WO1999032806A1 - Stufenloses automatgetriebe - Google Patents

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WO1999032806A1
WO1999032806A1 PCT/EP1998/008220 EP9808220W WO9932806A1 WO 1999032806 A1 WO1999032806 A1 WO 1999032806A1 EP 9808220 W EP9808220 W EP 9808220W WO 9932806 A1 WO9932806 A1 WO 9932806A1
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WO
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automatic transmission
stepped piston
pressure
transmission according
oil
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Application number
PCT/EP1998/008220
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English (en)
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Inventor
Gerald Rowe
Original Assignee
Zf Friedrichshafen Ag
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Publication date
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Priority to KR1020007006760A priority patent/KR20010024770A/ko
Priority to EP98965268A priority patent/EP1040287A1/de
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
    • F16H61/662—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members
    • F16H61/66272—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members characterised by means for controlling the torque transmitting capability of the gearing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B3/00—Intensifiers or fluid-pressure converters, e.g. pressure exchangers; Conveying pressure from one fluid system to another, without contact between the fluids

Definitions

  • the invention relates to an automatic transmission for a motor vehicle, in particular a CVT transmission, with a varia ⁇ gate, which has a primary disc set and a secondary disc set with a thrust link belt, the variator being adjustable with a transmission oil provided by an oil pump via an electro-hydraulically controlled pressure supply device.
  • hydraulically actuated adjusting devices of the variator are acted upon by an oil pump with the necessary adjusting pressure for setting a gear ratio of the automatic transmission that is matched to the respective operating state of the internal combustion engine or the driving speeds of the motor vehicle.
  • the adjustment pressure is set by the amount of transmission oil delivered by the oil pump to the pressure supply device.
  • the internal combustion engine is preferably in the partial load range, i.e. H. operated in the optimum speed range for fuel consumption, for which purpose the gear ratio adjusted to this driving state between the primary shaft and the secondary shaft is set in the automatic transmission.
  • H. partial load range
  • changing the gear ratio to the maximum gear ratio or the gear ratio intended for a new start is not quick enough within this period feasible.
  • a subsequent comfortable start with the required maximum gear ratio of the automatic transmission is not possible.
  • an undesirable so-called "stalling" of the engine can occur.
  • the present invention is therefore based on the object of creating an automatic transmission which, with the smallest possible pump dimensions, has a sufficiently high adjustment dynamic so that a gear ratio which is respectively adapted and required to the driving state is available.
  • the inventive design of the automatic transmission or the pressure supply with a pressure adjusting device which according to the invention is equipped with a switching valve and a stepped piston, achieves the advantage of increasing the adjustment dynamics.
  • a pressure increase is achieved in the pressure setting device according to the invention, which corresponds to a fictitiously introduced amount of transmission oil, which advantageously does not have to be applied by the oil pump.
  • the fictitious amount of gear oil results from the product of the amount of gear oil actually delivered and the value of the diameter ratio between the first
  • the present invention thus advantageously ensures that a greater change in the gear ratio can be set in a certain time interval than in the automatic transmissions known from the prior art.
  • the required amount of transmission oil can also be achieved with an oil pump that is smaller, less expensive and takes up less space.
  • Fig. 1 is a schematic representation of a pressure adjusting device in an automatic transmission
  • 2 shows a course of the driving speed of a motor vehicle and the speed of the internal combustion engine during a braking operation over time
  • FIG. 3 shows the course of the transmission ratio of an automatic transmission and the corresponding adjustment path of the disk set of the secondary shaft over time as a function of the change in driving state according to FIG. 1 and
  • FIG. 1 shows a schematic representation of a pressure setting device 1 in a pressure supply (not shown) of an automatic transmission
  • Pressure setting device 1 has a switching valve 2 in a pressure line 4 leading away from an oil pump 3 and a bypass line 5 bypassing the switching valve 2.
  • a stepped piston 9 is arranged in a cylinder housing 6 and can be displaced between two path limiting devices 7, 8.
  • Oil is transferred from the oil pump 3 via the pressure setting device 1 to a secondary disk set 10, which is only symbolically indicated in FIG. 1, and after an upstream one
  • Control unit 11 is conveyed to a primary disc set 12, likewise only indicated, of a variator of the automatic transmission, the disc sets 10, 12 being affected by the oil pressure a primary shaft or secondary shaft, not shown, can be axially displaced to set a specific transmission ratio.
  • the stepped piston 3 is arranged in the pressure setting device 1 or the bypass line 5 such that it has a first cylinder space 14 with a first end face 13 and a second cylinder space 16 with a second, opposite end face 15 in the direction of the oil pump 3, rather a smaller one Cross-section than the first cylinder chamber 14 has limited.
  • the first cylinder chamber 14 forms a spatial unit with the pressure line 4 in its section downstream of the switching valve 2.
  • the switching valve 2 can be switched into a blocking position by a solenoid valve 17, so that the pressure line 4 for the oil supply from the oil pump 3 to the variator is interrupted.
