WO2004097265A1 - Hydraulikkreis zur steuerung eines antriebsstranges - Google Patents

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Gunther Petrzik
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Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg
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    • Y10T74/19298—Multiple spur gears
    • Y10T74/19326—Fluid operated

Definitions

  • Hydraulic circuit for controlling a drive train
  • the present invention relates to a hydraulic circuit for controlling a drive train of a motor vehicle and, in particular, relates to a hydraulic circuit for controlling a double clutch transmission which has two transmission groups, each with a separating clutch and a plurality of shifting clutches for engaging and disengaging gear stages, the hydraulic circuit for each transmission group having its own hydraulic branch has, which are each connected to a pump via a safety valve, and wherein each hydraulic indicator each has a clutch control valve for controlling the assigned clutch and at least one shift control valve for controlling the assigned clutch.
  • Dual clutch transmissions have been known for a long time. Recently, however, there has again been a greater interest in double clutch transmissions, since the overlapping actuation of the two clutches for the traction force of uninterrupted gear changes is now easier to control in terms of control technology. This applies in particular to double clutch transmissions that use wet multi-plate clutches as separating clutches.
  • dual clutch transmissions offer a good compromise between high comfort and high efficiency.
  • the overlapping actuation of the two separating clutches enables gears to be changed without interrupting the tractive force.
  • this is generally not possible with conventional automated manual transmissions.
  • double clutch transmissions offer higher efficiency than, for example, classic converter automatic transmissions, since double clutch transmissions require an energy-consuming hydrodynamic converter.
  • a hydraulic circuit for controlling such a double clutch transmission is known.
  • the hydraulic circuit is divided into two branches for the two gear groups.
  • Each branch has a pilot valve in the form of a non-proportional directional valve on the input side.
  • the pilot valve has a safety-relevant function, since it enables the gear group that is not active to be “switched off” completely.
  • Each branch has a flow control valve with a fixed throttle for controlling a cylinder for actuating the associated disconnect clutch.
  • Each transmission group has two shift rods for actuating assigned clutches.
  • each hydraulic branch has a proportional pressure valve per shift rod. The proportional pressure valves and the flow valve are connected to the outlet side of the safety directional valve.
  • a central directional valve device in the form of a multiplex valve is provided between the proportional pressure valves and the four shift rods.
  • the known hydraulic circuit arrangement has various disadvantages.
  • the known hydraulic circuit has a comparatively large number of valves.
  • the use of flow valves to control the disconnect clutches requires a valve hysteresis that is difficult to control and high valve damping. It is generally possible for a vibrating oil column to excite a valve spool of such a valve, so that a high level of damping is usually integrated. This leads to a loss of dynamics.
  • Safety-related devices of a drive train are, for example, separating clutches and shift clutches of an automated manual transmission and a double clutch transmission, but also variator arrangements for CVT transmissions and toroidal transmissions.
  • the above-mentioned object is achieved in the above-mentioned hydraulic circuit for controlling a double clutch transmission according to one aspect of the invention in that the safety valves are each designed as proportional pressure control valves.
  • the above object is achieved in the above-mentioned hydraulic circuit for controlling a double clutch transmission in that the two hydraulic branches are decoupled from one another in such a way that that in the event of failure of any element of one transmission group or one hydraulic branch, the vehicle remains conditionally ready to drive by means of the other transmission group or the other hydraulic branch.
  • each transmission group can be operated as a separate transmission independently of the other transmission group. If a transmission group fails (for example the transmission group for the even gears 2, 4, 6, etc.), the double clutch transmission can nevertheless be operated on the basis of the other transmission group by means of the hydraulic circuit according to the invention, in the example mentioned using gears 1, 3 , 5, etc.
  • the vehicle remains ready to drive, for example, to be able to drive to a workshop or the like.
  • a hydraulic circuit for controlling a drive train of a motor vehicle with a proportional pressure control valve that can be connected on the input side to a pump, and a digitally controlled proportional directional valve that is connected on the input side to the proportional pressure control valve and that can be connected on the output side to an actuator arrangement for actuating a safety-relevant device of the drive train.
  • the proportional pressure control valve on the inlet side serves for safety and is designed in particular as a pressure relief valve.
  • the safety-relevant device can be deactivated by switching off the pressure control valve (usually by means of a fail-safe arrangement).
  • the proportional pressure control valve In normal operation, the proportional pressure control valve is then preferably operated in saturation, so that essentially the nominal hydraulic pressure is available on the output side.
  • the digitally controlled proportional directional valve establishes a second, inner control level. Due to the increased safety of the proportional pressure control valve, the proportional directional valve can be controlled digitally.
  • the directional valve has no pressure feedback of the working connection. For this reason, the directional control valve cannot be excited to vibrate the spool by a vibrating oil column. High damping can thus be dispensed with and high dynamics result. Furthermore, the digital control of the directional control valve can take place essentially free of hysteresis. Finally, digital control enables parameterization, so that parameters of the digital controller can be adjusted for different operating states, so that the overall quality of control rises sharply.
  • the proportional pressure control valves are designed as pressure-limiting pressure control valves.
  • At least one of the clutch control valves is designed as a proportional directional valve.
  • directional control valves enable more dynamic and hysteresis-free control.
  • control parameters can be parameterized. It is also possible to correct and teach in the valve-specific properties.
  • the control parameters can be set, for example, on the basis of offset current, temperature, clutch wear, friction conditions, pressure conditions.
  • a sensor is provided for a physical variable assigned to the respective separating clutch, the output of which is sensed and fed to a digital controller.
  • the physical variable can in particular be the pressure.
  • the combination of the proportional pressure control valve as an input-side safety valve and a digitally controlled directional valve results in two control levels. This makes it possible to use the digital control in the motor vehicle. In the event of some failures, the controllability of the respective hydraulic branch or the transmission group is retained, for example if the digital pressure control fails.
  • the pressure control valve is preferably operated in such a way that the valve is fully open during nominal operation, no control-related vibrations can occur during nominal operation, so that no high damping is required.
  • a pressure relief valve is connected between the clutch control valves and actuators for actuating the separating clutches.
  • the additional pressure relief valve further increases operational safety.
  • the coupling can take place by the pressure limiting valves being configured as differential pressure control valves. are formed, the connections of which are connected to one another crosswise.
  • At least one of the switching control valves is designed as a proportional directional valve.
  • the proportional directional control valve can be controlled digitally, the control variable for the clutches usually being the switching path. In general, however, there are the same advantages as with digital control of the proportional directional valve for the disconnect clutch.
  • the gear stages of each transmission group can be switched by means of at least two individual shift rods, the associated hydraulic branch for each shift rod having at least one proportional directional control valve as a shift control valve.
  • This embodiment enables individual actuation of the respective clutch clutches or clutch clutch packs, that is to say the usual combination of two clutch clutches, by means of the individual shift rods. However, mechanical locking of the shift rods against each other is usually required.
  • the gear stages of each transmission group can be switched by means of a shift shaft, the associated hydraulic branch for each shift shaft being at least one proportional directional valve Has switching control valve and has at least one selection actuator for selection movements of the switching shaft.
  • Such an arrangement can be referred to as a double H arrangement. Only one shift shaft is assigned to each transmission group, whereby an axial movement of the shift shaft is generally used for shifting and a rotation of the shift shaft to select the respective clutch packs.
  • the selection actuator can be designed in a particularly simple manner.
  • the selector actuator can be a single-acting hydraulic cylinder that can be controlled by means of a simple directional valve (not proportional).
  • a simple directional valve not proportional
  • Each hydraulic branch preferably has a selector control valve for the respective selector actuator.
  • a single common selector control valve for the selector actuators is provided for the two hydraulic branches.
  • the gear stages of a transmission group can each be operated by means of a shift drum.
  • one shift drum is provided for each transmission group.
  • the shift drum can also be operated by means of a digitally controlled proportional directional valve, with the advantages mentioned above.
  • a low-pressure circuit for cooling or lubrication is also connected to the pump via a central valve.
  • This measure also makes it possible to connect the low-pressure circuit to a central pump, which is also used to supply the high-pressure hydraulic branches.
  • the central valve is a proportional directional valve.
  • the pressure available for the low-pressure circuit can be easily adapted to the other operating conditions.
  • the supply to the low pressure circuit can be interrupted for a short time if a high volume flow is available for clutch actuation.
  • the central valve for the low pressure circuit has a switching position in which the low pressure circuit is connected to the pump via an orifice. This measure can permanently provide a reduced volume flow for the low pressure circuit for lubrication or cooling in that switching position. It is therefore advisable to design this switch position as a fail-safe position.
  • the low-pressure circuit has at least one jet pump.
  • Figure 1 is a schematic representation of a first embodiment of a hydraulic circuit for controlling a drive train for a motor vehicle according to the third aspect of the present invention.
  • FIG. 2 is a block diagram of a hydraulic circuit for a dual clutch transmission according to the first and second aspects of the present invention
  • 3 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic circuit according to the first and second aspects of the present invention
  • Fig. 4 shows a modification of the hydraulic circuit of Fig. 3;
  • FIG. 5 shows a hydraulic circuit diagram of an alternative arrangement for switching control
  • FIG. 6 shows a hydraulic circuit diagram of a further alternative arrangement for switching control
  • FIG. 8 shows a modification of the arrangement from FIG. 7.
  • a drive train for a motor vehicle 10 is shown in schematic form in FIG. 1.
