DE3117253C2

DE3117253C2 -

Info

Publication number: DE3117253C2
Application number: DE3117253A
Authority: DE
Inventors: Nobuaki Kariya Aichi Jp Miki; Shoji Anjo Aichi Jp Yokoyama
Original assignee: Aisin AW Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd
Priority date: 1980-04-30
Filing date: 1981-04-30
Publication date: 1992-02-06
Also published as: US4462277A; JPS56153147A; DE3117253A1; GB2075620A; JPH0156306B2; GB2075620B

Description

Die Erfindung betrifft einen hydraulischen Regler für stufenlose Keilriemengetriebe für Kraftfahrzeuge, mit dessen Hilfe der dem hydraulischen Servo-System des Getriebes zugeführte hydraulische Druck (Leitungsdruck) geregelt oder gesteuert wird.

Ein stufenloses Keilriemengetriebe kann in Verbindung mit einem Planetengetriebe zum Umschalten zwischen dem Vorwärts- und dem Rückwärtsantrieb als automatisches Getriebe für Kraftfahrzeuge, wie Automobile, verwendet werden. Das stufenlose Getriebe wird durch eine automatische Steuervorrichtung gesteuert, die einen elektrischen Steuerschaltkreis aufweist. Diesem Steuerschaltkreis werden Eingangssignale aufgrund der Betriebsbedingungen des Kraftfahrzeugs, wie die Drosselöffnung des Vergasers, die Fahrzeuggeschwindigkeit, die Umdrehungsgeschwindigkeit der Eintriebsriemenscheibe oder die Einstellposition des Ganghebels, zugeführt. Die Steuervorrichtung weist ferner einen hydraulischen Steuerschaltkreis auf, der das Übersetzungsverhältnis zwischen der Eintriebs- und der Abtriebswelle des Getriebes einstellt und den Vorwärts- oder Rückwärtsantrieb des Planetengetriebes auswählt. Dem hydraulischen Steuerschaltkreis wird der Leitungsdruck zugeführt, der durch Steuern des Abgabedrucks einer vom Motor angetriebenen Ölpumpe erzeugt wird. Der für den hydraulischen Steuerschaltkreis erforderliche Leitungsdruck variiert hauptsächlich in Abhängigkeit von dem Übersetzungsverhältnis zwischen der Eintriebs- und der Abtriebswelle des Getriebes und von dem vom Motor herrührenden Eintriebsmoment. Für den Betrieb ergibt sich daher ein Minimalwert für den Leitungsdruck, bei dem der Keilriemen noch nicht rutscht.

Ein hydraulischer Regler für ein stufenloses Keilriemengetriebe ist aus der nachveröffentlichten DE 31 11 530 A1 bekannt. Dieser Regler weist ein Regelventil zum Erzeugen eines Leitungsdrucks, ein Ventil zum Erzeugen eines Drosseldrucks in Abhängigkeit von der Drosselöffnung und ein Steuerventil zum Steuern des Leitungsdrucks in Abhängigkeit vom Übersetzungsverhältnis des Keilriemengetriebes auf. Der Leitungsdruck wird dabei durch Verbinden oder Unterbrechen von Kanälen am Steuerventil nur diskret gesteuert. Die Folge ist ein unnötig hoher Leitungsdruck in Abhängigkeit vom Übersetzungsverhältnis, der zu einem erhöhten Kraftstoffverbrauch des Motors führt.

Aus der US-PS 41 52 947 ist ebenfalls ein hydraulischer Regler für Keilriemengetriebe bekannt, bei dem ein Steuerventil einen Druck in Abhängigkeit vom eingestellten Übersetzungsverhältnis erzeugt und der Leitungsdruck zur Beaufschlagung des hydraulischen Servosystems außerdem durch ein weiteres mit dem Steuerventil in hydraulischer Verbindung stehendes Ventil beeinflußt wird.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen hydraulischen Regler für stufenlose Keilriemengetriebe zu schaffen, mit dessen Hilfe der Leitungsdruck möglichst nahe dem Minimalwert liegt, der zum Betrieb der hydraulischen Servo-Einrichtung erforderlich ist.

Diese Aufgabe wird mit den Merkmalen der Patentansprüche gelöst.

Der erfindungsgemäße Regler vermeidet einen unnötigen Leitungsdruck, und der Kraftstoffverbrauch wird gegenüber dem Stand der Technik gesenkt. Dabei wird der Leitungsdruck stufenweise bis nahe zu dem erforderlichen Minimalwert verändert. Der Regler ermöglicht ferner eine größere Antriebskraft beim Start des Kraftfahrzeugs durch Erzeugen eines erhöhten Leitungsdrucks.

Die Erfindung wird nachstehend mit Bezug auf die anliegende Zeichnung näher erläutert. Es zeigt

Fig. 1 eine schematische Darstellung eines stufenlosen Getriebes für Kraftfahrzeuge;

Fig. 2 ein Diagramm eines hydraulischen Steuerschaltkreises eines stufenlosen Getriebes mit einem erfindungsgemäßen Druckregler;

Fig. 3 Ausgangskennlinien eines Steuerventils für den Übersetzungsverhältnisdruck;

Fig. 4 eine graphische Darstellung des erforderlichen Leitungsdrucks bei den hydraulischen Steuerschaltern für verschiedene Übersetzungsverhältnisse;

Fig. 5 ein Blockdiagaramm eines elektrischen Steuerschaltkreises;

Fig. 6 eine graphische Darstellung des erforderlichen Leitungsdrucks als Charakteristikum des hydraulischen Steuerschaltkreises für verschiedene Drosselöffnungen;

Fig. 7 eine graphische Darstellung zur Erläuterung des Leitungsdrucks als Charakteristikum des erfindungsgemäßen hydraulischen Druckreglers für verschiedene Drosselöffnungen Q;

Fig. 8 und 9 graphische Darstellungen zur Erläuterung des Leitungsdrucks als Charakteristikum eines erfindungsgemäßen hydraulischen Reglers für verschiedene Übersetzungsverhältnisse T;

Fig. 10 eine graphische Darstellung einer optimalen Brennstoffverbrauchs- Leistungskurve eines Motors;

Fig. 11 eine graphische Darstellung der Motorausgangsleistung;

Fig. 12 ein Leistungsdiagramm einer Druckmittelabgabevorrichtung;

Fig. 13 eine graphische Darstellung mit konstanten Brennstoffverbrauchs- Kurven;

Fig. 14 eine graphische Darstellung der optimalen Brennstoffverbrauchs- Druckmittelkupplungsleistungs-Kurve;

Fig. 15 eine graphische Darstellung der optimalen Brennstoffverbrauchs- Druckmittelkopplung als Charakteristikum der Ausgangs-Umdrehungsgeschwindigkeit;

Fig. 16, 17 und 20 bis 23 Flußdiagramme zur Erläuterung der Arbeitsweise eines elektrischen Steuerschaltkreises;

Fig. 18 ein Wellenformdiagramm zur Erläuterung der Leistungssteuerung;

Fig. 19 eine Teilschnittansicht eines elektromagnetischen Solenoidventils einer Schaltungssteuerung;

Fig. 24 eine graphische Darstellung der Beschleunigung als Funktion der Geschwindigkeit;

Fig. 25 eine graphische Darstellung des Übersetzungsverhältnisses als Funktion der Geschwindigkeit;

Fig. 26 ein Diagramm zur Erläuterung der Arbeitsweise der Schaltungssteuerung;

Fig. 27 eine graphische Darstellung des hydraulischen Drucks, der den hydraulischen Servo-Systemen der Eintriebs- und Abtriebsriemenscheiben zugeführt wird;

Fig. 28 eine graphische Darstellung des Solenoiddrucks Ps,

Fig. 29 eine graphische Darstellung des hydraulischen Ausgangsdrucks des Schaltungssteuerventils;

Fig. 30 ein Diagramm zur Erläuterung der Arbeitsweise einer Übersetzungsverhältnis-Steuervorrichtung;

Fig. 31 eine graphische Darstellung der Beziehung zwischen dem Übersetzungsverhältnis T der Eintriebs- und der Abtriebswellen eines stufenlosen Keilriemengetriebes sowie des Druckverhältnisses der hydraulischen Eintriebs- und Abtriebsservosysteme;

Fig. 32 eine schematische Darstellung einer weiteren Ausführungsform der Schaltungssteuerung;

Fig. 33 ein Diagramm eines hydraulischen Steuerschaltkreises mit einem erfindungsgemäßen hydraulischen Druckregler und

Fig. 34 bis 36 graphische Darstellungen des Leitungsdrucks als Charakteristikum des hydraulischen Druckreglers gemäß Fig. 33.

