WO2004010027A2 - Getriebe mit stufenlos veränderbarer übersetzung - Google Patents

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WO2004010027A2
WO2004010027A2 PCT/EP2003/006696 EP0306696W WO2004010027A2 WO 2004010027 A2 WO2004010027 A2 WO 2004010027A2 EP 0306696 W EP0306696 W EP 0306696W WO 2004010027 A2 WO2004010027 A2 WO 2004010027A2
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control
pressure
control slide
transmission according
slide
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Tobias GÖDECKE
Steffen Henzler
Daniel Seibold
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DaimlerChrysler AG
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
    • F16H61/664—Friction gearings
    • F16H61/6648—Friction gearings controlling of shifting being influenced by a signal derived from the engine and the main coupling
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/02—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing characterised by the signals used
    • F16H61/0202—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing characterised by the signals used the signals being electric
    • F16H61/0251—Elements specially adapted for electric control units, e.g. valves for converting electrical signals to fluid signals
    • F16H2061/0253—Details of electro hydraulic valves, e.g. lands, ports, spools or springs

Definitions

  • the invention relates to a transmission with continuously variable translation according to the preambles of claims 1 and 20 respectively.
  • a transmission is known in which a drive torque is transmitted between a drive torus disk and an output torus disk via a roller that is in frictional contact with the torus disks.
  • the friction radii of the scooter on the torus disks are infinitely variable, so that the translation (the speed and the torque) between the drive torus and the output torus is infinitely variable.
  • the roller is supported transversely to the axis of rotation of the toroidal discs and in the direction of the frictional force acting between the roller and the toroidal discs against at least one piston, by means of which a regulating force is applied.
  • the position of the scooter and thus the gear ratio can be changed via the control force.
  • the piston can be acted upon via two pressure chambers, the regulating force being changeable in accordance with an act on the pressure chambers with a hydraulic medium.
  • the pressure chambers are acted upon by a control slide valve.
  • a working pressure and a control pressure are fed to the control slide valve.
  • a control pressure which is in particular proportional to the control pressure is generated by means of the control slide valve as the output pressure thereof.
  • the control pressure is supplied to at least one pressure chamber to adjust the control force.
  • control or regulation
  • the control slide valves used in accordance with the prior art have a control slide with two pressure chambers.
  • the known control slides have four control edges.
  • these four control edges form multiple fits, which have to be manufactured with high precision on the one hand with respect to the adjacent control edges and on the other hand with respect to the control channels of the control slide.
  • a setting of the opening ratios of the cross-sections between individual pressure chambers of the control solenoid valve is predetermined by the relative position of the control edges to one another and cannot be adjusted (subsequently). An individual compensation of tolerance-related fluctuations in the control pressures is also not possible.
  • a control slide valve or a control slide is assigned to each pressure chamber.
  • the control slide valve has only one output for the control pressure and two inputs for a working pressure and a control pressure.
  • Such a control slide valve can have a control slide which has only two control edges. This results in a reduced manufacturing effort. The manufacturing costs can be reduced due to the reduced tolerance requirements. At the same time, there is an increased reliability of the control valve and thus of the adjustable control pressure.
  • the two control slide valves are separate systems that can be set independently.
  • the torque control of the transmission can be omitted for detecting the pressures in the pressure chambers to pressure sensors.
  • the pressures in the pressure chambers can be easily controlled and thus the scooter is precisely aligned in accordance with the desired transmission ratio.
  • the design according to the invention results in a significantly reduced system pressure and thus a lower energy requirement, in particular when the vehicle is idling and when the load is low compared to comparable systems according to the prior art.
  • the control pressure of one of the two pressure chambers is kept constant at a low pressure, in particular at zero pressure.
  • the control force results from the difference between the pressure forces exerted on the piston in the pressure chambers.
  • a further development of the change gear is characterized in that the control slide valve is acted upon by a common control pressure.
  • this has the advantage that a common device for providing the control pressure can be used, as a result of which the number of components required is reduced. Furthermore, the influence of fluctuations in the control pressure can be reduced, since deviations in the control pressure from a target pressure lead to reactions on both sides of the piston.
  • a control slide valve is formed inversely to the other control slide valve. This means that the control pressure is increased for an increase in the control pressure in one pressure chamber, while the control pressure in the other pressure chamber increases with an increase in the control pressure is reduced. A change in the control pressure thus results in a double-acting change in the control force, which enables particularly effective control.