  • the drive train has an internal combustion engine 12, a transmission 14, a differential 16 and driven wheels 18.
  • a hydraulic circuit 20 is provided to control the drive train, in particular the transmission 14. Only a section of the hydraulic circuit 20 is shown, which serves to control a safety-relevant device 22 of the transmission 14.
  • the safety-relevant device can be, for example, a disconnect clutch or a clutch of an automated transmission or a double clutch transmission. However, it can also be a variator of a CVT transmission or a variator of a toroidal transmission or the like.
  • a safety-relevant device is to be understood as any device of the transmission 14, the incorrect operation of which can impair the safety of the operation of the motor vehicle 10.
  • a central control device 24 is also shown in FIG. 1, which controls the hydraulic circuit 20 and possibly further devices of the drive train and / or of the vehicle.
  • the hydraulic circuit 20 has a pump 30 which is motor-operated and is supplied from a tank 32.
  • a proportional pressure control valve is connected to the pump 30.
  • a proportional directional control valve 36 is connected to the output of the proportional pressure control valve and is connected on the output side to an actuator of the safety-relevant device 22.
  • a sensor 38 measures a physical quantity of the safety-relevant device 22, for example the pressure inside a multi-plate clutch, the path of a clutch, or the like.
  • the physical variable determined by the sensor 38 is scanned by means of an A / D converter 40 and fed to a digital controller 42.
  • the digital controller can be a P, a PI or PID controller.
  • the output of the digital controller 42 is fed to a D / A converter 44, the output of which is connected to an electrical or electromagnetic actuating device of the proportional directional valve 36.
  • the proportional directional valve is a 3/3-way valve with three connections and three switch positions. In the switching position shown, hydraulic energy is taken from the safety-relevant device 22 and fed to the tank 32.
  • the digitally controlled proportional directional valve 36 allows the physical size of the safety-relevant device 22, which is measured by means of the sensor 38, to be controlled in a highly dynamic and precise manner. Because the directional control valve 36 has no pressure feedback of the working connection. As a result, the directional control valve cannot be excited to vibrate. The damping can be kept small, so that there is a high dynamic. Furthermore, there is no valve hysteresis in this type of control.
  • the proportional pressure control valve 34 forms, together with a conventional analog controller 46, a higher-level control loop.
  • the analog controller 46 is connected on the input side to the sensor 38 and on the output side to the electrical or electromagnetic actuating device of the valve 34.
  • the proportional directional valve 36 can possibly be set to switch through and the proportional control valve can take over the regulation of the safety-relevant device 22 in this case.
  • the proportional pressure control valve 34 In normal operation, the proportional pressure control valve 34 is fully controlled so that the valve is fully open. In this normal state, the control function of the proportional pressure control valve 34 is consequently switched off, so that no vibrations can occur.
  • the proportional pressure control valve 34 is designed as a single-stage pressure relief valve, in particular as a pressure reducing valve. As a result, the proportional pressure control valve 34 also forms a safety valve for limiting the physical size of the safety-relevant device 22, which is influenced by the hydraulic circuit 20. Furthermore, the valve 34 has a switch-off position, so that the hydraulic system behind it can be blocked.
  • the hydraulic circuit 20 offers precise and dynamic regulation of the physical size of the safety-relevant device 22, with high security.
  • a digital control such as is carried out on the proportional directional control valve 36, is basically only possible for the safety-relevant device 22 of the vehicle 10 by connecting the proportional pressure control valve 34 with a pressure limiting function upstream.
  • the digital controller 42 can be implemented by software. It can also be integrated in the central control device 24. The valves 34, 36 can also be connected directly to the central control device 24.
  • FIG. 2 shows a hydraulic circuit 50 for controlling a double clutch transmission according to the first and the second aspect of the present invention.
  • the dual clutch transmission has a first transmission group 52 and a second transmission group 54.
  • the first transmission group 52 has a first separating clutch Kl, which is actuated by means of a hydraulic motor (clutch cylinder) 56.
  • the second transmission group 54 has a second clutch K2, which is actuated by means of a hydraulic motor 58.
  • the first transmission group has clutches (in the present case synchronizers) for engaging and disengaging gear stages of the transmission group 52, which are schematically designated by 60.
  • the second gear group 54 has clutches 62 for engaging and disengaging the gear stages of that gear group.
  • the hydraulic circuit 50 has a pump 66, which in the usual way contains a suction filter, a pressure supply and a pressure limitation.
  • a first hydraulic branch 68 and a second hydraulic branch 70 are connected in parallel to the pump 66.
  • the first hydraulic branch 68 has a first safety valve 72 on the input side.
  • the second hydraulic branch 70 has a second safety valve 74 on the input side.
  • the safety valve 72 is connected on the output side to a clutch control valve 76 for actuating the hydraulic motor 56.
  • the second safety valve 74 is connected on the output side to a clutch control valve 78 for actuating the hydraulic motor 58.
  • first hydraulic branch 68 has first shift control valves 80, which are connected to the outlet of the first safety valve 72.
  • second hydraulic branch 70 has second switching control valves 82, which are connected to the outlet of the safety valve 74.
  • the shift control valves 80, 82 are used to control the shift clutches 60, 62 of the first and the second gear group 52, 54 by means of hydraulic motors, which are not described in more detail.
  • the hydraulic circuit 50 also has a low-pressure circuit 84, which is connected to the pump 66 via a central valve 86, parallel to the first and second hydraulic branches 68, 70.
  • the low-pressure circuit 84 serves, among other things, to cool the clutches K1, K2. Since the clutches K1, K2 are preferably wet multi-plate clutches, and since the clutches K1, K2 are actuated during gear changes under load, a high cooling capacity is required during the gear changes.
  • the low-pressure circuit also serves to cool the gear oil via a cooler and to lubricate the wheel sets and bearings of the dual clutch transmission. A fine filter for depth filtering is also connected to the low pressure circuit.
  • the two hydraulic branches 68, 70 are completely decoupled from one another. Accordingly, if one component of one gear group 52, 54 or the respectively assigned hydraulic branch 68, 70 fails, the respective other gear group can be operated without restriction via the assigned hydraulic branch. Accordingly, in the event of such a failure, the vehicle can be kept conditionally ready to drive by means of the still functioning transmission group 52, for example in order to start a workshop or the like.
  • the hydraulic branches 68, 70 for the clutches K1, K2 and the clutches 60, 62 each work according to a control concept which is based on the control concept presented in FIG. 1.
  • the safety valves 72, 74 are designed as proportional pressure control valves, corresponding to the pressure control valve 34 in FIG. 1.
  • the clutch control valves 76, 78 and / or the shift control valves 80, 82 can be designed as digitally controlled proportional directional valves, corresponding to the Directional control valve 36 of FIG. 1.
  • FIG. 3 Such an implementation of the hydraulic circuit 50 is shown in FIG. 3.
  • the same elements are provided with the same reference numbers as in FIG. 2. The further details are therefore dealt with below.
  • the hydraulic circuit 50 of FIG. 3 has a network pressure control circuit 90 for regulating the hydraulic network pressure provided by the pump 66.
  • the network pressure control circuit 90 has an unspecified two-stage pressure relief valve and also an unspecified one-stage pressure relief valve, to which a bypass filter 92 is connected in parallel. External oil cooler is shown at 93.
  • a first pressure relief valve 94 is connected in parallel to the clutch actuator 56 at the outlet of the clutch control valve 76.
  • a second pressure relief valve 96 is connected to the outlet of the second clutch control valve 78, in parallel to the second clutch actuator 58.
  • a digital pressure sensor 98 measures the internal pressure of the clutch K1 via a first rotary union 99.
  • a second digital pressure sensor 100 measures the internal pressure of the clutch K2 via a second rotary union 101.
  • the general structure for regulating the clutch pressure P of the clutches K1 and K2 essentially corresponds to the control circuit shown with reference to FIG. 1.
  • the valve 76 (or 78) corresponds to the valve 36 and the valve 72 (or 74) corresponds to the valve 34.
  • the first transmission group 52 comprises two clutches 60-1 and 60-2 (for example for engaging and disengaging gear stages 2, 4, 6 and R).
  • a double-acting shift cylinder 103-1 is provided for actuating the one clutch 60-1.
  • a corresponding, identically constructed double-acting shift cylinder 103-2 is provided for actuating the clutch 60-2.
  • double-acting shift cylinders 105-1 and 105-2 are used to actuate clutches 62-1 and 62-2 of the second gear group (e.g. for engaging and disengaging gear stages 1, 3, 5 and, if applicable, 7).
  • a digital displacement sensor 102-1, 102-2, 104-1, 104-2 is provided on the shift cylinders 103, 105 to detect the path of the shift clutches 60, 62.
  • a separate proportional directional control valve 80-1, 80-2 or 82-1, 82-2 is provided for actuating the switching cylinders 102, 104.
  • the directional control valves 80-1 and 80-2 are connected in parallel to the output of the proportional pressure control valve 72 (first safety valve). Accordingly, the proportional directional control valves 82-1, 82-2 are connected in parallel to the output of the second safety valve 74.
  • the proportional directional valves 80, 82 are each designed as 4/4 directional valves in order to be able to regulate switching points for actuating the respective switching clutches 60, 62 in both directions. Otherwise, the structure of the first safety valve 72 and each of the proportional directional control valves 80, 82 corresponds to the control concept described with reference to FIG. 1.
