KR20160147928A - 복수의 압력 조절 밸브를 구비한 변속기의 유압 시스템 - Google Patents

Abstract

본 발명은 복수의 압력 조절 밸브(62 ~ 29)를 구비한 변속기(2)의 유압 시스템(1)에 관한 것이며, 압력 조절 밸브들의 영역 내에서 인가된 압력(p_sys)은, 작동 상태에 따라 밸브 슬라이더에 각각 작용하는 총 힘 성분에 따라서, 하류에서 설정될 압력 레벨로 조정될 수 있다. 총 힘 성분은 밸브 슬라이더에 각각 인가될 수 있는 파일럿 제어 힘 성분, 작동 힘 성분, 그리고 하류에 존재하는 압력 레벨에 따르는 조절 힘 성분에 따라서 설정된다. 파일럿 제어 힘 성분 및 작동 힘 성분은, 압력 조절 밸브(62 ~ 29) 상류의 영역이 압력 조절 밸브를 통해 압력 조절 밸브(62 ~ 29) 하류의 영역과 연결되어 있는 압력 조절 밸브(62 ~ 29)의 밸브 슬라이더의 제1 단부 위치의 방향으로, 각각 동일하게 작용하는 방식으로 밸브 슬라이더에 인가될 수 있으며, 그에 반해 압력 조절 밸브(62 ~ 29) 하류의 압력은, 파일럿 제어 힘 성분 및 작동 힘 성분에 반작용하는 방식으로, 그리고 압력 조절 밸브(62 ~ 29) 하류의 영역이 저압 영역(71)과 연결되어 있는 밸브 슬라이더의 제2 단부 위치의 방향으로, 밸브 슬라이더에 인가될 수 있다.

Description

복수의 압력 조절 밸브를 구비한 변속기의 유압 시스템{HYDRAULIC SYSTEM OF A TRANSMISSION WITH A PLURALITY OF PRESSURE REGULATING VALVES}

본 발명은, 특허 청구항 제1항의 전제부에 더 상세하게 정의되어 있는 유형에 따르는, 복수의 압력 조절 밸브를 구비한 변속기의 유압 시스템에 관한 것이다.

변속기들의 실제로 공지된 유압 시스템들의 유압 라인들에서의 유출을 방지하기 위해, 클러치 밸브들, 또는 행온 클러치(Hang-On clutch)에 할당된 추가 클러치 밸브와 같은 유압 시스템들의 압력 조절 밸브들은 이른바 예비 충전 밸브들(pre-filling valve)과 작동 연결된다. 통상, 변속기들의 유압 시스템들 또는 유압 작동 장치들의 복수의 압력 조절 밸브는 하나의 공통 예비 충전 밸브를 공유한다. 예비 충전 밸브들의 영역에서 유압 라인들 내에는 각각 소정의 최소 압력이 설정되며, 표준 값들은 0.2 내지 0.4bar로 존재한다. 구조적으로 예비 충전 밸브들은 대개 플레이트 밸브들과 같은 스프링 하중식 시트 밸브들(spring-loaded seat valve)로서 실현된다. 예비 충전 밸브들 자체는, 단지 관련된 유압 제어 체적으로 향하는 정해진 최소 관류량이 존재할 때에만, 일정한 예비 충전 압력을 조정할 수 있다. 예컨대 관련된 밸브 누설을 통해 최소 관류량에 도달한다면, 엔진의 시동 직후에 관련된 압력 레벨은 정의되지 않는다.

또한, 장착 공간 및 비용을 이유로, 대개는 통상 예비 충전 밸브들의 개수를 최소화하고자 하는 노력이 이루어지고 있다. 그러나 불리하게도 이는 관련된 네트워크 토폴러지가 분명하게 더 복잡해지게 하는데, 그 이유는 2개 이상, 보통은 최대 5개의 압력 조절 밸브가 하나의 공통 채널에 연결되고, 이 채널은 재차 상응하는 예비 충전 밸브를 통해 그 다음 저압 영역 또는 오일 팬과 연결되기 때문이다. 다시 말해 부품들의 개수의 감소는 상대적으로 더 복잡한 라인 가이드로 귀결된다. 각각의 관련된 파일럿 제어단 또는 각각의 관련된 파일럿 압력 조절 밸브에 전류가 공급되지 않으면, 관련된 액추에이터로부터 항상 예비 충전 압력 레벨이 인가된다.

복수의 압력 조절 밸브를 위해 최대한 적은 개수의 예비 충전 밸브들을 구비하여 실현되는 종래 공지된 유압 시스템들은 특히 하기 단점들을 갖는다:

액추에이터들, 클러치들, 시프트 실린더들 등은 예비 충전 라인들을 통해 비워지기 때문에, 관련된 라인 횡단면들은 비교적 크게 치수 설계된다. 추가로 예비 충전 라인들은 연결된 밸브들의 각각의 개수에 따라서 작동 장치의 전체 하우징에 교차한다. 이를 위해 필요한 장착 공간은 나머지 네트워크 토폴러지의 분산화를 위해 불리하게도 더 이상 제공되지 않는다.

추가로, 큰 채널 횡단면들에도 불구하고 저온의 작동 온도 조건에서 유효한 라인 저항들이 클러치들의 영역에서 분명하게 연장되는 배기 시간(exhaust time)을 야기한다는 단점이 있다. 3/2-압력 조절 밸브의 탱크 포트가 관련 예비 충전 밸브로부터 각각 얼마만큼 이격되어 있는지에 따라서, 상기 배출 시간은 추가로 분명하게 확산될 수도 있다. 이런 이유에서, 배출 과정들을 위한 온도 변화는 무시할 수 없는 범위에서 개별 회로들의 자발성(spontaneity)을 저하시킬 수 있다. 그 밖에도, 정밀도를 이유로 요구되는 능동적인 예비 충전이 전체 효율을 감소시키는 누설 손실을 야기한다는 단점이 있다.

클러치의 개방 시에, 즉 예비 충전 밸브를 통해 연결된 압력 조절 밸브들 중 하나 이상의 압력 조절 밸브의 신속한 배출 시에, 예비 충전 라인의 영역에서는 단시간의 압력 상승이 발생한다. 그런 다음, 바람직하게는 개방된 모든 다른 클러치 또는 변속단 액추에이터에는 이들의 공통 예비 충전 압력 레벨을 통해 상대적으로 더 높은 압력 레벨이 가해진다. 이런 유형의 작동 상황들 동안, 예컨대 압력 센서 시스템의 보정은 실행될 수 없다. 예비 충전 라인들의 영역 내에서 유압 유체 체적의 현재의 작동 온도에 따라서 능동적인 예비 충전이 제공되어 있지 않으면, 불리한 방식으로, 예비 충전 압력의 정확한 재형성에 이르기까지 경과하는 시간 간격이 전적으로 10초보다 더 클 수 있다는 가능성이 존재한다. 그에 따라, 특히 변속기의 작동 온도가 저온인 경우, 거의 보정 과정들은 실행될 수 없다.

압력 조절 밸브들은 대부분 이른바 스프링 하중식 슬라이드 밸브들로서 실현된다. 이는, 압력 조절 밸브들의 밸브 슬라이더들이 상응하는 구동 없이 관련된 파일럿 제어단을 통해 각각의 인가되는 스프링 힘에 의해 기계적 단부 정지부 쪽으로 안내된다는 점을 의미한다. 이 경우, 압력 조절 밸브들의 밸브 슬라이더들은, 압력 조절 밸브들의 탱크 포트와 각각의 관련된 예비 충전 라인 간에 충분한 개방 횡단면들을 보장하기 위해, 비교적 큰 조정 트래블(adjustment travel)을 이동한다. 관련된 파일럿 제어단들이 각각 압력 조절 밸브들의 영역에서 파일럿 압력을 인가하는 즉시, 밸브 슬라이더들은 각각 스프링 힘에 대항하여 현재 위치하는 단부 위치를 벗어나게 변위된다. 큰 조정 트래블은, 제어 및 조절 거동에서, 요구되는 작동 압력 또는 클러치 압력이 설정되는 시점과 구동 신호 사이에 분명한 휴지 시간(dead time)을 야기한다. 이 경우, 압력 형성의 자발성이 더욱더 강하게 감소할수록, 밸브 슬라이더가 각각 이동할 조정 트래블은 더욱더 커진다.

그러므로 본 발명의 과제는, 전술한 단점들을 방지하는, 복수의 압력 조절 밸브를 구비한 변속기의 유압 시스템을 제공하는 것에 있다.

상기 과제는 본 발명에 따라서 특허 청구항 제1항의 특징들을 갖는 유압 시스템에 의해 해결된다.

변속기의 본 발명에 따른 유압 시스템은 복수의 압력 조절 밸브를 포함하며, 이 압력 조절 밸브들의 영역 내에서 인가된 압력은, 작동 상태에 따라 밸브 슬라이더에 각각 작용하는 총 힘 성분에 따라서, 하류에서 설정될 압력 레벨로 조정될 수 있다. 총 힘 성분은 밸브 슬라이더에 각각 인가될 수 있는 파일럿 제어 힘 성분, 작동 힘 성분, 그리고 하류에 존재하는 압력 레벨에 따르는 조절 힘 성분에 따라서 설정된다.

본 발명에 따라서, 파일럿 제어 힘 성분 및 작동 힘 성분은, 압력 조절 밸브 상류의 영역이 압력 조절 밸브를 통해 압력 조절 밸브 하류의 영역과 연결되어 있는 압력 조절 밸브의 밸브 슬라이더의 제1 단부 위치의 방향으로 각각 동일하게 작용하는 방식으로 밸브 슬라이더에 인가될 수 있으며, 그에 반해 압력 조절 밸브 하류의 압력은, 파일럿 제어 힘 성분 및 작동 힘 성분에 반작용하는 방식으로, 그리고 압력 조절 밸브 하류의 영역이 저압 영역과 연결되어 있는 밸브 슬라이더의 제2 단부 위치의 방향으로, 밸브 슬라이더에 인가될 수 있다.

본 발명에 따른 유압 시스템의 경우, 압력 조절 밸브들 각각은 저압 영역 또는 오일 팬에 직접 연결되며, 이런 연결은 구조적으로 관련된 주조 포켓(cast pocket) 내에 직접적으로 실현될 수 있다. 유압 시스템의 상기 영역에서, 또는 압력 조절 밸브들 및 이 압력 조절 밸브들의 하류에 존재하는 유압 라인들의 영역에서 유출을 방지하기 위해, 각각 압력 조절 밸브의 밸브 슬라이더에는, 각각 인가될 수 있는 파일럿 제어 힘 성분과 동일하게 작용하는 방식으로 밸브 슬라이더에 작용하는 작동 힘 성분이 인가될 수 있다. 그에 따라, 파일럿 제어 힘 성분이 인가되지 않은 경우, 할당된 예비 충전 밸브 없이도, 압력 조절 밸브들의 영역에서 각각 고유의 예비 충전 압력은 작동 힘 성분을 통해 조정될 수 있다.

또한, 압력 조절 밸브들 중 하나의 압력 조절 밸브의 밸브 슬라이더에 동일하게 작용하는 방식으로 인가되는 파일럿 제어 힘 및 작동 힘 성분들을 통해, 작동 힘 성분에 추가로 파일럿 제어 힘 성분이 인가될 때, 밸브 슬라이더에 의해 작은 조정 트래블만이 극복되기만 하면 되고, 이로써 본 발명에 따른 유압 시스템의 경우 압력 형성의 자발성은 공지된 유압 시스템들의 경우에서보다 훨씬 더 높다.