Fig. 1 zeigt einen Motor 100, einen Vergaser 102 sowie ein Getriebe 20 zwischen dem Motor 100 und der Antriebsachse. Das Getriebe 20 weist eine Fluidkupplung 21, die mit einer Motorabtriebswelle 101 verbunden ist, ein Reduktionsgetriebe 23, das mit einem Differentialgetriebe 22 verbunden ist. sowie ein stufenloses Keilriemengetriebe 30 und ein Planetengetriebe 40 zum Umschalten zwischen vorwärts und rückwärts auf.

Die übliche Fluidkupplung 21 weist ein Pumpenlaufrad 211 und ein Turbinenlaufrad 212 auf, das mit einer Abtriebswelle 214 eines Drehmomentwandlers verbunden ist. Anstelle der Fluidkupplung können ein anderer Fluid-Drehmomentwandler oder eine mechanische Kupplung verwendet werden.

Das stufenlose Keilriemengetriebe 30 weist eine Eintriebsriemenscheibe 31 mit einem stationären Flansch 311 auf, der mit der Abtriebswelle 214 der Kupplung 211 als Eintriebswelle des Keilriemengetriebes 30 verbunden ist; ferner ist ein beweglicher Flansch 312 gegenüber dem stationären Flansch 311 vorgesehen, und diese Flansche bilden einen V-förmigen Zwischenraum; ferner ist ein hydraulisches Servo-System 313 zum Antreiben des beweglichen Flansches 312 vorgesehen. Eine Abtriebsriemenscheibe 32 weist einen stationären Flansch 321 auf, der mit einer Zwischenwelle 26 als Abtriebswelle des Keilriemengetriebes 30 verbunden ist; gegenüber dem stationären Flansch 321 befindet sich ein beweglicher Flansch 322, und diese Flansche bilden einen V-förmigen Zwischenraum; der bewegliche Flansch 322 wird mit Hilfe eines hydraulischen Servo-Systems 323 angetrieben. Ein Keilriemen 33 verbindet die Eintriebsriemenscheibe 31 mit der Abtriebsriemenscheibe 32. Die Verschiebung L der beweglichen Flansche 312 und 322 an den Eintriebs- und Abtriebsriemenscheiben 31 bzw. 32 bestimmt das Übersetzungsverhältnis zwischen den Eintriebs- und Abtriebswellen, wobei sich L für den Bereich 0-l₂-l₃-l₄ (0<l₂<l₃<l₄) ändert, so daß das Übersetzungsverhältnis T zwischen der Eintriebswelle 214 und der Abtriebswelle 26 des Keilriemengetriebes 30 stufenlos im Bereich von t₁-t₂-t₃-t₄ (t₁<t₂<t₃<t₄) verändert wird. Da die druckaufnehmende Fläche des Eintriebs-Servo-Systems 313 etwa zweimal so groß ist wie die des hydraulischen Abtriebs- Servo-Systems 323, wird der bewegliche Flansch 312 einer größeren Antriebskraft unterworfen als der bewegliche Flansch 322, und zwar selbst dann, wenn der hydraulische Druck im Servo-System 313 kleiner ist als oder gleich ist dem hydraulischen Druck im Servo-System 323. Die vergrößerte Druckaufnahmefläche des hydraulischen Servo-Systems 313 kann man erreichen durch Vergrößern des Durchmessers des Servo-Systems oder unter Verwendung eines Kolbens mit der doppelten Aufnahmefläche des Servo-Systems.

Das Planetengetriebe 40 zum Umschalten zwischen dem Vorwärts- und dem Rückwärtsantrieb weist ein Sonnenrad 41 auf, das mit der Zwischenwelle 26 als Abtriebswelle des stufenlosen Getriebes 30 verbunden ist; ferner ist ein Ringzahnrad 43 vorgesehen, das mit einem Gehäuse 400 des Getriebes über eine Vielfach-Plattenbremse 42 in Eingriff steht. Ein doppeltes Planetenzahnrad 44 kämmt drehbar zwischen dem Sonnenzahnrad 41 und dem Ringzahnrad 43. Ein Planetenträger 46, der das doppelte Planetenzahnrad 44 trägt, ist drehbar mit der Zwischenwelle 26 über eine Vielfach-Plattenkupplung 45 und mit einer zweiten Zwischenwelle 47 als Abtriebswelle des Planetengetriebes 40 verbunden. Ein hydraulisches Servo- System 48 betätigt die Vielfach-Plattenbremse 42, und ein hydraulisches Servo-System 49 betätigt die Vielfach-Plattenkupplung 45. Das Planetengetriebe 40 ist im Vorwärtsgang, wenn die Kupplung 45 eingekuppelt und die Bremse 42 gelöst ist; den Rückwärtsgang mit einem Übersetzungsverhältnis von 1,02 erhält man, wenn die Kupplung 45 ausgekuppelt und die Bremse 42 betätigt ist. Das Übersetzungsverhältnis von 1,02 im Rückwärtsgang ist klein im Vergleich zum Übersetzungsverhältnis beim üblichen Getriebe. In dieser Ausführungsform erhält man jedoch ein ausreichendes Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Keilriemengetriebes, z. B. das Übersetzungsverhältnis von 2,4, mit Hilfe des Übersetzungsgetriebes 23, das nachstehend näher erläutert wird.

Das Übersetzungsgetriebe 23 kompensiert das niedrige Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Keilriemengetriebes 30 im Vergleich zu üblichen Getrieben, so daß man zur Erhöhung des Drehmoments ein Übersetzungsverhältnis von 1,45 zwischen der Eintriebs- und der Abtriebswelle erhält.

Das Differentialgetriebe 22 ist mit der nicht dargestellten Achse verbunden, so daß man schließlich ein Übersetzungsverhältnis von 3,727 : 1 erhält.

Die Fig. 2 zeigt einen hydraulischen Steuerschaltkreis zur Steuerung des Getriebes gemäß Fig. 1.

Dieser Steuerschaltkreis weist eine hydraulische Druckquelle 50, einen erfindungsgemäßen hydraulischen Regler 60, eine Gangsteuerung 70 zur Steuerung des Zeitablaufs beim Eingriff der Mehr-Plattenbremse und der Mehr-Plattenkupplung des Planetengetriebes 40 und zum Verzögern des Stoßes beim N-D- und N-R-Umschalten, eine Vorrichtung 80 zum Steuern der Eintriebsriemenscheibe sowie ein Handventil 62 auf, das mit Hilfe eines nicht dargestellten Ganghebels von Hand betätigt wird.

Der hydraulische Druckregler 60 weist unter anderem die folgenden Bestandteile auf: ein Regelventil 61, das den von der hydraulischen Druckquelle 50 herrührenden hydraulischen Druck regelt und Teile des hydraulischen Schaltkreises mit dem Leitungsdruck beaufschlagt, ein Ventil 65, das den Leitungsdruck vom Regelventil 61 enthält und einen Drosseldruck in Abhängigkeit von der Drosselöffnung R des Vergasers 102 abgibt, und ein Steuerventil 66 für den Übersetzungsverhältnisdruck, das den vom Ventil 65 kommenden Drosseldruck (Leitungsdruck durch das Ventil 65) entsprechend der Größe der Verschiebung L des beweglichen Flansches 322 der Abtriebsriemenscheibe 32 regelt und den Übersetzungsverhältnisdruck erzeugt. Das Steuerventil 66 weist eine erste und eine zweite Abtriebsvorrichtung 66a bzw. 66b für den Übersetzungsverhältnisdruck auf; die erste Abtriebsvorrichtung 66a erzeugt den Übersetzungsverhältnisdruck im gesamten Bereich des Übersetzungsverhältnisses T (nachstehend als "erster Übersetzungsverhältnisdruck" bezeichnet); die zweite Abtriebsvorrichtung 66b gibt den durch das Ventil 65 beaufschlagten Leitungsdruck ab (nachstehend als "zweiter Übersetzungsverhältnisdruck" bezeichnet), wenn das Übersetzungsverhältnis T größer als der eingestellte Wert t₃ ist. Der Druck in den beiden ersten Übersetzungsverhältnisrückführleitungen 10 und 11 nimmt nacheinander mit zunehmender Drosselöffnung ab.