  • the valve 72 corresponds to the valve 34 and the valves 80-1, 80-2, 82-1 and 82-2 each correspond to the valve 36.
  • the physical variable that is regulated here is the path of the shift clutches 60, 62.
  • the advantages described in relation to the control system of FIG. 1 apply correspondingly to the regulation of the shift clutches 60, 62.
  • the low-pressure circuit 84 has a proportional directional valve 86 as a central valve.
  • the proportional directional valve 86 can e.g. control the pressure or the volume flow for the low-pressure circuit 84 proportionally, for example depending on the engine speed, switching state, temperature of the hydraulic oil, heat input into the transmission, etc.
  • the constant adjustment serves to adapt the cooling oil flow to the available volume flow.
  • the volume flow available for pump 66 for cooling is switched through. This is possible because at the point in time when cooling power is required in the clutches K1, K2, the clutches K1, K2 are in the slip point at which there is essentially no displacement of the respective actuator 56 or 58 (that is, in words no volume flow is necessary for positioning).
  • a high volume flow is required when switching the switching clutches 60, 62, so that the directional control valve 86 is switched over to locks, so that no cooling takes place. As this is only necessary for a very short time, no impairment of the cooling and lubricating performance is to be expected.
  • an aperture 108 is provided in order to provide basic cooling. This is also the fail-safe position. This ensures that the drive train is adequately cooled and lubricated under all circumstances.
  • An arrangement of two jet pumps 106 is provided at the outlet of the proportional directional valve 86 in order to increase the volume flow required for cooling, in particular, the couplings K1, K2.
  • a digital controller 109 is shown centrally, which receives signals from the sensors 98-104 and supplies the valves 76-82 with control signals.
  • the digital controller 109 corresponds to the digital controller 42 of FIG. 1. It is only indicated schematically in FIG. 3. It goes without saying that the digital controller 109 can be part of a central control device, similar to the control device 24 of FIG. 1.
  • the proportional valves 72, 74, 86 control the hydraulic power flow from the network to the consumers, specifically to the hydraulic branches 68, 70 and the low pressure branch 84. This establishes a first control level.
  • the second control level for controlling the actuators 56, 58, 103, 105 can be switched without pressure by the valves 72, 74, so that there is a high level of security.
  • valves 72, 74 consequently form safety valves and, due to their design as proportional pressure control valves, in particular pressure reducing valves with pressure limitation, can each be used as central control valves. This applies in particular in the event that the digital control (digital controller 109) fails.
  • a simple selector actuator 122 is provided for dialing movements, for example in the form of a single-acting hydraulic cylinder, as shown.
  • any other magnetic or electromechanical device for performing the selection movements 118 can also be provided, for example a rotary magnet, an electric motor or the like.
  • FIG. 6 shows an arrangement in which the gears of a transmission group 52 ′′ are actuated by means of a single shift drum 126, which has a stator 128 and a rotor 130.
  • a digitally controlled, proportional directional control valve 80 ′′ is again provided for actuating the shift drum 126.
  • FIG. 7 shows a further modification in which, similar to the arrangement in FIG. 5, a shift shaft 114A, 114B is provided for each transmission group.
  • a selection actuator in the form of a single-acting hydraulic cylinder 122A, 122B is provided for the switching shafts 114A, 114B of the hydraulic branches 68, 70.
  • a simple 3/2-way valve 140A, 14OB is provided for each of the hydraulic cylinders 122A, 122B.
  • the directional control valves 140A, 140B are shown as proportional directional control valves and can be regulated in a manner similar to that which was explained at the beginning with reference to FIG. 1.
  • the directional control valves 140A, 140B can, however, also be simple, non-proportional directional control valves.
  • FIG. 7 also shows that the transmission group 52, which is assigned to the hydraulic branch 68, includes the gears 1, 3, 5 and R.
  • This arrangement can be implemented with a six-speed transmission.
  • the special feature is that the reverse gear R can be actuated by means of both hydraulic branches 68, 70. This further increases redundancy. If one of the gearbox groups and / or one hydraulic branch fails, the vehicle therefore remains capable of limited driving using the gears then available (i.e. 1, 3, 5 and R or 2, 4, 6 and R). This ensures that the reverse gear can always be operated in this case.
  • the fail-safe position set up by the single-acting hydraulic cylinders 140A, 14OB relates in each case to the alley in which two forward gears are available (ie 3.5 or 4.6). As a result, even if the hydraulic cylinders 122A, 122B or the associated valves 140A, 140B fail, it is ensured that two forward gears can be shifted. As a result, the operating range of the transmission is increased in the event of conditional readiness to drive.
  • FIG. 8 shows a modification to the arrangement in FIG. 7.
  • a single selector control valve 140 ' is provided, which is used for selector movements of both switching shafts 114A, 114B. This reduces the valve outlay, although the strict separation of the two hydraulic branches 68, 70 is thereby somewhat eliminated.
  • the selector actuators 122A, 122B have a safe fail-safe position, this is less problematic.

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Abstract

Es wird vorgeschlagen ein Hydraulikkreis (50) zur Steuerung das zwei Getriebegruppen (52f eines Doppelkupplungsgetriebes, 54) mit jeweils einer Trennkupplung (Kl, K2) und mehreren Schaltkupplungen (60, 62) zum Ein- und Auslegen von Gangstufen e aufweist, wobei der Hydraulikkreis (50) fdr jede Getriebegrupp' (52, 54) einen eigenen Hydraulikzweig (68, 70) aufweist, die jeweils Ulber ein Sicherheitsventil (72, 74) mit einer Pumpe (66) verbunden sind, und wobei jeder Hydraulikzeig (68, 70) jeweils ein Kupplungssteuerventil (76, 78) zur Steuerung der zugeordneten Trennkupplung (Kl, K2) und wenigstens ein Schaltsteuerventil (80, 82) zur Steuerung der zugeordneten Schaltkupplungen (60, 62) aufweist. Dabei sind die Sicherheitsventile (72, 74) jeweils als proportionale Druckregelventile ausgebildet.

Description

Hydraulikkreis zur Steuerung eines Antriebsstranges
Die vorliegende Erfindung betrifft einen Hydraulikkreis zur Steuerung eines Antriebsstranges eines Kraftfahrzeugs und betrifft insbesondere einen Hydraulikkreis zur Steuerung eines Doppelkupplungsgetriebes, das zwei Getriebegruppen mit jeweils einer Trennkupplung und mehreren Schaltkupplungen zum Ein- und Auslegen von Gangstufen aufweist, wobei der Hydraulikkreis für jede Getriebegruppe einen eigenen Hydraulikzweig aufweist, die jeweils über ein Sicherheitsventil mit einer Pumpe verbunden sind, und wobei jeder Hydraulikzeig jeweils ein Kupplungssteuerventil zur Steuerung der zugeordneten Trennkupplung und wenigstens ein Schaltsteuerventil zur Steuerung der zugeordneten Schaltkupplungen aufweist.
Ein solcher Hydraulikkreis ist bekannt aus der DE 101 34 115
AI. Doppelkupplungsgetriebe sind seit langem bekannt. In jüngerer Zeit besteht jedoch wieder ein größeres Interesse an Doppelkupplungsgetrieben, da die überschneidende Ansteuerung der zwei Kupplungen zum Zugkraf unterbrechungsfreien Gangwechsel heutzutage regelungstechnisch leichter beherrschbar ist. Dies gilt insbesondere bei solchen Doppelkupplungsgetrieben, die als Trennkupplungen nasse Lamellenkupplungen verwenden.
Generell bieten Doppelkupplungsgetriebe einen guten Kompromiss zwischen hohem Komfort und hohem Wirkungsgrad. Durch die überschneidende Betätigung der zwei Trennkupplungen ist, wie gesagt, das Wechseln von Gängen ohne Unterbrechung der Zugkraft möglich. Dies ist beispielsweise bei herkömmlichen automatisierten Schaltgetrieben generell nicht möglich. Zum anderen bieten Doppelkupplungsgetriebe einen höheren Wirkungsgrad als beispielsweise klassische Wandler-Automatikgetriebe, da Doppelkupplungsgetriebe einen energiezehrenden hydrodynamischen Wandler benötigen.
Aus der eingangs genannten DE 101 34 115 AI ist ein Hydraulikkreis zur Steuerung eines solchen Doppelkupplungsgetriebes bekannt. Dabei ist der Hydraulikkreis in zwei Zweige für die zwei Getriebegruppen aufgeteilt. Jeder Zweig weist eingangssei- tig ein Vorsteuerventil in Form eines nicht-proportionalen Wegeventils auf. Das Vorsteuerventil besitzt eine sicherheitsrelevante Funktion, da es ermöglicht, die jeweils nicht aktive Getriebegruppe vollständig „abzuschalten" .
Jeder Zweig weist ein Stromventil mit fester Drosslung zur Steuerung eines Zylinders zur Betätigung der zugeordneten Trennkupplung auf . Jede Getriebegruppe weist zwei Schaltstangen zur Betätigung zugeordneter Schaltkupplungen auf. Zur Betätigung der Schaltstangen weist jeder Hydraulikzweig ein proportionales Druckventil pro Schaltstange auf. Die proportionalen Druckventile und das Strσmventil sind mit der Ausgangsseite des Sicherheitswegeventils verbunden.
Ferner ist zwischen den proportionalen Druckventilen und den vier Schaltstangen eine zentrale Wegeventilvorrichtung in Form eines Multiplexventils vorgesehen.
