KR19990022031A - '무단 변속기의 하이드롤릭식 원추 풀리 축방향 조절 장치에 있어서의 하이드롤릭 오일압을 변속비에 관련해서 바꾸기 위한 유압 긴급 제어 장치 - Google Patents

Abstract

본 발명은, 펌프(80)가 제2축방향 조절 장치의 피스톤실(17)에 하이드롤릭 오일을 공급하고 하류에 배치된 압력 제한 밸브(40)가 그곳에 있어서의 오일압을 제한하고 다시 상기 공급부에서 필러 밸브(20)를 거쳐서 제1축방향 조절 장치의 피스톤실(13)에 하이드롤릭 오일을 공급하게 되어 있으며 또한 필러 밸브(20)가 펌프(80)의 하류에 배치된 조입 밸브(73)에 있어서의 압력 강하에 의해서 제어되는 무단 변속기(10)의 하이드롤릭식의 제1 및 제2원추 풀리 축방향 조절 장치에 있어서의 하이드롤식 오일압을 변속비에 관련해서 바꾸기 위한 하이드롤릭 긴급 제어 장치에 관한 것이다. 본 발명의 구성에서는 상기와 같은 형식의 하이드롤릭 긴급 제어 장치에 있어서 적어도 제2축방향 조절 장치의 피스톤실(17)을 위한 오일압 제한이 제1축방향 조절 장치의 피스톤실(13)에 있어서의 오일압에 관련해서 제어되게 되어 있다. 이것을 위해서 예를 들면 압력 제한 밸브(40)에 대해서 병렬적으로 원격 제어식의 압력 밸브(50)가 배치되어 있다.

Description

무단 변속기의 하이드롤릭식 원추 풀리 축방향 조절 장치에 있어서의 하이드롤릭 오일압을 변속비에 관련해서 바꾸기 위한 유압 긴급 제어 장치

공개되어 있지 않은 P 44 10 311.5에는 전자 제어식의 연속적으로 변속 가능한 전동 장치(CVT: Continuous Variable Transmission), 즉 무단 변속기를 위한 하이드롤릭 긴급 제어 장치가 기재되어 있다. 유리하게는 승용차에 있어서 사용되는 이 무단 변속기는 긴급 주행 운전을 위해서 제어 장치를 갖고 있으며 이 제어 장치는 통상 주행 운전을 위한 일렉트로 하이드롤릭식의 제어 장치의 고장시에 변속 수단의 긴장을 단순한 하이드롤릭식의 수단에 의해서 보장하게 되어 있다. 이것들의 수단에 대해선(도 1, 도 2a 및 도 2b)에 대한 기재에 있어서 기술되어 있다. 이것들의 수단은 한쪽에선 변속 수단이 미끄러지는 일없이 전부하하에서 시동을 보장하고 또한 다른쪽에선 시동후에 있어서 높은 시동 변속비에서 낮은 오버 드라이브 변속비로의 변속기 조절을 가능하게 한다.

본 발명은 특허 청구 범위 제1항의 상위 개념부에 기재된 하이드롤릭 긴급 제어 장치에 관한 것이다.

도면에는 본 발명의 2개의 실시예가 종래 기술과 더불어 유압 회로도로 도시되고 있으며 이하에 있어선 간단한 또는 이상화되어서 도시돈 선도를 사용하여 본 발명의 실시예를 설명한다.

도 1은 종래 기술에 있어서의 하이드롤릭 긴급 제어 장치를 도시하는 도면.

도 2a는 도 1에 도시된 긴급 제어 장치가 작동하고 있지 않은 경우의 통상 운전에 있어서의 1차·2차 오일압 경과를 도시하는 P/i 선도.

도 2b는 도 1에 도시된 긴급 제어 장치를 위한 1차, 2차, 유압 경과를 도시하는 P/i 선도.

도 2c는 도 4에 도시된 본 발명에 의한 긴급 제어 장치를 위한 1차, 2차 유압 경과를 도시하는 P/i 선도.