  • the bypass line 5 branches off from the pressure line 4 in an area between the oil pump 3 and the switching valve 2 and opens into the second cylinder space 16 of the stepped piston 9.
  • the stepped piston 9 is designed as a rotationally symmetrical body which has a first section 18 and a second section 19 stepped therefrom, the diameter of the first section 18 being the diameter of the first end face 13 and the diameter of the second section 19 being the diameter corresponds to the second end face 15.
  • the stepped piston 9 can be displaced in the axial direction over a maximum adjustment path between the path limiting device 7, which represents a cylinder bottom of the first cylinder chamber 14, and a shoulder 8 serving as a path limiting device, a connection being provided in the area between the first cylinder chamber 14 and the second cylinder chamber 16 an end position of the stepped piston 9 on the cylinder bottom 7 of the first cylinder chamber 14 is opened and is closed in a position of the stepped piston 9 which deviates therefrom.
  • the stepped piston 9 has a channel 21 which starts from its first end face 13 and is arranged coaxially to its central axis 20 and extends into the second section 19 of the stepped piston 9 with a smaller diameter.
  • the channel 21 is connected to four boreholes 22, which extend radially outward into the peripheral region of the stepped piston 9.
  • annular groove is formed in the cylinder housing 6 to form the connection between the cylinder chambers 14, 16
  • Connection 23 is provided with a connecting line 24 opening into the bypass line 5.
  • bypass line 5 In the bypass line 5 is in the area between its branch from the pressure line 4 and the junction Connection line 24 arranged a pump-effective aperture 25 as a throttle device.
  • the mode of operation of the pressure setting device 1 is illustrated by means of a driving course shown by way of example in FIGS. 2 to 4.
  • FIG. 2 shows the course of a driving speed v_F of the motor vehicle and the corresponding speed n_M of an internal combustion engine during a braking operation over time t.
  • the engine speed n_M has a constant value up to a point in time t_WK.
  • t_WK i.e. H. from a fixed vehicle speed
  • a converter lock-up clutch of known design is opened to prevent the engine from being "stalled" when the speed is reduced further.
  • the engine speed n_M then falls within a short time interval, which at Time t_L has ended, down to the idling speed.
  • FIG. 1 the course of a gear ratio i of the automatic transmission and a corresponding adjustment path x of the disk set of the secondary shaft as a function of the course of the driving speed is shown in FIG. 1 over time t.
  • the translation i should be set as the optimal translation i_opt according to a control characteristic for the respective operating point, which is optimized with regard to driver behavior and / or consumption.
  • a minimally adjustable translation i_min with a so-called ter “Overdrive”, ie the transmission output speed is greater than the transmission input speed.
  • the ratio 1 is adjusted by a controller according to an optimal size stored in a map of the transmission control m as a function of several parameters such as driving speed v_F, engine speed n_M and throttle valve position .
  • the present example is based on a partial load operation as the operating situation of the internal combustion engine and the automatic transmission, in which the internal combustion engine is operated in a low-speed range that is optimal for consumption and in which the largest driving stage is present, i. H. that the automatic transmission has a minimal translation ⁇ _Mm.
  • An adjustment path of the secondary disc set of x corresponds to this minimum translation ⁇ _Mm.
  • the transmission ratio I steadily increases up to a maximum transmission ratio ⁇ _max at the time t_3
  • the adjustment path x likewise increases up to the maximum adjustment path x_max.
  • FIG. 4 shows the course of the required as well as the actual amount of oil required by the oil pump 3, which is required for the adjustment path x of the secondary disk set according to FIG. 3.
  • the actual demand quantity V_real has a constant value in the range from t_0 to time t_WK.
  • the actual transmission oil requirement quantity V_real abruptly drops to a smaller value.
  • This course of the required quantity of gear oil results from the fact that the oil pump 3 is driven by the internal combustion engine w r ⁇ , the speed of the oil pump 3 being the speed of the engine Internal combustion engine corresponds. From the decrease in engine speed n_M at the time the converter lock-up clutch t_WK opens, the drop in the actual amount of transmission oil V_real follows.
  • the transmission control recognizes the case described above, e.g. B. by the ratio change exceeding a predefined limit value, then the pressure line 4 of the pressure setting device 1 by means of the switching valve 2 blocked.
  • the oil pump 5 then conveys the transmission oil via the bypass line 10 with the orifice 25 into the second cylinder space 16. Due to the quantity of transmission oil supplied, the pressure in the second cylinder space 16 rises such that the stepped piston 9 is axially displaced in the direction of the first end face 13.
  • the displacement of the stepped piston 9 in turn has the consequence that the volume of the first cylinder space 14 is reduced in proportion to the adjustment path of the stepped piston 9.
  • first end face 13 of the stepped piston 9 is dimensioned larger than the second end face 15, a larger amount of oil is pushed out of the first cylinder chamber 14 with the same adjustment path than is conveyed into the second, smaller cylinder chamber 16 by the oil pump 3.