Die bekannte Hydraulikkreisanordnung hat diverse Nachteile. So weist der bekannte Hydraulikkreis eine vergleichsweise große Anzahl an Ventilen auf. Das Verwenden von Stromventilen zur Steuerung der Trennkupplungen bedingt eine regelungstechnisch schwer beherrschbare Ventilhysterese und eine hohe Ventildämpfung. So ist es generell möglich, dass eine schwingende Ölsäule einen Ventilschieber eines solchen Ventils anregt, so dass in der Regel eine hohe Dämpfung integriert werden uss. Dies führt zu Dynamikeinbußen.
Durch die Verwendung eines die beiden Hydraulikzweige koppelnden Multiplexventils ist bei dessen Ausfall das gesamte Doppelkupplungsgetriebe außer Funktion.
Generell ist es bei Hydraulikkreisen für Antriebsstränge von Kraftfahrzeugen schwierig, sicherheitsrelevante Einrichtungen hydraulisch zu betätigen. Dies liegt daran, dass aufgrund der hohen Sicherheitsanforderungen sich digitale Regelungen in der Regel verbieten, die parametrisierbar sind und eine hohe Regelgüte aufweisen. Unter sicherheitsrelevanten Einrichtungen eines AntriebsStranges sind beispielsweise Trennkupplungen und Schaltkupplungen eines automatisierten Schaltgetriebes sowie eines Doppelkupplungsgetriebes zu verstehen, aber auch Variatoranordnungen für CVT-Getriebe und Toroidgetriebe.
Es ist demzufolge die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen verbesserten Hydraulikkreis zur Steuerung eines AntriebsStranges eines Kraftfahrzeugs anzugeben, und insbesondere einen verbesserten Hydraulikkreis zur Steuerung eines Doppelkupplungsgetriebes .
Die oben genannte Aufgabe wird bei dem eingangs genannten Hydraulikkreis zur Steuerung eines Doppelkupplungsgetriebes gemäß einem Aspekt der Erfindung dadurch gelöst, dass die Sicherheitsventile jeweils als proportionale Druckregelventile ausgebildet sind.
Hierdurch kann eine zweite Steuerebene eingerichtet werden. Die jeweils nachgeschalteten Ventilanordnungen des jeweiligen Zweiges können vereinfacht werden und es ergeben sich hierdurch auch sicherheitstechnisch gut beherrschbare Möglichkeiten zur Optimierung der Regelung der Trennkupplungen bzw. der Schaltkupplungen.
Die obige Aufgabe wird auf diese Weise vollkommen gelöst.
Gemäß einem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird die obige Aufgabe bei dem eingangs genannten Hydraulikkreis zur Steuerung eines Doppelkupplungsgetriebes dadurch gelöst, dass die zwei Hydraulikzweige derart voneinander entkoppelt sind, dass bei Ausfall eines beliebigen Elements der einen Getriebegruppe oder eines Hydraulikzweiges das Fahrzeug mittels der anderen Getriebegruppe bzw. des anderen Hydraulikzweiges bedingt fahrbereit bleibt.
Durch die Entkopplung der zwei Hydraulikzweige kann erreicht werden, dass jede Getriebegruppe unabhängig von der anderen Getriebegruppe als eigenes Getriebe betrieben werden kann. Falls eine Getriebegruppe ausfällt (beispielsweise die Getriebegruppe für die geraden Gänge 2, 4, 6, etc.), so ist das Doppelkupplungsgetriebe mittels des erfindungsgemäßen Hydraulikkreises dennoch auf der Grundlage der anderen Getriebegruppe betreibbar, bei dem genannten Beispiel durch Verwendung der Gänge 1 , 3 , 5 , etc .
Somit ist es möglich, dass das Fahrzeug bedingt fahrbereit bleibt, um beispielsweise eine Werkstatt anfahren zu können oder ähnliches.
Ferner wird die obige Aufgabe gemäß einem dritten Aspekt der vorliegenden Erfindung gelöst durch einen Hydraulikkreis zur Steuerung eines Antriebsstranges eines Kraftfahrzeuges, mit einem proportionalen Druckregelventil, das eingangsseitig an eine Pumpe anschließbar ist, und einem digital geregelten proportionalen Wegeventil, das eingangsseitig mit dem proportionalen Druckregelventil verbunden ist und das ausgangsseitig an eine Aktuatoranordnung zur Betätigung einer sicherheitsrelevanten Einrichtung des AntriebsStranges anschließbar ist.
Durch die serielle Kombination eines Druckregelventils und eines nachgeschalteten, digital geregelten proportionalen Wege- ventils können zwei Steuerebenen zur Betätigung der sicherheitsrelevanten Einrichtung realisiert werden. Das eingangssei- tige proportionale Druckregelventil dient zum einen der Sicherheit und ist insbesondere als Druckbegrenzungsventil ausgebildet. Durch Abschalten des Druckregelventils kann die sicherheitsrelevante Einrichtung deaktiviert werden (in der Regel durch eine Fail-Safe-Anordnung) .
Im Normalbetrieb wird das proportionale Druckregelventil dann vorzugsweise in der Sättigung betrieben, so dass ausgangsseitig im Wesentlichen der Nennhydraulikdruck zur Verfügung steht. Durch das digital geregelte proportionale Wegeventil wird eine zweite, innere Steuerebene eingerichtet. Durch die erhöhte Sicherheit des proportionalen Druckregelventils kann das proportionale Wegeventil digital geregelt werden.
Das Wegeventil besitzt keine Druckrückführung des Arbeitsanschlusses. Aus diesem Grund kann das Wegeventil nicht durch eine schwingende Ölsäule zu Schwingungen des Schiebers angeregt werden. Somit kann auf eine hohe Dämpfung verzichtet werden und ergibt sich eine hohe Dynamik. Ferner kann die digitale Regelung des Wegeventils im Wesentichen hysteresefrei erfolgen. Schließlich ermöglicht eine digitale Regelung eine Parametri- sierung, so dass für unterschiedliche Betriebszustände Parameter des digitalen Reglers angepasst einstellbar sind, so dass die Regelgüte insgesamt stark ansteigt.
Insgesamt wird die obige Aufgabe somit vollkommen gelöst.
Insbesondere bei dem ersten und zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung betreffend einen Hydraulikkreis zur Steuerung eines Doppelkopplungsgetriebes sind folgende vorteilhafte Ausgestaltungen möglich.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform sind die proportionalen Druckregelventile als druckbegrenzende Druckregelventile ausgebildet.
Hierdurch wird erreicht, dass der Hydraulikdruck in dem jeweiligen Hydraulikzweig nicht über einen bestimmten Maximalwert ansteigt. Die Sicherheit wird dadurch erhöht.
Gemäß einem weiteren vorteilhaften Ausführungsbeispiel ist wenigstens eines der Kupplungssteuerventile als proportionales Wegeventil ausgebildet.
Wegeventile ermöglichen im Gegensatz zu Druckregelventilen eine dynamischere und hysteresefreie Regelung.
Dies gilt insbesondere dann, wenn die Kupplungssteuerventile digital geregelt sind. Denn hierdurch ist auch eine Parametri- sierung der Regelparameter möglich. Ferner ist eine Korrektur und ein Einlernen der ventilspezifischen Eigenschaften möglich. Die Regelparameter können beispielsweise eingestellt werden anhand von Offsetstrom, Temperatur, Kupplungsverschleiß, Reibungsverhältnisse, Druckverhältnisse.
Dabei ist es besondere bevorzugt, wenn ein Sensor für eine der jeweiligen Trennkupplung zugeordnete physikalische Größe vorgesehen ist, dessen Ausgang abgetastet und einem digitalen Regler zugeführt wird. Die physikalische Größe kann bei der Trennkupplung insbesondere der Druck sein.
Durch die Kombination des proportionalen Druckregelventils als eingangsseitiges Sicherheitsventil und eines digital geregelten Wegeventils ergeben sich zwei Steuerebenen. Dies erst ermöglicht die Nutzung der digitalen Regelung im Kraftfahrzeug. Bei manchen Ausfällen bleibt die Steuerbarkeit des jeweiligen Hydraulikzweiges bzw. der Getriebegruppe erhalten, beispielsweise bei Ausfall der digitalen Druckregelung.
Da das Druckregelventil vorzugsweise so betrieben wird, dass im Nennbetrieb das Ventil voll geöffnet ist, können keine regelungstechnischen Schwingungen im Nennbetrieb auftreten, so dass keine hohe Dämpfung erforderlich ist.
Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist zwischen die Kupplungssteuerventile und Aktuatoren zur Betätigung der Trennkupplungen jeweils ein Druckbegrenzungsventil geschaltet.
Das weitere Druckbegrenzungsventil erhöht die Betriebssicherheit nochmals .
Dabei ist es von besonderem Vorzug, wenn die den Aktuatoren der Trennkupplungen vorgeschalteten Druckbegrenzungsventile derart gekoppelt sind, dass ein gleichzeitiger Reibschluss der zwei Trennkupplungen ausgeschlossen ist.
Hierdurch wird die Sicherheit des Hydraulikkreises nochmals erhöht. Beispielsweise kann die Kopplung erfolgen, indem die Druckbegrenzungsventile als Differenzdruckregelventile ausge- bildet werden, deren Anschlüsse über Kreuz miteinander verbunden sind.
Insgesamt ist es ferner bevorzugt, wenn wenigstens eines der Schaltsteuerventile als proportionales Wegeventil ausgebildet ist.
