DE112011102277T5

DE112011102277T5 - Fahrzeugkraftübertragungssystem

Info

Publication number: DE112011102277T5
Application number: DE112011102277T
Authority: DE
Inventors: Yusuke Ogata; Haruhiko Shibata; Fumitake Suzuki; Masahiko Suzuki; Naoki Okoshi; Masahiro Ito; Yoshihiro Mizuno; Hidenobu Yamaguchi; Masashi Hattori; Kenichi Mori
Original assignee: Aisin AW Co Ltd; JTEKT Corp; Toyota Motor Corp; Toyooki Kogyo Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd; JTEKT Corp; Toyota Motor Corp; JTEKT Fluid Power Systems Corp
Priority date: 2010-07-07
Filing date: 2011-06-30
Publication date: 2013-05-29
Anticipated expiration: 2031-07-01
Also published as: JP5480042B2; JP2012017802A; CN103003599B; WO2012004953A3; US20130170953A1; US8801559B2; CN103003599A; DE112011102277B4; WO2012004953A2

Abstract

Es wird ein Fahrzeugkraftübertragungssystem vorgesehen, wobei eine Ölpumpe aufgebaut ist, um ein erforderliches Antriebsdrehmoment ausreichend zu verringern. Eine Hochdruckanschlussabgabemenge Q1 eines ersten und eines zweiten Hochdruckdurchgangs 110, 114 der Ölpumpe 28 wird derart bestimmt, dass eine Menge Q' eines Verbrauchs von Arbeitsöl eines relativ hohen Drucks durch lediglich die Hochdruckanschlussabgabemenge Q1 während eines stetigen Fahrens eines Fahrzeugs geliefert werden kann, wobei eine Maschinendrehzahl NE nicht niedriger als ein vorbestimmter Schwellenwert NE2 ist, der einer vorbestimmten niedrigsten Soll-Eingangswellendrehzahl MINT L eines stetig variablen Getriebes 18 für seine Schaltsteuerung entspricht. Deshalb kann der Druck des Arbeitsöls, der von dem ersten und dem zweiten Niederdruckabgabedurchgang 112, 116 abgegeben wird, bei einem vorbestimmten niedrigen Niveau beibehalten werden und das erforderliche Antriebsdrehmoment der Ölpumpe 28 kann ausreichend verringert werden.

Description

Technisches Gebiet
Die vorliegende Erfindung bezieht auf ein Fahrzeugkraftübertragungssystem einschließlich einer Ölpumpe einer Innenkontaktart mit einem Hochdruckabgabedurchgang und einem Niederdruckabgabedurchgang und insbesondere auf Techniken zum Verringern eines Antriebsdrehmoments der Ölpumpe.
Stand der Technik
Es ist eine Ölpumpe einer Innenkontaktgetriebepumpenart bekannt mit einem Antriebszahnrad, das durch eine Maschine um seine Achse herum gedreht wird, einem ringförmigen angetriebenen Zahnrad bzw. Abtriebszahnrad mit Innenzähnen, die sich mit Außenzähnen des Antriebszahnrads verzahnen und durch das antreibende bzw. Antriebszahnrad um eine exzentrische Achse herum drehbar ist, die hinsichtlich der Achse des antreibenden Zahnrads exzentrisch ist, einer Pumpenkammer, die das antreibende Zahnrad und das angetriebene Zahnrad beherbergt, und einem Gehäuse mit einer Vielzahl von Druckkammern, welche in einer Seitenfläche der Pumpenkammer münden, um ein Arbeitsöl von der Pumpenkammer abzugeben, und die zwischen gegenseitig verzahnten Flächen der Außen- und Innenzähne derart ausgebildet sind, dass die Druckkammern voneinander in einer Umfangsrichtung des antreibenden und des angetriebenen Zahnrads voneinander beabstandet sind, wobei das Gehäuse ferner einen Hochdruckabgabedurchgang und einen Niederdruckabgabedurchgang aufweist, die mit der Vielzahl von Druckkammern eine nach der anderen in dem Verlauf eines Verringerns eines Volumens von jeder der Druckkammern kommunizieren, während die Druckkammern in einer Richtung einer Drehung des antreibenden und des angetriebenen Zahnrads bewegt werden, wobei die Ölpumpe derart betätigt wird, dass ein Druck des Arbeitsöls, das durch den Niederdruckabgabedurchgang abzugeben ist, um einen vorbestimmten Betrag niedriger als ein Druck des Arbeitsöls gehalten wird, der von dem Hochdruckabgabedurchgang abgegeben wird, wenn eine Verbrauchsmenge des Arbeitsöls eines relativ hohen Drucks durch lediglich eine Abgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang geliefert bzw. gewährt werden kann. Patentdokumente 1 und 2 offenbaren Beispiele solch einer Art von Ölpumpe. Diese Art von Ölpumpe, worin der Druck des Arbeitsöls, das von dem Niederdruckabgabedurchgang abzugeben ist, bei dem vorangehend dargestellten niedrigen Niveau gehalten wird, erfordert ein relativ niedriges Antriebsdrehmoment und verbessert entsprechend eine Kraftstoffökonomie eines Fahrzeugs, das mit der Ölpumpe ausgestattet ist.
Die Ölpumpe, die in dem Patentdokument 2 offenbart ist, hat eine Ölentlastungsnut, die in der Seitenfläche der Pumpenkammer ausgebildet ist, zur Kommunikation des Niederdruckabgabedurchgangs mit einer spezifischen Druckkammer von den Druckkammern, die sich zwischen den Öffnungen des Hochdruck- und Niederdruckabgabedurchgangs befindet, und ist nicht in Kommunikation bzw. in Verbindung mit den Abgabedurchgängen in Abwesenheit der Ölentlastungsnut. Die Ölentlastungsnut ermöglicht bzw. erlaubt es dem Arbeitsöl, von der spezifischen Druckkammer in den Niederdruckabgabedurchgang zu strömen, wobei ein abrupter Anstieg des Drucks des Arbeitsöls in der spezifischen Druckkammer selbst dann verhindert wird, wenn die spezifische Druckkammer hinter die vorangehend dargestellte Stelle zwischen dem Hochdruck- und Niederdruckabgabedurchgang bewegt wird. Daher verhindert die Ölentlastungsnut einen Anstieg des erforderlichen Pumpenantriebsdrehmoments aufgrund des Anstiegs des Drucks des Arbeitsöls in der spezifischen Druckkammer.
Literaturstellenliste
Patentliteratur

PTL 1: JP-2009-068473 A
PTL 2: JP-2009-127569 A

Zusammenfassung der Erfindung
Technisches Problem
In der bekannten Ölpumpe, die vorangehend beschrieben ist, strömt das Arbeitsöl von der spezifischen Druckkammer durch die Ölentlastungsnut in den Niederdruckabgabedurchgang, wobei der Druck des Arbeitsöls auf dem vorangehend dargestellten niedrigen Niveau gehalten wird, wenn die spezifische Druckkammer hinter bzw. über die vorangehend dargestellte Stelle zwischen dem Hochdruck- und Niederdruckabgabedurchgang bewegt wird. Folglich wird der Druck des Arbeitsöls in der spezifischen Kammer unter ein Niveau nahe dem vorangehend dargestellten niedrigen Niveau abgesenkt, sodass eine Druckdifferenz bzw. ein Druckunterschied zwischen dem Druck des Arbeitsöls in der spezifischen Druckkammer und dem Druck des Arbeitsöls in der Druckkammer, die benachbart zu der spezifischen Druckkammer ist und die mit dem Hochdruckabgabedurchgang in Verbindung steht, erhöht, was eine Leckage bzw. ein Lecken des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang in die spezifische Druckkammer durch einen kleinen Betrag eines Abstands zwischen den Außen- und Innenzähnen des antreibenden und angetriebenen Zahnrads verursacht wird und was in einer Verringerung der Abgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang resultiert.
In einem Fahrzeugkraftübertragungssystem, das die bekannte Art einer vorangehend beschriebenen Ölpumpe und ein stetig variables Getriebe aufweist, das mit wenigstens einem Teil des Arbeitsöls des vorangehend dargestellten relativ hohen Drucks betrieben wird, der von der Ölpumpe zugeführt wird, hebt die vorangehend beschriebene Verringerung der Abgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang ungewünschter Weise ein unteres Limit bzw. einen unteren Grenzwert der Drehzahl einer Eingangswelle des stetig variablen Getriebes an, über dem die Verbrauchsmenge des Arbeitsöls des vorangehend dargestellten relativ hohen Drucks durch lediglich die Abgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang gewährt bzw. geliefert werden kann. Entsprechend kann die Eingangswellengeschwindigkeit des stetig variablen Getriebes nicht über einen ausreichend breiten Bereich verändert werden. In dem Fahrzeugkraftübertragungssystem kann deshalb der Druck des Arbeitsöls, das von dem Niederdruckabgabedurchgang abgegeben wird, nicht an dem vorangehend dargestellten niedrigen Niveau über einen ausreichend breiten Bereich der Eingangswellengeschwindigkeit des stetig variablen Getriebes gehalten werden, was ein Problem hervorruft, dass das erforderliche Antriebsdrehmoment der Ölpumpe nicht effektiv verringert werden kann.
Es wird als möglich erachtet, die Ölpumpe mit einer Ölentlastungsnut zur Kommunikation bzw. Verbindung der spezifischen Druckkammer mit dem Hochdruckabgabedurchgang zu versehen, um dem Arbeitsöl zu ermöglichen bzw. zu erlauben, von der spezifischen Ölkammer in den Hochdruckabgabedurchgang zu strömen, wenn die spezifische Druckkammer hinter bzw. über die vorangehend dargestellte Stelle zwischen dem Hochdruck- und Niederdruckabgabedurchgang hinaus bewegt wird, und ist nicht in Verbindung bzw. in Kommunikation mit diesen Abgabedurchgängen in Abwesenheit der Ölentlastungsnut. Obwohl diese Ölentlastungsnut die vorangehend dargestellte Ölleckage in die spezifische Druckkammer verhindert, kann die Verbrauchsmenge des Arbeitsöls des relativ hohen Drucks nicht durch die Abgabemenge des Arbeitsöls von lediglich dem Hochdruckabgabedurchgang in einem normalen Betriebszustand bzw. Laufzustand des Fahrzeugs vorgesehen werden und der Druck des von dem Niederdruckabgabedurchgang abzugebenden Arbeitsöls kann nicht auf dem vorangehend dargestellten niedrigen Niveau gehalten werden, was außerdem das Problem hervorruft, dass das erforderliche Antriebsdrehmoment der Ölpumpe nicht effektiv verringert werden kann.