  • control slide supporting compression springs, the effective end faces of the control slide and the position of the control edges are designed so that the control slide valves each generate a control pressure that increases linearly from zero in a defined working range. If the working areas partially overlap each other, there are three operating areas: the two sub-working areas correspond to a first and a third operating area, in each of which only one pressure chamber is subjected to a control pressure of the control slide valve located in the work area. Control with a high degree of efficiency is made possible in these operating areas. In the overlap area (second operating area), both pressure chambers are subjected to a control pressure. The control force thus results from a superimposition of the components of the control force generated in the pressure chambers.
  • the dependence of the control force on the control pressure or pressures is constant in the transition area from the first operating area to the second operating area and from the second operating area to the third operating area (and vice versa) with an abrupt change in the gradient.
  • Second operating areas with a larger gradient have the result that a small change in torque results from a larger pressure change. If the second operating range extends in the area of switching the driving ranges and reversing the direction of the torque, a particularly sensitive control can be carried out by changing the slope of the pressure-regulating force characteristic curve.
  • the working areas of the control slide valves directly adjoin one another without mutual overlap. This eliminates the second Operating area, so that there is a high degree of efficiency for all operating areas.
  • the invention makes it possible for at least one control slide of a control slide valve to be displaceable with respect to a pressure chamber with a support pressure. As an alternative or in addition to supporting the control slide, this can be done via a compression spring. By applying pressure, the (variable) setting of the pressure can increase the variability of the hydraulic system.
  • a control pressure is supplied to a first control slide valve and the control pressure of the first control slide valve is supplied to the second control slide valve as control pressure.
  • Any deviations in the control pressure from a target pressure of the first control slide valve for example as a result of manufacturing errors in the first control slide valve or as a result of errors in the control or working pressure, are hereby fed to the second control slide valve.
  • the above-mentioned deviations thus affect both pressure chambers. This enables automatic mutual (at least partial) correction of control deviations.
  • the pressure for support in the aforementioned pressure chamber is reduced to a low level at low loads and when idling.
  • the level of the required working and control pressures can also be reduced, as a result of which a further improvement in efficiency is required.
  • a further solution to the problem on which the invention is based is characterized in that a control pressure of a first control slide valve is fed to a pressure chamber and a control pressure of a second control slide valve is fed to the other pressure chamber, the second control slide valve having a control pressure and the control pressure of the first control slide valve is acted upon. Any deviations of the control pressure from a set pressure of the first control are hereby gel slide valve, for example as a result of manufacturing errors in the first control slide valve or as a result of errors in the control or working pressure, the second control slide valve. Both the returned control pressure of the first control slide valve and the control pressure, which is independent or corresponding to the control pressure of the first control slide valve, influence the balance of forces at the control slide of the second control slide valve.
  • a hydraulic supply device of a transmission according to the invention according to a first embodiment
  • FIG. 3 shows a hydraulic supply device of a transmission according to the invention in accordance with a second exemplary embodiment
  • FIG. 5 shows a hydraulic supply device of a transmission according to the invention in accordance with a third exemplary embodiment
  • FIG. 8 shows a hydraulic supply device of a transmission according to the invention in accordance with a fifth exemplary embodiment
  • FIG. 10 shows a hydraulic supply device of a transmission according to the invention in accordance with a sixth exemplary embodiment
  • FIG. 12 shows a hydraulic supply device of a transmission according to the invention in accordance with a seventh exemplary embodiment
  • the transmission according to the invention is a continuously variable transmission, preferably with several driving ranges for forward travel.
  • it is a transmission with power split, which has at least two parallel power paths, with at least one power path having a constant ratio and a further power path having a variable ratio adjustable by a variator formed with at least one drive torus, at least one output torus and at least one scooter ,
  • the driving ranges are advantageously designed in such a way that a changing of the driving range is possible without a step change in gear ratio and without changing the variator ratio when the switching elements are actuated at synchronous speed.
  • the Change of driving range the power flow on the variable power path and thus reverse via the variator. This results in a reversal of the direction of the transmitted torque on the variator.
  • the at least one roller is pivotally mounted about a pivot axis, the transmission ratio between the toroidal discs being variable in accordance with the pivoting.
  • the roller In the direction of the swivel axis, the roller is supported, possibly with the interposition of mechanical carrying and guiding elements, via a piston acting on both sides or two pistons acting on one side.
  • the support forces consist of a portion that is constant for a quasi-steady state of operation, which includes, for example, a superimposition of the frictional forces acting on the scooter, and an alternating portion that, for example, as a result of changes in the operating conditions and / or any skewing in the rolling contact between the scooter and the toroidal discs a translatory displacement of the roller in the direction of the pivot axis arises.