Die hydraulische Druckquelle 50 fördert das von einem Ölfilter 51 gepumpte Hydrauliköl zu dem Regelventil 61 durch die Leitung 12. Die hydraulische Druckquelle 50 weist eine vom Motor angetriebene Pumpe 52 sowie ein Entlastungsventil 53 auf.

Bei dem Handventil 62 wird eine Spule 621 auf die Stellungen P, R, N, D und L entsprechend den Gangstellungen des vom Fahrer betätigten Ganghebels eingestellt. Dadurch verbindet das Handventil 62 den Leitungsdruck aus der Leitung 1 direkt oder über das Ventil 65 und die Leitung 3 mit den Leitungen 4 bis 6, die den Leitungsdruck in verschiedenen Teilen des Steuerkreises gemäß Tabelle I verteilen.

Tabelle I

In Tabelle I bezeichnet "○" eine Verbindung des Drucks von der Leitung 1, "Δ" eine Verbindung von der Leitung 3 und "×" keine Verbindung des Drucks von der Leitung 1 und 3 zu den Leitungen 4 bis 6.

Gemäß Fig. 2 weist das Regelventil 61 eine Spule 611 und einen Ventilstößel 612 auf, auf den ein 1. und ein 2. Druck einwirkt, um die Spule 611 zu steuern. Die Fläche der Zwischenraumöffnung zur Auslaßöffnung 614 ändert sich entsprechend der Verschiebung der Spule 611. Der Leitungsdruck wird von einer Auslaßöffnung 616 zur Leitung 1 übertragen. Das Hydrauliköl wird von der Auslaßöffnung 614 durch die Leitung 13 zu einem Kupplungsölkühler sowie zu anderen zu schmierenden Einheiten gefördert.

Tabelle II

In der Tabelle II bezeichnen "○" eine Druckverbindung von der Leitung 1, ein "-" keine Druckverbindung zu den Leitungen 10 und 11 und ein "×" Druckablaß.

Das Drucksteuerventil 66 ist mit einer Spule 662 versehen, die mit dem beweglichen Flansch 322 der Abtriebsriemenscheibe 32 verbunden ist und die zweite Abtriebsvorrichtung 66b bildet; mit der Spule 662 ist über eine Feder 663 eine Spule 661 in Reihe angeordnet, die die erste Abtriebsvorrichtung 66a bietet. Die erste Abtriebsvorrichtung 66a ist mit einer Öffnung 664 versehen, der der Leitungsdruck direkt oder über das Ventil 65, die Leitung 3, das Handventil 62 und die Leitung 6 zugeführt wird; eine Auslaßöffnung 665 führt über die Auslaßleitung 8 zum Regelventil 61. Die Spule 661 weist Stege 661a, 661b und 661c mit in dieser Reihenfolge abnehmendem Durchmesser auf, und zu diesen Stegen wird der hydraulische Ausgangsdruck von den Leitungen 10, 11 bzw. 13 durch Öffnungen 666, 667 bzw. 668 zurückgeführt. Der Druck in den Rückführleitungen 10 und 11 wird entsprechend der Drosselöffnung (Tabelle II) durch das Ventil 65 nacheinander verringert. Dadurch nimmt der erste Übersetzungsverhältnisdruck allmählich entsprechend der Abnahme des Übersetzungsverhältnisses T ab und erhöht sich stufenweise entsprechend der Zunahme der Drosselöffnung gemäß Fig. 3. Die zweite Abtriebsvorrichtung 66b wird mit dem Drosseldruck (entsprechend dem Leitungsdruck bei dieser Ausführungsform) von der Leitung 9 beaufschlagt, wenn die Drosselöffnung im Bereich R₁≦R ist, und führt den zweiten Übersetzungsverhältnisdruck dem Regelventil 61 über die Leitung 7 zu, wenn das Übersetzungsverhältnis T im Bereich t₃≦T ist (vgl. den unteren Teil der Fig. 3).

Das Regelventil 61 wird an den Stegen 619 und 610 mit verschiedenen Durchmessern des Reglerstößels mit dem ersten und dem zweiten Übersetzungsverhältnisdruck beaufschlagt, so daß das Ventil 61 den Leitungsdruck gemäß den Fig. 7 bis 9 abgibt.

Die Fig. 4 und 6 zeigen die für den Leitungsdruck erforderlichen Minimalwerte.

Gemäß Fig. 2 weist die Steuervorrichtung 70 ein Gangsteuerventil 71 als hydraulisches Steuerventil mit einer Feder 711 am einen Ende und mit einer Spule 712 am anderen Ende auf, auf die der Leitungsdruck von einer ersten Ölkammer einwirkt. Ferner ist in der Leitung 1, die den Leitungsdruck zu Ölkammer 713 überträgt, eine Öffnung 72 vorgesehen. Zwischen der Öffnung 72 und der Ölkammer 713 ist ein Druckbegrenzungsventil 73 angeordnet. Ein Solenoidventil 74 wird durch einen nachstehend näher erläuterten elektrischen Steuerschaltkreis gesteuert und regelt den hydraulischen Druck innerhalb der Ölkammer 713.

Wenn das Solenoidventil 74 zum Öffnen einer Auslaßöffnung 741 betätigt und der Druck in der Ölkammer 713 abgelassen wird, bewegt sich die Spule 712 des Gangsteuerventils 71 in der Figur nach rechts unter der Wirkung der Feder 711. Dadurch kommen die Leitung 14, die zum hydraulischen Servo- System 49, das auf die Kupplung 45 des Planetengetriebes 40 einwirkt, führt, sowie die Leitung 15, die zum hydraulischen Servo-Systems 48, das auf die Bremse 42 einwirkt, führt, entsprechend mit den Auslaßöffnungen 714 und 715 in Verbindung, und deren Druck wird abgegeben, um die Kupplung 45 oder die Bremse 42 zu lösen. Wenn das Solenoidventil 74 nicht betätigt wird, ist die Auslaßöffnung 741 geschlossen, und die Spule 712 ist in der Figur links angeordnet, und zwar unter dem von der Ölkammer 713 herrührenden Leitungsdruck. Dadurch stehen die Leitungen 4 und 5 mit den Leitungen 14 bzw. 15 in Verbindung, um die Bremse 42 oder die Kupplung 45 in Eingriff zu bringen.

Bei dieser Ausführungsform ist das Gangsteuerventil 71 mit Ölkammern 717 und 716 versehen, um den hydraulischen Ausgangsdruck in den Leitungen 14 und 15 zurückzuführen, so daß ein Anstieg im Ausgangsdruck verzögert wird und die Kupplung 45 und die Bremse 42 beim Eingriff gegen Stöße geschützt werden.

Die Steuervorrichtung 80 für das Übersetzungsverhältnis weist ein Steuerventil 81 für das Übersetzungsverhältnis, Öffnungen 82 und 83, ein Solenoid 84 für das Herunterschalten sowie ein Solenoid 85 für das Heraufschalten auf. Das Steuerventil 81 ist mit Ölkammern 815 und 816 an beiden Enden versehen, denen der Leitungsdruck aus der Leitung 1 durch die Öffnungen 82 bzw. 83 zugeführt wird; ferner ist eine Ölkammer 819 vorgesehen, die eine zur Leitung 1 führende Einlaßöffnung 817 aufweist, die entsprechend der Verschiebung der Spule 812 die Öffnungsfläche variiert; ferner weist die Ölkammer 819 eine Auslaßöffnung 818 auf, die über die Leitung 2 zum hydraulischen Servo-System 313 der Eintriebsriemenscheibe 31 des Getriebes 30 führt; eine Auslaßöffnung 814 entleert die Ölkammer 819 entsprechend der Verschiebung der Spule 812, und eine Auslaßöffnung 813 entleert die Ölkammer 815 entsprechend der Verschiebung der Spule 812. Das Solenoid 85 sowie das Solenoid 84 zum Herauf- bzw. Herabschalten sind mit den Ölkammern 816 bzw. 815 des Steuerventils 81 verbunden. Die beiden Solenoide 84 und 85 werden durch das Ausgangssignal des nachstehend näher erläuterten elektrischen Steuerschaltkreises betätigt und entleeren die Ölkammern 815 bzw. 816.

Die Fig. 5 zeigt die Ausbildung des elektrischen Steuerschaltkreises zum Steuern des Solenoidventils 74 der Gangsteuerung 70, der Solenoidventile 84 und 85 für das Herabschalten und Heraufschalten bei der Steuervorrichtung 80 in dem hydraulischen Steuerschaltkreis gemäß Fig. 2.