  • connection prevents the oil pressure from rising to a critical range, as a result of which the
  • Stepped piston 9 is protected from damage and an additional pressure relief valve is unnecessary.
  • the oil pump 3 delivers the transmission oil again via the pressure line 4 into the first cylinder chamber 14 and to the variator. Due to the diameter ratio between the first end face 13 and the second end face 15, the stepped piston 9 is displaced towards the shoulder 8 in the direction of the second end face 15.
  • the unidirectional aperture 25 prevents the displacement from exceeding a permissible displacement speed and the adjustment dynamics from the maximum transmission ratio i_max being reduced.
  • the volume of the first cylinder chamber 14 is dimensioned such that the oil volume is sufficient for adjustment and the first cylinder chamber 14 serves as an absorber in the end position of the stepped piston 9 on the shoulder 8.
  • Control unit 12 consumers, primary disc set

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Abstract

In einem Automatgetriebe für ein Kraftfahrzeug, insbesondere CVT-Getriebe, weist ein Variator einen Primärscheibensatz (12) und einen Sekundärscheibensatz (10) mit einem Schubgliederband auf, wobei der Variator mit von einer Ölpumpe (3) bereitgestelltem Getriebeöl über eine elektrohydraulisch gesteuerte Druckversorgungseinrichtung verstellbar ist. In einer von der Ölpumpe (3) abführenden Druckleitung (4) der Druckversorgungseinrichtung ist eine Druckeinstelleinrichtung (1) angeordnet, welche mit einem Schaltventil (2) in der Druckleitung (4) und einer das Schaltventil (2) umgehenden Bypassleitung (5) ausgebildet ist. Dabei ist in der Bypassleitung (5) ein in einem Zylindergehäuse (6) angeordneter und zwischen zwei Wegbegrenzungseinrichtungen (7, 8) verschiebbarer Stufenkolben (9) angeordnet, welcher mit einer ersten Stirnfläche (13) einen ersten Zylinderraum (14) und mit einer zweiten, entgegengesetzten Stirnfläche (15) in Richtung der Ölpumpe (3) einen zweiten Zylinderraum (16), welcher einen kleineren Querschnitt als der erste Zylinderraum (14) aufweist, begrenzt.

Description

STUFENLOSES AUTOMATGETRIEBE
Die Erfindung betrifft ein Automatgetriebe für ein Kraftfahrzeug, insbesondere CVT-Getriebe, mit einem Varia¬ tor, welcher einen Primärscheibensatz und eine Sekundarscheibensatz mit einem Schubgliederband aufweist, wobei der Variator mit von einer Olpumpe bereitgestelltem Getriebeöl über eine elektrohydraulisch gesteuerte Druckversorgungs- einrichtung verstellbar ist.
Automatgetriebe der eingangs genannten Art sind aus der Praxis allgemein bekannt. Eine Ausführung ist z. B. in der „ATZ Automobiltechnische Zeitschrift" 96 (1996) S. 378 ff beschrieben.
Bei derartigen Automatgetrieben werden während des Betriebes eines Kraftfahrzeuges hydraulisch betätigbare VerStelleinrichtungen des Variators von einer Olpumpe mit dem erforderlichen Verstelldruck zur Einstellung eines auf den jeweiligen Betriebszustand der Brennkraftmaschine bzw. die Fahrgeschwindigkeiten des Kraftfahrzeuges abgestimmten Übersetzungsverhältnisses des Automatgetriebes beaufschlagt. Der Verstelldruck wird durch die von der Olpumpe in die Druckversorgungseinrichtung geförderte Getriebeölmenge eingestellt.
Diese Automatgetriebe haben jedoch den Nachteil, daß sie in bestimmten Getriebesituationen nicht die erforderli- ehe Verstelldynamik aufweisen. Das bedeutet, daß die Olpumpe in besonders kurzen Verstellzeiträumen nicht in der Lage ist, die erforderliche Getriebeölmenge in die Druckversorgungseinrichtung zu fördern. Dieser Nachteil besteht vor allem bei großen Übersetzungsänderungen, wie sie bei abrupten Änderungen der Fahrgeschwindigkeit auftreten. Dabei kann es sich um eine sogenannte „Panikbremsung" sowohl aus hoher Fahrgeschwindigkeit als auch beim Betrieb im Stadtverkehr handeln, wobei letztere einen besonders kritischen Betriebszustand darstellt, da der Zeitraum bis zum Stillstand des Fahrzeuges sehr kurz sein kann.
Die Brennkraftmaschine wird vorzugsweise im Teillastbereich, d. h. in dem für den Kraftstoffverbrauch optimalen Drehzahlbereich betrieben, wozu in dem Automatgetriebe das diesem Fahrzustand angepaßte Übersetzungverhältnis zwischen der Primärwelle und der Sekundärwelle eingestellt ist. Bei einem plötzlichen Abbremsen des Kraftfahrzeuges aus diesem Betriebszustand bis zum Fahrzeugstillstand, wie es in einer Gefahrsituation im Straßenverkehr häufig der Fall ist, ist eine Verstellung des Übersetzungsverhältnisses in die maximale bzw. die für ein erneutes Anfahren vorgesehene Über- setzung innerhalb dieses Zeitraumes nicht schnell genug durchführbar. Ein anschließendes komfortables Anfahren mit der dafür erforderlichen maximalen Übersetzung des Automatgetriebes ist nicht möglich. Darüber hinaus kann im Falle eines zu kleinen Übersetzungsverhältnisses sogar ein uner- wünschtes sogenanntes „Abwürgen" des Motors eintreten.