Auch hierbei gilt, dass das proportionale Wegeventil sich digital regeln lässt, wobei die Steuergröße bei den Schaltkupplungen in der Regel der Schaltweg ist. Generell ergeben sich jedoch die gleichen Vorteile wie bei einer digitalen Regelung des proportionalen Wegeventils für die Trennkupplung.
Gemäß einer Ausführungsform der Erfindung sind die Gangstufen einer jeden Getriebegruppe mittels wenigstens zwei einzelner Schaltstangen schaltbar, wobei der zugeordnete Hydraulikzweig für jede Schaltstange wenigstens ein proportionales Wegeventil als Schaltsteuerventil aufweist.
Diese Ausführungsform ermöglicht eine individuelle Betätigung der jeweiligen Schaltkupplungen bzw. Schaltkupplungspakete, also die übliche Kombination aus zwei Schaltkupplungen, mittels der einzelnen Schaltstangen. Allerdings ist hierbei in der Regel eine mechanische Verriegelung der Schaltstangen gegeneinander erforderlich.
Gemäß einer ersten alternativen Ausführungsform sind die Gangsstufen einer jeden Getriebegruppe mittels einer Schaltwelle schaltbar, wobei der zugeordnete Hydraulikzweig für jede Schaltwelle wenigstens ein proportionales Wegeventil als Schaltsteuerventil aufweist und wenigstens einen Wählaktuator für Wählbewegungen der Schaltwelle aufweist.
Eine derartige Anordnung kann als Doppel-H-Anordnung bezeichnet werden. Jeder Getriebegruppe ist lediglich eine Schaltwelle zugeordnet, wobei in der Regel eine axiale Bewegung der Schaltwelle zum Schalten herangezogen wird und ein Verdrehen der Schaltwelle zum Wählen der jeweiligen Schaltkupplungspakete.
Dabei ist von besonderem Vorteil, dass der Wählaktuator besonders einfach ausgebildet werden kann. Beispielsweise kann der Wählaktuator ein einfach wirkender Hydraulikzylinder sein, der sich mittels eines einfachen Wegeventils (nicht proportional) ansteuern lässt. Alternativ ist es auch möglich, den Wählaktuator magnetisch oder elektromechnisch zu betätigen oder ähnliches .
Vorzugsweise weist jeder Hydraulikzweig ein Wählsteuerventil für den jeweiligen Wählaktuator auf.
Hierdurch ergibt sich eine strikte Trennung zwischen den zwei Hydraulikzweigen.
Alternativ hierzu ist für die zwei Hydraulikzweige ein einzelnes gemeinsames Wählsteuerventil für die Wählaktuatoren vorgesehen .
Hierdurch vereinfacht sich der Ventilaufwand. Gemäß einer weiteren alternativen Ausführungsform sind die Gangstufen einer Getriebegruppe jeweils mittels einer Schaltwalze betätigbar.
Bei dieser Ausführungsform ist pro Getriebegruppe eine Schaltwalze vorgesehen. Auch die Schaltwalze kann mittels eines digital geregelten proportionalen Wegeventils betätigt werden, mit den oben genannten Vorteilen.
Insgesamt ist es außerdem von Vorteil, wenn an die Pumpe ferner ein Niederdruckkreis zur Kühlung bzw. Schmierung über ein Zentralventil angeschlossen ist.
Durch diese Maßnahme ist es möglich, auch den Niederdruckkreis an eine zentrale Pumpe anzuschließen, die auch zur Versorgung der Hochdruckhydraulikzweige dient.
Dabei ist es von besonderem Vorteil, wenn das Zentralventil ein proportionales Wegeventil ist.
Hierdurch lässt sich der für den Niederdruckkreis zur Verfügung stehende Druck an die sonstigen Betriebsverhältnisse auf einfache Weise anpassen. Beispielsweise kann die Versorgung des Niederdruckkreises kurzfristig unterbrochen werden, wenn ein hoher Volumenstrom für Kupplungsbetätigungen zur Verfügung stehen uss .
Ferner ist es vorteilhaft, wenn das Zentralventil für den Niederdruckkreis eine Schaltstellung aufweist, bei der der Niederdruckkreis über eine Blende mit der Pumpe verbunden ist. Durch diese Maßnahme kann in jener Schaltstellung dauerhaft ein verminderter Volumenstrom für den Niederdruckkreis zur Schmierung bzw. Kühlung zur Verfügung gestellt werden. Daher bietet sich an, diese Schaltstellung als Fail-Safe-Stellung auszugestalten.
Ferner ist es vorteilhaft, wenn der Niederdruckkreis wenigstens eine Strahlpumpe aufweist.
Auf diese Weise lässt sich auch bei einem vergleichsweise geringen Volumenstrom aus dem Zentralventil ein hoher Volumenstrom zur Kühlung bzw. Schmierung einrichten.
Es versteht sich, dass die vorstehend genannten und die nachstehend noch zu erläuternden Merkmale nicht nur in der jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in anderen Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar sind, ohne den Rahmen der vorliegenden Erfindung zu verlassen.
Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in der Zeichnung dargestellt und werden in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 eine schematische Darstellung einer ersten Ausführungsform eines Hydraulikkreises zur Steuerung eines Antriebsstranges für ein Kraftfahrzeug gemäß dem dritten Aspekt der vorliegenden Erfindung;
Fig. 2 ein Blockschaltbild eines Hydraulikkreises für ein Doppelkupplungsgetriebe gemäß dem ersten und dem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung; Fig. 3 ein hydraulisches Schaltbild eines Hydraulikkreises gemäß dem ersten und dem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung;
Fig. 4 eine Abwandlung des Hydraulikkreises der Fig. 3;
Fig. 5 ein hydraulisches Schaltbild einer alternativen Anordnung zur Schaltsteuerung;
Fig. 6 ein hydraulisches Schaltbild einer weiteren alternativen Anordnung zur Schaltsteuerung;
Fig. 7 ein hydraulisches Schaltbild einer weiteren alternativen Anordnung zur Schaltsteuerung; und
Fig. 8 eine Abwandlung der Anordnung von Fig. 7.
In Fig. 1 ist in schematischer Form ein Antriebssträng für ein Kraftfahrzeug 10 dargestellt.
Der Antriebsstrang weist einen Verbrennungsmotor 12, ein Getriebe 14, ein Differential 16 und angetriebene Räder 18 auf.
Zur Steuerung des Antriebsstranges, insbesondere des Getriebes 14, ist ein Hydraulikkreis 20 vorgesehen. Von dem Hydraulikkreis 20 ist lediglich ein Ausschnitt gezeigt, der zur Steuerung einer sicherheitsrelevanten Einrichtung 22 des Getriebes 14 dient. Die sicherheitsrelevante Einrichtung kann beispielsweise eine Trennkupplung oder eine Schaltkupplung eines automatisierten Schaltgetriebes oder eines Doppelkupplungsgetriebes sein. Es kann sich jedoch auch um einen Variator eines CVT-Getriebes oder einen Variator eines Toroid-Getriebes oder ähnliches handeln.
Unter sicherheitsrelevanter Einrichtung ist im vorliegenden Zusammenhang jede Einrichtung des Getriebes 14 zu , verstehen, deren Fehlbetätigung die Sicherheit des Betriebes des Kraftfahrzeuges 10 beeinträchtigen kann.
In Fig. 1 ist ferner eine zentrale Steuereinrichtung 24 gezeigt, die den Hydraulikkreis 20 und gegebenenfalls weitere Einrichtungen des Antriebsstranges und/oder des Fahrzeuges steuert.
Der Hydraulikkreis 20 weist eine Pumpe 30 auf, die motorbetrieben ist und aus einem Tank 32 versorgt wird.
An die Pumpe 30 ist ein proportionales Druckregelventil angeschlossen. An den Ausgang des proportionalen Druckregelventils ist ein proportionales Wegeventil 36 angeschlossen, das ausgangsseitig mit einem Aktuator der sicherheitsrelevanten Einrichtung 22 verbunden ist.
Mittels eines Sensors 38 wird eine physikalische Größe der sicherheitsrelevanten Einrichtung 22 gemessen, beispielsweise der Druck im Inneren einer Lamellenkupplung, der Weg einer Schaltkupplung, oder ähnliches. Die von dem Sensor 38 ermittelte physikalische Größe wird mittels eines A/D-Wandlers 40 abgetastet und einem digitalen Regler 42 zugeführt. Der digitale Regler kann ein P-, ein PI- oder PID-Regler sein.
Der Ausgang des digitalen Reglers 42 wird einem D/A-Wandler 44 zugeführt, dessen Ausgang mit einer elektrischen oder elektromagnetischen Betätigungseinrichtung des proportionalen Wegeventils 36 verbunden ist.
Das proportionale Wegeventil ist ein 3/3-Wegeventil mit drei Anschlüssen und drei Schaltstellungen. In der dargestellten Schaltstellung wird hydraulische Energie aus der sicherheitsrelevanten Einrichtung 22 entnommen und dem Tank 32 zugeführt.
Durch das digital geregelte proportionale Wegeventil 36 lässt sich die physikalische Größe der sicherheitsrelevanten Einrichtung 22, die mittels des Sensors 38 gemessen wird, hochdynamisch und präzise regeln. Denn das Wegeventil 36 besitzt keine Druckrückführung des Arbeitsanschlusses. Demzufolge kann das Wegeventil nicht zu Schwingungen angeregt werden. Die Dämpfung kann klein gehalten werden, so dass sich eine hohe Dynamik ergibt. Ferner ist bei dieser Art von Regelung keine Ventilhysterese vorhanden.