Der elektrische Steuerschaltkreis weist die folgenden Bestandteile auf: einen Ganghebelschalter 901 zum Feststellen der Ganghebelstellungen P, R, N, D oder L; einen Sensor 902 zum Feststellen der Umdrehungsgeschwindigkeit der Eintriebsriemenscheibe 31; einen Sensor 903 für die Fahrzeuggeschwindigkeit; einen Drosselsensor 904 zum Ermitteln der Drosselöffnung des Vergasers; einen Schaltkreis 905 zum Ermitteln der Geschwindigkeit, der das Ausgangssignal des Sensors 902 für die Umdrehungsgeschwindigkeit der Riemenscheibe 31 in ein Spannungssignal umwandelt; einen Detektorschaltkreis 906 für die Fahrzeuggeschwindigkeit zum Umwandeln des Ausgangssignals des Geschwindigkeitssensors 903 in ein Spannungssignal; einen Detektorschaltkreis 907 für die Drosselöffnung, der das Ausgangssignal des Drosselsensors 904 in ein Spannungssignal umwandelt; Eingangsschaltungen 908 bis 911 für die Sensoren 901, 902, 903 und 904; einen Prozessor (CPU) 912; einen Festwertspeicher (ROM) 913 zum Speichern des Steuerprogramms für die Solenoidventile 74, 84, 85 sowie von für die Steuerung erforderlichen Daten; einen Speicher mit wahlweisem Zugriff (RAM) 914 zum temporären Speichern der Eingangsdaten und der zum Steuern erforderlichen Parameter; einen Taktsignalgeber 915; eine Ausgangsschaltung 916; sowie Solenoid-Ausgangstreiberschaltungen 917 zum Umwandeln der Ausgangssignale der Ausgangsschaltung 916 in Ausgangssignale für die Solenoide 85, 84 und 74. Die Eingangsschaltungen 908 bis 911, die CPU 912, das ROM 913, das RAM 914 sowie die Ausgangsschaltung 916 stehen miteinander über einen Datenbus 918 und einen Adreßbus 919 in Verbindung.

Nachstehend wird die Funktion des hydraulischen Reglers 60 erläutert, der bei dieser Ausführungsform das Drucksteuerventil 66 für das Übersetzungsverhältnis, das Ventil 65, das Handventil 62 sowie das Regelventil 61 aufweist. Das Arbeitsfluid in dem hydraulischen Steuerschaltkreis wird von der vom Motor angetriebenen Pumpe 52 gefördert. Der hohe Leitungsdruck verursacht große Leistungsverluste der Pumpe 52. Um das Kraftfahrzeug mit niedrigen Brennstoffkosten anzutreiben, muß der dem hydraulischen Steuerschaltkreis zugeführte Leitungsdruck auf dem minimal erforderlichen Wert gehalten werden. Bei einem stufenlosen Keilriemengetriebe muß der Leitungsdruck so ausreichend sein, daß die hydraulischen Servo-Systeme der Riemenscheiben 31 und 32 das erforderliche Drehmoment ohne Schlupf des Keilriemens 33 übertragen können. In Fig. 6 zeigen die durchgehenden Linien die Minimalwerte für den Leitungsdruck entsprechend einer Veränderung des Übersetzungsverhältnisses T zwischen der Eintriebs- und der Abtriebswelle für verschiedene Drosselöffnungen, so daß der Motor bei optimalen Brennstoffkosten betrieben wird. Beim Start wird vorzugsweise der mit gestrichelten Linien eingezeichnete Leitungsdruck verwendet. Die gestrichelten Linien entsprechen einem Leitungsdruck, der um etwa 20% größer ist als der bei den durchgezogenen Linien, da der Motor beim Start nicht mit optimalen Brennstoffkosten betrieben werden kann. Beim Bremsen wird der mit einer strichpunktierten Linie dargestellte Leitungsdruck bevorzugt, und zwar selbst dann, wenn die Drosselöffnung R=0 beträgt.

Bei dieser Ausführungsform wird der Leitungsdruck durch den hydraulischen Regler 60 in Abhängigkeit von den Gangstellungen L, D, N, R oder P des Handventils 62 und dem Übersetzungsverhältnis zwischen den beiden Riemenscheiben, d. h. dem Übersetzungsverhältnis zwischen der Eintriebs- und der Abtriebswelle, in der nachstehenden Weise geregelt:

D-Stellung

Bei dem Handventil 62 steht die Leitung 4 mit der Leitung 3 in Verbindung, während in der Leitung 5 kein Druck vorhanden ist. Wenn das Gangsteuersolenoid 74 in der Gangsteuerung 70 abgeschaltet und der Leitungsdruck zur Ölkammer 713 geführt wird, bewirkt die Bewegung der Spule 712 nach links eine Verbindung der Leitungen 4 und 14 untereinander. Daher wirkt der der Leitung 4 zugeführte Leitungsdruck auf das hydraulische Servo-System 49 der Kupplung 45 über die Leitung 14, und das Kraftfahrzeug ist für den Vorwärtsantrieb bereit.

1. Die Drosselöffnung R liegt im Bereich 0≦R≦R₁

Gemäß Tabelle II wird der von der Leitung 1 gelieferte Leitungsdruck nicht durch das Drosselventil 65 an die Leitungen 3 oder 9 abgegeben. Das Drucksteuerventil 66 wird nicht mit dem hydraulischen Druck von den Leitungen 6 oder 9 beaufschlagt und erzeugt keinen Übersetzungsverhältnisdruck. Daher ist der vom Regelventil 61 erzeugte Leitungsdruck konstant, und zwar unabhängig von Änderungen des Übersetzungsverhältnisses T oder der Größe der Verschiebung L des bewegbaren Flansches der Abtriebsriemenscheibe gemäß der Linie I in Fig. 7.

2. Die Drosselöffnung R liegt im Bereich R₁≦R≦R₂

Gemäß Tabelle II bewirkt das Ventil 65, daß die Leitung 1 mit den Leitungen 3 und 9 in Verbindung kommt, und hält den hydraulischen Rückkopplungsdruck in den Leitungen 10 und 11. Daher wird der Drosseldruck (entsprechend dem Leitungsdruck bei dieser Ausführungsform) von den Leitungen 6 und 9 zu dem Steuerventil 66 geführt. Auf die erste Abtriebsvorrichtung 66a wirkt die Rückkopplung der Leitungen 13, 11 und 10 ein und erzeugt den zweiten Übersetzungsverhältnisdruck durch die Leitung 7, wenn das Übersetzungsverhältnis T größer als der vorgegebene Wert t₃ ist. Der Leitungsdruck von dem Regelventil 61 wird durch die Eingangsgröße des ersten und des zweiten Übersetzungsverhältnisdrucks gemäß der Kurve II in Fig. 7 geregelt.

3. Die Drosselöffnung R liegt im Bereich R₂<R≦R₃

Gemäß Tabelle II wird der Druck in die Rückführleitung 10 im Zustand R₁≦R≦R₂ abgegeben. Daher steigt der erste Übersetzungsverhältnisdruck an, und der durch das Regelventil 61 abgegebene Leitungsdruck hat den Verlauf gemäß der Kurve III in Fig. 7.

4. Die Drosselöffnung R liegt im Bereich R₃<R≦100%

Gemäß Tabelle II wird der Druck in der Rückführleitung 11 im Zustand R₂<R≦R₃ abgegeben. Daher steigt der Wert des ersten Übersetzungsverhältnisdrucks weiter an, und der vom Regelventil 61 erzeugte Leitungsdruck steigt entsprechend der Zunahme des ersten Übersetzungsverhältnisdrucks gemäß der Kurve IV in Fig. 7 an.

Die Fig. 8 zeigt eine graphische Darstellung der Veränderung des Leitungsdrucks in Abhängigkeit von der Drosselöffnung R, wenn das Übersetzungsverhältnis T gleich t₁, t₃ und t₄ ist.

L-Stellung

Bei dem Handventil 62 steht die Leitung 1 mit den Leitungen 4 und 6 in Verbindung, und der Druck in der Leitung 5 wird abgegeben.

Da die Leitung 6 direkt von der Leitung 1 und nicht über das Ventil 65 mit dem Leitungsdruck beaufschlagt wird, ist der erste Übersetzungsverhältnisdruck gemäß der Kurve I in Fig. 3, wenn die Drosselöffnung R im Bereich R₁≦R≦R₂ liegt, und der Leitungsdruck im Regelventil 61, das den ersten Übersetzungsverhältnisdruck erhält, ist in der Kurve II in Fig. 7 dargestellt, wenn R₁<R≦R₂. Wenn die Drosselöffnung R im Bereich R₂≦R liegt, ist der Zustand ähnlich dem in der D-Stellung, und die Veränderung des Leitungsdrucks zur Drosselöffnung R ist für die verschiedenen Übersetzungsverhältnisse T (t₁, t₂, t₃) in Fig. 9 dargestellt.