그 밖에도, 액추에이터들, 클러치들, 시프트 실린더들 등의 배기를 위해 제공되는 라인들 또는 이 라인들의 라인 횡단면들은 각각 단지 압력 조절 밸브들과 그 어셈블리들 사이에서만 그에 상응하는 크기로 치수 설계되며, 이로써 본 발명에 따른 유압 시스템의 장착 공간 요건은 공지된 시스템들에 비해 감소된다. 본 발명에 따른 유압 시스템의 경우 클러치들의 영역에서 배기 시간은, 종래의 유압 시스템들의 경우에서보다 더 짧은데, 그 이유는 본 발명에 따른 유압 시스템의 경우 클러치들과 저압 영역 사이에서 연장되는 라인들의 길이가 공지된 유압 시스템들의 경우에서보다 더 짧게 실현될 수 있기 때문이다.

예컨대 클러치의 개방 시에 예비 충전 라인의 영역에서 발생하는 의도하지 않은 단시간의 압력 상승은, 본 발명에 따른 유압 시스템의 경우에, 제공되지 않은 클러치로 인해, 유압 압력으로 작동될 추가 변속기 컴포넌트들의 영역에서는 인가되지 않으며, 이로써 예컨대 압력 센서 시스템의 보정은 원하는 범위에서 실행될 수 있다.

압력 조절 밸브들의 적어도 일부분이 일차 압력 회로의 압력을 안내하는 본 발명에 따른 유압 시스템의 영역과 직접 연결된다면, 압력 조절 밸브들의 하류에서 설정될 압력 레벨은 구조적으로 간단한 유형 및 방식으로 조정될 수 있다.

본 발명에 따른 유압 시스템의 바람직한 실시형태의 경우, 압력 조절 밸브들의 일부분은 파일럿 제어 가능한 밸브 유닛을 통해 일차 압력 회로의 압력을 안내하는 영역과 작동 연결될 수 있거나 추가 밸브 유닛과 작동 연결될 수 있으며, 추가 밸브 유닛은 압력 제한 밸브로서 실현되어 추가 밸브 유닛의 상류에서 사전 정의된 압력 레벨을 설정하고 하류에서는 저압 영역과 연결된다.

본 발명에 따른 유압 시스템의 상기 실시형태의 경우, 실제로 공지된 단점들은 발생하지 않는다. 추가로 파일럿 제어 가능한 밸브 유닛과 이 밸브 유닛과 상호작용하는 압력 조절 밸브들의 사이에서 본 발명에 따른 유압 시스템의 라인 영역의 유출 역시도 적은 구조 비용으로 방지된다.

파일럿 제어 힘 성분이, 파일럿 압력 조절 밸브의 영역에서 설정될 수 있으면서 압력 조절 밸브들 중 하나의 압력 조절 밸브의 밸브 슬라이더의 제어 표면의 영역에 인가될 수 있는 파일럿 압력에 따라서 설정될 수 있다면, 압력 조절 밸브의 하류에서 설정될 압력 레벨은 적은 장착 공간 수요로 조정될 수 있다.

작동 힘 성분이 압력 조절 밸브들 중 하나의 압력 조절 밸브의 밸브 슬라이더에 작용하는 스프링 장치의 스프링 힘에 상응한다면, 본 발명에 따른 유압 시스템은 적은 제어 및 조절 요건으로 작동될 수 있다.

본 발명에 따른 유압 시스템이 구조적으로 간단하면서도 경제적으로 실현될 때, 압력 조절 밸브들은 3/2-방향 제어 밸브들로서 실현된다.

특허청구범위에 명시된 특징들뿐만 아니라 본 발명에 따른 유압 시스템 또는 본 발명에 따른 유압 작동 장치의 하기 실시예들에 명시된 특징들 역시도 각각 단독으로 또는 서로 임의로 조합되어 본 발명에 따른 대상을 개선하기에 적합하다. 각각의 특징 조합들은 본 발명에 따른 대상의 개선의 관점에서 제한을 나타내는 것이 아니라, 실질적으로 단지 예시로서의 특성만을 가질 뿐이다.

본 발명에 따른 유압 시스템의 추가 장점들 및 바람직한 실시형태들은 특허청구범위에서, 그리고 하기에서 도면과 관련하여 원리에 따라 기재한 실시예들에서 제시되며, 다양한 실시예들의 기재내용에서 명확성을 위해 구조 및 기능이 동일한 부품들에 대해서는 동일한 도면부호들이 이용된다.

도 1은 본 발명에 따른 유압 시스템 또는 본 발명에 따른 유압 작동 장치의 제1 실시형태를 도시한 유압 회로도이다.
도 2는 도 1에 따르는 작동 장치의 인터페이스 장치를 갖는 하우징을 도시한 개략도이다.
도 3은 제1 작동 상태에서 도 1에 따르는 유압 작동 장치의 밸브 장치를 도시한 상세도이다.
도 4는 제2 작동 상태에서 도 3에 따르는 밸브 장치를 도시한 도 3에 상응하는 도면이다.
도 5는 제3 작동 상태에서 도 3에 따르는 밸브 장치를 도시한 도면이다.
도 6은 밸브 슬라이더의 제1 단부 위치와 제2 단부 위치 사이에서 밸브 슬라이더의 조정 트래블에 걸쳐서 도 3에 따르는 밸브 장치의 밸브 슬라이더에 의해 개방될 수 있는 개방 면적들의 다수의 그래프이다.
도 7은 밸브 장치의 밸브 슬라이더의 조정 트래블에 걸쳐서 도 3에 따르는 밸브 장치의 유압 유체 체적 유입량의 다양한 분배도들의 그래프이다.
도 8은 도 1에 따르는 유압 작동 장치에서 스톱 밸브로서 실현되는 제어 및 조절 컴포넌트의 고정된 특성곡선이다.
도 9는 도 1에 따르는 본 발명에 따른 유압 작동 장치의 제1 실시형태의 한 개선예를 도시한 유압 회로도의 부분 영역이다.
도 10은 도 1에 따르는 본 발명에 따른 유압 작동 장치의 추가 실시형태를 도시한, 도 9에 상응하는 도면이다.
도 11은 도 1에 따르는 본 발명에 따른 유압 작동 장치의 추가 실시형태를 도시한, 도 9에 상응하는 도면이다.
도 12는 2개의 유압 펌프와 하나의 공통 오일 챔버를 갖는 변속기를 위한 도 3 내지 도 5에 따르는 밸브 장치를 도시한 대체 유압 회로도이다.
도 13은 밸브 장치에 할당된 전기 유압식 액추에이터의 작동 전류에 걸쳐서 도 12에 따르는 밸브 장치의 유압 유체 체적 유입량의 분배 계수들의 다수의 그래프이다.
도 14는 도 12에 따르는 밸브 장치의 최적의 구동 영역을 결정하기 위한 처리 방법을 나타낸 흐름도이다.
도 15는 도 1의 작동 장치를 포함하는 변속기의 듀얼 클러치 시스템으로의 유체 공급을 위한 도 12에 따르는 밸브 장치의 밸브 슬라이더의 조정 트래블에 따르는 유압 펌프들의 특성곡선이다.
도 16은 본 발명에 따른 유압 작동 장치의 추가 실시형태를 도시한 유압 회로도의 일부분이다.

도 1에는, 본 예시에서 듀얼 클러치 변속기로서 실현되어 전진 주행을 위한 9개의 변속비와 후진 주행을 위한 하나의 변속비가 체결될 수 있는 변속기(2)의 유압 시스템(1) 또는 유압 작동 장치의 유압 회로도가 도시되어 있다. 변속비들은, 본 예시에서 시프트 로드들로서 형성되어 5개의 유압 작동식 피스톤-실린더 장치(3 ~ 7)를 통해 조정될 수 있는 시프팅 부재들(8 ~ 12)을 통해 체결 및 해제될 수 있다. 작동 압력(p_B)은, 본 예시에서 파일럿 제어되고 라인들을 통해 서로 연결되는 3개의 시프트 밸브(13 ~ 15)를 포함하는 밸브 장치(16)를 통해 피스톤-실린더 장치들(3 ~ 7)의 영역에, 또는 피스톤 챔버들(3A, 3B 또는 4A, 4B 또는 5A, 5B 또는 6A, 6B 또는 7A, 7B)의 영역에 인가될 수 있다. 시프트 밸브들(13 ~ 15)은 변속비들의 구현을 위해 각각 복수의 스위칭 위치를 포함한다. 작동 압력(p_B)은 2개의 압력 조절 밸브 유닛(17, 18)의 영역에서 임의로 설정될 수 있고 시프트 밸브들(13 ~ 15)의 방향으로 전달될 수 있다.

시프트 밸브들(13 ~ 15)에는, 각각 솔레노이드밸브로서 실현되는 파일럿 압력 밸브 유닛(19, 20 및 21)을 통해, 제1 스위칭 위치의 방향으로 시프트 밸브들(13 ~ 15) 중 하나의 시프트 밸브에 각각 작용하는 각각의 스프링 장치(22, 23 또는 24)에 대항하여, 스위칭 위치의 방향으로 파일럿 압력(p_VS13, p_VS14 또는 p_VS15)이 가해질 수 있다. 시프트 밸브들(13 ~ 15)의 파일럿 압력들(p_VS13, p_VS14 및 p_VS15)은 파일럿 압력 밸브 유닛(19, 20 또는 21)의 각각의 존재하는 스위칭 위치에 따라서 영(0)이거나, 감압 밸브(25)의 영역에서 시스템 압력(p_sys)에 따라서 설정될 수 있는 압력 신호(p_red)의 압력 값에 상응한다.

압력 조절 밸브 유닛들(17 및 18)은 각각의 파일럿 압력 조절 밸브(26, 27)와 각각의 압력 조절 밸브(28, 29)를 포함한다. 압력 조절 밸브들(28 및 29)의 영역에서, 공급 압력 또는 시스템 압력(p_sys) 각각은, 파일럿 압력 조절 밸브들(26 및 27)의 영역에서 각각 사전 설정될 수 있고 압력 조절 밸브들(28 및 29)의 영역에서는 각각 인가될 수 있는 파일럿 압력(p_VS28 또는 p_VS29)을 통해, 작동 압력(p_B)의 각각 요구되는 압력 레벨로 설정될 수 있다.

파일럿 압력 밸브 유닛들(19 ~ 21)의 전류가 공급되지 않는 작동 상태에서, 시프트 밸브들(13 ~ 15)은 각각의 할당된 스프링 장치들(22, 23, 24)에 의해 각각 도 1에 도시된 자체의 제1 스위칭 위치로 이동된다. 밸브 장치(16)의 이런 작동 상태에서, 압력 조절 밸브 유닛들(17 및 18)의 압력 조절 밸브들(28 및 29)은 피스톤-실린더 장치들(3 ~ 7)로부터 분리된다. 그럼에도 압력 조절 밸브들(28 및 29)의 영역에 작동 압력(p_B)이 설정되는 경우, 작동 압력(p_B)은 시프트 밸브들(13 ~ 15)을 통해 피스톤-실린더 장치들(3 ~ 7)의 방향으로 전달되지 않는다. 시프트 밸브들(13 ~ 15)과 피스톤-실린더 장치들(3 ~ 7) 사이의 영역에서 압력 제한 밸브(30)는 이른바 볼 셔틀 밸브들(32 ~ 41)(ball shuttle valve)을 통해 피스톤 챔버들(3A ~ 7B)과 작동 연결될 수 있다. 그에 따라, 압력 제한 밸브(30)를 통해, 피스톤 챔버들(3A ~ 7B)의 영역에는, 피스톤 챔버들(3A ~ 7B)의 유출을 간단한 유형 및 방식으로 방지하는 압력 레벨이 각각 설정될 수 있다. 압력 제한 밸브(30)의 반응 압력 레벨을 상회한 상태에서 상기 압력 제한 밸브는 개방되며, 유압 유체는 압력 제한 밸브(30)를 통해 저압 영역(31)의 방향으로 안내된다.