도 3은 1차 유압에 의해서 제어되는 압력 밸브를 구비한 유압식 제어 장치를 도시하는 도면.

도 4는 통상 운전시에 1차압 제어 도관이 중단되는 1차 오일압에 의해서 제어되는 압력 조정 밸브를 구비한 하이드롤릭 제어 장치를 도시하는 도면.

도 5는 통상 운전시에 1차압 제어 도관이 중단되지 않은 1차 오일압에 의해서 제어되는 압력 조정 밸브를 구비한 하이드롤릭 제어 장치를 도시하는 도면.

도 6a는 펌프와 2차측의 피스톤실과의 사이가 직접적으로 접속되어 있는 도 4에 도시하는 하이드롤릭 긴급 제어 장치를 도시하는 도면.

도 6b는 펌프압에 관한 압력 제한 제어 장치를 구비한 도 6a에 도시된 것과 같은 하이드롤릭 긴급 제어 장치를 도시하는 도면.

본 발명에 의한 하이드롤릭 긴급 제어 장치는 통상 주행 운전에 있어서 액티브인 일렉트로 하이드롤릭식의 제어 장치의 도움없이 무단 변속기를 긴급 주행 운전에 있어서 사용할 수 있게 하기 위해서 필요하다. 이 경우 긴급 제어는 무단 변속기에 있어서의 허용 슬립 한계를 넘어서는 일없이 전부하하에서의 시동 가능할 것이 요구된다. 또한, 회전수에 관련한 변속비 제어는 변속비 영역의 전체에 걸쳐서 변속기의 이동 조절을 가능케 할 것이 요구된다. 이 경우 하이드롤릭 긴급 제어 장치는 필요한 전달 수단 긴장을 보장하면서 하이드롤릭식의 원추 풀리축 방향 조절 장치에 유압을 부하하고, 부분적으로 변속비 영역 전체에 걸쳐서 유지되는 긴급 주행 운전을 위해 알려져 있는 최대 유압이 시동 영역 외에선 저하될 것이 요구된다. 개개의 유압의 저하에 의해서 하이드롤릭식의 부재에 대한 부하는 감소되며 또한 전달 수단에서의 손실 및 마모는 전달 수단 부재에 작용하는 단위 면적당의 압력을 내리므로서 감해진다.

본 발명에 의한 하이드롤릭 긴급 제어 장치에선 그것을 위해서 제2원추 풀리축 방향 조절 장치의 피스톤실을 위한 오일압 제한 기구가 사용되며, 이 오일압 제한 기구가 제1원추 풀리 쌍의 축방향 조절 장치의 피스톤실에 있어서의 오일압에 관련해서 제어되게 되어 있다. 다른 구성에서는 제2원추 풀리 축방향 조절 장치가 피구동축 또는 2차측의 원추 풀리축 방향 조절 장치에 상당하고 있는 것에 대해서 구동축 또는 1차측의 원추 풀리상의 축방향 조절 장치는 제1원추 풀리축 방향 조절 장치를 위한 것이다. 원리적으로는 다른 배속 관계도 가능하다.