R-Stellung

Gemäß Tabelle I stehen die Leitungen 5 und 6 mit der Leitung 1 in dem Handventil 62 in Verbindung, und die Leitung 4 ist entleert. Wenn das Gangsteuersolenoid 74 der Gangsteuerung 70 abgeschaltet und der Leitungsdruck der Ölkammer 713 zugeführt wird, bewirkt die Bewegung der Spule 712 nach links eine Verbindung der Leitungen 5 und 15 untereinander. Der der Leitung 5 zugeführte Leitungsdruck wird über die Leitung 15 zum hydraulischen Servo-System 48 der Bremse 42 zugeführt, und das Kraftfahrzeug ist damit für den Rückwärtsantrieb bereit. Der Leitungsdruck wird der Leitung 6 zugeführt und wirkt in der gleichen Weise wie in der L-Stellung. In der R-Stellung ist das Drehmomentverhältnis T in dem Getriebe 30 auf das maximale Übersetzungsverhältnis T=t₄ eingestellt. Daher ist ein höheres Übersetzungsverhältnis in dem Planetengetriebe 40 nicht erforderlich. Bei dieser Ausführungsform ist die Steuerung des Leitungsdrucks wie im Falle der L-Stellung selbst dann möglich, wenn das Übersetzungsverhältnis T in der R-Stellung verändert wird.

P- und N-Stellung

Gemäß Tabelle I werden die Leitungen 4 und 5 über das Handventil 62 entleert und die Leitung 6 ist mit der Leitung 3 verbunden. Da die Leitung 5 entleert ist, ist der durch das Regelventil 61 hervorgerufene Leitungsdruck der gleiche wie in der D-Stellung.

Wenn das Handventil 62 in die D-, N- oder P-Stellung verstellt wird, ist der Leitungsdruck in dem Übersetzungsverhältnisbereich t₃<T≦t₄ bei Drosselöffnungen unterhalb R₁% auf niedrigere Werte eingestellt (vgl. die Kurve i in Fig. 8). Wenn während des Betriebs der Leitungsdruck auf höhere Werte eingestellt worden wäre, würde das Aufrechterhalten des Leitungsdrucks schwierig werden, da an verschiedenen Stellen des Hydraulikkreises bei hoher Öltemperatur ein hoher Ölaustritt auftritt. Ferner würde eine Abnahme der dem Ölkühler zugeführten Ölmenge eine weitere Erhöhung der Öltemperatur und damit weitere Schwierigkeiten bewirken.

Wenn das Handventil 62 in die L- oder R-Stellung umgeschaltet wird, wird der Leitungsdruck im Bereich t₃≦T≦t₄ bei einer Drosselöffnung unterhalb R₁% auf höhere Werte eingestellt (vgl. die Kurven h und k in Fig. 9), da ein relativ hoher hydraulischer Druck während der Motorbremsung selbst bei niedrigen Drosselöffnungen erforderlich ist. Der in diesem Betriebszustand erforderliche hydraulische Druck wird in Fig. 6 durch die strichpunktierte Linie dargestellt. Wenn gemäß Fig. 7 der Leitungsdruck nahe dem erforderlichen Wert gemäß Fig. 6 ist, wird der Leistungsverlust der Pumpe 52 vermindert und der Wirkungsgrad hinsichtlich der Brennstoffkosten und des Brennstoffverbrauchs verbessert.

Die Arbeitsweise des elektrischen Steuerschaltkreises 90, der von diesem gesteuerten Gangsteuerung 70 und der Steuervorrichtung 80 für das Übersetzungsverhältnis wird nachstehend mit Bezug auf die Flußdiagramme gemäß den Fig. 16 bis 23 erläutert.

Bei dieser Ausführungsform wird die Umdrehungsgeschwindigkeit N′ der Eintriebsriemenscheibe durch den elektrischen Steuerschaltkreis 90 so gesteuert, daß die Brennstoffkosten bei allen Werten der Drosselöffnung optimiert sind.

Im allgemeinen wird ein Fahrzeugmotor entsprechend der optimalen Brennstoffkosten-Leistungs-Kurve gemäß der gestrichelten Linie in Fig. 10 betrieben. In Fig. 10 zeigt die Abszisse die Umdrehungsgeschwindigkeit (Minuten⁻¹) des Motors, und die Ordinate gibt das Drehmoment (kg · m) an der Abtriebswelle an. Der Brennstoffverbrauch Q (g/PS · h) und die Leistung P (PS) an irgendeiner Stelle A werden durch die konstante Brennstoffverbrauchskurve (durchgezogene Linie) bzw. durch die konstante Leistungskurve (strichpunktierte Linie) wiedergegeben. Der Brennstoffverbrauch pro Stunde an der Stelle A wird angegeben durch

S = Q × P (g/h).

Der Brennstoffverbrauch S pro Stunde wird errechnet für jeden Punkt entlang den konstanten Leistungskurven, um den Punkt mit minimalem Wert für S in jeder konstanten Leistungskurve zu ermitteln. Durch Verbinden der Punkte mit minimalem S bei jeder konstanten Leistungskurve erhält man die optimale Brennstoffkosten-Leistungskurve, die die Motor-Betriebsbedingungen bei optimalem Brennstoffverbrauch für jede Leistung angibt. Bei dieser Ausführungsform, wo der Motor 100 mit der Fluidkupplung 21 verbunden ist, erhält man die in Fig. 14 dargestellte optimale Brennstoffkostenkurve für die Ausgangsleistung der Fluidkupplung in ähnlicher Weise wie bei dem vorstehend beschriebenen Verfahren aus der Motorausgangskennlinie gegenüber der Drosselöffnung gemäß Fig. 11, aus der Fluidkupplungskennlinie gemäß Fig. 12 sowie aus dem konstanten Brennstoffverbrauch des Motors gemäß Fig. 13. Die Fig. 15 zeigt die Korrelation zwischen der Drosselöffnung und der Ausgangsumdrehungsgeschwindigkeit der Fluidkupplung, die man aus der Ausgangsleistungskurve der Fluidkupplung mit optimalen Brennstoffkosten gemäß Fig. 14 erhält. Die Ausgangsumdrehungsgeschwindigkeit der Fluidkupplung wird bei dieser Figur als Umdrehungsgeschwindigkeit der Eintriebsriemenscheibe dieser Ausführungsform benutzt.

Bei dieser Ausführungsform des stufenlosen Keilriemengetriebes wird das Übersetzungsverhältnis zwischen der Eintriebsriemenscheibe 31 und der Abtriebsriemenscheibe 32 durch die Umdrehungsgeschwindigkeit der Eintriebsriemenscheibe mit optimalen Brennstoffkosten gemäß dem vorstehenden Verfahren und aus der tatsächlichen Umdrehungsgeschwindigkeit der Eintriebsriemenscheibe nach der Übersetzung ermittelt.

Die Steuervorrichtung 80 für das Übersetzungsverhältnis wird gesteuert durch Vergleich der Umdrehungsgeschwindigkeit der Eintriebsriemenscheibe mit optimalen Brennstoffkosten gemäß Fig. 15 und mit der tatsächlichen Umdrehungsgeschwindigkeit der Eintriebsriemenscheibe sowie durch Regeln des Untersetzungsverhältnisses zwischen der Eintriebs- und der Abtriebsriemenscheibe unter Verwendung der beiden Solenoidventile 84 und 85 in der Steuervorrichtung 80, so daß die tatsächliche Umdrehungsgeschwindigkeit mit der Umdrehungsgeschwindigkeit für optimale Brennstoffkosten übereinstimmt.

Die Fig. 16 zeigt ein Flußdiagramm des gesamten Steuersystems für die Umdrehungsgeschwindigkeit der Eintriebsriemenscheibe. Der Drosselsensor 904 liest die Drosselöffnung R an der Einheit 921 aus, und der Ganghebelschalter 901 ermittelt die Ganghebelstellung an der Einheit 922.