Dieses Problem ließe sich zwar mit Ölpumpen, welche bezüglich des geometrischen Fördervolumens entsprechend größer dimensionierten sind, abstellen, jedoch führt eine solche Lösung in nachteilhafter Weise zu einem stark verschlechterten Getriebewirkungsgrad. Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, ein Automatgetriebe zu schaffen, welches bei möglichst geringer Pumpendimensionierung eine genügend hohe Verstelldyna ik aufweist, so daß ein jeweils an den Fahrzu- stand angepaßtes bzw. erforderliches Übersetzungsverhältnis zur Verfügung steht.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch die im kennzeichnenden Teil des Anspruches 1 genannten Merkmale ge- löst.
Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung des Automatgetriebes bzw. der Druckversorgung mit einer Druckeinstel- leinrichtung, welche erfindungsgemäß mit einem Schaltventil und einem Stufenkolben ausgestattet ist, wird der Vorteil einer Erhöhung der Verstelldynamik erreicht.
Tritt eine große Übersetzungsänderung wie z.B. bei dem eingangs beschriebenen Fall einer Panikbremsung ein, wird die Verbindung zwischen der Olpumpe und dem Variator mit Primärscheibensatz und Sekund rscheibensatz mittels des Schaltventiles unterbrochen, und die Olpumpe fördert das Getriebeöl über die Bypassleitung in den zweiten Zylinderraum, welcher über den Stufenkolben mit dem Variator in Wirkverbindung steht.
Aufgrund der durch die Olpumpe eingebrachten Getriebeölmenge baut sich in vorteilhafter Weise im zweiten Zylinderraum ein Druck auf, der den Stufenkolben in Richtung der ersten Stirnfläche axial verschiebt. Das Volumen des zweiten Zylinderraumes vergrößert sich dabei stetig um die eingebrachte Getriebeölmenge während das Volumen des ersten Zylinderraumes proportional zu dem Verstellweg des Stufenkolbens verkleinert wird.
Auf diese Art und Weise wird in der erfindungsgemäßen Druckeinstelleinrichtung eine Druckerhöhung erreicht, die einer fiktiv eingebrachten Getriebeölmenge entspricht, welche von der Olpumpe vorteilhafterweise nicht aufgebracht werden muß. Die fiktive Getriebeölmenge ergibt sich aus dem Produkt der tatsächlich geförderten Getriebeölmenge und dem Wert des Durchmesserverhältnisses zwischen der ersten
Stirnfläche und der zweiten Stirnfläche des Stufenkolbens.
Mit der vorliegenden Erfindung ist somit in vorteilhafter Weise gewährleistet, daß in einem bestimmten Zeitin- tervall eine größere Änderung des Übersetzungsverhältnisses einstellbar ist als bei den aus dem Stand der Technik bekannten Automatgetrieben. Zudem kann bei einer bedarfsgerechten Auslegung des Stufenkolbens die erforderliche Getriebeölmenge auch mit einer kleiner dimensionierten, preiswerteren und weniger Bauraum beanspruchenden Olpumpe realisiert werden.
Vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen und aus dem nachfolgend anhand der Zeichnung prinzipmäßig beschriebenen Ausführungsbeispiel . Es zeigen:
Fig. 1 eine schematisierte Darstellung einer Druck- einStelleinrichtung bei einem Automatgetriebe; Fig. 2 einen Verlauf der Fahrgeschwindigkeit eines Kraftfahrzeuges sowie der Drehzahl der Brennkraftmaschine während eines Bremsvorganges über der Zeit;
Fig. 3 den Verlauf des Übersetzungsverhältnis eines Automatgetriebes und den dazu korrespondierenden Verstellweg des Scheibensatzes der Sekundärwelle über der Zeit in Abhängigkeit von der Fahrzustandsänderung gemäß Fig. 1 und
Fig. 4 den Verlauf der erforderlichen und der tatsächlichen Getriebeölmenge über der Zeit für den Verstellweg des Sekundärsc eibensatzes gemäß Fig. 3.
Fig. 1 zeigt eine schematisierte Darstellung einer Druckeinstelleinrichtung 1 in einer nicht näher dargestell- ten Druckversorgung eines Automatgetriebes, wobei die
Druckeinstelleinrichtung 1 ein Schaltventil 2 in einer von einer Olpumpe 3 abführenden Druckleitung 4 und eine das Schaltventil 2 umgehenden Bypassleitung 5 aufweist. In der Bypassleitung 5 ist ein in einem Zylindergehäuse 6 angeord- neter und zwischen zwei Wegbegrenzungseinrichtungen 7, 8 verschiebbarer Stufenkolben 9 angeordnet.