Die vorliegende Erfindung wurde in Anbetracht des vorangehend beschrieben Stands der Technik gemacht. Es ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Fahrzeugkraftübertragungssystem mit einer Ölpumpe vorzusehen, deren erforderliches Antriebsdrehmoment ausreichend verringert werden kann.
Lösung des Problems
Die vorangehend dargestellte Aufgabe wird gemäß dem Prinzip der vorliegenden Erfindung erreicht, die ein Kraftübertragungssystem eines Fahrzeugs vorsieht, das Folgendes aufweist: eine Ölpumpe einer Innenkontaktzahnradart mit einem antreibenden Zahnrad, das sich durch eine Maschine um seine Achse herum dreht, einem ringförmigen angetriebenen Zahnrad bzw. Abtriebszahnrad mit Innenzähnen, die sich mit Außenzähnen des antreibenden Zahnrads bzw. Antriebszahnrads verzahnen und durch das antreibende Zahnrad um eine exzentrische Achse herum drehbar ist, die hinsichtlich der Achse des antreibenden Zahnrads exzentrisch ist, und einem Gehäuse mit einer Pumpenkammer, die das antreibende Zahnrad und das angetriebene Zahnrad bzw. das Antriebszahnrad und das Abtriebszahnrad beherbergt, und einem Hochdruckabgabedurchgang und einem Niederabgabedurchgang, die in einer Seitenfläche der Pumpenkammer offen sind bzw. darin münden, um das Arbeitsöl von der Pumpenkammer derart abzugeben, dass der Hochdruckabgabedurchgang und der Niederdruckabgabedurchgang einer nach dem anderen mit einer Vielzahl von Druckkammern im Verlauf eines Verringerns eines Volumens von jeder der Druckkammern kommunizieren bzw. in Verbindung stehen, während die Druckkammern in einer Drehrichtung des antreibenden und des angetriebenen Zahnrads bewegt werden, wobei die Vielzahl von Druckkammern zwischen gegenseitig verzahnten Flächen der Außen- und Innenzähne derart ausgebildet sind, dass die Druckkammern in einer Umfangsrichtung des antreibenden und angetriebenen Zahnrads bzw. Antriebs- und Abtriebszahnrad voneinander beabstandet sind, wobei die Ölpumpe derart betrieben wird, dass ein Druck des Arbeitsöls, der von dem Niederdruckabgabedurchgang abzugeben ist, auf einem vorbestimmten niedrigen Niveau gehalten wird, das um einen vorbestimmten Betrag niedriger als ein Druck des Arbeitsöls ist, der von dem Hochdruckabgabedurchgang abgegeben wird, wenn eine Menge eines Verbrauchs des Arbeitsöls des relativ hohen Drucks durch lediglich eine Abgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang gewährt bzw. geliefert werden kann; und ein stetig variables Getriebe, das mit wenigstens einem Teil des Arbeitsöls des vorangehend dargestellten relativ hohen Drucks betriebsfähig ist, wobei das Kraftübertragungssystem dadurch gekennzeichnet ist, dass die vorangehend dargestellte Abgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang derart bestimmt ist, dass die Menge eines Verbrauchs des Arbeitsöls des relativ hohen Drucks durch die Abgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang gewährt werden kann bzw. geliefert werden kann, während eines stetigen Laufs des Fahrzeugs, wobei eine Eingangswellengeschwindigkeit des stetig variablen Getriebes nicht niedriger als ein niedrigster Sollwert ist, der für eine Schaltsteuerung des stetig variablen Getriebes vorbestimmt ist.
Gemäß einer ersten bevorzugten Form der Erfindung ist die Abgabemenge des Arbeitsöls von dem vorangehend dargestellten Hochdruckabgabedurchgang bestimmt, um größer als 1/2 einer Gesamtabgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang und dem vorangehend dargestellten Niederdruckabgabedurchgang zu sein.
Gemäß einer zweiten bevorzugten Form der Erfindung weist das stetig variable Getriebe eine Eingangswelle und eine Ausgangswelle, die parallel zueinander angeordnet sind, ein Paar von Laufrollen bzw. Riemenscheiben mit variablen Durchmessern, die jeweils an der Eingangs- und Ausgangswelle befestigt sind, einen Übertragungsriemen, der V-Nuten des Paares von Riemenscheiben mit variablen Durchmessern in Eingriff bringt, und ein Paar von hydraulischen Zylindern auf, die betätigt werden, um auf das Paar von Riemenscheiben mit variablen Durchmessern zu wirken, zum jeweiligen Aufbringen einer Zugspannungskraft auf den Übertragungsriemen, und wobei das Paar von Hydraulikzylindern mit dem Arbeitsöl des vorangehend dargestellten relativ hohen Drucks betätigt werden, um effektive Durchmesser des Paares von Riemenscheiben mit variablen Durchmessern für den Übertragungsriemen zum kontinuierlichen Ändern eines Geschwindigkeitsverhältnisses des stetig variablen Getriebes zu ändern.
Vorteilhafte Effekte der Erfindung
In dem Kraftübertragungssystem des Fahrzeugs gemäß der vorliegenden Erfindung wird die Abgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang derart bestimmt, dass die Verbrauchsmenge des Arbeitsöls des relativ hohen Drucks durch die Abgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang gewährt bzw. geliefert werden kann, während des stetigen Fahrzustands des Fahrzeugs, wobei die Eingabewellengeschwindigkeit des stetig variablen Getriebes nicht niedriger als der niedrigste Sollwert ist, der für die Schaltsteuerung des stetig variablen Getriebes vorbestimmt ist, und wobei die Maschinendrehzahl nicht niedriger als der vorbestimmte Schwellenwert ist, der der niedrigsten Soll-Eingangswellendrehzahl bzw. -geschwindigkeit entspricht. Während des stetigen Fahrzustands des Fahrzeugs kann deshalb die Verbrauchsmenge des Arbeitsöls des relativ hohen Drucks durch die Abgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang geliefert werden, ungeachtet des Schaltzustands des stetig variablen Getriebes, sodass der Druck des Arbeitsöls, der von dem Niederdruckabgabedurchgang abgegeben wird, bei dem vorangehend dargestellten vorbestimmten niedrigen Niveau gehalten werden kann und das erforderliche Antriebsdrehmoment der Ölpumpe ausreichend verringert werden kann.
In dem Kraftübertragungssystem des Fahrzeugs gemäß der ersten bevorzugten Form dieser Erfindung wird die Abgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang bestimmt, um größer als 1/2 der Gesamtmenge einer Abgabe des Arbeitsöls von dem Hochdruck- und Niederdruckabgabedurchgang zu sein, sodass der untere Grenzwert der Eingangswellendrehzahl bzw. Eingangswellengeschwindigkeit des stetig variablen Getriebes, über dem die Verbrauchsmenge des Arbeitsöls des relativ hohen Drucks durch lediglich die Abgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang geliefert werden kann, abgesenkt werden kann, verglichen mit dem in dem Fall, in dem die Abgabemenge von dem Hochdruckabgabedurchgang nicht größer als 1/2 von der Gesamtabgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruck- und Niederdruckabgabedurchgang ist. Entsprechend kann der Druck des Arbeitsöls, der von dem Niederdruckabgabedurchgang abgegeben wird, an dem vorangehend dargestellten vorbestimmten niedrigen Niveau in einem weiteren Bereich bzw. breiteren Bereich der Eingangswellengeschwindigkeit des stetig variablen Getriebes gehalten werden, was es möglich macht, das erforderliche Antriebsdrehmoment der Ölpumpe zu verringern.
In dem Fahrzeugkraftübertragungssystem des Fahrzeugs gemäß der zweiten bevorzugten Form der Erfindung weist das stetig variable Getriebe die Eingangswelle und Ausgangswelle, die parallel zueinander angeordnet sind, das Paar von Laufrollen bzw. Riemenscheiben mit variablen Durchmessern, die jeweils an der Eingangs- und Ausgangswelle befestigt sind, den Übertragungsriemen, der die V-Nuten des Paares von Riemenscheiben mit variablen Durchmessern in Eingriff bringt, und das Paar von Hydraulikzylindern auf, die betätigt werden, um auf das Paar von Laufrollen mit variablen Durchmessern zu wirken, zum Aufbringen der Zugspannungskraft auf den Übertragungsriemen, und wobei das Paar von Hydraulikzylindern mit dem Arbeitsöl des vorangehend dargestellten relativ hohen Drucks betätigt wird, um die effektiven Durchmesser des Paars von Riemenscheiben mit variablen Durchmessern zum stetigen Verändern des Geschwindigkeitsverhältnisses des stetig variablen Getriebes zu ändern. Während des stetigen Fahrzustands des Fahrzeugs kann die Verbrauchsmenge des Arbeitsöls des vorangehend dargestellten hohen Drucks durch das Paar von Hydraulikzylindern durch die Abgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckdurchgang geliefert werden, ungeachtet des Schaltzustands des stetig variablen Getriebes, sodass der Druck des Arbeitsöls, der von dem Niederdruckabgabedurchgang abgegeben wird, auf dem vorbestimmten niedrigen Niveau beibehalten werden kann, was es möglich macht, das erforderliche Antriebsdrehmoment der Ölpumpe ausreichend zu reduzieren.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
1 ist eine schematische Ansicht, die eine Anordnung eines Fahrzeugkraftübertragungssystems zeigt, das gemäß einer Ausführungsform dieser Erfindung konstruiert ist.
2 ist ein Blockdiagramm, das Hauptfunktionen eines Steuersystems zeigt, das zum Steuern des Fahrzeugkraftübertragungssystems von 1 vorgesehen ist.
3 ist eine Ansicht, die ein Schaltkennfeld darstellt, das eine vorbestimmte und gespeicherte Beziehung zwischen einem Betätigungsbetrag eines Beschleunigerpedals, das als ein von einer Fahrzeugbedienperson angeforderter Betrag einer Fahrzeugausgabe verwendet wird, einer Fahrgeschwindigkeit eines Fahrzeugs und einer Solleingangswellengeschwindigkeit bzw. -drehzahl des Kraftübertragungssystems repräsentiert.
4 ist eine Querschnittansicht einer Ölpumpe, die in dem Fahrzeugkraftübertragungssystem vorgesehen ist.
5 ist eine Querschnittansicht, die entlang Pfeillinien V-V in 4 genommen ist.
6 ist eine Querschnittsansicht, die entlang Pfeillinien VI-VI in 4 genommen ist.
7 ist eine Ansicht, die eine Beziehung zwischen einem Drehwinkel von jeder Druckkammer der Ölpumpe um die Achse der Ölpumpe herum und einem Volumen der Druckkammer darstellt.