Wenn festgestellt wurde, daß sich der Ganghebel in der P- oder N-Stellung befindet, so arbeitet das Unterprogramm 930 zum Verarbeiten der P- oder N-Stellung gemäß Fig. 17. Das Unterprogramm 930 schaltet die beiden Solenoidventile 84 und 85 an der Einheit 931 ab, und der RAM-Speicher speichert den Zustand des Ganghebels in der P- oder N- Stellung an der Einheit 932. Die Eintriebsriemenscheibe 31 befindet sich dadurch in einer neutralen Stellung. Wenn der Ganghebel aus der P- oder N-Stellung in die R-Stellung oder aus der N-Stellung in die D-Stellung umgeschaltet wird, so erfolgt eine Stoßsteuerung an den Einheiten 940 und 950, um den beim P-, N-R- bzw. N-D-Umschaltvorgang auftretenden Stoß zu verzögern. Die Stoßsteuerung erfolgt durch Anlegen und allmähliches Verringern eines Impulszugs gemäß Fig. 18, wobei in jeder Periode K* die Impulsbreite durch L*-nM* (n=1, 2, 3, . . .) zum Gangsteuersolenoidventil 74 der Gangsteuerung 70 gemäß Fig. 19 wiedergegeben wird (nachstehend als "Taststeuerung" bezeichnet). Wenn das Gangsteuersolenoid 74 in der vorstehend beschriebenen Weise der Taststeuerung unterworfen wird, wird die Ölkammer 713 des Gangsteuerventils 71 mit dem hydraulischen Druck Ps beaufschlagt, der entsprechend der Taststeuerung geregelt wird.

Die Gangsteuerung 70 regelt die Zeitsteuerung beim Anlegen und Abgeben des Hydraulikdrucks an den hydraulischen Servo- Systemen 48 und 49 des Planetengetriebes 40 durch Betätigen des Solenoidventils 74 in Abhängigkeit vom Ausgangssignal des elektrischen Steuerschaltkreises 90, um während des Schaltvorgangs einen Stoß zu vermeiden. Die Steuerung 70 hält ferner den oberen Grenzwert des hydraulischen Drucks der hydraulischen Servo-Systeme 48 und 49 unter einem vorgegebenen Wert, um den Eingriffsdruck der Kupplung und der Bremse zu begrenzen.

Werden gemäß Fig. 26 die Aufnahmeflächen der Stege an einer Spule 712 des Gangsteuerventils 71 durch S₁, S₁, S₁, S₂ in dieser Folge von links wiedergegeben, ist die Kraft der Feder 711 gleich Fs₁ und der Hydraulikdruck in der Ölkammer 713 gleich Ps, so erhält man die hydraulischen Drucke Pc und Pb des hydraulischen Servo-Systems 49 der Kupplung 45, die für den Vorwärtsantrieb in Eingriff steht, bzw. für das hydraulische Servo-System 48 der Bremse 42, die für den Rückwärtsantrieb in Eingriff steht, durch Berechnung aus den nachstehenden hydraulischen Gleichgewichtsgleichungen (1) und (2):

Vorwärts:

Rückwärts:

Wird die Druckaufnahmefläche des Ventilkörpers 731 in dem Druckbegrenzungsventil 73 durch S₃ und die Kraft einer Feder 732 hinter dem Ventilkörper 731 durch Fs₂ wiedergegeben, so erhält man aus der nachstehenden hydraulischen Gleichgewichtsgleichung (3) für die Betätigung des Druckbegrenzungsventils 73 den Wert P_lim, d. h. den Maximalwert von Ps:

Pc und Pb sind entsprechend den Gleichungen (4) und (5) auf die Maximalwerte Pc_lim bzw. Pb_lim begrenzt:

Vorwärts:

Rückwärts:

Die Fig. 20 zeigt ein Flußdiagramm im Falle der Taststeuerung durch die Parameter K*, L*, M* gemäß dem Wellenformdiagramm der Fig. 18. Die Entscheidung FLUG, ob eine Stoßsteuerung durchgeführt wird oder nicht, wird in der Einheit 941 ermittelt. Wenn die Stoßsteuerung durchgeführt werden soll, wird der Programmablauf fortgesetzt. Wenn keine Weiterverarbeitung erfolgt, wird jegliche Änderung des Ganghebelschalters 901 an den Einheiten 942 und 943 ermittelt. Eine Änderung aus der P- oder N-Stellung in die R-Stellung wird an der Einheit 942 ermittelt. Eine Änderung aus der N-Stellung in die D-Stellung wird an den Einheiten 943 ermittelt. Wenn eine Änderung festgestellt wird, werden die entsprechenden Parameter K*, L* und M* an der Einheit 944 oder 945 eingestellt, und der Wert FLUG, der den Bereitzustand für die Stoßsteuerung wiedergibt, wird an der Einheit 955 auf "EIN" eingestellt. Wenn keine Änderung ermittelt wird, beginnt das Verfahren von vorne, und die Gangstoßsteuerung wird nicht ausgeführt. Der Parameter K, der das Ende einer Periode K* der Stoßsteuerungsverarbeitung angibt, wird an der Einheit 946 ermittelt. Wenn der Wert K nicht positiv ist, wird K auf K*, L* auf L*-M* und L auf L* an der Einheit 947 eingestellt. Ob L≦0 ist oder nicht, wird an der Einheit 948 ermittelt. Wenn L≦0 ist, wird FLUG an der Einheit 949 auf "AUS" gestellt. Der Zustand mit L≦0 und FLUG auf "AUS" bedeutet das Ende der Stoßsteuerungsverarbeitung. Wenn der Parameter K, der das Ende einer Periode K* wiedergibt, an der Einheit 946 als positiv ermittelt wird, wird K-1 auf K auf einer Einheit 950 eingestellt. Wenn K an der Einheit 950 eingestellt und L≦0 an der Einheit 948 mit NEIN ermittelt ist, wird der Parameter L, der das Ende des Einschaltzeitraums in einer Periode K angibt, an der Einheit 951 ermittelt. Wenn L=0 ist, erzeugt das Solenoidventil 76 an der Einheit 952 einen AUS-Befehl. Wenn L nicht Null ist, erzeugt das Solenoidventil 74 an der Einheit 953 einen EIN-Befehl, und L-1 wird an der Einheit 954 auf L eingestellt, so daß der Verfahrensablauf wieder beginnt. Eine ähnliche Stoßsteuerung kann unter Verwendung des programmierbaren Zeitgebers 920 gemäß Fig. 5 durchgeführt werden.

Nach der N-D-Stoßsteuerung an der Einheit 950 ermittelt gemäß Fig. 16 der Sensor 902 für die Umdrehungsgeschwindigkeit der Eintriebsriemenscheibe die tatsächliche Umdrehungsgeschwindigkeit N′ der Eintriebsriemenscheibe an der Einheit 923. An der Einheit 924 wird festgestellt, ob die Drosselöffnung R Null ist oder einen anderen Wert aufweist. Wenn R≠0 ist, werden an der Einheit 960 die Daten für die Umdrehungsgeschwindigkeit N* für die Eintriebsriemenscheibe bei optimalen Brennstoffkosten eingestellt, entsprechend der Drosselöffnung R in der Fig. 15, wobei diese Daten vorher in dem ROM 913 gespeichert worden sind. Gemäß dem Unterprogramm in Fig. 21 wird die Speicheradresse der Daten für N* an der Einheit 961 eingestellt, und die Daten für N* werden aus der eingestellten Adresse an der Einheit 962 ausgelesen; danach speichert das Datenspeicher- RAM 914 temporär die an der Einheit 963 gelesenen Daten von N*.

Die tatsächliche Umdrehungsgeschwindigkeit N′ für die Eintriebsriemenscheibe wird mit der Umdrehungsgeschwindigkeit N* für die optimalen Brennstoffkosten an der Einheit 927 verglichen. Wenn N<N* ist, wird an der Einheit 928 der Betätigungsbefehl für das Solenoidventil 84 zum Herunterschalten erzeugt. Wenn N′<N* ist, wird an der Einheit 929 der Betätigungsbefehl für das Solenoidventil 85 zum Heraufschalten erzeugt; wenn N′=N* ist, wird an der Einheit 920 ein AUS-Befehl für die beiden Solenoidventile 84 und 85 erzeugt.

Wenn R=0 ist, d. h. die Drossel vollständig geschlossen ist, erfolgt die Entscheidung, ob der Ganghebel sich in der D- oder in der L-Stellung befindet, an der Einheit 926, um zu ermitteln, ob der Motor gebremst werden muß. Gegebenenfalls wird die Motorbremssteuerung an der Einheit 970 oder 980 durchgeführt.