Das proportionale Druckregelventil 34 bildet gemeinsam mit einem herkömmlichen analogen Regler 46 eine übergeordnete Regelschleife. Der analoge Regler 46 ist eingangsseitig mit dem Sensor 38 verbunden und ausgangsseitig mit der elektrischen bzw. der elektromagnetischen Betätigungseinrichtung des Ventils 34. Bei Ausfall des digitalen Reglers 42 kann ggf. das proportionale Wegeventil 36 auf Durchschalten gestellt werden und das proportionale Regelventil kann für diesen Fall die Regelung der sicherheitsrelevanten Einrichtung 22 übernehmen.
Im Normalbetrieb ist das proportionale Druckregelventil 34 voll ausgesteuert, so dass das Ventil voll geöffnet ist. In diesem Normalzustand ist demzufolge die Regelfunktion des proportionalen Druckregelventils 34 abgeschaltet, so dass keine Schwingungen auftreten können.
Das proportionale Druckregelventil 34 ist als einstufiges Druckbegrenzungsventil, insbesondere als Druckminderventil, ausgelegt. Hierdurch bildet das proportionale Druckregelventil 34 ferner ein Sicherheitsventil zur Begrenzung der physikalischen Größe der sicherheitsrelevanten Einrichtung 22, auf die mittels des Hydraulikkreises 20 Einfluss genommen wird. Ferner weist das Ventil 34 eine Abschaltstellung auf, so dass die dahinterliegende Hydraulik sperrbar ist.
Insgesamt bietet der Hydraulikkreis 20 eine präzise und dynamische Regelung der physikalischen Größe der sicherheitsrelevanten Einrichtung 22, bei hoher Sicherheit. Eine digitale Regelung, wie sie an dem proportionalen Wegeventil 36 vorgenommen wird, ist für die sicherheitsrelevante Einrichtung 22 des Fahrzeugs 10 im Grunde erst durch das Vorschalten des proportionalen Druckregelventils 34 mit Druckbegrenzungsfunktion möglich.
Es versteht sich, dass der digitale Regler 42 durch Software implementiert sein kann. Er kann auch in die zentrale Steuereinrichtung 24 integriert sein. Auch können die Ventile 34, 36 unmittelbar mit der zentralen Steuereinrichtung 24 verbunden sein.
Fig. 2 zeigt insgesamt einen Hydraulikkreis 50 zur Steuerung eines Doppelkupplungsgetriebes gemäß dem ersten und dem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung.
Das Doppelkupplungsgetriebe weist eine erste Getriebegruppe 52 und eine zweite Getriebegruppe 54 auf.
Die erste Getriebegruppe 52 weist eine erste Trennkupplung Kl auf, die mittels eines hydraulischen Motors (Kupplungszylinder) 56 betätigt wird. In entsprechender Weise weist die zweite Getriebegruppe 54 eine zweite Trennkupplung K2 auf, die mittels eines hydraulischen Motors 58 betätigt wird.
Ferner weist die erste Getriebegruppe Schaltkupplungen (im vorliegenden Fall Synchronisierungen) zum Ein- und Auslegen von Gangstufen der Getriebegruppe 52 auf, die schematisch mit 60 bezeichnet sind.
In entsprechender Weise weist die zweite Getriebegruppe 54 Schaltkupplungen 62 zum Ein- und Auslegen der Gangstufen jener Getriebegruppe auf.
Der Hydraulikkreis 50 weist eine Pumpe 66 auf, die in üblicher Weise ein Saugfilter, eine Druckversorgung und eine Druckbegrenzung beinhaltet.
An die Pumpe 66 sind ein erster Hydraulikzweig 68 und ein zweiter Hydraulikzweig 70 parallel angeschlossen. Der erste Hydraulikzweig 68 weist eingangsseitig ein erstes Sicherheitsventil 72 auf. Entsprechend weist der zweite Hydraulikzweig 70 eingangsseitig ein zweites Sicherheitsventil 74 auf.
Das Sicherheitsventil 72 ist ausgangsseitig mit einem Kupplungssteuerventil 76 zur Ansteuerung des hydraulischen Motors 56 verbunden. In entsprechender Weise ist das zweite Sicherheitsventil 74 ausgangsseitig mit einem Kupplungssteuerventil 78 zur Ansteuerung des hydraulischen Motors 58 verbunden.
Ferner weist der erste Hydraulikzweig 68 erste Schaltsteuerventile 80 auf, die an den Ausgang des ersten Sicherheitsventils 72 angeschlossen sind. Entsprechend weist der zweite Hydraulikzweig 70 zweite Schaltsteuerventile 82 auf, die an den Ausgang des Sicherheitsventils 74 angeschlossen sind.
Die Schaltsteuerventile 80, 82 dienen dazu, mittels nicht näher bezeichneter hydraulischer Motoren die Schaltkupplungen 60, 62 der ersten bzw. der zweiten Getriebegruppe 52, 54 anzusteuern.
Der Hydraulikkreis 50 weist ferner einen Niederdruckkreis 84 auf, der über ein Zentralventil 86 an die Pumpe 66 angeschlossen ist, parallel zu dem ersten und dem zweiten Hydraulikzweig 68, 70.
Der Niederdruckkreis 84 dient u.a. zur Kühlung der Kupplungen Kl, K2. Da es sich bei den Kupplungen Kl, K2 vorzugsweise um Nass-Lamellenkupplungen handelt, und da die Kupplungen Kl, K2 bei Gangwechseln unter Last betätigt werden, ist eine hohe Kühlleistung während den Gangwechseln erforderlich. Ferner dient der Niederdruckkreis zur Kühlung des Getriebeöls über einen Kühler sowie zur Schmierung von Radsätzen und Lagern des Doppelkupplungsgetriebes. Auch ist an den Niederdruckkreis ein Feinfilter zur Tiefenfilterung angeschlossen.
Vorteilhaft ist bei dem Hydraulikkreis 50 der Fig. 2, dass die zwei Hydraulikzweige 68, 70 vollkommen voneinander entkoppelt sind. Demzufolge ist bei Ausfall eines Bestandteiles der einen Getriebegruppe 52, 54 bzw. des jeweils zugeordneten Hydraulikzweiges 68, 70 die jeweils andere Getriebegruppe über den zugeordneten Hydraulikzweig uneingeschränkt betreibbar. Demzufolge kann das Fahrzeug bei einem derartigen Ausfall mittels der noch funktionierenden Getriebegruppe 52 bedingt fahrbereit gehalten werden, um beispielsweise eine Werkstatt anzufahren oder ähnliches .
Ferner ist erkennbar, dass die Hydraulikzweige 68, 70 für die Kupplungen Kl, K2 und die Schaltkupplungen 60, 62 jeweils gemäß einem Regelungskonzept arbeiten, das auf dem in Fig. 1 vorgestellten Regelungskonzept aufbaut. Dies gilt insbesondere, wenn die Sicherheitsventile 72, 74 als proportionale Druckregelventile ausgebildet sind, entsprechend dem Druckregelventil 34 der Fig. 1. Ferner können die KupplungsSteuerventile 76, 78 und/oder die Schaltsteuerventile 80, 82 als digital geregelte proportionale Wegeventile ausgebildet sein, entsprechend dem Wegeventil 36 der Fig. 1.
Bei dieser Ausführungsform gelten die gleichen Vorteile wie oben zu Fig. 1 beschrieben. Eine derartige Implementierung des Hydraulikkreises 50 ist in Fig. 3 dargestellt. Gleiche Elemente sind mit gleichen Bezugsziffern versehen wie in Fig. 2. Im Folgenden wird daher auf die weitergehenden Details eingegangen.
So weist der Hydraulikkreis 50 der Fig. 3 einen Netzdruckregelkreis 90 auf, zur Regelung des von der Pumpe 66 bereitgestellten hydraulischen Netzdruckes. Der Netzdruckregelkreis 90 weist ein nicht näher bezeichnetes zweistufiges Druckbegrenzungsventil auf sowie ein ebenfalls nicht näher bezeichnetes einstufiges Druckbegrenzungsventil, zu dem parallel ein Nebenstromfil- ter 92 angeschlossen ist. Bei 93 ist externer Ölkühler dargestellt.
Zur Erhöhung der Sicherheit ist an den Ausgang des Kupplungssteuerventils 76 ein erstes Druckbegrenzungsventil 94 parallel zu dem Kupplungsaktuator 56 angeschlossen. In entsprechender Weise ist ein zweites Druckbegrenzungsventil 96 an den Ausgang des zweiten KupplungsSteuerventils 78 angeschlossen, und zwar parallel zu dem zweiten Kupplungsaktuator 58.
Ein digitaler Drucksensor 98 misst den Innendruck der Kupplung Kl über eine erste Drehdurchführung 99. In entsprechender Weise misst ein zweiter digitaler Drucksensor 100 den Innendruck der Kupplung K2 über eine zweite Drehdurchführung 101.
Der generelle Aufbau zum Regeln des Kupplungsdruckes P der Kupplungen Kl bzw. K2 entspricht im Wesentlichen dem in Bezug auf Fig. 1 gezeigten Regelkreis. Dabei entspricht das Ventil 76 (bzw. 78) dem Ventil 36 und das Ventil 72 (bzw. 74) dem Ventil 34. Die erste Getriebegruppe 52 umfasst zwei Schaltkupplungen 60-1 und 60-2 (z.B. zum Ein- und Auslegen der Gangstufen 2, 4, 6 und R).