  • a further embodiment of an adjustment of the scooter by means of a piston can be found in today's serial transmission ("Extroid" from the vehicle manufacturer Nissan).
  • the piston is designed as a piston 10 acting on both sides.
  • the piston 10 is received in a cylinder 11 and can be acted upon on opposite end faces 12, 13 via pressure chambers 14, 15 each with a hydraulic medium.
  • the end faces 12, 13 have the same or different diameters.
  • the control force generated on the piston 10, which acts on the scooter, optionally with the interposition of a suitable transmission ratio, results from the difference between the product of the pressure in the pressure chamber 14 with the end face 12 and the product of the pressure in the pressure chamber 15 with the End face 13.
  • the pressure chamber 14 is acted upon by a control pressure via a first control pressure line 16.
  • the regulating pressure is the output of a regulating slide valve 17, which as input variables via a working pressure line 18 with a constant or variable valve. beitstik and via a control pressure line 19 with a control pressure.
  • the control pressure is the output of a control solenoid valve 20, which generates a control pressure that is proportional to the electrical signal in accordance with an electrical signal.
  • the control solenoid valve 20 is constructed in accordance with the control solenoid valves known per se, which generate a control pressure dependent on an input variable such as an electrical signal.
  • control solenoid valves known per se, which generate a control pressure dependent on an input variable such as an electrical signal.
  • an input variable such as an electrical signal.
  • the pressure chamber 15 is subjected to a control pressure via a control pressure line 21.
  • the control pressure line 21 is acted upon by a control slide valve 22 with a hydraulic medium.
  • the control slide valve 22 is supplied with a working pressure via a working pressure line 23 and a control pressure via a control pressure line 24.
  • the control pressure in the control pressure line 24 is the output variable of a control solenoid valve 25, which is designed at least in terms of function in accordance with the control solenoid valve 20.
  • the control slide valve 17 has a control slide 26 which is axially displaceable in a housing 27 along an axis 28-28.
  • the control slide 26 has a first partial area 29, a second partial area 30, a third partial area 31, a fourth partial area 32, a fifth partial area 33 and a sixth partial area 34.
  • the sub-areas 29-34 are arranged one behind the other in the aforementioned order, coaxial to the axis 28-28 and have an essentially cylindrical cross section.
  • the sections 29, 31 and 33 are guided with a radial seal with respect to the housing.
  • the control slide valve 17 has a control pressure chamber 35, to which a control pressure is supplied via the control pressure line 19.
  • a control pressure is supplied via the control pressure line 19.
  • an end face 36 of the first partial area 29 is acted upon by the control pressure.
  • the control pressure acts on the control slide 26 regardless of the position thereof.
  • the second section 30 is arranged with a reduced cross-section between the sections 29, 31 and, together with the housing of the control slide valve 17, forms a control pressure chamber 37 on the radially outer side of the section 30, which is in constant hydraulic connection with the control pressure line 16.
  • the regulating pressure in the regulating pressure chamber 37 acts on the mutually facing end faces of the partial area 31, 29, so that the forces exerted by the regulating pressure cancel each other out with the same cross sections 31, 29 and a resultant remains with a different design with different cross sections.
  • the end face 38 of the partial area 31 facing the partial area 29 forms a control edge 38.
  • the working pressure line 18 is connected to an annular channel 39.
  • a displacement of the control edge 38 opens a, in particular annular, cross-section from the annular channel 39 to the control pressure space 37, the size the released cross section can be changed in accordance with the displacement along the axis 28-28.
  • the cross section In the position shown in Fig.l the cross section is (just) closed. The cross section is opened for a movement of the control slide 26 to the right.
  • the control pressure of the control pressure line 16 is returned to a bypass line 42 via a bypass line 40, possibly with the interposition of a throttle or orifice 41.
  • the bypass pressure acts on the end face 43 of the third partial area opposite the control edge 38 and on the end face 43 of the partial area facing the end face 43 ches 33.
  • the cross-sectional area of the end face 43 is larger than that of the end face 44, so that the bypass pressure in the bypass chamber 42 exerts a resultant force on the control slide 26 in the direction of the closed position of the control slide valve 17.
  • the regulating slide 26 is supported on a face of the partial area 33 opposite the face 44 by means of a compression spring 45 relative to the housing.
  • the compression spring 45 preferably surrounds the lateral surface of the partial area 34.
  • one of the aforementioned pressures or a separately adjustable pressure can act on the outer end faces of the partial areas 33, 34.
  • a further control edge 70 of the partial area 29 delimits the control pressure chamber 37.
  • the control edge 70 just closes the cross-section of the control pressure chamber 37 into an unpressurized ring channel 71, which is connected, for example, to a tank.