Die Fig. 22 zeigt ein Programm für die Motorbremssteuerung in der D-Stellung an der Einheit 970; der Fahrzeuggeschwindigkeitssensor 903 ermittelt die Fahrzeuggeschwindigkeit V an der Einheit 971, und die Beschleunigung α wird an der Einheit 972 berechnet. An der Einheit 973 wird ermittelt, ob die Beschleunigung α gleich der Beschleunigung A für die Fahrzeuggeschwindigkeit ist. Wenn α<A ist, wird N* auf einen Wert eingestellt, der größer ist als der von N′, um das Herabschalten an der Einheit 974 auszulösen; danach erfolgt der Programmrücksprung. Wenn α≦A ist, wird die Umdrehungsgeschwindigkeit N* der Eintriebsriemenscheibe für optimale Brennstoffkosten, die der Drosselöffnung R entspricht, an der Einheit 975 eingestellt, und danach erfolgt der Programmrücksprung. Die Beziehung zwischen der Fahrzeuggeschwindigkeit und der angepaßten Beschleunigung A wird experimentell oder durch Berechnung für verschiedene Kraftfahrzeuge ermittelt und ist in Fig. 24 dargestellt.

Gemäß Fig. 23, die die Motorbremssteuerung der L-Stellung an der Einheit 980 zeigt, wird die Fahrzeuggeschwindigkeit V an der Einheit 981 ermittelt, und danach wird das Drehmomentverhältnis T aus der Fahrzeuggeschwindigkeit V und der Umdrehungsgeschwindigkeit N für die Eintriebsriemenscheibe entsprechend der nachstehenden Gleichung an der Einheit 982 berechnet:

wobei k eine Konstante ist, die das Übersetzungsverhältnis der Zahnräder 23 innerhalb des Getriebes, das Gesamtübersetzungsverhältnis des Fahrzeugs und den Radius der Reifen usw. festlegt. An der Einheit 983 wird entschieden, ob das Drehmomentverhältnis T größer ist als das Drehmomentverhältnis T* für sichere und geeignete Motorbremsung entsprechend der Fahrzeuggeschwindigkeit V. Wenn T<T* ist, so wird an der Einheit 984 der Wert N* auf einen Wert eingestellt, der größer ist als N′, um die Steuerung beim Herabschalten zu bewirken; danach erfolgt der Programmrücksprung. Wenn T≧T* ist, so wird N* auf einen Wert gleich dem von N′ eingestellt, und danach erfolgt der Programmrücksprung. Das Übersetzungsverhältnis T* für sichere und geeignete Motorbremsung entsprechend der Fahrzeuggeschwindigkeit wird durch ein Experiment oder durch Berechnen für verschiedene Fahrzeuge ermittelt und ist in Fig. 25 dargestellt.

Um den beim N-D- oder N-R-Umschalten auftretenden Stoß zu verzögern, wird der dem hydraulischen Servo-System 48 oder 49 zugeführte Fluiddruck Pb oder Pc entsprechend der Fluiddruckkennlinie gemäß Fig. 27 gesteuert, so daß der Eingriff der Kupplung 45 oder der Bremse 42 in dem Zeitintervall zwischen A und C in der Figur abgeschlossen wird. Die Fig. 28 zeigt die Beziehung zwischen der Betätigung (in %) des Solenoidventils 74 zur Steuerung des dem hydraulischen Servo-System 48 oder 49 zugeführten Fluiddruck und dem Solenoiddruck Ps, der durch Betätigen des Solenoidventils 74 in der Ölkammer 713 erzeugt wird. Die Betätigung (%) wird durch die nachstehende Gleichung wiedergegeben:

Der Solenoiddruck Ps in Fig. 28 wird durch das Gangsteuerventil 71 verstärkt, so daß man den Fluiddruck Pb oder Pc für das hydraulische Servo-System 48 oder 49 gemäß Fig. 29 erhält.

Die Arbeitsweise der erfindungsgemäßen Steuerung 80 für das Übersetzungsverhältnis wird nachstehend mit Bezug auf die Fig. 30 näher erläutert.

Konstante Fahrgeschwindigkeit

Die Solenoidventile 84 und 85, die durch den elektrischen Steuerschaltkreis 90 gesteuert werden, werden gemäß Fig. 30 abgeschaltet, und die Spule 812 nimmt eine Mittelstellung ein.

Der Fluiddruck P₁ in der Ölkammer 816 wird gleich dem Leitungsdruck, und falls die Spule 812 in der Figur rechts ist, wird der Fluiddruck P₂ der Ölkammer 815 ebenfalls gleich dem Leitungsdruck. Die Spule 812 wird jedoch durch die Schubkraft P₃ der Feder 811 nach links gedrückt. Wenn die Spule 812 nach links bewegt wird und die Ölkammer 815 mit der Auslaßöffnung 813 in Verbindung kommt, so wird P₂ abgesenkt, und die Spule 812 wird durch den Fluiddruck P₁ der Ölkammer 816 nach rechts gedrückt. Mit der Bewegung dieser Spule 812 nach rechts wird die Auslaßöffnung 813 geschlossen. Wenn eine flache Oberfläche 812b mit einer schrägen Kante an dem Stegrand zwischen der Auslaßöffnung 813 und der Spule 812 gemäß Fig. 30 angeordnet ist, kann die Spule 812 an einem mittleren Gleichgewichtspunkt gemäß Fig. 30 stabilisiert werden. Da die Leitung 2 dann geschlossen ist, wird der Fluiddruck in dem hydraulischen Servo-System 313 der Eintriebsriemenscheibe 31 durch den Leitungsdruck in dem hydraulischen Servo-System 323 der Abtriebsriemenscheibe 32 über den Keilriemen 33 beeinflußt, so daß der Fluiddruck in den hydraulischen Servo- Systemen 313 und 323 ausgeglichen wird. In der Praxis liegt jedoch in der Leitung 2 eine Ölleckage vor, und die Eintriebsriemenscheibe 31 expandiert allmählich und vermindert das Übersetzungsverhältnis T. Um die Ölleckage in der Leitung 2 zu kompensieren, wird die Auslaßöffnung 814 im Gleichgewichtszustand der Spule 812 gemäß Fig. 30 geschlossen; ferner ist eine flache Oberfläche 812a mit abgeschrägter Kante an dem Stegrand der Spule 812 vorgesehen. Gemäß Fig. 32 können anstelle der Oberfläche 812a die Leitungen 1 und 2 durch eine Leitung 822 mit einer Öffnung 821 verbunden werden, um eine ähnliche Wirkung zu erzielen.

Heraufschalten

Das Solenoidventil 85 wird durch den elektrischen Steuerschaltkreis 90 gemäß Fig. 30 eingeschaltet. Die Ölkammer 816 wird entspannt (Druckreduktion), und die Spule 812 bewegt sich in der Figur nach links. Bei dieser Bewegung der Spule 812 wird die Ölkammer 815 ebenfalls durch die Auslaßöffnung 813 entspannt. Die Spule 812 wird jedoch durch die Feder 811 zum linken Ende gedrückt.

Da der Leitungsdruck in der Leitung 1 über die Öffnung 818 der Leitung 2 zugeführt wird, erhöht sich der Fluiddruck in dem hydraulischen Servo-System 313, und die Eintriebsriemenscheibe 31 zieht sich zusammen, um das Übersetzungsverhältnis T zu erhöhen. Durch Steuern der Einschaltdauer des Solenoidventils 85 für einen ausreichenden Zeitraum, wird das Übersetzungsverhältnis um den gewünschten Betrag erhöht, und das Heraufschalten wird durchgeführt.

Herabschalten

Das Solenoidventil 84 wird durch den elektrischen Steuerschaltkreis 90 gemäß Fig. 30 eingeschaltet, und dadurch wird die Ölkammer 815 entspannt. Die Spule 812 wird in der Figur durch den Leitungsdruck in der Ölkammer 816 nach rechts bewegt, und die Leitung 2 wird durch die Auslaßöffnung 814 entspannt. Die Eintriebsriemenscheibe 31 expandiert, so daß sich das Übersetzungsverhältnis T vermindert. Durch Steuern der Einschaltdauer des Solenoidventils 84 vermindert sich so das Übersetzungsverhältnis, und das Herabschalten wird durchgeführt.