Zum Betätigen der einen Schaltkupplung 60-1 ist ein doppelt wirkender Schaltzylinder 103-1 vorgesehen. Zum Betätigen der Schaltkupplung 60-2 ist ein entsprechender, identisch aufgebauter doppelt wirkender Schaltzylinder 103-2 vorgesehen. In entsprechender Weise dienen doppelt wirkende Schaltzylinder 105-1 und 105-2 zum Betätigen von Schaltkupplungen 62-1 und 62-2 der zweiten Getriebegruppe (z.B. zum Ein- und Auslegen von Gangstufen 1 , 3, 5 und ggf. 7 ) .
Zum Erfassen des Weges der Schaltkupplungen 60, 62 ist an den Schaltzylindern 103, 105 jeweils ein digitaler Wegsensor 102-1, 102-2, 104-1, 104-2 vorgesehen.
Zum Ansteuern der Schaltzylinder 102, 104 ist jeweils ein separates proportionales Wegeventil 80-1, 80-2 bzw. 82-1, 82-2 vorgesehen. Die Wegeventile 80-1 und 80-2 sind parallel an den Ausgang des proportionalen Druckregelventils 72 (erstes Sicherheitsventil) angeschlossen. Entsprechend sind die proportionalen Wegeventile 82-1, 82-2 parallel an den Ausgang des zweiten Sicherheitsventils 74 angeschlossen.
Die proportionalen Wegeventile 80, 82 sind jeweils als 4/4- Wegeventile ausgebildet, um Schaltstellen zur Betätigung der jeweiligen Schaltkupplungen 60, 62 in beide Richtungen regeln zu können. Im Übrigen entspricht der Aufbau aus dem ersten Sicherheitsventil 72 und jedem der proportionalen Wegeventile 80, 82 dem in Bezug auf Fig. 1 beschriebenen Regelungskonzept. Dabei entspricht das Ventil 72 dem Ventil 34 und die Ventile 80-1, 80-2, 82-1 und 82-2 entsprechen jeweils dem Ventil 36.
Die physikalische Größe, die hierbei geregelt wird, ist der Weg der Schaltkupplungen 60, 62. Die in Bezug auf das Regelsystem der Fig. 1 beschriebenen Vorteile gelten in entsprechender Weise für die Regelung der Schaltkupplungen 60, 62.
Der Niederdruckkreis 84 gemäß Fig. 3 weist ein proportionales Wegeventil 86 als Zentralventil auf.
Das proportionale Wegeventil 86 kann z.B. den Druck oder den Volumenstrom für den Niederdruckkreis 84 proportional steuern, beispielsweise in Abhängigkeit von Motordrehzahl, Schaltzustand, Temperatur des Hydrauliköls, Wärmeeintrag ins Getriebe, etc.
In der Regel dient die stetige Verstellung dabei dazu, den Kühlölstrom an den verfügbaren Volumenstrom anzupassen. In einer Schaltstellung erfolgt ein Durchschalten des von der Pumpe 66 verfügbaren Volumenstromes zum Kühlen. Dies ist möglich, da zum Zeitpunkt, zu dem in den Kupplungen Kl, K2 Kühlleistung notwendig ist, sich die Kupplungen Kl, K2 im Schlupf- punkt befinden, bei dem im Wesentlichen keine Wegverstellung des jeweiligen Aktuators 56 bzw. 58 erfolgt (also in Worten kein Volumenstrom zum Stellen notwendig ist). Hingegen ist beim Schalten der Schaltkupplungen 60, 62 ein hoher Volumenstrom erforderlich, so dass das Wegeventil 86 auf Sperren umgeschaltet wird, so dass keine Kühlung erfolgt. Da dies jeweils nur sehr kurzfristig notwendig ist, ist keine Beeinträchtigung der Kühl- und Schmierleistung zu erwarten.
In einer dritten Stellung ist eine Blende 108 vorgesehen, um eine Grundkühlung einzurichten. Dies ist gleichzeitig die Fail- Safe-Stellung. Hierdurch wird gewährleistet, dass der Antriebsstrang unter allen Umständen hinreichend gekühlt und geschmiert wird.
Am Ausgang des proportionalen Wegeventils 86 ist eine Anordnung aus zwei Strahlpumpen 106 vorgesehen, um den zur Kühlung insbesondere der Kupplungen Kl, K2 erforderlichen Volumenstrom zu erhöhen.
Zentral ist ein digitaler Regler 109 gezeigt, der Signale von den Sensoren 98 — 104 empfängt und die Ventile 76 - 82 mit Stellsignalen versorgt. Der digitale Regler 109 entspricht dem digitalen Regler 42 der Fig. 1. Er ist in Fig. 3 lediglich schematisch angedeutet. Es versteht sich, dass der digitale Regler 109 Bestandteil einer zentralen Steuereinrichtung sein kann, ähnlich der Steuereinrichtung 24 der Fig. 1.
Die proportionalen Ventile 72, 74, 86 steuern den hydraulischen Leistungsfluss aus dem Netz zu den Verbrauchern, und zwar zu den Hydraulikzweigen 68, 70 und dem Niederdruckzweig 84. Hierdurch wird eine erste Steuerebene eingerichtet. Die zweite Steuerebene zur Steuerung der Aktuatoren 56, 58, 103, 105 ist durch die Ventile 72, 74 drucklos schaltbar, so dass eine hohe Sicherheit gegeben ist.
Die Ventile 72, 74 bilden folglich Sicherheitsventile und sind durch ihre Auslegung als proportionale Druckregelventile, insbesondere Druckminderventile mit Druckbegrenzung jeweils als zentrale Regelventile verwendbar. Dies gilt insbesondere für den Fall, dass die digitale Regelung (digitaler Regler 109) ausfällt.
Da der Druck in den Kupplungen Kl und K2 intern gemessen wird, und zwar über die Drehdurchführungen 99, 101 kann die Regelgüte weiter erhöht werden.
Im Folgenden werden Abwandlungen zu dem Hydraulikkreis 50 erläutert, der in Bezug auf Fig. 3 beschrieben worden ist.
Für sämtliche Abwandlungen gilt, dass jeweils nur die Unterschiede zu dem Hydraulikkreis 50 beschrieben werden.
So ist in Fig. 4 eine Abwandlung gezeigt, bei der anstelle der Druckbegrenzungsventile 94, 96 jeweils Differenzdruckregelventile 94', 96' vorgesehen sind, die über Kreuz miteinander über eine Kopplung 110 gekoppelt sind.
Hierdurch kann erreicht werden, dass die zwei Kupplungen Kl und K2 niemals gleichzeitig in den Reibschluss geraten. Mit anderen Worten erfolgt hierüber eine Summendruckbegrenzung, um eine Getriebeblockade zu vermeiden. Bei der Abwandlung gemäß Fig. 5 ist anstelle von vier einzelnen Schaltstangen zur Betätigung der Schaltkupplungen (in der Regel Schaltkupplungspakete) 60, 62 pro Getriebegruppe lediglich eine Schaltwelle 114 vorgesehen. Beispielsweise bei der dargestellten Getriebegruppe 52' führt ein axiales Versetzen der Schaltwelle 114 in Richtung 116 zu Schaltvorgängen, wohingegen ein Verdrehen der Schaltwelle 114 zum Anwählen der zwei Schaltgassen in Richtung 118 führt.
Demzufolge ist für Schaltvorgänge lediglich ein einzelnes digital geregeltes proportionales Wegeventil 80' (4/4-Wegeventil) vorgesehen und lediglich ein einziger doppelt wirkender Schaltzylinder 103' .
Für Wählbewegungen ist ein einfacher Wählaktuator 122 vorgesehen, beispielsweise in Form eines einfach wirkenden Hydraulikzylinders, wie dargestellt. Anstelle des einfach wirkenden Hydraulikzylinders kann auch jede beliebige andere magnetische oder elektromechanische Einrichtung für das Vollziehen der Wählbewegungen 118 vorgesehen werden, beispielsweise ein Drehmagnet, ein Elektromotor oder ähnliches.
In Fig. 6 ist eine Anordnung gezeigt, bei der die Gänge einer Getriebegruppe 52'' mittels einer einzelnen Schaltwalze 126 betätigt werden, die einen Stator 128 und einen Rotor 130 aufweist. Zum Ansteuern der Schaltwalze 126 ist wiederum ein digital geregeltes, proportionales Wegeventil 80'' vorgesehen.
In Fig. 7 ist eine weitere Abwandlung gezeigt, bei der ähnlich der Anordnung der Fig. 5 für jede Getriebegruppe eine Schaltwelle 114A, 114B vorgesehen ist. Für die Schaltwellen 114A, 114B der Hydraulikzweige 68, 70 ist jeweils ein Wählaktuator in Form eines einfach wirkenden Hydraulikzylinders 122A, 122B vorgesehen.
Für jeden der Hydraulikzylinder 122A, 122B ist jeweils ein einfaches 3/2-Wegeventil 140A, 14OB vorgesehen. Die Wegeventile 140A, 140B sind als proportionale Wegeventile dargestellt und können in ähnlicher Weise geregelt werden, wie es eingangs mit Bezug auf Fig. 1 erläutert worden ist. Es kann sich bei den Wegeventilen 140A, 140B jedoch auch um einfache, nicht proportionale Wegeventile handeln.