또한, 각각의 가용한 적용 사례에 따라서, 두 압력 조절 밸브(28 및 29)를 포함하지 않는 밸브 장치(16)를 실현하는 가능성 역시도 존재하며, 이런 경우 공급 압력(p_sys)은 직접 제어식 압력 조절 밸브들로서 실현되는 파일럿 압력 조절 밸브들(26 및 27)의 영역에 인가되며, 이 영역에서 작동 압력(p_B)의 각각 요구되는 압력 레벨이 직접 설정되어 시프트 밸브들(13 ~ 15)의 방향으로 전달된다.

작동 장치(1)는 추가로 2개의 펌프 유닛(43, 44)을 포함하는 펌프 장치(42)와 연결되며, 제1 펌프 유닛(42)은 가변식 베인 펌프(variable vane pump)로서 형성되고, 제2 펌프 유닛(44)은 고정 용량형 펌프(fixed displacement pump)로서 형성된다.

제1 펌프 유닛(43)은 본 예시에서 도면에 별도로 도시되어 있지 않은 변속기 입력 샤프트와 공지된 유형 및 방식으로 연결되고 그에 따라 변속기(2)의 변속기 입력 샤프트와 연결될 수 있는 엔진, 바람직하게는 내연기관에 의해 구동될 수 있는 변속기 주 펌프(transmission main pump)이다. 이와 달리, 제2 펌프 유닛(44)은 변속기 출력 샤프트와 연결되고, 이 변속기 출력 샤프트는 재차 공지된 유형 및 방식으로 변속기(2)를 구비하여 실현되는 차량 파워 트레인의 출력부와 연결될 수 있고 출력 속도에 등가인 입력 속도로 구동될 수 있다. 제1 펌프 유닛(43)의 송출 측(45)은 시스템 압력(p_sys)이 존재하는 일차 압력 회로(46)와 연결되며, 시스템 압력은 재차 파일럿 제어 가능한 시스템 압력 밸브(47)를 통해 설정될 수 있다. 시스템 압력 밸브(47)의 하류에는 마찬가지로 파일럿 제어 가능한 밸브 장치(48)가 제공되며, 이 밸브 장치는 제어 밸브로서 형성되는 이른바 냉각 밸브이다.

추가로, 냉각 밸브(48)에는, 냉각기(51)를 통해 안내되는 유압 유체 체적 유량을 현재의 작동 온도에 따라서 원하는 범위에서 설정할 수 있도록 하기 위해, 열전대(50)를 구비하여 실현되는 이른바 열 바이패스 밸브(49)가 할당된다. 시스템 압력 밸브(47)는 본 예시에서 바이패스 밸브(52)의 응답 한계를 상회한 상태에서 바이패스 밸브(52)를 통해 냉각 밸브(48)와 직접 연결된다. 바이패스 밸브(52)의 응답 한계를 하회한 상태에서 시스템 압력 밸브(47)의 하류에서 냉각 밸브(48)의 방향으로 안내되는 유압 유체 체적은 열 바이패스 밸브(49)의 각각의 존재하는 작동 상태에 따라서 완전하게 냉각 밸브(48)의 방향으로 전달되거나, 일부분이 냉각 밸브(48)의 방향으로 직접 안내되고 다른 일부분은 냉각기(51)를 경유하여 냉각 밸브(48)의 방향으로 안내되거나, 완전하게 냉각기(51)를 경유하고 그런 다음 냉각 밸브(48)의 방향으로 전달된다.

냉각 밸브(48)의 도 1에 도시된 제1 스위칭 위치에서, 일차 압력 회로(46)는, 시스템 압력 밸브(47)의 하류에 존재하는 이차 압력 회로(54)의 제1 영역(53)과 연결된다. 냉각 밸브(48)의 제2 스위칭 위치에서, 일차 압력 회로(46)는 냉각 밸브(48)를 통해 이차 압력 회로(54)의 제1 영역(53)뿐만 아니라 이차 압력 회로(54)의 제2 영역(55)과도 연결되며, 이차 압력 회로를 통해서는 변속기(2)의 듀얼 클러치 시스템(56)의 2개의 클러치(K1 및 K2)가 작동 상태에 따라서 각각 필요한 냉각 오일량을 공급받을 수 있다. 제2 펌프 유닛(44)의 흡입 측(57)은 냉각 밸브(48)의 제1 스위칭 위치에서뿐만 아니라 제2 스위칭 위치에서도 냉각 밸브(48)의 영역에서 시스템 압력 밸브(47)로부터 분리된다.

냉각 밸브(48)가, 냉각 밸브(48)에 작용하는 스프링 장치(59)의 스프링 힘에 대항하여 추가 파일럿 압력 조절 밸브(60)의 영역에서 설정될 수 있는 파일럿 압력(p_VS48)을 통해 제3 스위칭 위치로 전환된다면, 일차 압력 회로(46)는 냉각 밸브(48)를 통해 이차 압력 회로(54)의 제2 영역(55)과 연결되며, 이로써 일차 압력 회로(46)로부터 시스템 압력 밸브(47)를 경유하여 이차 압력 회로(54) 내로 유입되는 유압 유체 체적은 완전하게 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각을 위해 이용된다.

이차 압력 회로(54)의 제1 영역(53)은 본 예시에서 변속기(2)의 다양한 컴포넌트들에 윤활 및 냉각하기 위한 유압 유체를 공급하는 이른바 윤활 스파이더(lubricating spider)를 포함한다. 추가로 이차 압력 회로(54)의 제1 영역(53)을 통해서는 기어 세트 냉각 역시도 실행되며, 기어 세트 냉각부의 방향으로 안내되는 유압 유체 체적 유량은 기어 세트 냉각 밸브(61)를 경유하여 변속기(2)의 기어 세트의 영역 내로 유입되며, 이 기어 세트의 영역은 각각 현재 연결된 클러치(K1 또는 K2)에 할당되어 실제로 변속기(2)를 통해 안내될 토크를 전달한다. 이를 위해, 클러치들(K1 및 K2)을 위해 클러치 밸브들(62, 63)의 영역에서 각각 설정된 작동 압력은 기어 세트 냉각 밸브(61)의 제어 표면들의 영역에 인가되며, 기어 세트 냉각 밸브(61)는, 현재 동력 흐름에 연결된 변속기(2)의 기어 세트의 영역에 필요한 범위에서 냉각 및 윤활 오일을 공급하기 위해, 각각의 원하는 스위칭 위치로 전환된다. 제2 펌프 유닛(44)의 송출 측(64)은 본 예시에서 체크 밸브 장치(65)의 응답 한계에 도달할 때 체크 밸브 장치(65)를 통해 일차 압력 회로(46)와 연결된다. 제2 펌프 유닛(44)의 송출 측(64)의 압력(p64)은, 파일럿 압력 조절 밸브(60)를 통해 파일럿 제어될 수 있는 압력 제한 밸브(66) 또는 스톱 밸브에 따라서 가변될 수 있다.

제1 펌프 유닛(43)을 통해, 할당된 액추에이터들로의 필요에 따른 유압 유체 공급이 수행된다. 이렇게 예컨대 두 클러치(K1 및 K2)에 할당된 클러치 밸브들(62 및 63), 그리고 파킹 로크 시스템(67)은, 일차 압력 회로(46) 또는 제1 펌프 유닛(43)에서 출발하는 유압 유체를 공급받는다. 제2 펌프 유닛(44)은 원칙상 고유의 저압 회로인 이차 압력 회로(54)의 제1 영역(53)에 할당되어, 이른바 행온 클러치인 사륜 클러치(68)(all-wheel clutch) 및 기어 세트 냉각부의 윤활 스파이더로 유체 공급한다.

변속기(2)를 구비하여 실현되는 차량 파워 트레인의 엔진이면서 본 예시의 경우 내연기관으로서 실현되는 상기 엔진이 연결될 뿐만 아니라 변속기 입력 샤프트의 회전수가 영(0)보다 더 크고 이와 동시에 주행 속도 또는 구동 속도도 마찬가지로 영(0)보다 더 큰 기간에 해당하는 통상적인 작동 조건들 동안, 변속기(2)의 기어 세트 및 사륜 클러치(68) 역시도 적어도 제2 펌프 유닛(44)에서 출발하여 제1 영역(53)을 경유하는 유압 유체를 공급받는다. 변속기(2)의 기어 세트의 하중은 상승하는 차량 속도와 더불어 통상적으로 증가하기 때문에, 자체의 펌프 구동 속도 또는 자체의 이송 유량이 차량 속도에 비례하는 제2 펌프 유닛(44)을 통해 자동으로 특정한 작동점들에서 추가로 기어 세트의 필요에 따른 냉각 및 윤활이 수행된다.

차량이 정지해 있거나, 주행 속도가 저속이고 이와 동시에 기어 세트의 영역에서 토크 하중이 높은 경우, 예컨대 엔진의 회전수가 거의 최대이고 이와 동시에 운전자는 상용 브레이크를 작동시키고 있는 기간에 해당하는 레이스 출발 상황 동안, 변속기(2)의 기어 세트는 작동 장치(1)의 전술한 구성을 기반으로 추가로 제1 펌프 유닛(43) 또는 베인 펌프로부터 시스템 압력 밸브(47), 바이패스 밸브(52) 및 냉각 밸브(48)를 경유하여 유압 유체를 공급받을 수 있다. 이처럼 제1 펌프 유닛(43)으로부터 출발하여 제1 영역(53)으로의 추가적인 유체 공급 가능성은 원칙상 제2 펌프 유닛(44)의 상대적으로 더 작은 치수 설계를 가능하게 한다.

차량 파워 트레인의 엔진이 주행 속도가 상대적으로 더 높은 조건에서 예컨대 세일링 모드(sailing mode) 동안 작동 중지되고 제1 펌프 유닛(43)은 유압 유체를 이송하지 않는다면, 이 경우 구동 속도로, 또는 이 구동 속도에 등가인 회전수로 구동되는 제2 펌프 유닛(44)에서 출발하여 체크 밸브 장치(65)를 통해 일차 압력 회로(46)로 유압 유체를 공급하는 가능성이 존재한다. 제2 펌프 유닛(44)의 송출 측(64)에서의 압력이 압력 제한 밸브(66)를 통해 상승된다면, 변속기(2) 또는 이 변속기를 구비하여 실현된 차량 파워 트레인의 특정한 작동점들에서 제2 펌프 유닛(44)을 통해 변속기(2)의 제한된 기능성, 예컨대 변속단 추적, 클러치 냉각 등을 유지하는 가능성이 존재한다.

제2 펌프 유닛(44)은, 차량 파워 트레인의 상기 작동 상태 과정들 동안 차량 질량으로부터 자체의 구동 에너지를 공급받고, 전기 작동식 추가 펌프와 달리 직접적인 에너지 변환을 기반으로 전기 공급 시스템 등의 의도하지 않는 부하를 야기하지 않고, 그 외에도 상대적으로 더 유리한 효율로 작동될 수 있으며, 상대적으로 더 적은 장착공간/소비전력 비율을 특징으로 한다. 이런 경우, 추가 전기 부하장치들은, 추가의 전기 구동식 펌프들을 구비하여 실현되는 차량들에 해당되는 경우보다 더 긴 시간에 걸쳐 전기 에너지를 공급받을 수 있다. 변속기의 클러치들이 작동 압력을 공급받는 것과 동시에 특히 변속기의 영역에서 체결된 변속비를 갖는 세일링 모드 동안, 경우에 따라서는, 발전기로 작동 가능한 전기 기계(electric machine)가 제공되어 있다면, 심지어 전기 저장 장치의 충전도 가능할 수 있다.