Das hydraulische Servo-System 313 der Eintriebsriemenscheibe 31 (Antriebsriemenscheibe) wird mit dem Ausgangs- Fluiddruck des Steuerventils 81 für das Übersetzungsverhältnis beaufschlagt, während das hydraulische Servo-System 323 der Abtriebsriemenscheibe 32 (angetriebene Riemenscheibe) mit dem Leitungsdruck beaufschlagt wird. Wenn Pi der Fluiddruck in dem hydraulischen Servo-System 313 (Eintrieb) und Po der Fluiddruck in dem hydraulischen Servo-System 323 (Abtrieb) ist, so wird die Beziehung zwischen dem Druckverhältnis Po/Pi und dem Übersetzungsverhältnis T in der graphischen Darstellung der Fig. 31 wiedergegeben.

Es sei beispielsweise angenommen, daß der durch einen Punkt a (Drosselöffnung R=50%, Übersetzungsverhältnis T=1,5) wiedergegebene Zustand durch Beenden der Beschleunigung so abgeändert wird, daß R=30% ist. Wenn das Druckverhältnis Po/Pi nicht geändert wird, wird der Arbeitspunkt zum Punkt b mit dem Übersetzungsverhältnis T=0,87 versetzt. Wenn andererseits das Übersetzungsverhältnis T=1,5 nicht verändert wird, wird der Wert Po/Pi durch die Steuerung 80 für das Übersetzungsverhältnis erhöht, die die Eintriebsriemenscheibe steuert, und der Arbeitspunkt wird zum Punkt c versetzt. Daher kann jeder Wert des Übersetzungsverhältnisses entsprechend der Belastung eingestellt werden, indem der Wert Po/Pi in der gewünschten Weise gesteuert wird.

Die Fig. 33 zeigt eine weitere Ausführungsform des hydraulischen Druckreglers.

Wenn bei der vorstehenden Ausführungsform des hydraulischen Druckreglers 60 die Drosselöffnung groß ist (z. B. R₃≦R≦100%) und das Übersetzungsverhältnis T zwischen der Eintriebs- und der Abtriebswelle etwa den maximalen Wert hat (z. B. t₃≦T≦t₄), so wird der Leitungsdruck wesentlich höher als der im hydraulischen Servosystem des stufenlosen Keilriemengetriebes im Fahrbetrieb erforderliche Wert. Bei dieser Ausführungsform ist ein Dreiwege-Rückschlagventil 91 in der Leitung 9 zwischen dem Ventil 65 und der zweiten Abtriebsvorrichtung 66b des Drucksteuerventils 66 angeordnet; dieses Ventil 91 wird mit dem ersten Übersetzungsverhältnisdruck von einer Seite (durch die Leitung 13 bei dieser Ausführungsform) beaufschlagt. Wenn die Drosselöffnung R im Bereich R₃≦R≦100% liegt, schließt die Spule 651 in dem Ventil 65 die Öffnung 653, die zur Leitung 9 führt, so daß die zweite Abtriebsvorrichtung 66b über die Leitung 13 mit dem Übersetzungsverhältnisdruck beaufschlagt wird. Daher ist der zweite Übersetzungsverhältnisdruck geringer als der Drosseldruck (entsprechend dem Leitungsdruck), der von dem Ventil 65 abgegeben wird, wenn die Drosselöffnung R im Bereich R₃≦R≦100% liegt. Der dem Regelventil 61 über die Leitung 7 zugeführte zweite Übersetzungsverhältnisdruck nimmt gleichzeitig ab, wenn das Übersetzungsverhältnis T im Bereich t₃≦T≦t₄ liegt, und der vom Regelventil 61 abgegebene Leitungsdruck verläuft gemäß Fig. 34, wo zum Vergleich mit der ersten Ausführungsform (in der Figur mit strichpunktierter Linie dargestellt) der Leitungsdruck reduziert werden kann, wenn R₃≦R≦100% und t₃≦T≦t₄ ist. Wenn der Drosseldruck vom Ventil 65 zur Leitung 9 geführt wird, so ist dieser Drosseldruck höher als der erste Übersetzungsverhältnisdruck, so daß das Steuerventil für den Übersetzungsverhältnisdruck mit dem Drosseldruck beaufschlagt wird. Der Leitungsdruck in Abhängigkeit von der Drosselöffnung für verschiedene Übersetzungsverhältnisse T ist in Fig. 35 (Ganghebel in der Stellung P, N oder D) sowie in Fig. 36 (Ganghebel in der Stellung L oder R) dargestellt. Die strichpunktierte Linie in diesen Figuren zeigt den Leitungsdruck der ersten Ausführungsform gemäß den Fig. 8 und 9.

Wie vorstehend ausgeführt, kann der Leitungsdruck stärker an den für die erste Abtriebsvorrichtung des Übersetzungsverhältnis- Steuerventils erforderlichen Minimalwert herangeführt werden, wenn die Drosselöffnung und das Übersetzungsverhältnis groß sind.

Dadurch, daß erfindungsgemäß mehrere Rückführleitungen in dem Steuerventil 66 für den Übersetzungsverhältnisdruck vorgesehen sind, kann der erste Übersetzungsverhältnisdruck in der erforderlichen Schrittanzahl verändert werden, so daß der Leitungsdruck noch stärker an den erforderlichen Minimalwert angenähert werden kann.

Claims

1. Hydraulischer Regler für stufenlose Keilriemengetriebe für Kraftfahrzeuge, mit

a) Eintriebs- und Abtriebsriemenscheiben (31, 32), die auf Eintriebs- bzw. Abtriebswellen (214, 26) befestigt sind und variable effektive Durchmesser aufweisen,
b) einem die beiden Riemenscheiben (31 bzw. 32) betrieblich verbindenden Keilriemen (33),
c) hydraulischen Servostelleinheiten (313, 323) zum Verändern der effektiven Durchmesser der beiden Riemenscheiben (31, 32), um das Übersetzungsverhältnis zwischen der Eintriebs- und der Abtriebswelle (214 bzw. 26) stufenlos zu verändern,
d) einer Hydraulikdruckquelle (50) und einem Regelventil (61) zum Regeln des Leitungsdrucks für die Servostelleinheit (313, 323),
e) einem Steuerventil (66) zum Erzeugen eines Steuerdrucks in Abhängigkeit vom Übersetzungsverhältnis und mit
f) einem Ventil (65) zum Erzeugen eines von der Kraftstoffzufuhr, insbesondere der Drosselklappenöffnung des Vergasers (102), eines das Getriebe leistungsbeaufschlagenden Verbrennungsmotors abhängenden Drucks,
g) wobei der Leitungsdruck unter Mitwirkung des Ventils (65) und des Steuerventils (66) zum Regelventil (61), dieses nachregelnd, zurückgekoppelt wird,

dadurch gekennzeichnet,

h) daß das Steuerventil (66) stufenlos verstellbar ist und
i) daß die Rückkopplung des Leitungsdrucks
- i₁) durch direkte Führung des Leitungsdrucks über das Steuerventil (66) und
- i₂) durch Führung des Leitungsdrucks über das Ventil (65) und das nachgeschaltete Steuerventil (66) erfolgt.

2. Regler nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß mehrere Öffnungen (665, 667, 668), die mit Rückführleitungen (10, 11, 13) für den hydraulischen Ausgangsdruck des Steuerventils (66) in Verbindung stehen, vorgesehen sind, um nacheinander in Abhängigkeit von der Drosselöffnung den Übersetzungsverhältnisdruck in mehreren Schritten zu ändern.

3. Regler nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Übersetzungsverhältnis zwischen der Eintriebs- und der Abtriebswelle (214, 26) größer als ein vorgegebener Wert ist und der Leitungsdruck auf das Regelventil (61) über das Steuerventil (66) einwirkt, um den Leitungsdruck zu erhöhen.

4. Regler nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß der vom Steuerventil (66) bei einem Übersetzungsverhältnis unterhalb eines vorgegebenen Werts erzeugte Druck dem Regelventil (61) über das Ventil (65) zugeführt wird, wenn die Drosselöffnung größer als ein vorgegebener Wert ist.

5. Regler nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß bei der Gangstellung P, N oder D der Leitungsdruck dem Steuerventil (66) über das Ventil (65) zugeführt wird, und daß bei Unterschreiten der Drosselöffnung unter einen vorgegebenen Wert die Zufuhr des Leitungsdrucks zu dem Steuerventil (66) sowie die Erzeugung des Übersetzungsverhältnisdrucks unterbrochen wird.

6. Regler nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Übersetzungsverhältnisdruck dem Steuerventil (66) nur dann zugeführt wird, wenn die Drosselöffnung größer als ein vorgegebener Wert ist.