피구동축의 원추 풀리 압착압의 변속비에 관련한 오일압 제어를 위해선 압력 제어 밸브에 대해서 병렬적으로 원격 제어식의 압력 밸브가 배치되고 있으며 그 압력 밸브는 구동축의 피스톤실에서의 오일압에 의해서 제어되게 되어 있다. 이 압력 밸브는 구동축의 피스톤실에서의 오일압에 의해서 제어되게 되어 있다. 이 압력 밸브는 구동축의 피스톤실에서의 오일압에 의해서 제어되게 되어 있다. 이 압력 밸브는 구동축의 피스톤실에 있어서의 오일압이 허용 유압에 도달했을 때 개방하고 피구동측의 오일압을 저하시킨다. 이같은 별개의 압력 밸브를 설치하는 대신에 압력 밸브와 압력 제한 밸브가 원격 제어되는 1개의 압력 제한 밸브에 일관되는 것도 가능하다. 이 때문에 원격 제어를 긴급 주행 운전에서 밖에 허용하지 않는 수단이 설치된다. 이 수단은 전자 제어 장치의 고장시에 원격 제어를 중단하고 또한 차단하는 부가적인 밸브여도 좋다. 상기 수단은 또, 예를 들면 긴급 주행 운전시에 기관 회전수에 관련한 압력 강하의 꺼내기(Abgriff) 위해서 조이는 장소에 접속되는 밸브에 대한 밸브 확대 기구여도 좋다. 긴급 주행 운전을 위해서 필요한 모든 밸브는 전기식 또는 유압식으로 조작 가능하다.

본 발명에 의한 유압 회로는 특히 비교적 작은 변속비의 경우에 강하하는 피구동측의 오일압과 얼마간 상승하는 구동축의 오일압을 발생케 한다. 얼마간 상승하는 구동측의 오일압은 허용되는 한계값을 상회하지 않는다. 이것에 의해서 한쪽에선 펌프의 내구수명 및 원추풀리의 축방향 이동조절을 발생케 하는 하이드롤릭 유닛의 내구 수명이 높아지며 또한 다른쪽에선 전달 수단의 내구 수명이 개선된다.

도 1에는 선행 기술에 상당하는 무단 변속기의 구동측 및 피구동측의 압력 실린더의 하이드롤릭 오일압을 제어하기 위한 유압 회로도가 도시되어 있다. 공지의 무단 변속기(10)는 2개의 원추 풀리쌍을 갖고 있으며 양원추 풀리쌍간에는 예를 들면 추진 링크 벨트, 체인 및 V자형 벨트 또는 이것과 유사한 전달 수단(14)이 배치되어 있다. 양 원추 풀리쌍은 각각 2개의 원추 풀리(11, 12; 15, 16)로 이뤄지고 있으며 이것들의 원추 풀리는 하이드롤릭식으로 상대적으로 긴장 가능하게 즉, 유압을 써서 서로 긴장시킬 수 있게 형성되어 있다. 그것을 위해 필요한 피스톤, 실린더 부분은 유리하게는 적어도 원추 풀리의 일부에 일체로 조립되어 있다. 그 때문에 필요한 피스톤 실린더 부분은 유리하게는 적어도 원추 풀리의 일부에 일체로 조립되어 있다. 이들 부분에 의해서 닫혀진 피스톤실은 1차측에선 피스톤실(13)이고 또한 2차측에선 피스톤실(17)이다. 이들 피스톤실(13,17)에는 조절되는 변속비에 따라서 각각 필요한 작업압이 공급된다.

본원에 기재된 실시예에선 필요한 피구동측의 2차압은 필요한 구동측의 1차압보다 크든가 또는 그 1차압과 같다. 통상 주행 운전 중(밸브 위치에 관해선 도 1에 도시되어 있지 않다), 피스톤실(13 및 17)에는 예를 들면 차량기관에 의해서 구동되는 하이드로 스태틱식의 펌프(80)를 거쳐서 하이드롤릭 오일이 공급된다. 펌프(80)는 압력 매체를 작업도관(102)과 좌측의 전기식의 조작 장치(72) 및 우측의 되돌림 스프링(71)을 구비하고 있고 전환 위치(2)를 찾하고 있는 2포트 2 위치 방향 전환 제어 밸브(70: 2/2-Wegeventil)와 작업도관(103)과 작업도관(105)을 거쳐서 2차측의 펌프실(17)에 압송한다. 작업도관(105) 또는 피스톤실(17)에 있어서의 압력은 압력 센서(95)를 써서 검출된다. 측정되는 하이드롤릭 오일압을 제어하기 위해선 좌측의 되돌림 스프링(31) 및 우측의 제어 가능한 전기식의 조작 장치(32)를 구비한 2 포트 2 위치 방향 전환 필러 밸브(30: 2/2-Wegefuehlerventil)가 사용된다. 이 필러 밸브(30)는 작업도관(103 및 105) 사이에 있어서의 도관접속부에 작업도관(106)을 거쳐서 접속되어 있다. 소정의 변속기 운전 상태에 상당하는 전기식으로 조절되는 중간 위치에 상응해서 압력 센서(95)를 써서 검출된 2차 오일압은 전달 수단에 있어서의 벨트 긴장을 위해서 필요한 레벨로 저하된다. 이 때문에 펌프(80)에 의해서 토출된 하이드롤릭 오일중 원추 풀리 이동 조절을 위해 불필요한 하이드롤릭 오일은 작업도관(108)내에 낮은 압력 레벨로 인도된다. 이 작업 도관(108)에서 하이드롤릭 오일은 예를 들면 클러치, 컨버터 또는 윤활과 같은 다른 구동 구성 그룹에 있어서 이용될 수 있다.