Von der Olpumpe 3 wird über die Druckeinstelleinrichtung 1 Öl an einen in Fig. 1 nur symbolisch angedeuteten Sekundarscheibensatz 10 und nach einem vorgeschalteten
Steuergerät 11 an einen ebenfalls nur angedeuteten Primär- scheibensatz 12 eines Variators des Automatgetriebes gefördert, wobei die Scheibensätze 10, 12 durch den Öldruck auf einer nicht dargestellten Primärwelle bzw. Sekundärwelle zur Einstellung eines bestimmten Übersetzungsverhältnisses axial verschoben werden.
Der Stufenkolben 3 ist derart in der Druckeinstelleinrichtung 1 bzw. der Bypassleitung 5 angeordnet, daß er mit einer ersten Stirnfläche 13 einen ersten Zylinderraum 14 und mit einer zweiten, entgegengesetzten Stirnfläche 15 in Richtung der Olpumpe 3 einen zweiten Zylinderraum 16, wel- eher einen kleineren Querschnitt als der erste Zylinderraum 14 aufweist, begrenzt. Der erste Zylinderraum 14 bildet dabei mit der Druckleitung 4 in deren Abschnitt abwärts des Schaltventiles 2 eine räumliche Einheit.
Das Schaltventil 2 kann durch ein Magnetventil 17 in eine Sperrstellung geschaltet werden, so daß die Druckleitung 4 zur ölführung von der Olpumpe 3 an den Variator unterbrochen ist.
Die Bypassleitung 5 zweigt in einem Bereich zwischen der Olpumpe 3 und dem Schaltventil 2 von der Druckleitung 4 ab und mündet in den zweiten Zylinderraum 16 des Stufenkolbens 9.
Der Stufenkolben 9 ist in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel als ein rotationssymmetrischer Körper ausgebildet, der einen ersten Abschnitt 18 und einen davon abgestuften zweiten Abschnitt 19 aufweist, wobei der Durchmesser des ersten Abschnittes 18 dem Durchmesser der ersten Stirnfläche 13 und der Durchmesser des zweiten Abschnittes 19 dem Durchmesser der zweiten Stirnfläche 15 entspricht. Der Stufenkolben 9 ist zwischen der einen Zylinderboden des ersten Zylinderraumes 14 darstellenden Wegbegrenzungseinrichtung 7 und einem als Wegbegrenzungseinrichtung dienenden Absatz 8 in axialer Richtung über einen maximalen Verstellweg verschiebbar, wobei zwischen dem ersten Zylinderraum 14 und dem zweiten Zylinderraum 16 eine Verbindung vorgesehen ist, welche im Bereich einer Endstellung des Stufenkolbens 9 an dem Zylinderboden 7 des ersten Zylinderraumes 14 geöffnet und in einer von dieser abweichenden Position des Stufenkolbens 9 geschlossen ist.
Zur Ausbildung dieser Verbindung weist der Stufenkolben 9 einen von seiner ersten Stirnfläche 13 ausgehenden und koaxial zu seiner Mittelachse 20 angeordneten Kanal 21 auf, der bis in den zweiten Abschnitt 19 des Stufenkolbens 9 mit geringerem Durchmesser reicht. Im Bereich dieses Abschnittes 19 des Stufenkolbens 9 ist der Kanal 21 mit vier Bohrung 22 verbunden, die sich radial auswärts bis in den Umfangsbereich des Stufenkolbens 9 erstrecken.
Korrespondierend zur Position der Bohrung 22 in dem Stufenkolben 9 bei dessen Endstellung an dem Zylinderboden 7 des ersten Zylinderraumes 14 ist zur Ausbildung der Verbindung zwischen den Zylinderräumen 14, 16 in dem Zylin- dergehäuse 6 ein als eine ringförmige Nut ausgebildeter
Anschluß 23 mit einer in die Bypassleitung 5 mündenden Verbindungsleitung 24 vorgesehen. Somit ist in dieser Endstellung des Stufenkolbens 9 eine Ölführung von der Olpumpe 3 über die Bypassleitung 5 und den Stufenkolben 9 in die Druckleitung 4 unter Umgehung des Schaltventiles 2 möglich.
In der Bypassleitung 5 ist im Bereich zwischen ihrer Abzweigung von der Druckleitung 4 und der Einmündung der Verbindungsleitung 24 eine pumpenwärts wirksame Blende 25 als Drosseleinrichtung angeordnet.
Die Funktionsweise der Druckeinstelleinrichtung 1 wird anhand eines in den Fig. 2 bis 4 beispielhaft dargestellten Fahrverlaufes verdeutlicht.