8 ist eine Ansicht, die schematisch die Ölpumpe und einen Abschnitt einer hydraulischen Steuereinheit des Kraftübertragungssystems zeigt.
9 ist eine Ansicht, die eine Beziehung zwischen einem Betrag bzw. einer Menge einer Ölabgabe von der Ölpumpe, einem Hydraulikdruckwert an einem Anschluss der Ölpumpe und einer Betriebsgeschwindigkeit einer Maschine darstellt.
Beschreibung von Ausführungsformen
Die Ausführungsform dieser Erfindung wird im Detail mit Bezug auf die Zeichnungen beschrieben werden. Es soll verstanden werden, dass die Zeichnungen, die die Ausführungsform zeigen, welche nachfolgend beschrieben ist, vereinfacht oder schematisch gezeichnet sind und nicht exakt die Abmessungen und Formen der Elemente der Ausführungsform repräsentieren.
Bezugnehmend auf die schematische Ansicht von 1, die die Anordnung eines Fahrzeugkraftübertragungssystems 10 zeigt, das gemäß einer Ausführungsform dieser Erfindung konstruiert bzw. aufgebaut ist, ist das Fahrzeugkraftübertragungssystem 10 konstruiert, um für ein FF-(Frontmotor-Frontantriebs-)Fahrzeug verwendet zu werden und ist mit einer Maschine 12 verbunden, die als eine Antriebskraftquelle des Fahrzeugs vorgesehen ist. Eine Ausgabe der Maschine 12, die eine Brennkraftmaschine ist, wird von einer Kurbelwelle der Maschine 12 an eine Differentialgetriebevorrichtung 22 durch eine fluidbetätigte Kraftübertragungsvorrichtung in der Form eines Drehmomentwandlers 14, einer Vorwärts-Rückwärts-Schaltvorrichtung 16, einem stetig variablen Getriebe (CVT) einer Riemenart und einer Untersetzungsgetriebevorrichtung 22 übertragen und wird auf linke und rechte Antriebsräder 24L und 24R verteilt.
Der Drehmomentwandler 14 weist ein Pumpenlaufrad 14p, das mit der Kurbelwelle der Maschine 12 verbunden ist, und ein Turbinenlaufrad 14t auf, das mit der Vorwärts-Rückwärts-Schaltvorrichtung 16 durch eine Turbinenwelle 34 verbunden ist, die ein Ausgabebauteil des Drehmomentwandlers 14 ist. Zwischen dem Pumpenlaufrad 14p und dem Turbinenlaufrad 14t ist eine Drehmomentwandlerüberbrückungskupplung 26 angeordnet, die unter der Steuerung eines Drehmomentwandlerüberbrückungskupplungssteuerventil eingerückt und gelöst wird, das in einer Hydrauliksteuereinheit 76 integriert ist und das konstruiert ist, um Drücke eines Arbeitsöls oder Fluids zu steuern, um auf eine Eingriffsdruckkammer und eine Lösedruckkammer der Drehmomentwandlerüberbrückungskupplung 26 aufgebracht zu werden. Wenn die Drehmomentwandlerüberbrückungskupplung 26 in einer vollständig eingerückten Position platziert ist, werden das Pumpen- und Turbinenlaufrad 14p, 14t als eine Einheit gedreht. Eine mechanische Ölpumpe 28 ist mit dem Pumpenlaufrad 14p zum Durchführen einer Schaltsteuerung und einer Riemenzugspannungssteuerung des stetig variablen Getriebes 18 verbunden. Diese Ölpumpe 28 wird in einer operativen Beziehung mit dem Betrieb der Maschine 12 betätigt.
Der Drehmomentwandler 14, der wie vorangehend beschrieben aufgebaut ist, ist in einer Drehmomentwandlerüberbrückungssteuerungsbetriebsart und einer Flex-Drehmomentwandlerüberbrückungssteuerungsbetriebsart in vorbestimmten entsprechenden Fahrzuständen des Fahrzeugs betriebsfähig. Zum Beispiel wird der Drehmomentwandler 14 in der Drehmomentwandlerüberbrückungssteuerungsbetriebsart mit der Drehmomentwandlerüberbrückungskupplung 26 in dem vollständig eingerückten Zustand platziert betrieben, wobei das Pumpen- und Turbinenlaufrad 14p und 14t vollständig miteinander verbunden sind und als eine Einheit betrieben bzw. betätig sind, und in der Flex-Drehmomentwandlerüberbrückungskupplungssteuerungsbetriebsart mit der Drehmomentwandlerüberbrückungskupplung 26 in einem teilweise eingerückten oder Schlupfzustand platziert, in dem das Pumpen- und Turbinenlaufrad 14p und 14t teilweise bzw. partiell miteinander verbunden sind. Die Fahrzustände des Fahrzeugs, in dem der Drehmomentwandler 14 in der jeweiligen Drehmomentwandlerüberbrückungssteuerungs- und Flex-Drehmomentwandlerüberbrückungssteuerungsbetriebsart betätigt ist, sind als entsprechende Beziehungen zwischen dem Betätigungsbetrag eines Beschleunigerpedals und einer Fahrgeschwindigkeit des Fahrzeugs definiert.
Die Vorwärts-Rückwärts-Umschaltvorrichtung 16 ist im Prinzip durch eine Vorwärtsantriebskupplung C1, eine Rückwärtsantriebsbremse B1, ein Hohlrad 16r und eine Planetengetriebevorrichtung 16p, einer Doppelzahnradart gebildet. Die Planetengetriebevorrichtung 16 weist ein Sonnenrad 16s, das einstückig mit der Turbinenwelle 34 verbunden ist, und einen Träger 16c auf, der einstückig mit einer Eingangswelle 36 des stetig variablen Getriebes 18 verbunden ist. Der Träger 16c und das Sonnenrad 16s werden wahlweise durch die Vorwärtsantriebskupplung C1 miteinander verbunden. Das Hohlrad 16r ist wahlweise an einem Gehäuse (nicht gezeigt) des Fahrzeugkraftübertragungssystems 10 fixiert. Die Vorwärtsantriebskupplung C1 und die Rückwärtsantriebsbremse B1 sind hydraulisch betätigte Reibkopplungsvorrichtungen, die durch entsprechende Aktuatoren, wie z. B. Hydraulikzylinder, reibend eingerückt werden. Diese Vorwärtsantriebskupplung C1 und Rückwärtsantriebsbremse B1, werden mit einem manuellen Ventil eingerückt und gelöst, das in der Hydrauliksteuereinheit 76 integriert ist, die in 2 gezeigt ist. Das manuelle Ventil ist konstruiert, um Drücke des Arbeitsöls zu steuern, das auf die Vorwärtsantriebskupplung C1 und Rückwärtsantriebsbremse B1 aufzubringen ist, zum wahlweisen Einrücken oder Lösen der Kupplung C1 und Bremse B1.
Die Vorwärts-Rückwärts-Umschaltvorrichtung 16, die wie vorangehend beschrieben aufgebaut ist, wird in einer Vorwärtsantriebsposition platziert, wenn die Vorwärtsantriebskupplung C1 in ihrem Eingriffszustand platziert ist, während die Rückwärtsantriebsbremse B1 in ihrem gelösten Zustand platziert ist. In der Vorwärtsantriebsposition wird die Vorwärts-Rückwärts-Umschaltvorrichtung 16 als eine Einheit betrieben und die Turbinenwelle 34 ist direkt mit der Eingangswelle 36 verbunden, um eine Vorwärtsantriebskraftübertragungsbahn zu etablieren, durch die eine Vorwärtsantriebskraft zum Fahren des Fahrzeugs in der Vorwärtsrichtung an das rechte und linke Antriebsrad 24R, 24L übertragen wird. Die Vorwärts-Rückwärts-Umschaltvorrichtung 16 wird in einer Rückwärtsantriebsposition platziert, wenn die Rückwärtsantriebsbremse B1 in ihrem eingerückten Zustand platziert ist, während die Vorwärtsantriebskupplung C1 in ihrem gelösten Zustand platziert ist. In der Rückwärtsantriebsposition wird die Eingangswelle 36 in einer Richtung entgegengesetzt zu der Richtung einer Drehung der Turbinenwelle 34 gedreht, sodass eine Rückwärtsantriebskraft zum Fahren des Fahrzeugs in der Rückwärtsrichtung an das rechte und das linke Antriebsrad 24R, 24L übertragen wird. Ferner wird die Vorwärts-Rückwärts-Umschaltvorrichtung 16 in einer neutralen Position (Krafttrennungsposition) zum Trennen der Kraftübertragungsbahn platziert, wenn die Vorwärtsantriebskupplung C1 und die Rückwärtsantriebsbremse B1 beide in der gelösten Position platziert sind.
Das stetig variable Getriebe 18 weist Folgendes auf: eine Eingangswelle 36 und eine Ausgangswelle 40, die parallel zueinander sind und von denen jede um ihre Achse herum drehbar ist; eine Antriebslaufrolle bzw. Antriebsriemenscheibe 42 mit variablem Durchmesser, die an der Eingangswelle 36 montiert ist; eine angetriebene Laufrolle bzw. Abtriebsriemenscheibe 46 mit variablem Durchmesser, die an der Ausgangwelle 40 montiert ist; einen Übertragungsriemen 48, der V-Nuten der Laufrollen bzw. Riemenscheiben 42, 46 mit variablen Durchmessern in Eingriff bringt, um eine Antriebskraft zwischen den Riemenscheiben 42, 46 mit variablen Durchmessern mit einer Reibungskraft zwischen dem Übertragungsriemen 48 und den Riemenscheiben 42, 46 mit variablen Durchmessern zu übertragen; und einen antriebsseitigen Hydraulikzylinder 50 und einen abtriebsseitigen Hydraulikzylinder 52, die Schub- bzw. Druckkräfte erzeugen, um die Breiten der V-Nuten der entsprechenden Riemenscheiben 42, 46 mit variablen Durchmessern zu ändern, und eine Zugspannungskraft erzeugen, die in einem Druckkontakt mit den Riemenscheiben 42, 46 mit variablen Durchmessern auf den Übertragungsriemen 48 wirkt. Die Riemenscheiben 42, 46 mit variablen Durchmessern haben entsprechende stationäre Laufrollen 42a, 46a, die an den entsprechenden Eingangs- und Ausgangswellen 36, 40 befestigt sind, und entsprechende bewegliche Laufrollen 42b, 46b, die zusammen mit der entsprechenden Eingangs- und Ausgangswelle 36, 40 um deren Achsen herum gedreht werden und die relativ zu der entsprechenden Eingangs- und Ausgangswelle 36, 40 axial beweglich sind. Die Breiten bzw. Weiten der V-Nuten der Riemenscheiben 42, 46 mit variablen Durchmessern, die durch die stationären Laufrollen 42a, 46a und die beweglichen Laufrollen 42b, 46b definiert sind, werden unter der Steuerung eines schaltsteuerungssolenoidbetätigten Ventils geändert, das in der Hydrauliksteuereinheit 76 integriert ist, die in 2 gezeigt ist, und das konstruiert bzw. aufgebaut ist, um den Druck des Arbeitsöls zu steuern, um auf den antriebsseitigen Hydraulikzylinder 50 aufgebracht zu werden. Die Zugspannungskraft, die auf den Übertragungsriemen 48 in Druckkontakt mit den Riemenscheiben 42, 46 mit variablen Durchmessern wirkt, wird unter der Steuerung eines Zugspannungssteuerungssolenoidbetätigungsventils eingestellt, das in der Hydrauliksteuereinheit 76 integriert ist und das aufgebaut ist, um den Druck des Arbeitsöls zu steuern, um auf den abtriebsseitigen Hydraulikzylinder 52 aufgebracht zu werden.