피스톤실(17)에 있어서의 하이드롤릭압은 특히 변속비 i(i=n_Antrieb/n_Abtrieb) 및 전달해야 할 기관 토크의 함수로서 제어된다(도 2a 참조). 이 선도에는 변속비(i)에 관한 1차측의 하이드롤릭압 경과(1a) 및 2차 측의 하이드롤릭압 경과(2a)가 예를 들면 최대의 기관 토크시에 있어서 도시되어 있다. 특성선(2a)으로 나타내어진 2차 오일압은 최고의 변속비 및 최대의 기관 토크시에 있어서의 시동단계에 있어서(이 선도에선 「낮음」으로 도시되어 있다), 최대이다. 이 2차 오일압은 변속비의 저하와 더불어 내려간다. 그리고 2차 오일압은 변속기의 오버 드라이브(Over drive) 위치에 있어서 최소로 된다.

특성선(2a)의 아래에는 피스톤실(13)에 있어서 작용하는 1차 오일압의 특성선(1a)이 도시되어 있다. 그곳에 있어서의 하이들록릭 오일압은 도 1에 도시되어 있듯이 3 포트 2 위치 방향 전환 필러 밸브(20)를 써서 조절된다. 작업 도관(109)을 거쳐서 2차측의 작업도관(105)에서 압력 매체가 공급되는 이 1차압 밸브(20)는 작업도관(110)을 거쳐서 피스톤실(13)에 접속되어 있다. 이 1차압 밸브(20)는 양측에 있어서의 하이드롤릭식의 조작장치와 더불어 좌측에 되돌림 스프링(21)을 또한 우측에 제어 가능한 전기식의 조작 장치(22)를 갖고 있다. 필러 밸브(20)에 있어서 제어 접속부(25, 26)에 맞춰진 제어 도관(23, 24)에 있어서의 압력은 이 필러 밸브(20)의 전기식의 이동 조절에 대해서 영향을 끼치지 않는다. 그 까닭은 양제어 도관(23, 24)에 있어서의 압력은 밸브(70)의 조작시에 즉 밸브(70)가 거의 조여지지 않는 전환 위치를 차지하고 있는 경우에 동등한 값을 갖기 때문이다.