In Fig. 2 ist der Verlauf einer Fahrgeschwindigkeit v_F des Kraftfahrzeuges sowie die damit korrespondierende Drehzahl n_M einer Brennkraftmaschine während eines Bremsvorganges über der Zeit t dargestellt. Kommt es aufgrund einer bestimmten Verkehrssituation zu einer kontinuierlich Verringerung der Fahrzeuggeschwindigkeit v_F, weist die Motordrehzahl n_M bis zu einem Zeitpunkt t_WK einen kon- stanten Wert auf. Zum Zeitpunkt t_WK, d. h. ab einer fest vorgegebenen FahrZeuggeschwindigkeit, wird eine Wand- lerüberbrückungskupplung von bekannter Bauart geöffnet, um zu verhindern, daß der Motor bei weiterer Geschwindigkeitsreduzierung bis zum Stillstand „abgewürgt" wird. Die Motor- drehzahl n_M fällt dann innerhalb eines kurzen Zeitinter- valles, welches zum Zeitpunkt t_L beendet ist, auf die Leerlaufdrehzahl ab.
Bezug nehmend auf Fig. 3 ist der Verlauf eines Über- Setzungsverhältnisses i des Automatgetriebes und eines damit korrespondierenden Verstellweges x des Scheibensatzes der Sekundärwelle in Abhängigkeit des Verlaufes der Fahrgeschwindigkeit in Fig. 1 über der Zeit t dargestellt. Die Übersetzung i soll als optimale Übersetzung i_opt gemäß einer Regelkennlinie für den jeweiligen Betriebspunkt eingestellt werden, welche hinsichtlich des Fahrerverhaltens und/oder des Verbrauchs optimiert ist. Bei t_0 liegt eine minimal einstellbare Übersetzung i_min mit einem sogenann- ter „Overdrive" vor, d. h. die Getriebeausgangsdrehzahl ist großer als die Getriebeeingangsdrehzahl. Mit zunehmendem Zeitabiauf wird die Übersetzung 1 von einem Regler entsprechend einer in einem Kennfeld der Getriebesteuerung m Ab- hangigkeit mehrerer Parameter wie Fahrgeschwindigkeit v_F, Motordrehzahl n_M und Drosselklappenstellung abgelegten optimalen Große angepaßt.
Dem vorliegenden Beispiel liegt als Betriebssituation der Brennkraftmaschine und des Automatgetriebes ein Teil- lastbetrieb zugrunde, m welchem die Brennkraftmaschine m einem verbrauchsoptimalen niedrigen Drehzahlbereich betrieben wird und wobei die größte Fahrstufe vorliegt, d. h. daß das Automatgetriebe eine minimale Übersetzung ι_Mm auf- weist. Zu dieser minimalen Übersetzung ι_Mm korrespondiert ein Verstellweg des Sekundarscheibensatzes von x gleich 0. Mit zunehmender Verringerung der Fahrzeuggeschwindigkeit v_F, wie m Fig. 2 dargestellt, nimmt das Übersetzungsverhältnis I bis zu einem maximalen Übersetzungsverhältnis ι_max zum Zeitpunkt t_3 stetig zu, wobei der Verstellweg x ebenfalls bis zu dem maximalen Verstellweg x_max ansteigt.
Fig. 4 zeigt den Verlauf der erforderlichen sowie der tatsächlichen von der Olpumpe 3 geforderten Getnebeolmen- ge, welche für den Verstellweg x des Sekundarscheibensatzes gemäß Fig. 3 benotigt wird. Dabei ist erkennbar, daß die tatsächliche Fordermenge V_real im Bereich von t_0 bis zu dem Zeitpunkt t_WK einen konstanten Wert aufweist. Zum Zeitpunkt t_WK fallt die tatsächliche Getriebeolfordermenge V_real abrupt auf einen kleineren Wert ab. Dieser Verlauf der geforderten Getriebeolmenge ergibt sich aus der Tatsache, daß die Olpumpe 3 von der Brennkraftmaschine angetrieben w rα, wobei die Drehzahl der Olpumpe 3 der Drehzanl der Brennkraftmaschine entspricht. So folgt aus der Abnahme der Motordrehzahl n_M zum Zeitpunkt der Öffnung der Wand- lerüberbrückungskupplung t_WK der Abfall der tatsächlich geförderten Getriebeölmenge V_real .
Der in der Fig. 4 ebenfalls dargestellte Verlauf der erforderlichen Getriebeölmenge V_erf, welche sich aus Leckagen der Druckzuführungen, der Schmierölmenge, der Getriebegrundversorgung, d. h. der Ölversorgung von Druckreg- 1er und Steuergeräteleckage, sowie der erforderlichen Verstelldynamik der Scheibensätze ergibt, zeigt dagegen, daß im Zeitintervall zwischen t_0 und t_WK die Menge an erforderlichem Getriebeöl von einer Getriebegrundversorgung bis zu einem Wert ansteigt, der stets weit unter dem Wert der tatsächlich geförderten Getriebeölmenge V_real liegt. Ab dem Zeitpunkt t_L steigt der Wert der erforderlichen Getriebeölmenge V_erf über den Wert der tatsächlich geförderten Getriebeölmenge V_real an.