Das stetig variable Getriebe 18, das wie vorangehend beschrieben aufgebaut ist, hat ein Geschwindigkeitsverhältnis Gamma (= Drehzahl N_IN der Eingangswelle 36/Drehzahl N_OUT der Ausgangswelle 40), das mit Änderungen der Breiten der V-Nuten der antriebsseitigen und abtriebsseitigen Riemenscheiben 42, 46 mit variablen Durchmessern gemäß dem Fahrzustand des Fahrzeugs stetig variabel ist, und nachfolgende Änderungen der effektiven Durchmesser der Riemenscheiben 42, 46 mit variablen Durchmessern, bei denen der Übertragungsriemen 48 die V-Nuten in Eingriff bringt. Die Zugspannungskraft, die auf dem Übertragungsriemen 40 in drückendem Kontakt mit den Riemenscheiben 42, 46 mit variablen Durchmessern wirkt, wird eingestellt, um einen Schlupfbetrag des Übertragungsriemens 48 hinsichtlich der Riemenscheiben 42, 46 zu verhindern.
Als nächstes, bezugnehmend auf das Blockdiagramm von 2, das Hauptfunktionen eines Steuersystems zeigt, das zum Steuern des Fahrzeugkraftübertragungssystems 10 von 1 vorgesehen ist, weist das Steuersystem eine elektronische Steuervorrichtung 54 auf, die prinzipiell durch einen sogenannten Mikrocomputer gebildet ist, der eine CPU, einen RAM, einen ROM und eine Eingabe-Ausgabe-Schnittstelle umfasst. Die CPU führt Signalverarbeitungsoperationen gemäß Steuerprogrammen durch, die in dem ROM gespeichert sind, während sie eine zeitweilige Datenspeicherfunktion des RAMs verwendet, um eine Ausgabesteuerung der Maschine 12, die vorangehend dargestellte Schaltsteuerung und eine Riemenzugspannungssteuerung des stetig variablen Getriebes 18, eine Eingriffs- und Lösesteuerung der Drehmomentwandlerüberbrückungskupplung 26 und andere Steuerungen zu implementieren. Die elektronische Steuervorrichtung 54 hat Steuerungsabteilungen zum jeweiligen Implementieren der Ausgabesteuerung der Maschine 12 und der Hydrauliksteuerungen des stetig variablen Getriebes 18 und der Drehmomentwandlerüberbrückungskupplung 26.
Die elektronische Steuervorrichtung 54 ist gestaltet, um verschiedene Signale aufzunehmen, die folgende umfassen: ein Ausgabesignal eines Maschinengeschwindigkeitssensors bzw. Maschinendrehzahlsensors 56, das auf eine Betriebsgeschwindigkeit N_B der Maschine 12 hinweist; ein Ausgabesignal eines Turbinendrehzahlsensors 58, das auf eine Drehzahl N_T der Turbinenwelle 34 hinweist; ein Ausgabesignal eines Eingangswellendrehzahlsensors 60, das auf eine Drehzahl N_IN der Eingangswelle 36 hinweist; ein Ausgangssignal eines Ausgangswellendrehzahlsensors 62, das auf eine Drehzahl N_OUT der Ausgangswelle 40 hinweist; ein Ausgabesignal eines Fahrzeuggeschwindigkeitssensors 64, das auf die Fahrgeschwindigkeit Ve des Fahrzeugs hinweist; und ein Ausgabesignal eines Beschleunigerbetätigungsbetragssensors 66, das auf einen Betätigungsbetrag A_cc des Beschleunigerpedals hinweist.
Die elektronische Steuervorrichtung 54 erzeugt Maschinenausgabesteuersignale zum Steuern der Ausgabe der Maschine 12, wie z. B. ein Drosselsignal S_TH zum Antreiben eines Drosselaktuators, um einen elektronischen Drosselaktuator 68 zu öffnen und zu schließen, ein Kraftstoffeinspritzsignal S_F zum Steuern einer Einspritzmenge eines Kraftstoffs von einer Kraftstoffeinspritzvorrichtung 72 und ein Zündzeitsignal S_I zum Steuern der Zündzeit der Maschine 12 durch eine Zündvorrichtung 74. Die elektronische Steuervorrichtung 54 erzeugt ferner Signale, um auf die Hydrauliksteuervorrichtung 76 aufgebracht zu werden, wie z. B. ein Schaltsteuersignal S_T zum Antreiben des antriebsseitigen Hydraulikzylinders 52, um das Geschwindigkeitsverhältnis Gamma des stetig variablen Getriebes 18 zu steuern, ein Zugspannungssteuersignal SB zum Antreiben des abtriebsseitigen Hydraulikzylinders 52, um die Zugspannung des Übertragungsriemens 48 zu steuern, und ein Drehmomentwandlerüberbrückungskupplungssteuersignal S_L/U zum Einrücken und Lösen der Drehmomentwandlerüberbrückungskupplung 26 und zum Steuern des Schlupfbetrags der Drehmomentwandlerüberbrückungskupplung 26.
Die elektronische Steuervorrichtung 54 weist verschiedene funktionale Abschnitte einschließlich eines Schaltsteuerungsabschnitts 78 und eines Riemenzugspannungssteuerabschnitts 80 auf, die im Detail beschrieben werden.
Der Schaltsteuerabschnitt 78 ist gestaltet, um eine Sollgeschwindigkeit bzw. Solldrehzahl N_INT der Eingangswelle 36 auf der Basis des Betätigungsbetrags A_cc des Beschleunigerpedals und der Fahrzeugfahrgeschwindigkeit Ve und gemäß einem Schaltkennfeld (das in 3 beispielhaft gezeigt ist), das eine vorbestimmte und gespeicherte Beziehung zwischen dem Betätigungsbetrag A_cc des Beschleunigerpedals, das als ein von einer Fahrzeugbedienperson angeforderten Betrag einer Fahrzeugausgabe verwendet wird, einer Fahrzeugfahrgeschwindigkeit Ve und der Soll-Eingangswellendrehzahl N_INT repräsentiert, zu berechnen. Dann implementiert der Schaltsteuerabschnitt 78 die Schaltsteuerung, um das Geschwindigkeitsverhältnis Gamma des stetig variablen Getriebes 18 gemäß einem Fehler zwischen der Ist-Eingangswellendrehzahl N_IN und der Soll-Eingangswellendrehzahl N_INT zu ändern, sodass die Ist-Eingangswellendrehzahl N_IN mit der Soll-Eingangswellendrehzahl N_INT übereinstimmt. Genauer beschrieben implementiert der Schaltsteuerabschnitt 78 eine Regelung des vorangehend beschriebenen Schaltsteuerungssolenoidbetätigungsventils, um eine Strömungsrate des Arbeitsöls in den antriebsseitigen Hydraulikzylinder 50 zu steuern, zum Ändern der Breiten der V-Nuten der Antriebs- und Abtriebsriemenscheibe 42, 46 mit variablen Durchmessern, um dadurch die effektiven Durchmesser der Riemenscheiben 42, 46 zu ändern, die den Übertragungsriemen 48 in Eingriff bringen, zum Ändern des Geschwindigkeitsverhältnisses Gamma des stetig variablen Getriebes 18. Das Schaltkennfeld, das in 3 gezeigt ist, das einer Schaltbedingung des stetig variablen Getriebes 18 entspricht, ist formuliert, um die Soll-Eingangswellendrehzahl N_INT derart zu bestimmen, dass sich das Geschwindigkeitsverhältnis Gamma mit einer Verringerung der Fahrzeugfahrgeschwindigkeit Ve und mit einem Anstieg des Betätigungsbetrags A_cc des Beschleunigerpedals erhöht. Es sei vermerkt, dass eine niedrigste Soll-Eingangswellendrehzahl N_{INT L}, die in 3 dargestellt ist, der Minimumwert des Sollwerts der Eingangswellendrehzahl N_IN ist, die durch den Schaltsteuerabschnitt 78 für die Schaltsteuerung verwendet wird. Zum Beispiel ist die niedrigste Soll-Eingangswellendrehzahl N_{INT L} eingestellt, um ungefähr 900 bis 1000 rpm zu sein. Das stetig variable Getriebe 18 wird geschaltet, um die Eingangswellendrehzahl NIN derart zu steuern, dass die Eingangswellendrehzahl N_IN nicht niedriger als die niedrigste Soll-Eingangswellendrehzahl N_{INT L} ist.
Bezugnehmend auf 2 ist der Riemenzugspannungssteuerungsabschnitt 80 gestaltet, um eine Soll-Riemenzugspannungskraft F_T auf der Basis des Betätigungsbetrags A_cc des Beschleunigerpedals und des Geschwindigkeitsverhältnisses Gamma und gemäß einem Riemenzugspannungskennfeld, das eine vorbestimmte und gespeicherte Beziehung zwischen dem Betätigungsbetrag A_cc des Beschleunigerpedals, dem Geschwindigkeitsverhältnis Gamma und der Soll-Riemenzugspannungskraft F_T repräsentiert, zu berechnen. Dann implementiert der Riemenzugspannungssteuerungsabschnitt 80 die Riemenzugspannungssteuerung, um eine Ist-Zugspannungskraft F des Übertragungsriemens 48 derart zu steuern, dass die Ist-Riemenzugspannungskraft F mit der Soll-Riemenzugspannungskraft F_T übereinstimmt. Genauer beschrieben implementiert der Riemenzugspannungssteuerungsabschnitt 80 eine Feedback-Steuerung bzw. eine Regelung des vorangehend beschriebenen Zugspannungssteuerungssolenoidbetätigungsventils, um eine Strömungsrate des Arbeitsöls in den abtriebsseitigen Hydraulikzylinder 52 zu steuern, zum Einstellen der Riemenzugspannungskraft F. Das Riemenzugspannungskennfeld repräsentiert eine gespeicherte Beziehung zwischen der Riemenzugspannungskraft F, einem Beschleunigerpedalbetätigungsbetrag A_cc und einem Geschwindigkeitsverhältnis Gamma, welche Beziehung durch ein Experimentieren derart vorbestimmt ist, dass der Übertragungsriemen 48 nicht an den Riemenscheiben 42, 46 mit variablen Durchmessern schlupft.