전자 제어 장치가 고장난 경우, 밸브(70, 30)는 그 소속의 되돌림 스프링(71, 31)에 의해서 전환 위치(1)로 이동된다. 펌프(80)에 의해서 토출된 하이드롤릭 오일은 우선 처음에 밸브(70)에 일체로 조립된 조임 밸브 또는 오리피스(73)에 의해서 조여지며, 이것에 의해서 하이드롤릭 오일은 작업도관(103, 104)를 거쳐서 압력 제한 밸브(40) 및 작업도관(107, 108)을 통해서 낮은 압력 레벨로 배출될 수 있다. 조임 밸브(73)의 전후에 접속된 제어 도관(23, 24)에 있어선 조임 밸브(73)의 전후에서 발생한 압력 강하가 1차압 밸브(20)의 제어압 입구(25, 26)에 부여된다. 이 경우의 전제 조건은 펌프(80)의 토출량이 적어도 변속비 조절을 위해서 중요한 회전수 영역에 있어서 회전수의 함수로서 변화하는 것이다. 조임 밸브(73)와 제어 압입구(25, 26)의 영역에 있어서의 밸브(20)의 스풀의 유효면적과 되돌림 스프링(21)은 서로 다음과 같이 즉, 밸브(20)가 원추 풀리 이동 조절을 위한 기관 회전수에 있어서 거의 한가운데의 폐쇄 위치를 차지하게 맞춰져 있다. 기간 회전수가 또한 상승하면 밸브(20)는 조임 밸브(73)에 있어서 보다 높은 압력 강하에 의거해서 더욱 더 개방되고 이것에 의해서 하이드롤릭 오일은 작업도관(109)에서 1차측의 작업도관(110)을 거쳐서 피스톤실(13) 내에 도달한다. 이 결과 변속비(i)는 「오버 드라이브」 방향으로 감소하고, 이 감소 경과는 기관 회전수가 다시 긴급 주행 운전을 위한 목표 회전수에 도달하기까지 계속한다.

기관 회전수의 저하시에 밸브(20)의 스풀은 전환 위치(1)로 향해서 이동하고, 이것에 의해서 하이드롤릭 오일은 피스톤실(13)에서 탱크로 유출할 수 있다. 이때, 변속비(i)는 「낮음」으로 향해서 증대한다. 이 결과 기관 회전수는 다시 상승한다.

이같이 해서 전동장치 변속비는 「낮음」에서 「오버 드라이브」까지는 대략 일정한 기관 회전수로 조절될 수 있다.

긴급 주행 운전을 위한 양쪽의 오일압 특성선(1b, 2b)은 도 2b에 도시되어 있다. 특성선(2b)에 의해서 도시되어 있는 2차 오일압은 전달비 영역 전체에 걸쳐서 압력 제한 밸브(40)에 의해서 조절되고 있는 높은 압력 레벨 「b」에 위치하고 있다. 특성선(1b)에 의해서 나타내어지고 있는 1차 오일압은 이것에 대해서 시동후에 최소 압력「a」에서 오버 드라이브 영역에 이르기까지 최대 압력 「b」에 상승한다.

이와 같은 오일압 경과는, 특히, 통상 주행 운전을 위해서 도 2a에 도시된 오일압 경과에 상응해서 설계된 무단 변속기에서는 현저한 정지 시간 손실이 발생된다. 그 까닭은 통상 이와 같은 변속기를 위해서 하이드롤릭 펌프는 최대 오일압 「b」을 시동 과정 중에 단시간만 유지하면 되게 설계되어 있기 때문이다. 이 결과 높은 오일압 「b」의 비교적 긴 유지 동작에 의해서 펌프(80)의 내구 수명은 내려간다. 또한, 1차측의 원추 풀리쌍(11, 12)의 축방향 이동 조절을 위해서 사용되는 피스톤·실린더 부분은 도 2a에 도시되고 있듯이 유리하게 오일압 「c」를 위해서 설계되고 있으며, 이 오일압「c」는 세이프티 팩터에 의거해서 필요한 오일압 「a」 위에 위치하고 있다. 긴급 주행 운전에 있어서 공지의 긴급 제어 장치에선 1차 오일압은 그러나 값 「c」를 현저하게 상회하며(도 2b의 특성선 1b 참조), 이것은 특히 「오버 드라이브」로 향하는 비교적 작은 변속비에 있어서 보인다. 높은 지속적인 압력값은 1 차측에 있어서의 하이드롤릭식의 축방향 이동 조절 장치의 손상을 회피 불능으로 발생케 한다. 1 차측 및 2 차측에 있어서의 오일압은 공지의 경우에는 변속기에 의해서 전달해야 할 토크를 저하시키는 것에 의해서 밖에 내릴 수 없다.