변속기(2)를 구비하여 실현된 차량의 주행 속도가 영(0)보다 큰 점에 한해, 엔진이 작동 중지된 경우에서조차도 일차 압력 회로(46)의 유출은 방지되는데, 그 이유는 일차 압력 회로(46)가 제2 펌프 유닛(44)에서 출발하여 제2 펌프 유닛(44)의 송출 측(64)과 일차 압력 회로(46) 사이에서 체크 밸브 장치(65)의 개방을 위해 필요한 양의 압력 강하(positive pressure drop)를 상회한 상태에서 지속적으로 제2 펌프 유닛(44)으로부터 유압 유체를 공급받기 때문이다. 그 결과로, 재차, 엔진의 재시동 시에 원하는 변속단의 체결 및 변속기(2)의 클러치들의 동시 가압과 같은 원하는 작동 조건들이 상대적으로 긴 지연 없이 형성될 수 있다.

예컨대 변속기(2) 내에서 기어 변속의 실행 동안, 원하는 짧은 작동 시간 이내에 각각 요구되는 기어 변속을 즉각적으로 실행할 수 있도록 하기 위해, 냉각 밸브(48)의 영역에서 일차 압력 회로(46)에서 출발하는 두 클러치(K1 및 K2)의 냉각은 비활성화된다. 이런 유형의 작동 상태에서, 기어 세트는 제2 펌프 유닛(44)을 통해 유압 유체를 공급받을 수 있다.

두 펌프 유닛(43 및 44)은 하나의 공통 필터 장치(70)를 구비한 하나의 공통 흡입 라인(69)을 포함한다. 주행 속도가 충분히 큰 경우, 제2 펌프 유닛(44)의 흡입 충전은 공통 흡입 라인(69)을 위해 이용되며, 이로써 두 펌프 유닛(43 및 44)의 에너지 관련 부하 감소가 가능하다. 두 펌프 유닛(43 및 44)은, 공통 흡입 라인(69)을 통해, 실질적으로 저압 영역(31)에 상응하거나, 이 저압 영역과 연결되어 있는 하나의 공통 오일 챔버(71)로부터 유압 유체를 흡입한다.

작동 장치(1)는 도 2에 더 상세하게 도시된 유형 및 방식으로 하우징(75)을 구비하여 실현되며, 이 하우징 내에는 앞에서 더 상세하게 기재한 제어 및 조절 컴포넌트들이 배치될 수 있을 뿐만 아니라, 이 컴포넌트들을 서로 연결하는 유압 라인들이 제공되어 있다. 하우징(75)은 펌프 유닛들(43 및 44) 또는 유압 펌프들과 연결될 수 있고, 본 예시에서는 인터페이스 장치(78)의 영역에서 유압 유체의 교환을 위해 서로 연결되는 2개의 하우징 부재(76, 77)를 포함한다.

이 경우, 하우징 부재(76)는 작동 장치(1)의 채널 플레이트이고 하우징 부재(77)는 작동 장치의 밸브 플레이트이며, 이 하우징 부재들 사이에는 인터페이스 장치로서 기능하는 중간 박판(78)이 삽입되며, 이 중간 박판에 의해서는 밸브 플레이트(76)와 채널 플레이트(77) 사이의 전달 위치들이 각각 적은 요건으로 경제적인 유형 및 방식으로 가변될 수 있다. 작동 장치(1) 또는 이 작동 장치의 하우징(75)은, 듀얼 클러치 변속기의 다수의 다양한 변속기 파생물(transmission derivative)을 위해 이용될 수 있으며, 자체의 하우징 부재들(76 및 77)은 변속기(2)의 변속기 컴포넌트들로의 유체 공급을 위해 필요한 제어 및 조절 컴포넌트들을 장착할 수 있을 뿐만 아니라 이를 위해 필요한 유압 라인들을 구비하여 실현되는 이른바 구성 키트 또는 모듈이다. 각각의 변속기 개념에 대한 작동 장치(1)의 매칭은 하우징 부재들(76 및 77) 사이에 제공된 인터페이스 장치(78)를 통해 수행된다.

도 3 내지 도 5에는, 도 1에 따르는 작동 장치(1)의 냉각 밸브(48)의 구조 실시예가 각각 도시되어 있으며, 냉각 밸브를 통해서는, 시스템 압력 밸브(47)를 통해 냉각 밸브(48)의 방향으로 안내되는 유압 유체 체적량(qzu)이 냉각 밸브(48)의 3개의 유출 라인들 간에 거의 임의로 분배될 수 있다. 냉각 밸브(48)는, 3개의 유출 라인 중 항상 하나의 유출 라인은 유압 유체 체적을 공급받지 않게 하는 이른바 유량 분할기(flow splitter)이다. 이런 경우 유량 분할기 또는 냉각 밸브(48)의 경우 항상 2개의 라인 저항 간의 몫(quotient)만이 유효하기 때문에, (충분히 큰 채널 횡단면을 전제 조건으로) 분배 회로를 통한 추가적인 압력 상승은 중지된다. 시스템 압력 밸브(47)를 통해 가용한 유압 유체 체적 유량(qzu)을, 시스템 압력 회로(54)의 제1 영역(53)과, 이차 압력 회로(54)의 제2 영역(55)과, 두 펌프 유닛(43 및 44)의 흡입 충전이 수행되게 하는 라인(58) 간에 원하는 범위에서 분배할 수 있도록 하기 위해, 도 3 내지 도 5에 도시된 밸브 회로가 제안된다.

냉각 밸브(48)는 본 예시에서 7개의 밸브 포켓(48A ~ 48G)을 구비하여 형성되며, 파일럿 압력 조절 밸브(60)에서 출발하여 파일럿 압력(p_VS48)으로 밸브 포켓(48G)을 지속적으로 가압하는 것을 통해 냉각 밸브(48)의 밸브 슬라이더(79)는 지속적으로 스프링 장치(59) 쪽으로 변위된다. 밸브 포켓(48E)의 영역에서 가용한 유압 유체 체적 유량(qzu)은 밸브 슬라이더(49)의 도 3에 도시된 위치에서 완전하게 밸브 포켓(48D)의 방향으로, 그에 따라 이차 압력 회로(54)의 제1 영역(53)의 방향으로 전달된다. 이는, 라인(58)을 통한 흡입 충전부 및 냉각 밸브(48)를 통한 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각부 모두에 유압 유체 체적이 공급되지 않는다는 점을 의미한다. 도 4에는, 밸브 슬라이더(79)의 중간 위치가 도시되어 있으며, 그에 반해 도 5에 따른 도면에서 밸브 슬라이더(79)는 스프링 장치(59)의 스프링 힘에 대항하여 파일럿 압력(p_VS48)에 의해 자체의 제2 단부 위치로 이동되어 있다.

도 6에는, 냉각 밸브(48)의 개방 특성이 도시되어 있으며, 함수 A(x)는 밸브 포켓들(48E 및 48D) 사이에서 밸브 슬라이더(79)에 의해 개방될 수 있는 냉각 밸브(48)의 개방 면적을 지시한 것이며, 그에 반해 x는 밸브 슬라이더(79)의 조정 트래블에 상응한다. 추가 함수 B(x)는 재차 밸브 포켓들(48E 및 48F) 사이에서 밸브 슬라이더(79)에 의해 개방될 수 있는 개방 면적에 상응하며, 그에 반해 함수 C(x)는 밸브 포켓들(48C 및 48B) 사이의 영역에서 밸브 슬라이더(79)의 조정 트래블(x)에 걸쳐서 각각 설정되는 냉각 밸브(48)의 개방 면적을 재현한 것이다.

냉각 밸브(48) 또는 밸브 슬라이더(79)의 도 3에 도시된 유출 위치에서, 냉각 밸브(48)의 영역에는 맨 먼저 밸브 포켓들(48E 및 48D) 사이의 개방 면적[A(x)]만이 기어 세트 냉각부 또는 제1 영역(53)의 방향으로 개방된다. 도 3에 도시된 제1 단부 위치에서 출발하여 도 5에 도시된 제2 단부 위치의 방향으로 밸브 슬라이더(79)의 조정 트래블(x)이 증가함에 따라, 개방 면적[A(x)]은 단조 감소한다. 밸브 슬라이더(79)가 조정 트래블 값 x1만큼 제1 단부 위치로부터 이격 변위된다면, 첫 번째로 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각부의 방향으로 냉각 밸브(48)의 영역 내 통로 역시도 개방되며, 이 때문에 곡선 C(x)는 상승한다. C(x)의 개방 특성은 맨 먼저 단조 증가한다. 밸브 슬라이더(79)가 조정 트래블 값 x2만큼 제1 단부 위치로부터 이격 변위될 때 비로소, C(x)의 개방 특성은 밸브 슬라이더(79)의 조정 트래블이 추가로 증가함에 따라 재차 단조 감소한다.

도 3 내지 도 5에 도시된 냉각 밸브(48)의 구조 실시예의 경우, 밸브 포켓들(48E 및 48C)의 영역 내 유입구는 결코 밸브 포켓들(48F 및 48D)과 동시에 연결되지 않는다. 이런 양태는 도 6에 따르는 도면에서도 확인될 수 있는데, 그 이유는 개방 면적[A(x)]이 이미 조정 트래블 값 x3부터 0이며, 이 시점에서 개방 면적[B(x)] 역시도 여전히 밸브 슬라이더(79)에 의해 완전하게 폐쇄되어 있기 때문이다. 조정 트래블 값 x4부터 비로소 개방 면적[B(x)]은 단조 증가하며, 이런 개방 면적은, 밸브 슬라이더가 도 5에 도시된 자체의 제2 단부 위치에 도달했을 때, 밸브 슬라이더(79)에 의해 완전하게 개방된다. 그러나 밸브 슬라이더(79)의 제2 단부 위치에서 개방 면적[C(x)]은 밸브 슬라이더(79)에 의해 완전하게 차단되지 않는다.

밸브 슬라이더(79)의 도 4에 도시된 중간 위치에서, 밸브 포켓들(48E 및 48C)의 영역에 인가된 유압 유체 체적 유량(qzu)은 실질적으로 동일한 비율로 제1 영역(53)의 방향으로, 그리고 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각부의 방향으로 전달된다. 이런 작동점에서, 안쪽에 위치하는 유입 포켓들 또는 밸브 포켓들(48E 및 48C)의 특별한 형상을 통해 밸브 슬라이더(79)에 작용하는 고정된 유동력은 거의 완전하게 보상된다.

제1 영역(53)의 방향으로, 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각부의 방향으로, 그리고 라인(58) 또는 흡입 충전부의 방향으로 밸브 포켓들(48E 및 48C)의 영역에 인가된 유압 유체 체적 유량(qzu)의 분배는 하기 방정식들을 통해 수학적으로 표현될 수 있다.

이 경우, 함수 q53은, 시스템 압력 밸브(47)를 경유하여 냉각 밸브(48)로 공급되는 유압 유체 체적 유량(qzu)에 따라서 제1 영역(53)의 방향으로 냉각 밸브(48)를 통해 각각 안내될 수 있는 유압 유체 체적 유량에 상응한다. 함수 q58은 흡입 충전부(58)로 공급되는 유압 유체 체적 유량이며, 그에 반해 함수 q55는, 냉각 밸브(48)의 밸브 슬라이더(79)의 각각 현재의 조정 트래블(x)에 따라서 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각부에 제공되어 있는 유압 유체 체적 유량에 상응한다.