Die Ölpumpe 28, die gemäß der vorliegenden Ausführungsform der Erfindung aufgebaut ist, wird im Detail mit Bezug auf die Querschnittsansicht von 4, die Querschnittsansicht von 5, die entlang von Pfeillinien V-V in 4 genommen ist, und die Querschnittsansicht von 6, die entlang von Pfeillinien VI-VI in 4 genommen ist, beschrieben werden. Wie in 4 bis 6 gezeigt ist, ist die Ölpumpe 28 von einer sogenannten Innenkontaktgetriebepumpenart mit einem Gehäuse 82, einem Antriebszahnrad 88 und einem ringförmigen Abtriebszahnrad 94. Das Gehäuse 82 ist an einem Abschnitt des Gehäuses (nicht gezeigt) des Fahrzeugkraftübertragungssystems 10 fixiert, dessen Abschnitt sich zwischen dem Drehmomentwandler 14 und der Vorwärts-Rückwärts-Umschaltvorrichtung 16 befindet. Das Antriebszahnrad 88 hat elf (11) Außenzähne 84 und steht mit einer Vielzahl von Zahnabschnitten 86a in Eingriff, die an einem Endabschnitt einer Pumpenwelle 86 in der Form einer Buchse bzw. Hülse mit einer Achse C1 ausgebildet sind, die sich von einem radial inneren Endabschnitt des Pumpenlaufrads 14p erstreckt. Das Antriebszahnrad bzw. das antreibende Zahnrad 88 ist in dem Gehäuse 82 derart untergebracht, dass das Antriebszahnrad 88 mit der Pumpenwelle 86 um die Achse C1 herum drehbar ist. Das ringförmige Abtriebszahnrad 94 hat zwölf (12) Innenzähne 90, die sich mit den Außenzähnen 84 verzahnen, und eine Außenumfangsfläche 92 und ist in dem Gehäuse 82 derart untergebracht, dass das Abtriebszahnrad 94 um eine exzentrische Achse C2 herum drehbar ist, die hinsichtlich der Achse C1 exzentrisch ist. Das Abriebszahnrad 94 wird durch das Antriebszahnrad 88 gedreht.
Wie in 5 gezeigt ist, gelangen die Außenzähne 84 des Antriebszahnrads 88 und die Innenzähne 90 des Abtriebszahnrads 94 in verzahnten Eingriff miteinander in einem relativ unteren Umfangsabschnitt der Ölpumpe 28, wenn in 5 betrachtet. Das Antriebszahnrad 88 wird durch die Pumpenwelle 86 um die Achse C1 in eine Richtung gedreht, die durch eine Pfeillinie „a” in 5 dargestellt ist, während das Abtriebszahnrad 94 durch das Antriebszahnrad 88 um die exzentrische Achse C2 in die Richtung gedreht wird, die durch die Pfeillinie „a” in 5 dargestellt ist. Indem das Antriebszahnrad 88 und das Abtriebszahnrad 94 gedreht werden, werden die Außenzähne 84 in die Richtung einer Drehung der Zahnräder 88, 94 bei einer Geschwindigkeit höher als die Innenzähne 90 bewegt in gleitendem Kontakt oder in einer extrem geringfügig voneinander entfernten Beziehung zu den Innenzähnen 90 neben den Außenzähnen 84 vorwärts bewegt, wenn in der Drehrichtung betrachtet. Jeder von den Außenzähnen 84, der mit einem der Innenzähne 90 in dem unteren Umfangsabschnitt der Ölpumpe 28 verzahnt war, kommt in verzahnten Eingriff mit dem nächsten der Innenzähne 90 vorwärts benachbart zu dem vorangehend dargestellten einen Innenzahn 90, wenn in der Drehrichtung betrachtet.
Wie in 5 und 6 gezeigt ist, ist eine Vielzahl von (elf in der vorliegenden Ausführungsform) Druckkammern 96 zwischen gegenseitig verzahnten Flächen von Außen- und Innenzähnen 84, 90 derart ausgebildet, dass die Druckkammern 96 in der Umfangsrichtung des Antriebs- und Abtriebszahnrads 88, 94 voneinander beabstandet sind. Diese Druckkammern 96 werden in der Richtung einer Drehung des Antriebs- und Abtriebszahnrad 88, 94 bewegt, in dem das Antriebs- und Abtriebszahnrad 88, 94 gedreht werden. 7 ist eine Ansicht, die eine Beziehung zwischen einem Drehwinkel (Drehbewegung) q der Druckkammern 96 um die Achse C1 und einem Volumen Vo von jeder Druckkammer 96 anzeigt. In 7 entspricht der Drehwinkel 0 Grad (360 Grad) der Druckkammern 96, der entlang der horizontalen Achse genommen ist, den gegenseitig verzahnten Außen- und Innenzähnen 84, 90, die sich an der untersten Umfangsposition der Ölpumpe 28 befinden, wenn in 5 betrachtet. Wie in 7 angezeigt ist, steigt das Volumen Vo von jeder Druckkammer 96 von Null an auf bis zu dem Maximalwert, indem der Drehwinkel q der Druckkammern 96 von 0 Grad bis 180 Grad steigt, und verringert sich von dem Maximalwert hinab auf Null, indem sich der Drehwinkel q von 180 Grad auf 360 Grad verringert.
Das Gehäuse 82, das das Antriebszahnrad 88 und das Abtriebszahnrad 94 unterbringt, weist Folgendes auf: eine Pumpenkammer 100 mit einer Innenumfangsfläche 100 in Kontakt mit der Außenumfangsfläche 92 des Abtriebszahnrads 94; einen ersten Saugdurchgang 106, der in einer Seitenfläche 102 (in 4 und 5 gezeigt) der Pumpenkammer 100 auf der Seite des Drehmomentwandlers 40 mündet, zum Ansaugen des Arbeitsöls in die Pumpenkammer 100; einen zweiten Saugdurchgang 108, der in einer anderen Seitenfläche 104 (die in 4 und 6 gezeigt ist) der Pumpenkammer 100 auf der Seite der Vorwärts-Rückwärts-Umschaltvorrichtung 16 mündet, zum Ansaugen des Arbeitsöls in die Pumpenkammer 100; einen ersten Hochdruckabgabedurchgang 110 und einen ersten Niederdruckabgabedurchgang 112, die in der Seitenfläche 102 der Pumpenkammer 100 münden, zum Abgeben des Arbeitsöls von der Pumpenkammer 100, und die in der Umfangsrichtung der Pumpenkammer 100 voneinander beabstandet sind, wie in 5 gezeigt ist; einen zweiten Hochdruckabgabedurchgang 114 und einen zweiten Niederdruckabgabedurchgang 116, die in der Seitenfläche 104 der Pumpenkammer 100 münden, zum Abgeben des Arbeitsöls von der Pumpenkammer 100, und die in der Umfangsrichtung der Pumpenkammer 100 voneinander beabstandet sind, wie in 6 gezeigt ist. Die Ränder bzw. Kanten von Öffnungen der Durchgänge 106, 108, 110, 112, 114, 116 sind als gestrichelte Linien in 5 und 6 dargestellt.
Der erste Saugdurchgang 106 und der zweite Saugdurchgang 108 werden in einem ausgewählten Abschnitt des Umfangs der Pumpenkammer 100 zu der Pumpenkammer 100 hin offen gehalten, in der sich das Volumen Vo von jeder Druckkammer 96 während einer Drehung des Antriebs- und Abtriebszahnrads 88, 94 erhöht, nämlich in einem ausgewählten Abschnitt einer Saugperiode entsprechend einem Bereich von 0 Grad bis 180 Grad des Drehwinkels q von jeder Druckkammer 96, z. B. in einem Abschnitt der Saugperiode, die einem Bereich von 12 Grad bis 178 Grad entspricht. Entsprechend werden der erste und der zweite Saugdurchgang 106, 108 in Verbindung bzw. in Kommunikation mit den Druckkammern 96 in einer Periode bzw. Zeitdauer eines Anstiegs des Volumens Vo von jeder Druckkammer 96 gehalten, während die Druckkammer 96 in die Richtung einer Drehung des Antriebs- und Abtriebszahnrads 88, 94 bewegt wird.
Der erste Hochdruckabgabedurchgang 110 und der zweite Hochdruckabgabedurchgang 114 werden zu der Pumpenkammer 1 in einem ausgewählten Abschnitt des Umfangs der Pumpenkammer 100 zu der Pumpenkammer 1 hin offen gehalten, in der sich das Volumen Vo von jeder Druckkammer 96 während einer Drehung des Antriebs- und Abtriebszahnrads 88, 94 verringert, nämlich in einem ausgewählten Abschnitt einer Abgabeperiode bzw. Abgabedauer, die einem Bereich von 180 Grad bis 360 Grad des Drehwinkels q von jeder Druckkammer 96 entspricht, z. B. für eine erste Abgabeperiode, die einem Bereich von 205 Grad bis 252 Grad entspricht. Entsprechend werden der erste und der zweite Hochdruckabgabedurchgang 110, 114 in Verbindung mit den Druckkammern 96 in einer ersten Hälfte einer Periode eines Verringerns des Volumens Vo von jeder Druckkammer 96 gehalten, während die Druckkammer 96 in die Richtung einer Drehung des Antriebs- und Abtriebszahnrads 88, 94 bewegt wird.
Der erste Niederdruckabgabedurchgang 112 und der zweite Niederdruckabgabedurchgang 116 werden in einem ausgewählten Abschnitt des Umfangs der Pumpenkammer 100 zu der Pumpenkammer 100 hin offen gehalten, in der sich das Volumen Vo von jeder Druckkammer 96 während einer Drehung des Antriebs- und Abtriebszahnrads 88, 94 verringert, nämlich in einem anderen ausgewählten Abschnitt der Abgabeperiode, die dem Bereich von 180 Grad bis 360 Grad des Winkels einer Drehung q von jeder Druckkammer 96 entspricht, z. B. für eine zweite Abgabeperiode, die einem Bereich von 285 Grad bis 347 Grad entspricht. Entsprechend werden der erste und der zweite Niederdruckabgabedurchgang 112, 116 in Verbindung mit den Druckkammern 96 in einer zweiten Hälfte der Periode eines Verringerns des Volumens Vo von jeder Druckkammer 96 gehalten, während die Druckkammer 96 in die Richtung einer Drehung des Antriebs- und Abtriebszahnrads 88, 94 bewegt wird.