상술한 바와 같은 문제를 회피하기 위해서 도 3 및 도 4에 도시된 하이드롤릭 긴급 제어 장치를 써서 긴급 주행 운전 중에 하이드롤릭 오일압은 시동 후에 강하되든가 또는 적어도 허용 레벨에 유지된다.

이 때문에 도 3에 도시된 유압 회로에선 원격 제어식의 압력 밸브(50)가 2포트 2 위치 방향 전환 필러 밸브(30)에 대해서 병렬적으로 배치되어 있다. 좌측에 되돌림 스프링(51)을 가지며 우측에 있어서 제어 도관(52)을 거쳐서 작업 도관(110)에 접속되어 있는 압력 밸브(50)는 작업도관(111, 112)을 거쳐서 압력 제어밸브(40)와 더불어 작업 도관(108)으로의 2차측의 작업 도관(105)의 압력 방출을 제어한다.

통상 주행 운전 중에 압력 밸브(50)는 2차 오일압에 대해서 아무런 영향을 끼치지 않는다. 그 까닭은 특히, 1차 오일압이 낮은 경우(도 2a의 특성선 1a 참조)에는, 압력 밸브(50)는 되돌림 스프링(51)에 의해서 폐쇄되어 있기 때문이다. 이것에 대해서 1차 오일압이 도 2c에 있어서 압력 레벨 「c」로 도시되어 있는 제한값을 상회하고 변속비(i₃)인 곳에서 나타나자마자 압력 밸브(50)는 긴급 주행 운전에 있어서 개방된다. 그리고 양쪽의 하이드롤릭 오일압을 위한 이상적으로 나타내어진 특성선은, 예를 들면 여기에 도시된 경과를 취한다. 2차 오일압(특성선 2c 참조)은 시동중 우선 처음 압력 제한 밸브에 의해서 오일압 「b」로 제한된다. 이 단계에 있어서 1 차압은 도 2b에 도시되어 있듯이 변속비의 감소에 따라서 오일압 「a」에서 오일압「c」로 향해서 상승한다. 오일압「c」에 이르면 원격 제어식의 압력 밸브(50)는 개방된다. 이 결과 「오버 드라이브」로 향해서 변속비(i)가 또한 감소하면 1차 오일압은 되돌림 스프링(51)의 스프링 강도, 압력 밸브(50)의 피스톤 횡단면 및 개방 행정의 함수로서 거의 일정하게 압력 레벨「c」에 유지되며 이것에 대해서 2차 오일압은 저하된다. 따라서 펌프(80)는 단시간 밖에 최대의 2차압을 준비할 필요가 없다. 1차측의 피스톤실(13)의 피스톤 및 실린더 부분 또한 오일압「c」를 위해서 설계되면 좋다.