Daraus wird ersichtlich, daß mit einer aus dem Stand der Technik bekannten Ausgestaltung eines Automatgetriebes eine Einstellung eines optimalen Übersetzungsverhältnisses i_opt ab dem Zeitpunkt t_L nicht mehr möglich ist. Die Kurvendifferenz im Bereich der schraffierte Fläche in Fig. 4 zeigt das Integral der benötigten Ölmenge, welche zur Einstellung der optimalen Übersetzung i_opt bzw. der Gewährleistung einer maximalen Übersetzung für einen anschließenden Anfahrvorgang erforderlich ist.
Erkennt die Getrieberegelung den oben beschriebenen Fall, z. B. indem die Ubersetzungsänderung einen vordefinierten Grenzwert übersteigt, so wird die Druckleitung 4 der Druckeinstelleinrichtung 1 mittels des Schaltventiles 2 gesperrt. Die Olpumpe 5 fördert dann das Getriebeöl über die Bypassleitung 10 mit der Blende 25 in den zweiten Zylinderraum 16. Aufgrund der zugeführten Getriebeölmenge steigt der Druck in dem zweiten Zylinderraum 16 derart an, daß der Stufenkolben 9 in Richtung der ersten Stirnfläche 13 axial verschoben wird. Die Verschiebung des Stufenkolbens 9 hat wiederum zur Folge, daß das Volumen des ersten Zylinderraumes 14 proportional zu dem Verstellweg des Stufenkolbens 9 verkleinert wird. Da die erste Stirnflä- ehe 13 des Stufenkolbens 9 größer dimensioniert ist als die zweite Stirnfläche 15, wird aus dem ersten Zylinderraum 14 bei gleichem Verstellweg eine größere Ölmenge ausgeschoben als von der Olpumpe 3 in den zweiten, kleineren Zylinderraum 16 gefördert wird.
Auf diese Weise wird in der Druckeinstelleinrichtung 1 eine fiktiv eingebrachte Getriebeölmenge erzeugt, die den Verlauf der erforderlichen Getriebeölmenge V_erf im Zeitintervall zwischen t_L und t_3 wiedergibt. Mit dieser fikti- ven Getriebeölmenge wird nun eine höhere Verstelldynamik des Automatgetriebes erreicht, so daß das optimale Übersetzungsverhältnis i_opt zwischen dem Primär- und dem Sekundarscheibensatz eingestellt werden kann.
Wenn der Stufenkolben 9 mit seiner ersten Stirnfläche 13 eine Endstellung an dem Zylinderboden 7 erreicht, sind die Bohrungen 22 des Stufenkolbens 9 deckungsgleich zu dem Anschluß 23 des Gehäuses 4 angeordnet, wodurch - wie oben bereits beschrieben - eine Verbindung zwischen der Olpumpe 3 und dem ersten Zylinderraum 14 hergestellt ist. Das bedeutet, daß die Olpumpe 3 das Getriebeöl nunmehr in den ersten Zylinderraum 14 bzw. in die Druckleitung 4 fördert. Damit ist gewährleistet, daß der Variator auch nach Erreichen der Endstellung des Stufenkolbens 9 mit Druck beaufschlagt wird.
Des weiteren verhindert die Verbindung, daß der öl- druck in einen kritischen Bereich ansteigt, wodurch der
Stufenkolben 9 vor Schäden bewahrt wird und ein zusätzliches Überdruckventil entbehrlich wird.
Wird das Schaltventil 2 wieder in Öffnungsstellung geschalten, fördert die Olpumpe 3 das Getriebeöl wieder über die Druckleitung 4 in den ersten Zylinderraum 14 und zu dem Variator. Aufgrund des Durchmesserverhältnisses zwischen der ersten Stirnfläche 13 und der zweiten Stirnfläche 15 wird der Stufenkolbens 9 in Richtung der zweiten Stirnfläche 15 zu dem Absatz 8 hin verschoben.
Dabei verhindert die nur in eine Richtung wirksame Blende 25, daß die Verschiebung eine zulässige Verschiebegeschwindigkeit übersteigt und die Verstelldynamik aus der maximalen Übersetzung i_max reduziert wird.