Der erste Hochdruckabgabedurchgang 110 und der zweite Hochdruckabgabedurchgang 114 befinden sich jeweils stromaufwärtig von dem ersten Niederdruckabgabedurchgang 112 und dem zweiten Niederdruckabgabedurchgang 116.
Die ersten Hochdruck- und Niederdruckabgabedurchgänge 110, 112 werden nicht in Verbindung miteinander gehalten, um eine Verringerung einer Volumeneffizienz der Hochdruckseite zu verhindern. Im Detail beschrieben sind der erste Hochdruck- und Niederdruckabgabedurchgang 110, 112 derart angeordnet, dass jede Druckkammer 96, die in die Richtung einer Drehung des Antriebs- und Abtriebszahnrad 88, 94 bewegt wird, zuerst mit lediglich dem ersten Hochdruckabgabedurchgang 110 in Kontakt bzw. in Verbindung kommt und dann mit lediglich dem ersten Niederdruckabgabedurchgang 112 in Verbindung kommt, nachdem die Verbindung der Druckkammer 96 mit sowohl den ersten Hochdruck- und Niederdruckabgabedurchgängen 110, 112 verhindert bzw. blockiert ist. Diese Anordnung gilt für den zweiten Hochdruck- und Niederdruckabgabedurchgang 114, 116.
Das Gehäuse 82 hat einen ersten Ölentlastungsdurchgang 118 und einen zweiten Ölentlastungsdurchgang 120, die in den entsprechenden Seitenflächen 102, 104 der Pumpenkammer 100 ausgebildet sind, zur Kommunikation bzw. Verbindung einer spezifischen Druckkammer 96a der Vielzahl von Druckkammern 96 mit dem ersten Hochdruckabgabedurchgang 110 und dem zweiten Hochdruckabgabedurchgang 114, wenn sich die Gesamtheit der spezifischen Druckkammer 96a zwischen den Öffnungen des ersten und des zweiten Hochdruckabgabedurchgangs 110, 114 und den Öffnungen des ersten und des zweiten Niederduckabgabedurchgangs 112, 116 befindet und ist nicht in Verbindung mit diesen Hochdruck- und Niederdruckabgabedurchgängen 110, 114, 112, 116 in Abwesenheit der Ölentlastungsdurchgänge 118, 120. Die spezifische Druckkammer 96a ist eine von den Druckkammern 96, die fluiddicht zwischen einer Wandfläche 122 (in 5 gezeigt) zwischen den Öffnungen der ersten Hochdruck- und Niederdruckdurchgänge 110, 112 und einer Wandfläche 124 (in 6 gezeigt) zwischen den Öffnungen der zweiten Hochdruck- und Niederdruckdurchgänge 114, 116 ausgebildet ist, wenn in der Richtung parallel zu der Achse C1 betrachtet.
Wie in 5 gezeigt ist, besteht der erste Ölentlastungsdurchgang 118 aus einer ersten Außenumfangsnut 126 und einer ersten Innenumfangsnut 128. Die erste Außenumfangsnut 126 ist ausgebildet, um sich von einem Teil eines vorwärtigen Endes 110a (wenn in der Richtung einer Drehung der Zahnräder 88, 94 gesehen) des ersten Hochdruckabgabedurchgangs 110 zu erstrecken, welcher Teil radial außerhalb einer kreisförmigen Stelle K eines Punkts einer gegenseitigen Proximität oder Kontakt X des gegenseitig verzahnten Außenzahns 84 und Innenzahns 90 ist, die dazwischen die spezifische Druckkammer 96a festlegen, deren Gesamtheit sich zwischen den ersten Hochdruck- und Niederdruckabgabedurchgängen 110, 112 befindet. Die erste Außenumfangsnut 126 erstreckt sich von dem vorangehend angezeigten Teil von dem stromabwärtigen Ende 110a in die Richtung einer Drehung der Zahnräder 88, 94 und ist an seinem vorwärtigen Ende mit der spezifischen Druckkammer 96a in Verbindung gehalten. Die erste Innenumfangsnut 128 ist ausgebildet, um sich von einem Teil des vorwärtigen Endes 110a des ersten Hochdruckabgabedurchgangs 110 aus zu erstrecken, welcher Teil radial innerhalb der kreisförmigen Stelle K ist. Die erste Innenumfangsnut 128 erstreckt sich von dem vorangehend angezeigten Teil von dem vorwärtigen Ende 110a in die Richtung einer Drehung der Zahnräder 88, 94 und ist an seinem vorwärtigen Ende mit der spezifischen Druckkammer 96a in Verbindung gehalten.
Wie in 6 gezeigt ist, besteht der zweite Ölentlastungsdurchgang 120 aus einer zweiten Außenumfangsnut 130 und einer zweiten Innenumfangsnut 132. Die zweite Außenumfangsnut 130 ist ausgebildet, um sich von einem Teil von einem vorwärtigen Ende 114a (wenn in der Richtung einer Drehung der Zahnräder 88, 94 gesehen) des zweiten Hochdruckabgabedurchgangs 114 aus zu erstrecken, welcher Teil radial außerhalb der kreisförmigen Stelle K von dem Punkt eines gegenseitigen Kontakts X von dem gegenseitig verzahnten Außenzahn 84 und Innenzahn 90 ist, die dazwischen die spezifische Druckkammer 96a festlegen, deren Gesamtheit sich zwischen den zweiten Hochdruck- und Niederdruckabgabedurchgängen 114, 116 befindet. Die zweite Außenumfangsnut 130 erstreckt sich von dem vorangehend angezeigten Teil von dem vorwärtigen Ende 114a in die Richtung einer Drehung der Zahnräder 88, 94 und wird an dessen vorderen Ende mit der spezifischen Druckkammer 96a in Verbindung gehalten. Die zweite Innenumfangsnut 132 ist ausgebildet, um sich von einem Teil von dem vorwärtigen Ende 114a des zweiten Hochdruckabgabedurchgangs 114 aus zu erstrecken, welcher Teil radial innerhalb der kreisförmigen Stelle K ist. Die zweite Innenumfangsnut 132 erstreckt sich von dem vorangehend angezeigten Teil von dem vorwärtigen Ende 114a in die Richtung einer Drehung der Zahnräder 88, 94 und ist an deren vorderen Ende mit der spezifischen Druckkammer 96a in Verbindung gehalten.
Wie in 4 gezeigt ist, besteht das Gehäuse 82 aus einem Pumpenkörper 134 in der Form einer Scheibe und einer Pumpenabdeckung 140, die in ein flaches Passloch 136 eines relativ großen Durchmessers eingepasst ist, das in einer Seitenfläche des Pumpenkörpers 134 auf der Seite der Vorwärts-Rückwärts-Umschaltvorrichtung 16 ausgebildet ist. Die Pumpenabdeckung 114 ist an dem Pumpenkörper 134 mit einer Vielzahl von Schrauben 138 fixiert. Die Innenumfangsfläche 98, die vorangehend beschrieben ist, ist eine Innenumfangsfläche eines zylindrischen Lochs, das in der Bodenfläche des Passlochs 136 ausgebildet ist. Die Seitenfläche 102 der Pumpenkammer 100, ist die Bodenfläche des vorangehend genannten zylindrischen Lochs, während die Seitenfläche 104 der Pumpenkammer 100 eine Endfläche der Pumpenabdeckung 140 auf der Seite des Pumpenkörpers 134 ist. Die Pumpenkammer 100 ist durch und zwischen dem vorangehend genannten zylindrischen Loch und der Endfläche der Pumpenabdeckung 140 auf der Seite des Pumpenkörpers 134 festgelegt. Die Pumpenabdeckung 140 hat eine Innenumfangsfläche, in der ein Endabschnitt einer Statorwelle 142 des Drehmomentwandlers 14 einstückig eingepasst ist. Die Statorwelle 142 ist an ihrem anderen Endabschnitt mit der Statorwelle 142 verbunden. Die Turbinenwelle 34 erstreckt sich durch die Statorwelle 142 hindurch. Wie in 5 und 6 gezeigt ist, sind der erste Saugdurchgang 106, der erste Hochdruckabgabedurchgang 110 und der erste Niederdruckabgabedurchgang 112 durch den Pumpenkörper 134 hindurch ausgebildet, während der zweite Saugdurchgang 108, der zweite Hochdruckabgabedurchgang 114 und der zweite Niederdruckabgabedruck 116 durch die Pumpenabdeckung 140 hindurch ausgebildet sind.
Bezugnehmend auf 8, die schematisch die Ölpumpe 28 und einen Abschnitt der Hydrauliksteuereinheit 76 zeigt, sind der erste und der zweite Saugdurchgang 106, 108 der Ölpumpe 28, die miteinander verbunden sind, in Verbindung mit einem Ölspeicherraum gehalten, der in einer Ölwanne 148 ausgebildet ist, die an einem unteren Abschnitt des Gehäuses des Kraftübertragungssystems 10 fixiert ist, durch einen ersten Öldurchgang 144, der durch das vorangehend angezeigte Gehäuse hindurch ausgebildet ist, und einen Filter bzw. Saugkorb 146. Der erste und der zweite Hochdruckabgabedurchgang 110, 114 der Ölpumpe 28, die miteinander verbunden sind, sind durch einen zweiten Öldurchgang 150, der in dem vorangehend genannten Gehäuse ausgebildet ist, mit einem ersten Eingangsanschluss 154 eines Entlastungsregulators 152, der in der Technik bekannt ist, verbunden, welcher in der Hydrauliksteuereinheit 76 enthalten ist. Der erste und der zweite Hochdruckabgabedurchgang 110, 114 sind ferner mit einer Ventilvorrichtung 156 verbunden, die das vorangehend beschriebene manuelle Ventil, Schaltsteuerungssolenoidbetätigungsventil, Zugspannungssteuerungsolenoidbetätigungsventil, etc. umfasst. Der erste und der zweite Niederdruckabgabedurchgang 112, 116 der Ölpumpe 28, die miteinander verbunden sind, sind mit einem zweiten Eingangsanschluss 160 des Regulators 152 in der Hydrauliksteuereinheit 46 durch einen dritten Öldurchgang 158 verbunden, der durch das vorangehend genannte Gehäuse hindurch ausgebildet ist.