도 7에는, 각각 정규화된 곡선들(q53/qzu, q55/qzu 및 q58/qzu)이 냉각 밸브(48)의 밸브 슬라이더(79)의 조정 트래블(x)에 걸쳐서 도시되어 있다. 도 7에 따르는 도면으로부터는, 예컨대 밸브 슬라이더(79)의 제2 단부 위치에 도달할 때, 즉 조정 트래블 x7이 존재할 때, 흡입 충전부(58)와 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각부의 방향으로 정해진 비율로, 본 예시에서는 흡입 충전부의 방향으로 약 85% 및 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각부의 방향으로 약 15%로, 냉각 밸브(48)로 공급되는 유압 유체 체적 유량(qzu)의 분배가 수행되는 점이 유추된다. 조정 트래블 값 x6이 존재할 때, 흡입 충전부(58) 방향으로의 관류량은 밸브 포켓(48D)의 영역에서 억제되고 이와 동시에 유압 유체 체적은 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각부의 방향으로 안내된다. 이런 밸브 슬라이더(79)의 위치에서, 밸브 슬라이더(79)의 조정 트래블 x2에 상응하는 위치와 달리, 밸브 슬라이더(79)에 작용하는 유동력의 자동 보상은 수행되지 않는다.

원칙상, 총 3개의 개방 면적[A(x), B(x) 및 C(x)]의 합은 냉각 밸브(48)의 유압 등가 저항을 표현한 것이다. 밸브 포켓들이 적합하게 크게 형성되거나, 밸브 지름이 그에 상응하게 치수 설계되는 경우, 냉각 밸브(48)의 등가 저항은 임의로 감소될 수 있다. 이와 무관하게, 냉각 밸브(48)의 밸브 슬라이더(79)는 관류 포켓들(48B ~ 48E)의 영역에서 각각 동일한 지름을 갖는다.

유압 작동 장치(1)의 도 1에 도시된 실시형태는 변속기(2) 또는 듀얼 클러치 변속기의 컴포넌트들로의 유체 공급을 위해 적합한데, 그 이유는 변속기(2)가 서로 독립된 두 펌프 유닛(43 및 44)으로부터 유압 유체를 공급받을 수 있기 때문이다. 조절되는 베인 펌프인 제1 펌프 유닛(43)은 엔진에 연결되고, 그에 반해 고정 용량형 펌프인 제2 펌프 유닛(44)은 변속기(2)의 출력 샤프트에 연결된다. 이런 구조 실시예는 원칙상 4가지 작동 모드를 가능하게 한다.

변속기 입력 샤프트와 연결될 수 있는 엔진이 작동 중인 제1 작동 모드 동안, 제1 펌프 유닛(43)은 유압 유체 체적을 이송하며, 그에 반해 제2 펌프 유닛(44)은 이송 체적을 공급하지 않고 이와 동시에 차량은 정지한 상태이다. 엔진이 차량 정지 상태에서 작동 중지되는 기간에 해당하는 제2 작동 모드 동안에는, 제1 펌프 유닛(43) 및 제2 펌프 유닛(44) 모두로부터 유압 유체 체적이 공급되지 않는다. 제2 작동 모드는 예컨대 주차 모드, 또는 교통 신호등 전방에서의 정지에 상응한다. 차량의 제3 작동 모드는, 차량이 영(0)보다 큰 차량 속도로 이동되고 엔진이 연결됨으로써 제1 펌프 유닛(43)뿐만 아니라 제2 펌프 유닛(44)으로부터도 유압 유체 체적이 이송되는 것을 특징으로 한다. 이와 달리, 세일링 모드로서도 지칭되면서, 차량 속도가 영(0)보다 큰 조건에서 엔진은 작동 중지된 기간에 해당하는 제4 작동 모드 동안에는, 오직 제2 펌프 유닛(44)으로부터만 유압 유체 체적이 공급된다.

도 1에 도시된 변속 선도를 통해서는, 차량이 제1 또는 제3 작동 모드에서 작동될 때, 기어 세트를 위한, 그리고 사륜 클러치(68)의 냉각을 위한 윤활 오일 라인들로의 유체 공급을 위해 제2 펌프 유닛(44)이 이용된다. 이 경우, 관련된 연결 라인들의 유압 저항들은 구조적으로 가능한 최솟값으로 감소되며, 이로써 제2 펌프 유닛(44)의 유압 동력 소모량 역시도 낮다.

세일링 모드 중에, 제1 펌프 유닛(43)의 영역에서는 유압 동력이 소모되지 않는다. 추가로 통상 내연기관으로서 실현되는 엔진 역시도 무동력 상태이다. 파일럿 압력 조절 밸브(60)의 전기 구동을 통해, 제2 펌프 유닛(44)의 이송 압력 레벨을 분명하게 상승시키는 추가 유압 저항이 활성화될 수 있다. 이런 조치를 통해, 제2 펌프 유닛(44)은 세일링 모드 중에 변속기(2)의 작동을 위해서도, 예컨대 변속단 추적을 위해서도 이용될 수 있다.

엔진이 연결되고 차량은 실질적으로 정지해 있는 제1 작동 모드 중에, 맨 먼저 제1 펌프 유닛(43)에 의해 이송되는 과량의 유압 유체 체적은 제1 영역(53) 또는 기어 세트 냉각부의 방향으로 안내되며, 이를 위해 냉각 밸브(48)는 도 1에 도시된 초기 위치에 위치한다. 이는, 예컨대 차량의 콜드 스타트 동안 듀얼 클러치 시스템(56)이 맨 먼저 냉각 오일을 공급받지 않고, 예컨대 변속기(2) 내에서 변속단들의 체결 동안 부정적으로 작용하는 추가적인 드래그 토크는 형성할 수 없다는 장점을 제공한다.

제3 작동 모드에서, 냉각 밸브(48)는 통상 자체의 제3 스위칭 위치로 전환되며, 이 제3 위치에서 듀얼 클러치 시스템(56)은 제1 펌프 유닛(43)을 통해 냉각 오일을 공급받고, 그에 반해 이차 압력 회로(54)의 제1 영역(53)의 기어 세트 냉각부는 제2 펌프 유닛(44)에서 출발하는 유압 유체 체적을 공급받는다. 스톱 밸브(66)는 완전하게 개방되는데, 그 이유는 스톱 밸브가 냉각 밸브(48)처럼 파일럿 압력 조절 밸브(60)에서 출발하는 파일럿 압력(p_VS48)을 공급받기 때문이다. 이런 조치의 결과로, 바람직하게는 제2 펌프 유닛(44) 또는 기어 세트 펌프가 단지 매우 낮은 유압 저항에 대항해서만 이송하기만 하면 된다. 체크 밸브 장치(65) 또는 브리지 밸브는 유압 작동 장치(1)의 마지막에 기재한 작동 상태 동안 폐쇄되는데, 그 이유는 제1 펌프 유닛(43)의 영역에서 생성된 시스템 압력(p_sys)이 스톱 밸브(66) 상류의 압력보다 더 크기 때문이다. 기어 세트 펌프 밸브로서도 지칭되는 추가 체크 밸브 장치(80)는, 차량이 후진 출발할 때, 안전밸브로서 작동하는데, 그 이유는 제2 펌프 유닛(44)이 이 경우 반대되는 구동을 기반으로 자체의 관류 방향을 변경하거나 전환하기 때문이다.

예컨대 제2 펌프 유닛(44)의 영역에서 차량 속도에 비례하여 이송되는 체적 유량이 기어 세트의 필요한 냉각 및 윤활을 위해 충분하지 않기 때문에, 변속기(2)의 기어 세트의 영역에서 추가적인 냉각 오일량이 요구되는 기간에 해당하는, 변속기(2)를 구비하여 실현되는 차량 파워 트레인의 특별 작동 상태 동안, 냉각 밸브(48)는 자체의 제2 스위칭 위치로 전환되며, 이 제2 스위칭 위치에서 시스템 압력 밸브(47)는 냉각 밸브(48)를 통해 이차 압력 회로(54)의 제1 영역(53)뿐만 아니라 그 제2 영역(55)과도 연결된다.

변속기(2)를 구비하여 실현되는 차량 파워 트레인의 제4 작동 모드에서, 냉각 밸브(48)는 자체의 제1 스위칭 위치에 위치하며, 이 제1 스위칭 위치에서 밸브 슬라이더(79)는 완전하게 스프링 장치(59)에 의해 도 1에 도시된 제1 단부 위치로 이동된다. 이런 경우, 스톱 밸브(66)는 인가된 파일럿 압력(p_VS48) 없이 작동하면서, 제2 펌프 유닛(44)의 송출 측(64)의 영역에서 실질적으로 제2 펌프 유닛(44)의 이송 유량과 무관한 정해진 압력 레벨을 설정한다. 브리지 밸브(80)를 통해, 제1 펌프 유닛(43)의 시스템 압력 채널 역시도, 그리고 특히 전자기 압력 조절기 또는 파일럿 압력 조절 밸브들(26, 27, 60 및 81 ~ 85) 및 솔레노이드밸브들(19 ~ 21)에 연결된 감압 밸브(25) 역시도 제2 펌프 유닛(44)에서 출발하는 유압 유체 체적을 공급받는다. 그에 따라, 예컨대 피스톤-실린더 장치들(3 ~ 7) 및 듀얼 클러치 시스템(56)은 제2 펌프 유닛(44)으로부터 유압 유체를 공급받을 수 있고 작동될 수 있으며, 이는 도 8에 도시된 스톱 밸브(66)의 하강하는 구동 특성을 통해 가능하다.

도 8에는, 파일럿 압력 조절 밸브(60)의 영역에서 설정될 수 있는 파일럿 압력(p_VS48)에 걸쳐서 스톱 밸브(66)의 고정된 특성곡선이 도시되어 있다. 도 8에 따르는 도면으로부터는, 스톱 밸브(66) 상류의 압력(p64)이 파일럿 압력(p_VS48A)에 이를 때까지 자체의 최댓값(p64_max)을 갖는다는 점이 유추된다. 상승하는 파일럿 압력 값들(p_VS48)과 더불어, 압력(p64)은 제2 파일럿 압력 값(p_VS48B)에 이를 때까지 점점 더 감소하며, 파일럿 압력 값(p_VS48B)부터 자체의 최솟값(p64_min)을 갖는다.

또한, 도 1에 따르는 도면의 대안으로, 도 9에 도시된 것처럼, 냉각 밸브(48)는 스톱 밸브(66)를 통해 이차 압력 회로(54)의 제1 영역(53)과 작동 연결되어 있거나 작동 연결될 수 있다. 이 결과로, 바람직하게는 엔진의 시동 동안, 시스템 압력(p_sys)은 일차 압력 회로(46)의 영역에서 경우에 따라 약간 더 빠르게 형성된다. 이런 경우, 스톱 밸브(66)는 자체의 초기 위치에 위치한다. 파일럿 압력(p_VS48)이 실질적으로 영(0)이고 이런 경우 폐쇄된 작동 상태로 존재하는 스톱 밸브(60)의 영역 내에 관류량이 없는 조건에서, 냉각 밸브(48)를 통해 스톱 밸브(66)의 상류에서 가용한 유압 유체 체적 유량은, 브리지 밸브(65) 상류의 압력이 그 응답 한계보다 더 크거나 같을 때, 일차 압력 회로(46) 내로 유입된다.