Das Volumen des ersten Zylinderraumes 14 ist derart dimensioniert, daß das Ölvolumen zur Verstellung ausreicht und der erste Zylinderraum 14 in der Endstellung des Stu- fenkolbens 9 an dem Absatz 8 als Tilger dient. Bezugszeichen
1 Druckeinstelleinrichtung 2 Schaltventil
3 Olpumpe
4 Druckleitung
5 Bypassleitung
6 Zylindergehäuse 7 Wegbegrenzungseinrichtung, Zylinderboden
8 Wegbegrenzungseinrichtung, Absatz
9 Stufenkolben
10 Sekund rscheibensatz
11 Steuergerät 12 Verbraucher, Primärscheibensatz
13 erste Stirnfläche
14 erster Zylinderraum
15 zweite Stirnfläche
16 zweiter Zylinderraum 17 Magnetventil
18 erster Abschnitt des Stufenkolbens
19 zweiter Abschnitt des Stufenkolbens
20 Mittelachse des Stufenkolbens
21 Kanal des Stufenkolbens 22 Bohrungen des Stufenkolbens
23 Anschluß, ringförmige Nut
24 Verbindungsieitung
25 Drosseleinrichtung, Blende

Claims

P a t e n t a n s p r ü c h e
1. Automatgetriebe für ein Kraftfahrzeug, insbesondere C/T-Getriebe, mit einem Variator, welcher einen Primärscheibensatz und eine Sekundarscheibensatz mit einem Schubgliederband aufweist, wobei der Variator mit von einer Olpumpe bereitgestelltem Getriebeöl über eine elektrohydrau- lisch gesteuerte Druckversorgungseinrichtung verstellbar ist, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß in einer von der Olpumpe (3) abführenden Druckleitung (4) der Druckversorgungseinrichtung eine Druckeinstelleinrichtung (1) angeordnet ist, welche mit einem Schaltventil (2) in der Druckleitung (4) und einer das Schaltventil (2) umgehenden Bypassleitung (5) ausgebildet ist, wobei in der Bypassleitung (5) ein in einem Zylindergehäuse (6) angeordneter und zwischen zwei Wegbegrenzungseinrichtungen (7, 8) verschiebbarer Stufenkolben (9) angeordnet ist, welcher mit einer ersten Stirnfläche (13) einen ersten Zylinderraum (14) und mit einer zweiten, entgegengesetzten Stirnfläche (15) in Richtung der Olpumpe (3) einen zweiten Zylinderraum (16), welcher einen kleineren Querschnitt als der erste Zylinderraum (14) aufweist, begrenzt.
2. Automatgetriebe nach Anspruch 1, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß der Stufenkolben (3) in der Bypassleitung (5) derart angeordnet ist, daß der erste Zylinderraum (14) mit der Druckleitung (4) abwärts des Schaltventiles (2) eine räumliche Einheit bildet.
3. Automatgetriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß mittels des Schaltventiles (2) die Druckleitung (4) zur Ölführung von der Ölpum- pe (3) an den Sekundarscheibensatz (10), den Primärschei- bensatz (12) und ein Steuergerät (11) absperrbar ist.
4. Automatgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß zwischen dem ersten Zylinderraum (14) und dem zweiten Zylinderraum (16) eine Verbindung vorgesehen ist, welche im Bereich einer Endstellung des Stufenkolbens an der Wegbegrenzungseinrichtung (7) in Richtung der ersten Stirnfläche (13) geöffnet und in einer von dieser abweichenden Position des Stufenkolbens (9) geschlossen ist.
5. Automatgetriebe nach Anspruch 4, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß der Stufenkolben (9) zur Ausbildung der Verbindung wenigstens einen von seiner ersten Stirnfläche (13) ausgehenden und wenigstens annähernd koaxial zu seiner Mittelachse (20) angeordneten Kanal (21) aufweist, der bis in einen Abschnitt (19) des Stufenkolbens (9) mit einem Durchmesser, welcher wenigstens annä- hernd dem Durchmesser der zweiten Stirnfläche (16) entspricht, reicht, und im Bereich dieses Abschnittes (19) wenigstens eine mit dem Kanal (21) verbundene Bohrung (22) aufweist, die sich radial auswärts bis in den Umfangsbe- reich des Stufenkolbens (9) erstreckt.
6. Automatgetriebe nach Anspruch 5, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß zur Ausbildung der Verbindung in dem Zylindergehäuse (6) korrespondierend zur Position der Bohrung (22) in dem Stufenkolben (9) bei dessen Endstellung an der Wegbegrenzungseinrichtung (7) in Richtung der ersten Stirnfläche (13) ein Anschluß (23) mit einer in die Bypassleitung (5) mündenden Verbindungsleitung (24) angeordnet ist.
7. Automatgetriebe nach Anspruch 6, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß der Anschluß als eine ringförmige Nut (23) ausgebildet ist.
8. Automatgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß in der Bypassleitung (5) vor dem zweiten Zylinderraum (16) des Stufenkolbens (9) eine pumpenwärts wirksame Drosseleinrichtung (25) angeordnet ist.
9. Automatgetriebe nach Anspruch 8, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß die Drosseleinrichtung (25) in der Bypassleitung (5) im Bereich zwischen ihrer Abzweigung von der Druckleitung (4) und der Einmündung der Ver- bindungsleitung (24) angeordnet ist.
10. Automatgetriebe nach Anspruch 9, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß die Drosseleinrichtung als Blende (25) ausgebildet ist.
11. Automatgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß das Volumen des ersten Zylinderraumes (14) derart dimensioniert ist, daß der erste Zylinderraum (14) in einer Endstellung des Stufenkolbens (9) an der Wegbegrenzungseinrichtung (8) in Richtung des zweiten Zylinderraumes (16) als Tilger dient.
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