  • the assigned cross-sections of the control edges 38, 70 are just closed.
  • the control edge 38 opens, while for a movement from the sketched position to the left, the control edge 70 opens.
  • control cross-section 38 opens the cross section from the working pressure line 18 to the regulating pressure line 16 (stronger). The pressure in the regulating pressure line 16 and thus in the bypass space 42 increases until the balance of forces is restored.
  • the control slide valve 22 is essentially designed in accordance with the control slide valve 17.
  • the pressures 47 are plotted as a function of the regulating force 46 or the torque correlating therewith.
  • the control pressure 49 increases linearly for a movement of the control slide 26 of the control slide valve 17 from the position outlined in FIG. 1 to the right.
  • this results in a steeper linear increase in the control pressure 51 of the control slide 17 and thus the pressure in the pressure chamber 14 Kept zero or kept in areas in which the control pressure chamber of the control slide valve 22 is hydraulically connected to the unpressurized ring channel. Only the piston in the piston 10 thus acts Pressure chamber 14 present control pressure of the control slide valve 17, so that the resulting control force 52 increases linearly.
  • control pressure 49 of the control solenoid valve 17 is kept at zero by suitable action on the associated control solenoid valve, or is held in areas in which the control pressure chamber of the control slide valve 17 is hydraulically connected to the unpressurized ring channel 71.
  • the pressure chamber 14 is thus depressurized in this operating area.
  • the pressure chamber 15 is subjected to a control pressure 48 of the control solenoid valve 22 not equal to zero.
  • a negative control force 52 results.
  • the control force 52 is continuously linear over both operating ranges.
  • FIG. 3 A second embodiment of the invention is shown in FIG. 3. With the design essentially corresponding to that of FIG. 1, the control slide valves 17a, 22b are formed inversely to one another. The control slide valves 17a, 22b are supplied with the same control pressure of a common control solenoid valve 20. For this purpose, the control pressure line 19a is connected to the control pressure line 24b via a bypass line 60.
  • the control pressure 48, 49 of the common control solenoid valve 20 can be varied between zero and a maximum pressure by suitable energization of the control solenoid valve 20, the control pressure being zero for the maximum negative control force and the maximum for the maximum control force.
  • the control solenoid valve 17a this results in a proportional pressure curve of the control pressure 51a in the control pressure line 16a.
  • the inverse control solenoid valve 22b there is a maximum control pressure 52b in the control pressure line 21b for a control pressure of zero, which decreases linearly with an increase in the control pressure 48.49 and reaches zero for the maximum control pressure 48.49.
  • both control slides 17a, 22b are pressed to the left against a stop due to the spring forces of the compression springs 45a, 45b. While the control edge 38a of the control slide valve 17a completely closes the cross-section from the ring channel 39a to the control pressure chamber 37a, the control edge 38b of the control slide valve 22b completely opens the cross-section from the ring channel 39b to the control pressure chamber 37b. If the control pressure of the control solenoid valve 20 is increased, both control slides 26a, 26b move to the right. While the control edge 38a increasingly opens with increasing control pressure, the control edge 39a increasingly closes with increasing control pressure.
  • the maxima of the control pressures 51a, 52b are the same. For half of the maximum control pressure 48, 49, the control pressures 51a, 52b are the same. In this case, the pressure forces acting on the piston 10 balance each other, so that there is a regulating force of zero.
  • the regulating force 52 runs continuously and linearly for different operating ranges.
  • a possible tolerance of the inverse control slide 22b for example as a result of the scattering of the spring characteristic, can be left decrease to a negligible value by setting the preload.
  • FIG. 5 A third embodiment of the invention is shown in FIG. 5.
  • the control spools 17c, 22d of the second embodiment are designed for different pressure ranges of the control pressure of the control solenoid valve 20 responsible for both control spool valves 17c, 22d.
  • the structure remains essentially unchanged compared to the second embodiment, only the spring stiffness of the compression springs 45c, d and the effective end faces 36c, d of the control slide 26c, d can be suitably adapted:
  • control slide 26c For vanishing control pressure in the control pressure line 19c, the control slide 26c rests against a left stop of the control slide valve 17c.
  • a preload of the spring 45c is selected such that when the control pressure in the control pressure line 19c increases, the control slide 26c continues to bear against the stop until half of the maximum control pressure is reached. Only when the control pressure increases by more than half the maximum control pressure does the control slide 26c move to the right, the control edge 38c increasingly releasing the cross-section from the annular channel 39c to the control pressure chamber 37c during the movement of the control slide 26c.