선택적 구성인 도 4에 도시된 유압 회로에서는, 긴급 주행 운전에 있어서 도 3에 도시된 압력 제한 밸브(44) 및 압력 밸브(50)의 기능은 원격 제어식의 압력 제한 밸브(60)에 의해서 인수된다. 유압 회로 내에 있어서 도 3에 도시된 밸브(40)의 포지션을 인수하는 밸브(60)는 부가적으로 제어 도관(62)을 거쳐서 원격 제어되고 있다. 통상의 제어 도관(63)과 더불어 접속되고 있는 제어 도관(62)은 작업도관(110) 또는 1차 피스톤실(13)에서 연장하는 제어 도관(113)을 거쳐서 가져와지는 압력에 관련한 제어압을 갖고 있다. 제어 도관(113)과 제어 도관(62) 사이에는 도 1 및 도 3에 있어서의 밸브(50) 대신에 5 포트 2 위치 방향 전환 제어 밸브(70')가 배치되어 있다. 부가 기능으로서 5 포트 2 위치 방향 전환 제어 밸브(70')는 긴급 주행 운전에 있어서 전환 위치(1)에서 제어 도관(13)과 압력 제한 밸브(60)를 원격 제어하기 위한 제어 도관(62)을 개방한다. 통상 주행 운전에선 밸브(70')는 전환 위치를 차지하고 있으며, 이것에 의해 밸브(60)의 원격 제어는 행해지지 않고, 제어 도관(113)은 폐쇄되며 또한 제어 도관(62)은 탱크로 압력을 방출한다. 밸브(70')를 위해선 전환 위치(1)에 있어서 제어 도관(113)과 제어 도관(62)을 접속하고 또한 전환 위치(2)에선 양 제어 도관(113, 62)을 분리하고 개별로 폐쇄하는 4 포트 2 위치 방향 전환 제어 밸브를 사용하는 것도 가능하다. 긴급 접속은 도 2d에 도시된 영향을 1 차측 및 2 차측의 오일압 경과에 대해서 갖고 있다.

또한 다시, 밸브(70) 및 밸브(30)를 양쪽의 밸브의 작동을 인수하는 전기작동식의 1 개의 필러 밸브에 있어서 일괄하는 것도 가능하다.

도 4에 도시된 구성의 다른 변형 실시에는 도 5에 도시되며, 이 도 5에 도시된 유압 회로에선 1 차측의 제어 도관(113)은 압력 제한 밸브(60)와 직접 접속, 즉 1 차압은 통상 주행 운전에 있어서도 긴급 주행 운전에 있어서도 밸브(60)에 작용한다.

도 6a 및 도 6b에 각각 도시된 유압 회로에선 2차측의 작업도관(105)은 밸브(70')의 상류에 작업도관(102)에서 분기하고 있다. 본 변형 실시예에서 펌프(80)는 2 차측의 피스톤실(17)의 바로 근처에 배치될 수 있다. 이것은 구조체의 소요 스페이스를 감소시키고, 또한 2 개의 구성 그룹의 사이에 있어서의 출력 손실을 저하시킨다. 부가적으로 되돌림 도관(114)에는 조임 밸브가 설치되어 있어도 좋다. 긴급 주행 운전에 있어서 밖에는 필요가 없는 조임 작용은 밸브(20)의 스풀을 위한 행정 제한에 의해서도 발생시킬 수 있다.

도 6b에 도시된 유압 회로에선 압력 제한 밸브(60)의 원격 제어를 위한 제어 도관(63')이 작업 도관(105)에 직접 접속되고 있다. 이것에 의해서 펌프압은 직접 원격 제어를 위해서 사용된다. 이것은 오버 드라이브 영역에 있어서의 높은 주행 속도에 있어서 또는 큰 용적류에 있어서 유리하다는 것이 판명되었다.

없음

Claims (11)

1. 펌프(80)가 적어도 제2축방향 조절의 피스톤실(17)에 하이드롤릭 오일을 공급하고 하류에 배치된 압력 제한 밸브(40)가 그곳에 있어서의 오일압을 제한하고 또한 이 공급부에서 필러 밸브(20)를 거쳐서 제1축방향 조절의 피스톤실(13)에 하이드롤릭 오일을 공급하게 되어 있으며 또한 필터 밸브(20)가 펌프(80)의 하류에 배치된 조임 밸브(73)에 있어서의 압력 강하에 의해서 제어되는 무단 변속기(10)의 하이드롤릭식의 제1 및 제2원추 풀리 축방향 조절에 있어서의 하이드롤릭 오일압을 변속비에 관련해서 바꾸기 위한 하이드롤릭 긴급 제어 장치에 있어서,