도 10에는, 도 1에 따르는 유압 작동 장치(1)의 실시형태의 한 개선예가 도시되어 있으며, 여기서 파일럿 압력 조절 밸브(60)는 상승하는 전류-압력 특성곡선을 갖는 압력 조절기이다. 이는, 파일럿 압력 조절 밸브(60)의 전기적 또는 기계적 고장 시에 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각부가 활성화되지 않는다는 장점을 제공하며, 이는 도 1에 따르는 작동 장치(1)의 실시예에 해당한다. 추가로, 파일럿 압력 조절 밸브(60)의 전기적 또는 기계적 고장 시에, 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각부와 더불어 흡입 충전부 역시도 활성화된다. 상승하는 전류-압력 특성곡선을 갖는 압력 조절기의 이용은, 각각의 가용한 적용 사례에 따라서, 경우에 따라서 차량 가용성을 상대적으로 더 신속하게 회복시키는 것을 가능하게 한다.

도 1에 따르는 유압 작동 장치(1)의 도 11에 도시된 추가 실시형태의 경우, 스톱 밸브(66)는 다른 방식으로 가용한 압력 신호로 파일럿 제어되며, 스톱 밸브(66)의 영역에 인가될 수 있는 파일럿 압력(p_VS66)은 제1 펌프 유닛(43)과 압력 제한 밸브로서 실현된 이른바 분리 밸브(86) 사이에 존재하는 압력에 상응한다.

작동 장치(1)의 상기 실시예는, 스톱 밸브(66)가, 또 다른 추가 조치 없이, 예컨대 제어 유닛의 내부 라인을 통해, 제1 펌프 유닛(43)의 이송 압력이 강하한다면, 항상 자체의 최대 압력 레벨을 설정한다는 장점을 제공한다. 특히 변속기(2)의 작동 온도가 저온이고 그에 따라 유압 작동 장치(1)의 영역에서 이용되는 유압 유체의 작동 온도 역시 저온인 경우, 변속기(2)의 기어 세트의 냉각부는 이차 압력 회로(54)의 제1 영역(53)을 통해 무시되지 않을 드래그 토크를 야기한다.

이런 이유에서, 하기에서 더 상세하게 기재되는 처리 방법을 통해, 기어 세트를 위해 필요한 냉각 오일 체적 유량이 제1 펌프 유닛(43) 및 제2 펌프 유닛(44)에 의해 공급되는 유압 유체 체적 유량에 상응하도록, 펌프 장치(42), 즉 제1 펌프 유닛(43) 및 제2 펌프 유닛(44)의 이송되는 유압 유체 체적 유량을 제어하면서 설정하고자 하는 시도가 이루어진다. 듀얼 클러치 시스템(56) 및 기어 세트를 위해 각각 가용한 냉각 오일 체적 유량은 전술한 범위에서 엔진 측에서 구동되는 가변식 베인 펌프(43) 및 출력 측에서 구동되는 기어 세트 펌프(44)를 통해 이송된다.

기어 세트 펌프(44)의 이송량은 전술한 범위에서 주행 속도에 따르며, 그에 반해 베인 펌프(53)의 이송량은 전자기 방식으로 구동될 수 있는 파일럿 제어단 또는 파일럿 압력 조절 밸브(82)를 통해 조절될 수 있다. 또한, 두 펌프 유닛(43 및 44)의 가용한 전체 유압 유체 체적 유량은 냉각 밸브(48)의 상응하는 구동을 통해 파일럿 압력 조절 밸브(60)에 의해 분배될 수 있다. 펌프 유닛들(43 및 44)의 가용한 이송 체적의 분배를 통해, 듀얼 클러치 시스템(56) 및 기어 세트의 영역에서 필요한 변속기(2)의 냉각 오일 체적 유량은 두 펌프 유닛(43 및 44)의 이송 체적과 동일해지는 점이 달성된다.

듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각을 위해서뿐만 아니라 기어 세트의 냉각을 위해서도 각각 가용한 유압 유체 체적 유량은, 냉각 밸브(48)의 구동 및 제1 펌프 유닛(43)의 하류에 제공되는 다이어프램 밸브(87)의 구동에 따라서, 두 펌프 유닛(43 및 44)의 다양한 분배도(degree of distribution)로 공급되거나 이송된다. 이를 위해, 냉각 밸브(48)는 파일럿 압력 조절 밸브(60)로부터, 그리고 다이어프램 밸브(87)는 파일럿 압력 조절 밸브(82)로부터 그에 상응하게 파일럿 압력을 공급받는다.

냉각 밸브(48)가 이른바 중앙 위치에 위치한다면, 제1 펌프 유닛(43)의 냉각 오일 체적 유량은 독점적으로 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각을 위해서만 이용되며, 그에 반해 제2 펌프 유닛(44)으로부터 이송되는 유압 유체 체적 유량은 변속기(2)의 기어 세트의 윤활 및 냉각을 위해 이차 압력 회로(54)의 제1 영역(53)으로 공급된다. 냉각 밸브(48)는 듀얼 클러치 시스템(56)의 영역 내 부하가 높고 이와 동시에 기어 세트의 하중은 낮은 경우 중앙 위치로 전환된다. 냉각 밸브(48)의 밸브 슬라이더(79)가 자체의 제1 단부 위치에 위치한다면, 냉각 밸브(48)를 통해 듀얼 클러치 시스템(56)의 방향으로 안내되는 냉각 오일 체적 유량은 실질적으로 영(0)이다. 이런 경우, 베인 펌프(43) 및 기어 세트 펌프(44)의 이송 체적은 실질적으로 완전하게 변속기(2)의 기어 세트의 냉각을 위해, 또는 변속기의 기어 세트의 윤활을 위해 이용된다.

냉각 밸브(48)는, 2개의 압력원으로부터 유체를 공급받는 이른바 유량 분할기이다. 도 12에는, 두 펌프 유닛(43 및 44)으로부터 각각의 유압 유체 체적 유량(q43 및 q44)을 공급받는 냉각 밸브(48)의 대체 회로도가 도시되어 있다. 냉각 밸브(48)의 유입량은 제1 영역(53)의 방향으로 유출되는 유압 유체 체적 유량(53)으로서, 그리고 듀얼 클러치 시스템(56)의 방향으로는 유출되는 유압 유체 체적 유량(q56)의 형태로 공급된다. 냉각 밸브(48)로 유입되는 두 유압 유체 체적 유량(q43 및 q44)은 냉각 밸브(48)의 밸브 슬라이더(79)의 위치에 따라서 서로 상이한 분배도로 제1 영역(53)을 통해 듀얼 클러치 시스템(56) 및 기어 세트의 방향으로 전달된다. 듀얼 클러치 시스템(56) 및 변속기(2)의 기어 세트를 위해 각각 필요한 냉각 오일 체적 유량(q56 및 q53)은 열 모델에 의해 결정된다. 추가로 기어 세트 펌프(44)의 이송 체적은 끊임없이 온도 및 주행 속도에 따라서 계산된다.

맨 먼저, 주행 모드에서 주기적으로 냉각 밸브(48)의 가장 최적인 구동 영역이 결정된다. 이 경우, 하기에서 더 상세하게 설명되고 도 13에서는 파일럿 압력 조절 밸브(60)의 작동 전류(i60)에 걸쳐 도시된 구동 영역들(A 내지 D2)이 중요하다. 영(0)인 작동 전류(i60)의 영역과 제1 작동 전류 값(i60A) 사이에서 연장되는 구동 영역(A)은 추가로 본 예시에서 하위 구동 영역들로서도 지칭되는 2개의 추가 작동 영역으로 세분화된다. 구동 영역(A)의 제1 하위 구동 영역은, 작동 전류 값(i60A)보다 더 작은 작동 전류 값(i60A1)까지 연장된다. 상대적으로 더 작은 작동 전류 값(i60A1)에 이르기까지, 제1 펌프 유닛(43)으로부터 공급되는 유압 유체 체적 유량(q43)은 냉각 밸브(48)를 통해 대부분 두 펌프 유닛(43 및 44)의 흡입 충전부[q43(58)] 쪽으로 향하고 라인(58)을 경유하여 배출된다. 상대적으로 더 적은 부분[q43(56)]은 듀얼 클러치 시스템(46)의 냉각을 위해 냉각 밸브(48)를 통해 제2 영역(55)의 방향으로 전달된다.

상승하는 작동 전류 값들(i60)과 더불어, 흡입 충전부를 위해 제공되는 유압 유체 체적[q43(58)]은 부단히 감소하며, 그에 반해 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각을 위해 제공되는 유압 유체 체적 부분[q43(56)]은 구동 영역(A)의 제2 하위 구동 영역에서 부단히 증가한다. 파일럿 압력 조절 밸브(60)가 작동 전류 값(i60A)을 공급받는다면, 냉각 밸브(48)의 영역에서 제1 펌프 유닛(43)에 의해 가용한 전체 유압 유체 체적(q43)은 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각을 위해 이차 압력 회로(54)의 제2 영역(55)의 방향으로 안내된다. 제1 구동 영역(A)에 이어지는 제2 구동 영역(B) 동안에는, 베인 펌프(43)로부터 공급되는 유압 유체 체적(q43)이 독점적으로 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각을 위해서만 이용되고, 그에 반해 변속기(2)의 기어 세트는 제1 구동 영역(A) 이내에서뿐만 아니라 구동 영역(B) 이내에서도 오직 기어 세트 펌프(44)로부터만 냉각 및 윤활을 위한 유압 유체 체적[q44(53)]을 공급받는다.

또한, 추가로 상승하는 작동 전류(i60)와 더불어, 냉각 밸브(48)의 밸브 슬라이더(79) 역시도 점점 더 위치 조정되며, 냉각 밸브(48)는, 재차 제2 구동 영역(B)에 직접적으로 이어지는 제3 구동 영역(C) 이내에서 작동된다. 냉각 밸브(48)의 제3 구동 영역(C) 이내에서는 베인 펌프(43)로부터 듀얼 클러치 시스템(56)의 방향으로 안내되는 유압 유체 체적[q43(56)]이 부단히 감소하며, 그에 반해 베인 펌프(43)로부터 이송된 유압 유체 체적(q43)은 점점 더 많이 이차 압력 회로(54)의 영역(53)을 통한 기어 세트의 냉각을 위해 이용된다. 재차 기어 세트 펌프(44)에 의해 가용한 유압 유체 체적 유량(q44)은 맨 먼저 상승하는 작동 전류(i60)와 더불어 곡선[q44(53)]에 따라서 점점 더 상대적으로 더 적은 범위에서 기어 세트의 방향으로 안내되고 곡선[q44(56)]에 따라서는 상승하는 범위에서 듀얼 클러치 시스템(56)의 방향으로 안내된다. 추가로 상승하는 작동 전류(i60)와 더불어, 기어 세트 펌프(44)로부터 이송된 유압 유체 체적 유량(q44) 중 듀얼 클러치 시스템(56)의 방향으로 안내된 부분[q44(56)]은 다시 영(0)의 방향으로 감소하며, 그에 반해 변속기(2)의 기어 세트의 방향으로 안내된 부분[q44(53)]은, 기어 세트 펌프(44)로부터 이송된 전체 유압 유체 체적 유량(q44)이 기어 세트의 방향으로 안내될 때까지, 다시 상승한다. 제3 구동 영역(C)에는 재차 제4 구동 영역(D)이 이어지며, 이 제4 구동 영역 이내에서는 베인 펌프(43) 및 기어 세트 펌프(44)로부터 이송된 유압 유체 체적 유량이 완전하게 기어 세트의 냉각을 위해 이차 압력 회로(54)의 제1 영역(53)을 통해 안내된다. 제4 구동 영역(D) 이내에서 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각은 수행되지 않는다.

추가로, 구동 영역(D1)에서는, 작동 전류 값들(i60B 및 i60C) 사이의 영역에서 펄스폭 변조 구동이 실행될 수 있다. 구동 영역(D1)에 이어지는 구동 영역(D2) 이내에서는 스톱 밸브(66)의 스위칭이 수행된다.