Der Druck des Arbeitsöls, das zu der Ventilvorrichtung 156 zuzuführen ist, wird durch den Regulator 152 eingestellt, der eine Menge einer Entlastungsströmung des Arbeitsöls von dem Regulator 152 reguliert. Im Detail beschrieben ist ein Hochdruckanschlussdruckwert Pp1 des Arbeitsöls, das von dem Hochdruckabgabedurchgängen 110, 114 abgegeben wird, nicht höher als ein vorbestimmter oberer Grenzwert Pphigh, während die Maschinengeschwindigkeit bzw. Maschinendrehzahl N_E nicht höher als ein vorbestimmter Schwellenwert N_E1 während eines stetigen Fahrens des Fahrzeugs ist, wie in dem unteren Abschnitt des Graphen von 9 dargestellt ist. In diesem Fall gibt es keine Entlastungsströmung des Arbeitsöls von dem Regulator 152 und das Arbeitsöl des Hochdruckanschlussdruckwerts Pp1, der nicht höher als der obere Grenzwert Pphigh ist, wird zu der Ventilvorrichtung 156 zugeführt. Während die Maschinendrehzahl N_E höher als der Schwellenwert N_E1 ist, wird der Hochdruckanschlussdruckwert Pp1 höher als der obere Grenzwert Pphigh. In diesem Fall verringert der Regulator 152 bzw. die Regeleinrichtung 152 den Hochdruckanschlussdruckwert Pp1 herunter auf den oberen Grenzwert Pphigh. Der obere Abschnitt des Graphen von 9 stellt Beträge bzw. Mengen Q einer Abgabe des Arbeitsöls von den Abgabedurchgängen 110, 112, 114, 116 dar. Die Gesamtmenge einer Abgabe von dem ersten und dem zweiten Hochdruckabgabedurchgang 110, 114, d. h., eine Hochdruckanschlussabgabemenge Q1 und die Gesamtmenge einer Abgabe von den ersten und den zweiten Niederdruckabgabedurchgängen 112, 116, d. h. eine Niederdruckanschlussabgabemenge Q2, sind proportional zu der Maschinendrehzahl N_E.
Die Hochdruckanschlussabgabemenge Q1 des ersten und des zweiten Hochdruckabgabedurchgangs 110, 114 ist derart bestimmt, dass eine Menge Q' eines Verbrauchs des Arbeitsöls eines relativ hohen Drucks (oberer Grenzdruckwert Pphigh) durch die Ventilvorrichtung 156 durch lediglich die Hochdruckanschlussabgabemenge Q1 des ersten und des zweiten Hochdruckabgabedurchgangs 110, 114 während des stetigen Fahrens des Fahrzeugs geliefert werden kann, wobei die Eingangswellendrehzahl N_IN des stetig variablen Getriebes 18 nicht niedriger als die niedrigste Soll-Eingangswellendrehzahl N_{INT L} ist, die durch den Schaltsteuerabschnitt 78 für die Schaltsteuerung des stetig variablen Getriebes 18 vorbestimmt ist, und wobei die Maschinendrehzahl N_E nicht niedriger als ein vorbestimmter Schwellenwert N_E2 ist, der der niedrigsten Soll-Eingangswellendrehzahl N_{INT L} entspricht. Im Detail beschrieben werden ein Winkel einer Öffnung (eine Umfangslänge) des ersten und des zweiten Hochdruckabgabedurchgangs 110, 114 in der Umfangsrichtung der Ölpumpe 18 und ein Winkel einer Öffnung (eine Umfangslänge) des ersten und des zweiten Niederdruckabgabedurchgangs 112, 116 in der Umfangsrichtung durch Experimentation derart bestimmt, dass die Menge Q' eines Verbrauchs des relativ hohen Drucks durch lediglich die Hochdruckanschlussabgabemenge Q1 des ersten und des zweiten Hochdruckabgabedurchgangs 110, 114 während des stetigen Fahrens des Fahrzeugs auf einer flachen Straße bei einer konstanten Geschwindigkeit geliefert bzw. gewährt werden kann, wobei die Maschinendrehzahl N_E nicht niedriger als der Schwellenwert N_E2 wird. In der vorliegenden Ausführungsform der Erfindung wird die Hochdruckanschlussabgabewelle Q1 bestimmt, um nicht größer als 1/2 der Gesamtmenge der Hochdruckanschlussabgabemenge Q1 und der Niederdruckanschlussabgabemenge Q2 zu sein. Nämlich, wie in 9 dargestellt ist, ist die Hochdruckanschlussabgabemenge Q1(N_E2) größer als die Gesamtabgabemenge Q1(N_E2) + Q2(N_E2).
Während des stetigen Fahrens des Fahrzeugs, wobei die Eingangswellendrehzahl N_IN niedriger als die vorangehend dargestellte niedrigste Soll-Eingangswellendrehzahl N_{INT L} ist und die Maschinendrehzahl N_E niedriger als der Schwellenwert N_E2 ist, wie in dem unteren Abschnitt des Graphen von 9 dargestellt ist, wird der Druck des Arbeitsöls, das von dem ersten und dem zweiten Niederdruckabgabedurchgang 112, 116 zu dem dritten Öldurchgang 158 zugeführt wird, durch ein Schließen des zweiten Eingangsanschlusses 160 des Regulators 152 angehoben, um höher als der Druck des Arbeitsöls in dem zweiten Öldurchgang 150 zu sein, sodass das Arbeitsöl von dem dritten Öldurchgang 158 zu dem zweiten Öldurchgang 150 durch ein Einwegventil 162 strömt.
Während des stetigen Laufens des Fahrzeugs, wobei die Eingangswellendrehzahl N_IN nicht niedriger als die vorangehend dargestellte niedrigste Soll-Eingangswellendrehzahl N_{INT L} ist und die Maschinendrehzahl N_E nicht niedriger als der Schwellenwert N_E2 ist, wie in dem unteren Abschnitt des Graphen von 9 dargestellt ist, wird der Druck des Arbeitsöls, der von dem ersten und dem zweiten Niederdruckabgabedurchgang 112, 116 zu dem dritten Öldurchgang 158 zugeführt wird, auf einem vorbestimmten niedrigen Niveau Pplow durch einen weiteren nicht gezeigten Regulator gehalten. In der Ölpumpe 28 gemäß der vorliegenden Ausführungsform wird deshalb ein Niederdruckanschlussdruckwert Pp2 des Arbeitsöls, der von dem ersten und dem zweiten Niederdruckabgabedurchgang 112, 116 abgegeben wird, auf dem niedrigen Niveau Pplow gehalten, das um einen vorbestimmten Betrag Delta Pp niedriger als der Hochdruckanschlussdruckwert Pp1 des Arbeitsöls ist, das von dem ersten und dem zweiten Hochdruckabgabedurchgang 110, 114 abgegeben wird, wenn die Menge Q' eines Verbrauchs des Arbeitsöls von dem relativ hohen Druck durch die Ventilvorrichtung 156 durch lediglich die Hochdruckanschlussabgabemenge Q1 des ersten und des zweiten Hochdruckabgabedurchgangs 110, 114 geliefert werden kann.
In der Ölpumpe 28, die wie vorangehend aufgebaut ist, wird das Arbeitsöl, das in der Ölwanne 148 beherbergt ist, durch den Saugkorb bzw. Filter 146 und den ersten Öldurchgang 144 in jene von den Druckkammern 96 gesaugt, die in einem Abschnitt des Umfangs der Pumpenkammer 100 bewegt werden, in dem das Volumen V der Druckkammern 96 ansteigt, während das Antriebs- und Abtriebszahnrad 88, 94 in der vorangehend dargestellten vorbestimmten Richtung gedreht werden. Das Arbeitsöl, das in die vorangehend genannten Druckkammern 96 gesaugt wird, wird mit Druck beaufschlagt, während diese Druckkammern 96 dann in den folgenden Abschnitt des Umfangs der Pumpenkammer 100 bewegt werden, in dem das Volumen V sinkt. Das dementsprechend mit Druck beaufschlagte Arbeitsöl wird von der spezifischen Druckkammer 96a abgegeben, die mit dem ersten und dem zweiten Abgabedurchgang 110, 112 in Verbindung steht, und durch diese Abgabedurchgänge 110, 114 und den zweiten Öldurchgang 150 in die Hydrauliksteuereinheit 76 zugeführt. Das angesaugte und mit Druck beaufschlagte Arbeitsöl wird außerdem von der Druckkammer 96 abgegeben, die mit dem ersten und dem zweiten Niederdruckabgabedurchgang 112, 116 in Verbindung steht, und durch diese Abgabedurchgänge 112, 116 und dem dritten Öldurchgang 158 in die Hydrauliksteuereinheit 76 zugeführt.
Während des stetigen Fahrens des Fahrzeuges ist die Eingangswellendrehzahl N_IN höher als die vorangehend genannte niedrigste Soll-Eingangswellendrehzahl N_{INT L} ungeachtet des Schaltzustands des stetig variablen Getriebes 18 und die Maschinendrehzahl N_E wird höher als der Schwellenwert N_E2, sodass die Menge Q' eines Verbrauchs des Arbeitsöls des relativ hohen Drucks durch die Ventilvorrichtung 156 durch lediglich die Hochdruckanschlussabgabemenge Q1 geliefert werden kann, wodurch der Niederdruckanschlussdruckwert Pp2 des Arbeitsöls, das von dem ersten und dem zweiten Niederdruckabgabedurchgang 112, 116 abgegeben wird, auf dem vorbestimmten niedrigem Niveau Pplow gehalten wird.
In der bekannten Ölpumpe ist die Hochdruckanschlussabgabemenge Q3 kleiner als eine Gesamtmenge der Hochdruckanschlussabgabemenge Q3 und einer Niederdruckanschlussabgabemenge Q4, wie in dem oberen Abschnitts des Graphen von 9 dargestellt ist. Während des stetigen Laufens des Fahrzeugs kann die Menge Q' eines Verbrauchs des Arbeitsöls des relativ hohen Drucks durch die Ventilvorrichtung 156 durch lediglich die Hochdruckanschlussabgabemenge Q3 geliefert werden, wenn die Maschinendrehzahl N_E nicht niedriger als ein Schwellenwert N_E3 ist, der höher als der vorangehend genannte Schwellenwert N_E2 ist. In manch einem Schaltzustand des stetig variablen Getriebes 18 wird deshalb die Maschinendrehzahl N_E niedriger als der Schwellenwert N_E3 und die Menge Q' eines Verbrauchs des relativ hohen Drucks durch die Ventilvorrichtung 156 kann durch lediglich die Hochdruckanschlussabgabemenge Q3 geliefert werden und der Niederdruckanschlussdruckwert Pp3 des Arbeitsöls, das von dem ersten und dem zweiten Niederdruckabgabedurchgang 112, 116 abgegeben wird, kann nicht auf dem vorbestimmten niedrigen Niveau beibehalten werden, was ein Problem hervorruft, dass das erforderliche Antriebsdrehmoment der Ölpumpe nicht ausreichend verringert werden kann.
