel gezeigt sind und die vorliegende Erfindung nicht beschränken
sollen. Es ist verständlich, dass verschiedenartige Verbesserungen
und Abwandlungen ohne Abweichen von dem Grundgedanken und dem Anwendungsbereich
der Erfindung vorgenommen werden können. Beispielsweise
ist in dem dritten Ausführungsbeispiel der Öldurchgang 63 so
angeordnet, dass er mit dem Öldurchgang 65a verbunden
ist. Jedoch kann der Öldurchgang 63 so angeordnet
werden, dass er mit dem Öldurchgang 62 verbunden
ist (zwischen dem manuellen Ventil 54a und dem Einwegventil 71)
wie es in dem ersten Ausführungsbeispiel der Fall ist.
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Die
mechanische Ölpumpe 51, die mit der Kraftmaschine 10 verbunden
ist, ist in den vorstehend angegebenen Ausführungsbeispielen
gezeigt. Jedoch ist die vorliegende Erfindung ebenso auf ein Fahrzeugantriebssystem
mit einer elektrischen Ölpumpe anwendbar, die nicht mit
der Kraftmaschine verbunden ist.
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Zusammenfassung
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Eine
Fahrzeugantriebseinheit ist vorgesehen, die einen hydraulischen
Schaltkreis aufweist, der einen Hydraulikdruck von einem Sammler
effizient zu einem hydraulischen Servo zuführen kann, während
die Kapazität des Sammlers minimiert wird. In einem hydraulischen
Schaltkreis (50) der in einem stufenlos variablen Getriebe
(30) vorgesehen ist, ist ein Sammler (56) durch
ein elektromagnetisches Umschaltventil (55) mit einem Öldurchgang
(62) verbunden, der ein Kupplungsdrucksteuerventil (53)
und ein manuelles Ventil (54) verbindet, und ist ein Einwegventil
(71) zum Gestatten, dass das Öl nur in einer Richtung
von dem Kupplungsdrucksteuerventil (53) in Richtung auf
den Sammler (56) und die Vorwärtskupplung (C1)
strömt, in dem Öldurchgang 62 vorgesehen.
Das elektrische Umschaltventil (55) schaltet einen Öldurchgang
(63) auf einen Verbindungszustand um, wenn die Ölpumpe
(51) angetrieben wird, und schaltet den Öldurchgang
(63) auf einen Abschaltzustand um, wenn die Ölpumpe
(51) angehalten wird.
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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
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- - JP 2000-313252
A [0006]
- - JP 2005-226802 A [0006]