냉각 밸브(48)의 각각 작동 상태에 따라 최적인 구동 영역(A 내지 D2)을 결정할 수 있도록 하기 위해, 제1 단계(S1)에서 활성화되는 도 14에 도시된 처리 방법이 실행된다. 제1 질의 단계(S2) 동안, 예컨대 엔진의 회전수가 400U/min보다 더 작은지 그 여부가 점검된다. 질의 결과가 긍정이면, 파일럿 압력 조절 밸브(60)는 i60C보다 큰 파일럿 압력 값을 공급받으며, 냉각 밸브(48)는 구동 영역(D2) 이내에서 작동된다. 제1 질의 단계(S2)의 질의 결과가 부정이면, 제2 질의 단계(S3)로 분기되며, 이 제2 질의 단계 동안 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각이 요구되는지 그 여부가 점검된다. 상응하는 요구가 존재하지 않는다면, 질의 단계(S3)에서 제3 질의 단계(S4)로 분기된다. 그러나 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각을 위한 상응하는 요구가 존재한다면, 냉각 밸브(48)는 구동 영역(D) 이내에서 작동된다.

제3 질의 단계(S4) 동안, 현재 기어 세트 펌프(44)에 의해 가용한 유압 유체 체적 유량보다 더 큰 유압 유체 체적 유량을 변속기(2)의 기어 세트로 공급하도록 하는 요구가 있을 시에, 베인 펌프(43)가 현재 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각을 위해 요구되는 것보다 더 많은 유압 유체 체적을 이송하는지 그 여부가 점검된다. 질의 결과가 긍정이면, 냉각 밸브(48)는 제3 구동 영역(C) 이내에서 작동되고, 그에 반해 제3 질의 단계(S4)의 질의 결과가 부정이면, 제4 질의 단계(S5)로 분기되고, 이 제4 질의 단계 동안에는, 듀얼 클러치 시스템(56)이 기어 세트 펌프(44)에서 출발하는 유압 유체 체적을 공급받을 수 있는지 그 여부가 점검된다. 이 경우, 제4 질의 단계(S5) 동안, 듀얼 클러치 시스템(56)의 영역 내에, 기어 세트 펌프(44)에 의해 공급될 수 있으면서 제1 영역(53)에서 기어 세트의 냉각부로의 공급 부족을 야기하지 않는 냉각 오일 수요가 존재하는지 그 여부가 점검된다.

제4 질의 단계(S5)의 질의에 따라 질의 결과가 긍정이라면, 냉각 밸브(48)는 제3 구동 영역(C) 이내에서 작동되고, 그에 반해 질의 결과가 부정이면, 제5 질의 단계(S6)를 통해, 라인(58)의 방향으로 냉각 밸브(48)를 통해 안내되는 유압 유체 체적 유량이, 듀얼 클러치 시스템(56)의 영역에서 요구되는 냉각 용량이 달성되지 않는 정도로 높은지 그 여부가 점검된다. 이는, 라인(58)을 경유하여 배출되는 최소 체적 유량이 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각이 원하는 범위에서 실행되지 않는 정도로 높을 때의 경우에 해당한다. 질의 결과가 긍정이면, 냉각 밸브(48)는 구동 영역(D1) 이내에서 작동된다.

질의 결과가 부정이면, 제6 질의 단계(S7) 동안, 베인 펌프(43)가 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각을 위해 이 듀얼 클러치 시스템의 방향으로 안내되는 경우보다 더 많은 유압 유체 체적 유량을 이송하는지 그 여부가 점검된다. 제6 질의 단계(S7)의 질의 결과가 긍정이면, 냉각 밸브(48)는 제1 구동 영역(A) 이내에서 작동되며, 그에 반해 질의 결과가 부정이면, 제2 구동 영역(B) 이내에서 냉각 밸브(48)의 작동을 활성화하는 분기 단계(S8)로 분기된다.

냉각 밸브(48)의 각각의 구동 영역(A 내지 D2)이 전술한 처리 방법을 통해 결정된 후에, 베인 펌프(43)의 이송 체적 유량 요구량은 각각 선택되는 구동 영역(A 내지 D2)에 따라서 결정된다. 냉각 밸브(48)의 구동의 전술한 유형은, 베인 펌프(43)의 송출 용량과 그에 따른 베인 펌프(43)의 소모량 최적의 유압 손실 동력의 상황에 따른 설정을 가능하게 한다.

원칙상, 냉각 밸브(48)는, 듀얼 클러치 시스템(56)의 방향으로 안내되는 체적 유량(q56) 및 기어 세트의 방향으로 안내되는 체적 유량(q53)이 각각 하기의 공식에 따른 관계에 따라서 설정되도록 구동된다.

이 경우, 공식 기호 f43은 베인 펌프(43)로부터 각각 공급되는 유압 유체 체적 유량(q43)의 분배 계수이고, 공식 기호 f44는 냉각 밸브(48)의 밸브 슬라이더(79)의 조정 트래블에 걸쳐서 듀얼 클러치 시스템(56)의 방향으로 기어 세트 펌프(44)로부터 공급되는 유압 유체 체적 유량(q44)의 분배도에 상응한다. 듀얼 클러치 시스템(56)으로의 유체 공급을 위한 냉각 밸브(48)의 밸브 슬라이더(79)의 위치에 따르는 베인 펌프(43) 및 기어 세트 펌프(44)의 특성곡선들(f43 및 f44)의 곡선들은 도 15에 도시되어 있으며, 계수 f43은 0과 1 사이의 값들을 취하고, 계수 f44는 0과 약 0.2 사이의 값들을 취한다.

냉각 밸브(48)의 밸브 슬라이더(79)의 각각의 요구되는 위치의 설정을 위해 파일럿 압력 조절 밸브(60)의 영역에서 각각 인가될 작동 전류(i60)를 결정할 수 있도록 하기 위해, 예컨대 하기에 더 상세하게 기재되는 처리 방법이 실행될 수 있다.

최적의 작동점에서 베인 펌프(43)로부터 공급되는 유압 유체 체적 유량(q43)은 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각을 위해 필요한 냉각 오일 체적 유량(q56)과 기어 세트의 냉각을 위해 공급될 냉각 오일 체적 유량(q53)의 합으로부터 결정되며, 이 합에서 여전히 기어 세트 펌프(44)로부터 공급되는 유압 유체 체적 유량(q44)이 감산된다. 그런 다음, 도 15의 특성곡선들(f43 및 f44)에는 베인 펌프(43)의 최적의 유압 유체 체적 유량 및 기어 세트 펌프(44)로부터 공급되는 체적 유량이 통과한다. 재차 이어서, 파일럿 압력 조절 밸브(60)의 다양한 위치들에서, 하기의 행렬이 계산될 수 있는지 그 여부가 점검된다.

이 경우, 첫 번째 괄호는 냉각 밸브(48)의 이른바 분배 행렬이다. 행렬의 조건이 충족될 수 없는 점에 한해, 파일럿 압력 조절 밸브(60)의 구동은, 냉각 밸브(48)가 특히 클러치 하중이 높고 변속기(2)의 영역 내에서 기어 세트 하중이 낮은 조건에서 구동되는 이른바 중앙 위치에 위치하는 기간에 해당하는 전술한 제1 특례에 따라서 수행된다.

상기 처리 방법은, 행렬을 통해 설정된 조건이 충족될 때까지 실행되며, 냉각 밸브(48)의 밸브 슬라이더(79)의 위치이면서 각각의 존재하는 작동 상태에 따라서 설정될 상기 위치는 적은 요건으로 내삽법을 통해 결정될 수 있다.

원칙상, 파일럿 압력 조절 밸브(60)의 구동을 위한 전략은, 베인 펌프(43)를 통해 공급되는 냉각 오일 체적 유량이 최솟값으로 감소되는 방식으로 실행되는데, 그 이유는 베인 펌프(43)가 기어 세트 펌프(44)보다 상대적으로 더 높은 압력 영역에서 작동하기 때문이다. 그에 따라, 그 결과로, 두 펌프 유닛(43 및 44)의 영역에서 손실은 감소된다. 추가로, 드래그 토크를 감소시키기 위해, 제1 영역(53)에서 기어 세트의 냉각을 위한 기어 세트 펌프(44)의 냉각 오일 체적 유량은 최소화된다. 기어 세트 펌프(44)로부터 공급되는 과량의 유압 유체 체적 유량은 듀얼 클러치 시스템(56)의 냉각을 위해 이용된다.

유압 라인들에서의 유출을 방지하기 위해, 클러치 밸브들(62 및 63), 및 행온 클러치(68)에 할당된 추가 클러치 밸브(88)는 이른바 예비 충전 밸브들(89 및 90)과 작동 연결될 수 있다. 통상 변속기들의 유압 작동 장치들의 복수의 압력 조절 밸브는 하나의 공통 예비 충전 밸브를 공유한다. 예비 충전 밸브들의 영역에서는 유압 라인들 내에 각각 소정의 최소 압력이 설정되며, 표준 값은 0.2 내지 0.4bar에서 존재한다. 구조적으로, 상기 예비 충전 밸브들은 대개 플레이트 밸브들과 같은 스프링 하중식 시트 밸브들로서 실현된다. 예비 충전 밸브들 자체는, 단지 관련된 유압 제어 체적부로 향하는 정해진 최소 관류량이 존재할 때에만, 일정한 예비 충전 압력을 조정할 수 있다. 최소 관류량이 예컨대 관련된 밸브 누설을 통해 달성된다면, 관련된 압력 레벨은 예컨대 엔진의 시동 직후에는 정의되지 않는다.

또한, 장착 공간 및 비용을 이유로, 대개는 통상 예비 충전 밸브들의 개수를 최소화하려고 노력한다. 그러나 이는 불리한 방식으로 관련된 네트워크 토폴러지가 분명하게 더 복잡해지게 하는데, 그 이유는 2개 이상, 보통은 최대 5개의 압력 조절 밸브가 하나의 공통 채널에 연결되고, 이 채널은 재차 상응하는 예비 충전 밸브를 통해 그 다음 오일 팬, 예컨대 오일 챔버(71)와 연결되기 때문이다. 다시 말해 부품들의 개수의 감소는 상대적으로 더 복잡한 라인 가이드로 달성된다. 각각의 관련된 파일럿 제어단 또는 각각의 관련된 파일럿 압력 조절 밸브에 전류가 공급되지 않으면, 관련된 액추에이터로부터 항상 예비 충전 압력 레벨이 인가된다.

복수의 압력 조절 밸브를 위해 최대한 적은 개수의 예비 충전 밸브를 구비하여 실현되는 종래 공지된 유압 작동 장치들은 특히 하기와 같은 단점들을 갖는다.

액추에이터들, 클러치들, 시프트 실린더들 등은 예비 충전 라인들을 통해 비워지기 때문에, 관련된 라인 횡단면들은 비교적 크게 치수 설계된다. 추가로 예비 충전 라인들은 연결된 밸브들의 각각의 개수에 따라서 작동 장치의 전체 하우징에 교차한다. 이를 위해 필요한 장착 공간은 불리한 방식으로 나머지 네트워크 토폴러지의 분산화를 위해 더 이상 가용하지 않다.