In der Ölpumpe 28, die in dem Fahrzeugkraftübertragungssystem 10 gemäß der vorliegenden Ausführungsform vorgesehen ist, die vorangehend beschrieben ist, wird die Menge einer Abgabe des Arbeitsöls von dem ersten und dem zweiten Hochdruckabgabedurchgang 110, 114 (der Hochdruckanschlussabgabemenge Q1) derart bestimmt, dass die Menge Q' eines Verbrauchs des Arbeitsöls des relativ hohen Drucks durch lediglich die Hochdruckanschlussabgabemenge Q1 geliefert werden kann während eines stetigen Laufens des Fahrzeugs, wobei die Eingangswellendrehzahl N_IN des stetig variablen Getriebes 18 nicht niedriger als die niedrigste Soll-Eingangswellendrehzahl N_{INT L} ist, die für die Schaltsteuerung des stetig variablen Getriebes 18 vorbestimmt ist, und wobei die Maschinendrehzahl N_E nicht niedriger als ein vorbestimmter Schwellenwert N_E2 ist, der der niedrigsten Soll-Eingangswellendrehzahl N_{INT L} entspricht. Während des stetigen Laufens bzw. Fahrens des Fahrzeugs kann deshalb die Verbrauchsmenge des Arbeitsöls des relativ hohen Drucks durch die Hochdruckanschlussabgabemenge Q1 ungeachtet des Schaltzustands des stetig variablen Getriebes 18 geliefert werden, sodass der Druck des Arbeitsöls, das von dem ersten und dem zweiten Niederdruckabgabedurchgang 112, 116 (Niederdruckanschlussdruckwert Pp2) abgegeben wird, auf dem vorbestimmten niedrigen Niveau beibehalten werden, und das erforderliche Antriebsdrehmoment der Ölpumpe 28 kann ausreichend verringert werden.
In der Ölpumpe 28 des Fahrzeugkraftübertragungssystems 10 gemäß der vorliegenden Ausführungsform wird die Hochdruckanschlussabgabemenge Q1 bestimmt, um größer als 1/2 der Gesamtmenge der Hochdruckanschlussabgabemenge Q1 und der Niederdruckanschlussabgabemenge Q2 zu sein, sodass der untere Grenzwert der Eingangswellendrehzahl des stetig variablen Getriebes 18, über dem die Menge Q' eines Verbrauchs des Arbeitsöls des relativ hohen Drucks durch lediglich die Hochdruckanschlussabgabemenge Q1 geliefert werden kann, verringert werden kann, wenn verglichen mit dem in dem Fall, in dem die Hochdruckanschlussabgabemenge Q1 nicht größer als 1/2 der Gesamtmenge von Q1 und Q2 ist. Entsprechend kann der Druck des Arbeitsöls, der von dem ersten und dem zweiten Niederdruckabgabedurchgang 112, 116 abgegeben wird, in einem breiteren Bereich der Eingangswellendrehzahl des stetig variablen Getriebes 18 auf dem vorbestimmten niedrigen Niveau beibehalten werden, was es möglich macht, das erforderliche Antriebsdrehmoments der Ölpumpe 28 zu verringern.
In dem Fahrzeugkraftübertragungssystem 10 gemäß der vorliegenden Ausführungsform weist das stetig variable Getriebe 18 die Eingangswelle 36 und die Ausgangswelle 40, die parallel zueinander angeordnet sind, die antreibende Riemenscheibe 42 mit variablem Durchmesser, die an der Eingangswelle 36 befestigt ist, die angetriebene Riemenscheibe 46 mit variablem Durchmesser, die an der Ausgangswelle 40 befestigt ist, den Übertragungsriemen 48, der die V-Nuten des Paars von Riemenscheiben 42, 46 mit variablem Durchmesser in Eingriff bringt, und den antriebsseitigen und abtriebsseitigen Hydraulikzylinder 50, 52 auf, die betätigt werden, um auf das Paar von Riemenscheiben 42, 46 mit variablem Durchmesser zum Aufbringen einer Zugspannungskraft auf den Übertragungsriemen 48 zu wirken, und das Paar von Hydraulikzylindern 50, 52 wird mit dem Arbeitsöl des vorangehend genannten relativ hohen Drucks betätigt, um die effektiven Durchmesser des Paars von Riemenscheiben 42, 46 mit variablen Durchmessern für ein stetiges Ändern des Geschwindigkeitsverhältnisses Gamma des stetig variablen Getriebes 18 zu ändern. Während des stetigen Fahrens des Fahrzeugs kann die Menge Q' eines Verbrauchs des Arbeitsöls des vorangehend genannten hohen Drucks durch das Paar von Hydraulikzylindern 50, 52 durch die Hochdruckanschlussabgabemenge Q1 des Arbeitsöls von dem ersten und dem zweiten Hochdruckabgabedurchgang 110, 114 ungeachtet des Schaltzustands des stetig variablen Getriebes 18 geliefert werden, sodass der Druck des Arbeitsöls, der von dem ersten und dem zweiten Niederdruckabgabedurchgang 112, 116 abgegeben wird, auf dem vorbestimmten niedrigen Niveau beibehalten werden kann, was es möglich macht, das erforderliche Antriebsdrehmoment der Ölpumpe 28 ausreichend zu verringern.
Obwohl eine Ausführungsform dieser Erfindung durch Bezug auf die Zeichnungen beschrieben wurde, soll es verstanden werden, dass die Erfindung nicht auf die Details der dargestellten Ausführungsform beschränkt ist, sondern anderweitig ausgeführt sein kann.
Zum Beispiel kann lediglich einer von dem ersten und dem zweiten Hochdruckabgabedurchgang 110, 114 vorgesehen sein.
Vergleichbar kann lediglich einer von dem ersten und dem zweiten Niederdruckabgabedurchgang 112, 116 vorgesehen sein.
Der erste und der zweite Ölentlastungsdurchgang 118, 120 müssen nicht vorgesehen sein.
Während die Ölpumpe 28 in dem Fahrzeugkraftübertragungssystem 10 einschließlich des stetig variablen Getriebes 18 der Riemenart vorgesehen ist, kann die Ölpumpe 28 in einem Fahrzeugkraftübertragungssystem einschließlich einer anderen Art eines stetig variablen Getriebes vorgesehen sein.
Es soll verstanden werden, dass die Ausführungsform der Erfindung lediglich zu illustrativen Zwecken beschrieben wurde und dass die vorliegende Erfindung mit verschiedenen anderen Änderungen und Modifikationen ausgeführt werden kann, die auftreten können, ohne von dem Geist der Erfindung abzuweichen.

Claims

Kraftübertragungssystem eines Fahrzeugs, das Folgendes aufweist: eine Ölpumpe einer Innenkontaktzahnradart mit einem Antriebszahnrad, das sich durch eine Maschine um seine Achse dreht, einem ringförmigen Abtriebszahnrad mit Innenzähnen, die sich mit Außenzähnen des Antriebszahnrads verzahnen und durch das Antriebszahnrad um eine exzentrische Achse herum drehbar sind, die hinsichtlich der Achse des Antriebszahnrads exzentrisch ist, und einem Gehäuse mit einer Pumpenkammer, die das Antriebszahnrad und das Abtriebszahnrad beherbergt, und einem Hochdruckabgabedurchgang und einem Niederdruckabgabedurchgang, die in einer Seitenfläche der Pumpenkammer münden, um ein Arbeitsöl von der Pumpenkammer derart abzugeben, dass der Hochdruckabgabedurchgang und der Niederdruckabgabedurchgang einer nach dem anderen mit einer Vielzahl von Druckkammern in dem Verlauf eines Verringerns eines Volumens von jeder der Druckkammern in Verbindung gelangen, während die Druckkammern in eine Richtung einer Drehung des Antriebs- und Abtriebszahnrads bewegt werden, wobei die Vielzahl von Druckkammern zwischen gegenseitig verzahnten Flächen der Außen- und Innenzähne derart ausgebildet ist, dass die Druckkammern in einer Umfangsrichtung des Antriebs- und Abtriebszahnrads voneinander beabstandet sind, wobei die Ölpumpe derart betätigt wird, dass ein Druck des von dem Niederdruckabgabedurchgang abzugebenden Arbeitsöls bei einem vorbestimmten niedrigen Niveau gehalten ist, das um einen vorbestimmten Betrag niedriger als ein Druck des Arbeitsöls ist, der von dem Hochdruckabgabedurchgang abgegeben wird, wenn eine Verbrauchsmenge des Arbeitsöls eines relativ hohen Drucks durch lediglich eine Abgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang geliefert werden kann; und ein stetig variables Getriebe, das mit wenigstens einem Teil des Arbeitsöls des relativ hohen Drucks betriebsfähig ist, dadurch gekennzeichnet, dass: die Abgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang derart bestimmt ist, dass die Verbrauchsmenge des Arbeitsöls des relativ hohen Drucks durch die Abgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang während eines stetigen Fahrens des Fahrzeugs geliefert werden kann, wobei die Eingangswellendrehzahl des stetig variablen Getriebes nicht niedriger als ein unterster Sollwert ist, der für eine Schaltsteuerung des stetig variablen Getriebes vorbestimmt ist.
Kraftübertragungssystem des Fahrzeugs nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Abgabemenge des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang bestimmt ist, um größer als 1/2 einer Gesamtmenge einer Abgabe des Arbeitsöls von dem Hochdruckabgabedurchgang und dem Niederdruckabgabedurchgang zu sein.
Kraftübertragungssystem des Fahrzeugs nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das stetig variable Getriebe eine Eingangswelle und eine Ausgangswelle, die parallel zueinander angeordnet sind, ein Paar von Riemenscheiben mit variablen Durchmessern, die jeweils an der Eingangs- und Ausgangswelle befestigt sind, einen Übertragungsriemen, der V-Nuten des Paars von Riemenscheiben mit variablen Durchmessern in Eingriff bringt, und ein Paar von Hydraulikzylindern aufweist, die betätigt werden, um auf das Paar von Riemenscheiben mit variablen Durchmessern zum jeweiligen Aufbringen einer Zugspannungskraft auf den Übertragungsriemen zu wirken, und wobei das Paar von Hydraulikzylindern mit dem Arbeitsöl des relativ hohen Drucks betätigt wird, um effektive Durchmesser des Paars von Riemenscheiben mit variablen Durchmessern für den Übertragungsriemen zum stetigen Ändern eines Geschwindigkeitsverhältnisses des stetig variablen Getriebes zu ändern.