In Fig. 7 ist ferner gezeigt, dass die Getriebegruppe 52, die dem Hydraulikzweig 68 zugeordnet ist, die Gänge 1, 3, 5 und R beinhaltet. Die andere Getriebegruppe 54, die dem Hydraulikzweig 70 zugeordnet ist, weist die Gänge 2, 4, 6 und ebenfalls den Rückwärtsgang auf.
Diese Anordnung ist bei einem Sechsgang-Getriebe realisierbar. Die Besonderheit liegt darin, dass der Rückwärtsgang R mittels beider Hydraulikzweige 68, 70 betätigbar ist. Hierdurch wird die Redundanz weiter erhöht. Bei Ausfall der einen Getriebegruppe und/oder des einen Hydraulikzweiges bleibt das Fahrzeug demzufolge begrenzt fahrfähig mittels der dann jeweils zur Verfügung stehenden Gänge (d.h. 1, 3, 5 und R oder 2, 4, 6 und R) . Somit ist für diesen Fall gewährleistet, dass auch der Rückwärtsgang immer betätigbar ist.
Die durch die einfach wirkenden Hydraulikzylinder 140A, 14OB jeweils eingerichtete Fail-Safe-Stellung betrifft jeweils jene Gasse, in der zwei Vorwärtsgänge zur Verfügung stehen (d.h. 3,5 bzw. 4,6). Demzufolge ist selbst bei Ausfall der Hydraulikzylinder 122A, 122B bzw. der zugeordneten Ventile 140A, 140B gewährleistet, dass zwei Vorwärtsgänge schaltbar sind. Hierdurch wird der Betriebsbereich des Getriebes bei bedingter Fahrbereitschaft vergrößert.
In Fig. 8 ist eine Abwandlung zu der Anordnung der Fig. 7 gezeigt. Bei der Abwandlung der Fig. 8 ist anstelle der zwei Wählsteuerventile 140A, 140B ein einzelnes Wählsteuerventil 140' vorgesehen, das für Wählbewegungen beider Schaltwellen 114A, 114B verwendet wird. Hierdurch verringert sich der Ventilaufwand, obgleich die strenge Trennung der zwei Hydraulikzweige 68, 70 hierdurch etwas aufgehoben wird. Da die Wählaktu- atoren 122A, 122B jedoch eine sichere Fail-Safe-Stellung besitzen, ist dies weniger problematisch.

Claims

Patentansprüche
1. Hydraulikkreis (50) zur Steuerung eines Doppelkupplungsge- triebes, das zwei Getriebegruppen (52, 54) mit jeweils einer Trennkupplung (Kl, K2) und mehreren Schaltkupplungen (60, 62) zum Ein- und Auslegen von Gangstufen aufweist, wobei der Hydraulikkreis (50) für jede Getriebegruppe (52, 54) einen eigenen Hydraulikzweig (68, 70) aufweist, die jeweils über ein Sicherheitsventil (72, 74) mit einer Pumpe (66) verbunden sind, und wobei jeder Hydraulikzeig (68, 70) jeweils ein KupplungsSteuerventil (76, 78) zur Steuerung der zugeordneten Trennkupplung (Kl, K2) und wenigstens ein Schaltsteuerventil (80, 82) zur Steuerung der zugeordneten Schaltkupplungen (60, 62) aufweist,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Sicherheitsventile (72, 74) jeweils als proportionale Druckregelventile (72, 74) ausgebildet sind.
2. Hydraulikkreis nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die proportionalen Druckregelventile (72, 74) als druckbegrenzende Druckregelventile (72, 74) ausgebildet sind.
3. Hydraulikkreis nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens eines der Kupplungssteuerventile (76, 78) als proportionales Wegeventil (76, 78) ausgebildet ist.
4. Hydraulikkreis nach einem der Ansprüche 1 - 3, dadurch gekennzeichnet, dass die KupplungsSteuerventile (76, 78) digital geregelt sind.
5. Hydraulikkreis nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass ein Sensor (98, 100) für eine der jeweiligen Trennkupplung (Kl, K2) zugeordnete physikalische Größe (P) vorgesehen ist, dessen Ausgang abgetastet und einem digitalen Regler (88) zugeführt wird.
6. Hydraulikkreis nach einem der Ansprüche 1 - 5, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen die KupplungsSteuerventile (76, 78) und Aktuatoren (56, 58) zur Betätigung der Trennkupplungen (Kl, K2) jeweils ein Druckbegrenzungsventil (94, 96) geschaltet ist.
7. Hydraulikkreis nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die den Aktuatoren (56, 58) der Trennkupplungen (Kl, K2) vorgeschalteten Druckbegrenzungsventile (94') derart gekoppelt sind, dass ein gleichzeitiger Reibschluss der zwei Trennkupplungen (Kl, K2 ) ausgeschlossen ist.
8. Hydraulikkreis nach einem der Ansprüche 1 — 7, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens eines der Schaltsteuerventile (80, 82) als proportionales Wegeventil (80, 82) ausgebildet ist.
9. Hydraulikkreis nach einem der Ansprüche 1 - 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Gangstufen einer jeden Getriebegruppe (52, 54) mittels wenigstens zwei einzelner Schaltstangen (60-1, 60-2; 62-1, 62-2) schaltbar sind und dass der zugeordnete Hydraulikzweig (68, 70) für jede Schaltstange (60, 62) wenigstens ein proportionales Wegeventil (80, 82) als Schaltsteuerventil aufweist.
10. Hydraulikkreis nach einem der Ansprüche 1 - 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Gangstufen einer jeden Getriebegruppe (52, 54) mittels einer Schaltwelle (114) schaltbar sind und dass der jeweilige Hydraulikzweig (68, 70) für die zugeordnete Schaltwelle (114) wenigstens ein proportionales Wegeventil (80') als Schaltsteuerventil (80') aufweist und wenigstens einen Wählaktuator (122) für Wählbewegungen (118) der Schaltwelle (114) aufweist.
11. Hydraulikkreis nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass jeder Hydraulikzweig (68, 70) ein Wählsteuerventil (140A, 140B) für den jeweiligen Wählaktuator (122) aufweist.
12. Hydraulikkreis nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass für die zwei Hydraulikzweige (68, 70) ein einzelnes gemeinsames Wählsteuerventil (140') für die Wählaktuatoren (122) vorgesehen ist.
13. Hydraulikkreis nach einem der Ansprüche 1 — 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Gangstufen einer Getriebegruppe (52, 54) mittels einer Schaltwalze (126) betätigbar sind.
14. Hydraulikkreis nach einem der Ansprüche 1 — 13 , dadurch gekennzeichnet, dass an die Pumpe (66) ferner ein Niederdruckkreis (84) zur Kühlung bzw. Schmierung über ein Zentralventil (86) angeschlossen ist.
15. Hydraulikkreis nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass das Zentralventil (86) ein proportionales Wegeventil (86) ist.
16. Hydraulikkreis nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass das Zentralventil (86) für den Niederdruckkreis (84) eine Schaltstellung aufweist, bei der der Niederdruckkreis (84) über eine Blende (104) mit der Pumpe (66) verbunden ist.
17. Hydraulikkreis nach einem der Ansprüche 14 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass der Niederdruckkreis (84) wenigstens eine Strahlpumpe (106) aufweist.
18. Hydraulikkreis (50) insbesondere nach einem der Ansprüche 1 - 17, zur Steuerung eines Doppelkupplungsgetriebes eines Fahrzeugs (10), wobei das Doppelkupplungsgetriebe zwei Getriebegruppen (52, 54) mit jeweils einer Trennkupplung (Kl, K2) und mehreren Schaltkupplungen (60, 62) zum Ein- und Auslegen von Gangstufen aufweist, wobei der Hydraulikkreis (50) für jede Getriebegruppe (52, 54) einen eigenen Hydraulikzweig (68, 70) aufweist, die jeweils über ein Sicherheitsventil (72, 74) mit einer Pumpe (66) verbunden sind, und wobei jeder Hydraulikzweig (68, 70) jeweils ein KupplungsSteuerventil (76, 78) zur Steuerung der zugeordneten Trennkupplung (Kl, K2) und wenigstens ein Schaltsteuerventil (80, 82) zur Steuerung der zugeordneten Schaltkupplungen (60, 62) aufweist,
dadurch gekennzeichnet, dass die zwei Hydraulikzweige (68, 70) derart voneinander entkoppelt sind, dass bei Ausfall eines beliebigen Elementes der einen Getriebegruppe (52, 54) oder eines Hydraulikzweiges (68, 70) des Hydraulikkreises (50) das Fahrzeug (10) mittels der anderen Getriebegruppe (52, 54) bzw. des anderen Hydraulikzweiges (68, 70) bedingt fahrbereit bleibt.
19. Hydraulikkreis zur Steuerung eines Antriebsstranges eines Kraftfahrzeuges (10), mit einem proportionalen Druckregelventil (34), das eingangsseitig an eine Pumpe (30) anschließbar ist, und einem digital geregelten, proportionalen Wegeventil (36), das eingangsseitig mit dem proportionalen Druckregelventil (34) verbunden ist und das ausgangsseitig an eine Aktuatoranordnung zur Betätigung einer sicherheitsrelevanten Einrichtung (22) des AntriebsStranges anschließbar ist.
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