   적어도 제2축방향 조절의 피스톤 실(17)을 위한 오일압 제한이 제1축방향 조절의 피스톤실(13)에 있어서의 오일압에 관련해서 제어되는 것을 특징으로 하는 무단속 변속기의 하이드롤릭식의 원추 풀리 축방향 조절 장치에 있어서의 하이드롤릭 오일압을 변속비에 관련해서 바꾸기 위한 하이드롤릭 긴급 제어 장치.
2. 제1항에 있어서, 변속비에 관련한 오일압 제어를 위해서 압력 제한 밸브(40)에 대해서 병렬적으로 원격 제어식의 압력 밸브(50)가 배치되어 있는 것을 특징으로 하는 하이드롤릭 긴급 제어 장치.
3. 제2항에 있어서, 압력 밸브(50)가 스프링 엘리먼트(51)를 갖고 있으며 상기 스프링 엘리먼트(51)의 반발력이 압력 밸브 피스톤 면적과 제어 도관(52)의 제어압과의 곱에 대항하여 작용하는 것을 특징으로 하는 하이드롤릭 긴급 제어 장치.
4. 제2항에 있어서, 압력 밸브(50)가 피스톤실(13)에 있어서 허용되는 오일압의 도달시에 개방하는 것을 특징으로 하는 하이드롤릭 긴급 제어 장치.
5. 제2항 또는 제3항에 있어서, 압력 밸브(50)의 스프링 엘리먼트(51)의 반발력이 조절 가능한 것을 특징으로 하는 하이드롤릭 긴급 제어 장치.
6. 제5항에 있어서, 압력 밸브(50)의 스프링 엘리먼트(51)의 스프링 특성선이 비직선적인 것을 특징으로 하는 하이드롤릭 긴급 제어 장치.
7. 제1항 내지 제6항 중 어느 한 항에 있어서, 압력 제한 밸브(40)에 대해서 병렬적으로 전기식 또는 하이드롤릭식에 제한되는 필러 밸브(30)가 통상 주행 운전에 있어서의 2차측의 오일압을 조정하기 위해서 배치되어 있는 것을 특징으로 하는 하이드롤릭 긴급 제어 장치.
8. 제1항에 있어서, 변속비에 관련한 오일압 제어를 위해서 압력 제어 밸브(60)가 1차측의 피스톤실(13)과 접속된 제어 도관(62, 113)을 거쳐서 원격 제어되는 것을 특징으로 하는 하이드롤릭 긴급 제어 장치.
9. 제8항에 있어서, 제어 도관(62)과 제어 도관(113)이 통상 주행 운전에 있어서 서로 분리되어 있고 개개로 차단되어 있는 것을 특징으로 하는 하이드롤릭 긴급 제어 장치.
10. 제8항 또는 제9항에 있어서, 제어 도관(62)과 제어 도관(113)이 5 포트 2 위치 방향 전환 제어 밸브(70')에 의해서 분리되고, 상기 5 포트 2 위치 방향 전환 제어 밸브(70')가 긴급 주행 운전에 있어서는 반발력에 의해서 조작되어 한쪽에선 제어 도관(62)과 제어 도관(113)을 접속하고, 또한 다른 쪽에서 펌프(80)에서 연장하는 작업도관(102)을 조임 밸브(73)를 거쳐서 작업 도관(103)과 접속하게 되어 있고 이것에 대해서 통상 주행 운전에 있어선 전기식 또는 하이드롤릭식으로 조작되고, 한쪽에선 제어 도관(113)을 차단하고 제어 도관(62)은 탱크로 압력을 방출하고 또한 다른 쪽에선 작업도관(102)을 직접 작업 도관(103)과 접속하게 되어 있는 것을 특징으로 하는 하이드롤릭 긴급 제어 장치.
11. 제1항에 있어서, 압력 제한 밸브(60)가 부가적으로 전기식 또는 하이드롤릭식에 제어되고 또한, 상기 압력 제한 밸브(60)가 통상 주행 운전을 위해서 필러 밸브(30)의 오일압 조정 기능을 인수하는 것을 특징으로 하는 하이드롤릭 긴급 제어 장치.