추가로, 단점은, 큰 채널 횡단면들에도 불구하고 낮은 작동 온도에서 유효한 라인 저항들이 클러치들의 영역에서 분명하게 연장되는 배기 시간을 야기한다는 점이다. 3/2-압력 조절 밸브의 탱크 포트가 관련된 예비 충전 밸브로부터 각각 얼마만큼 이격되어 있는지에 따라서 상기 배출 시간은 추가로 분명하게 확산될 수도 있다. 이런 이유에서, 배출 과정들을 위한 온도 변화는 무시할 수 없는 범위에서 개별 회로들의 자발성을 저하시킬 수 있다. 그 밖에도, 단점은, 정밀도를 이유로 요구되는 능동적인 예비 충전이 전체 효율을 감소시키는 누설 손실을 야기한다는 점이다.

클러치의 개방 시에, 즉 예비 충전 밸브를 통해 연결된 압력 조절 밸브들 중 하나 이상의 압력 조절 밸브의 신속한 배출 시에, 예비 충전 라인의 영역에서 단시간 압력 상승이 발생한다. 그런 다음, 바람직하게는 개방된 모든 다른 클러치 또는 변속단 액추에이터에는 이들의 공통 예비 충전 압력 레벨을 통해 상대적으로 더 높은 압력 레벨이 가해진다. 이런 유형의 작동 상황들 동안, 예컨대 압력 센서 시스템의 보정은 실행될 수 없다. 예비 충전 라인들의 영역 내에서 유압 유체 체적의 현재의 작동 온도에 따라서 능동적인 예비 충전이 제공되어 있지 않으면, 불리한 방식으로, 예비 충전 압력의 정확한 재형성에 이르기까지 경과하는 시간 간격이 전적으로 10초보다 더 클 수 있다는 가능성이 존재한다. 그에 따라, 특히 변속기의 작동 온도가 저온인 경우, 거의 보정 과정들은 실행될 수 없다.

클러치 밸브들(62, 63 및 88) 및 압력 조절 밸브들(28 및 29) 또는 변속단 밸브들은 대부분 이른바 스프링 하중식 슬라이드 밸브들로서 실현된다. 이는, 조절 밸브들(62, 63, 88 또는 28, 29)의 밸브 슬라이더들이 상응하는 구동 없이 관련된 파일럿 제어단(83, 84, 85 또는 26 또는 27)을 통해 각각의 인가되는 스프링 힘에 의해 기계적 단부 정지부 쪽으로 안내된다는 점을 의미한다. 이 경우, 조절 밸브들(62, 63, 88 또는 28 및 29)의 밸브 슬라이더들은, 조절 밸브들(62 ~ 29)의 탱크 포트와 각각의 관련된 예비 충전 라인 간에 충분한 개방 횡단면들을 보장하기 위해, 비교적 큰 조정 트래블을 이동한다. 관련된 파일럿 제어단들(83, 84, 85 또는 26, 27)이 각각 조절 밸브들(62 ~ 29)의 영역에서 파일럿 압력을 인가하는 즉시, 밸브 슬라이더들은 각각 스프링 힘에 대항하여 현재의 단부 위치를 벗어나게 변위된다. 큰 조정 트래블은, 제어 및 조절 거동에서, 요구되는 작동 압력 또는 클러치 압력이 설정되는 시점과 구동 신호 사이에 분명한 휴지 시간을 야기한다. 이 경우, 압력 형성의 자발성이 더욱더 강하게 감소할수록, 밸브 슬라이더가 각각 이동할 조정 트래블은 더욱더 커진다.

실질적으로 5개의 전술한 주요 단점은 밸브 슬라이더 내에 통합되는 예비 충전 밸브를 통해 제거되거나, 유압 작동 장치(1)의 도 16에 도시된 유압 토폴러지를 통해 방지된다. 압력 조절 밸브들(62, 63, 88 및 28, 29) 각각은 오일 팬에, 또는 공통 오일 챔버에 직접적으로 연결된다. 이런 연결은 구조적으로 관련된 주조 포켓 내에 직접적으로 실현된다. 유압 작동 장치(1)의 상기 영역에서 유출을 방지하기 위해, 압력 조절 밸브들(62 ~ 29)은 도 16에 도시된 범위에서 각각 인가될 수 있는 파일럿 압력과 동일하게 작용하는 스프링 장치로 실현된다. 그에 따라, 파일럿 압력이 인가되지 않은 경우, 압력 조절 밸브들(62 ~ 29)의 영역에서 각각 고유의 예비 충전 압력은 압력 조절 밸브들(62 ~ 29) 자체를 통해 조정된다.

유압 작동 장치(1)의 도 16에 도시된 구조 실시예의 결과로, 압력 조절 밸브들(62 ~ 29) 사이에는 예비 충전 라인들을 통한 연결은 존재하지 않는다. 추가로, 압력 조절 밸브들(62 ~ 29)의 밸브 슬라이더의 예비 충전 압력의 독립적인 조절의 결과로, 능동적인 예비 충전은 더 이상 필요하지 않게 된다.

1: 유압 시스템, 유압 작동 장치
2: 변속기
3: 피스톤-실린더 장치
3A, 3B: 피스톤 챔버
4: 피스톤-실린더 장치
4A, 4B: 피스톤 챔버
5: 피스톤-실린더 장치
5A, 5B: 피스톤 챔버
6: 피스톤-실린더 장치
6A, 6B: 피스톤 챔버
7: 피스톤-실린더 장치
7A, 7B: 피스톤 챔버
8 ~ 12: 시프팅 부재, 시프트 로드
13 ~ 15: 시프트 밸브
16: 밸브 장치
17, 18: 압력 조절 밸브 유닛
19 ~ 21: 파일럿 압력 밸브 유닛
22 ~ 24: 스프링 장치
25: 감압 밸브
26, 27: 파일럿 압력 조절 밸브
28, 29: 압력 조절 밸브
30: 압력 제한 밸브
31: 저압 영역
32 ~ 41: 볼 셔틀 밸브
42: 펌프 장치
43: 제1 펌프 유닛, 베인 펌프
44: 제2 펌프 유닛, 기어 세트 펌프
45: 제1 펌프 유닛의 송출 측
46: 일차 압력 회로
47: 시스템 압력 밸브
48: 밸브 장치, 냉각 밸브
48A ~ 48G: 밸브 포켓
49: 열 바이패스 밸브
50: 열전대
51: 냉각기
52: 바이패스 밸브
53: 이차 압력 회로의 제1 영역
54: 이차 압력 회로
55: 이차 압력 회로의 제2 영역
56: 듀얼 클러치 시스템
57: 제2 펌프 유닛의 흡입 측
58: 라인
59: 스프링 장치
60: 파일럿 압력 조절 밸브
61: 기어 세트 냉각 밸브
62, 63: 클러치 밸브
64: 제2 펌프 유닛의 송출 측
65: 체크 밸브 장치
66: 압력 제한 밸브
67: 파킹 로크 시스템
68: 사륜 클러치, 행온 클러치
69: 흡입 라인
70: 필터 장치
71: 공통 오일 챔버
72: 제1 오일 챔버
73: 제2 오일 챔버
74: 흡입 라인
75: 하우징
76: 제1 하우징 부재, 밸브 플레이트
77: 제2 하우징 부재, 채널 플레이트
78: 인터페이스 장치
79: 밸브 슬라이더
80: 체크 밸브 장치, 기어 세트 펌프 밸브
81 ~ 85: 파일럿 압력 조절 밸브
86: 분리 밸브
87: 다이어프램 밸브
88: 추가 클러치 밸브
89: 예비 충전 밸브
90: 예비 충전 밸브
91: 밸브 유닛
A ~ D2: 냉각 밸브의 구동 영역
A(x), B(x), C(x) 개방 면적
f43, f44: 계수
i60: 작동 전류
K1, K2: 클러치
p_B: 작동 압력
p_red: 압력 신호
p_VS: 파일럿 압력
p_sys: 시스템 압력
p64: 기어 세트 펌프의 이송 압력
q: 유압 유체 체적 유량
S1 ~ S8: 단계
x: 냉각 밸브의 밸브 슬라이더의 조정 트래블

Claims (6)

1. 복수의 압력 조절 밸브(62 ~ 29)를 구비한 변속기(2)의 유압 시스템(1)으로서, 압력 조절 밸브들의 영역 내에서 인가된 압력(p_sys)은, 작동 상태에 따라 밸브 슬라이더에 각각 작용하는 총 힘 성분에 따라서, 하류에서 설정될 압력 레벨로 조정될 수 있고, 총 힘 성분은 밸브 슬라이더에 각각 인가될 수 있는 파일럿 제어 힘 성분, 작동 힘 성분, 그리고 하류에 존재하는 압력 레벨에 따르는 조절 힘 성분에 따라서 설정되는, 유압 시스템에 있어서,
   파일럿 제어 힘 성분 및 작동 힘 성분은, 압력 조절 밸브(62 ~ 29) 상류의 영역이 압력 조절 밸브를 통해 압력 조절 밸브 하류의 영역과 연결되어 있는 압력 조절 밸브(62 ~ 29)의 밸브 슬라이더의 제1 단부 위치의 방향으로, 각각 동일하게 작용하는 방식으로 밸브 슬라이더에 인가될 수 있으며, 그에 반해 압력 조절 밸브(62 ~ 29) 하류의 압력은, 파일럿 제어 힘 성분 및 작동 힘 성분에 반작용하는 방식으로, 그리고 압력 조절 밸브(62 ~ 29) 하류의 영역이 저압 영역(71)과 연결되어 있는 밸브 슬라이더의 제2 단부 위치의 방향으로, 밸브 슬라이더에 인가될 수 있는 것을 특징으로 하는, 복수의 압력 조절 밸브를 구비한 변속기의 유압 시스템.
2. 제1항에 있어서, 압력 조절 밸브들 중 일부분(28, 29)은 일차 압력 회로(46)의 압력(p_sys)을 안내하는 영역과 직접적으로 연결되는 것을 특징으로 하는, 복수의 압력 조절 밸브를 구비한 변속기의 유압 시스템.
3. 제1항 또는 제2항에 있어서, 압력 조절 밸브들 중 일부분(62, 63, 88)은 파일럿 제어 가능한 밸브 유닛(91)을 통해 일차 압력 회로(46)의 압력(p_sys)을 안내하는 영역과, 또는 추가 밸브 유닛(89)과 작동 연결될 수 있으며, 추가 밸브 유닛(89)은 압력 제한 밸브로서 실현되어 추가 밸브 유닛(89)의 상류에서 사전 정의된 압력 레벨을 설정하고 하류에서는 저압 영역(71)과 연결되는 것을 특징으로 하는, 복수의 압력 조절 밸브를 구비한 변속기의 유압 시스템.
4. 제1항 내지 제3항 중 어느 한 항에 있어서, 파일럿 제어 힘 성분은, 파일럿 압력 조절 밸브(83, 84, 85, 26, 27)의 영역에서 설정될 수 있으면서 압력 조절 밸브들(62 ~ 29) 중 하나의 압력 조절 밸브의 밸브 슬라이더의 제어 표면의 영역에 인가될 수 있는 파일럿 압력(p_VS28, p_VS29)에 따라서 설정될 수 있는 것을 특징으로 하는, 복수의 압력 조절 밸브를 구비한 변속기의 유압 시스템.
5. 제1항 내지 제4항 중 어느 한 항에 있어서, 작동 힘 성분은, 압력 조절 밸브들(62 ~ 29) 중 하나의 압력 조절 밸브의 밸브 슬라이더에 작용하는 스프링 장치의 스프링 힘에 상응하는 것을 특징으로 하는, 복수의 압력 조절 밸브를 구비한 변속기의 유압 시스템.
6. 제1항 내지 제5항 중 어느 한 항에 있어서, 압력 조절 밸브들(62 ~ 29)은 3/2-방향 제어 밸브들로서 실현되는 것을 특징으로 하는, 복수의 압력 조절 밸브를 구비한 변속기의 유압 시스템.

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