  • control edge 38d closes the transition cross section from the ring channel 39d to the control valve when half of the maximum of the control pressure is reached. pressure rough 37d.
  • a further control edge 70d releases a cross-section from an unpressurized ring channel 71d, which is connected, for example, to a tank, to the control pressure chamber 37d, so that the control pressure in the control pressure line 21d is zero.
  • control pressures 48.49 increase linearly from 0 for maximum negative control force with increasing control force.
  • control pressure profiles 50d, 51c and the resulting differential pressure 52 are designed in accordance with the profiles shown in FIG.
  • the control edges 38c, 38d reach their closed position for different control pressures.
  • the control solenoid valve 17c already opens at a torque 80 which is less than zero, while the control slide valve 22d only closes at a torque 81 which is greater than zero.
  • the torques 80, 81 are preferably of the same magnitude.
  • the above-described displacement of the closing points results in a piecewise linear control force characteristic curve 52d.
  • (small) pressures 50d and 51c are present on the piston 10.
  • the gradient of the control force characteristic curve 52d increases in the range of the torques 80 and 81.
  • the control pressure 50d is zero, while the control pressure 51c increases linearly.
  • the steep characteristic curve in the area of the torques 80 and 81 that is to say in the area of the coordinate origin and thus in particular for a load change on the variator, there is a steep control force characteristic curve 52d, which enables improved control behavior.
  • a fifth exemplary embodiment shown in FIG. 8 essentially corresponds to the second to fourth exemplary embodiments.
  • the control pressure of a control pressure line is not supplied to the control slide valve 22f. Rather, the control slide valve 22f is supplied with the control pressure of the control pressure line 16e or the bypass line 40e as the control pressure. Since the control pressure of the control pressure line 16e supplied to the control slide valve 22f is greater than the required control pressure, it does not affect an entire free end face of the control slide, but only a partial area. For this reason, the control slide 26f has an extension 90 for reducing the effective end face.
  • the pressure-control force dependency of the fifth exemplary embodiment in FIG. 9 essentially corresponds to the representation according to FIG. If the spring characteristics or preload and the effective end faces deviate, the basic configuration according to FIG. 8 also makes it possible to achieve dependencies according to FIG. 6 or FIG. 7.
  • a sixth embodiment of the invention is shown in Fig.10.
  • pressure acts on the end face 200 of the control slide valve 26h opposite the control pressure space 35h.
  • This pressure is, for example, the working pressure of the working pressure line 18h, which acts on an end face 200 of the regulating slide 26h unabated or reduced in accordance with a further control edge of the regulating slide 26h.
  • the pressure requirement for the working pressure in the range Torque can be reduced from approximately zero, cf. the third embodiment according to FIG. 5.
  • control pressure in particular the control pressure line 19g, can also be reduced and thus a high degree of efficiency can be achieved.
  • control edge 38g connects the annular channel 39g to the control pressure chamber 37g and thus ensures a pressure increase in the control pressure in the control pressure line 16g.
  • This change in the force relationships can be compensated for by the (working) pressure which is led to the right end face 200 and which also rises as a result of a suitable regulation or as a result of a further control edge.
  • the control pressure in the control pressure line 21h and in the pressure chamber 15 remains at its constant pressure level cf.
  • the pressure in the control pressure line 21h is also determined by the working pressure acting on the end face 200 of the control slide valve 26h.
  • the position of the regulating slide 22h is changed such that the regulating pressure space 37h is connected to the unpressurized annular channel 71h via the control edge 70h.
  • the control pressure in the control pressure line drops.
  • a new equilibrium of forces is established at the control slide valve 26h when the increase in force has been compensated for by the control pressure of the control pressure line 16g present in the control pressure chamber 35h by the lowering of the control pressure in the control pressure line 21h. It is thus possible to use the control pressure in the control pressure line 16g to set the control pressure in the control pressure line 21h exactly (and thus the differential pressure or the control force).
  • the control slide valve 22j generates a control pressure in the control pressure line 21j which is proportional to the control pressure provided by a control solenoid valve 25 in the control pressure line 24j.
  • the control pressure of the control pressure line 21j of the control slide valve 22j is fed back to the first control slide, possibly with the interposition of a throttle or orifice.
  • This control pressure acts on two opposing lying end faces 90i, 91i which, according to the exemplary embodiment shown in FIG. 12, generate a resultant force to the right, that is to say in the opening direction of the control slide valve 17i.
  • the control slide valve 22j is essentially designed in accordance with the control slide valve 17 shown in FIG. 1, so that the control pressure of a control solenoid valve 25 present in the control pressure line 24j is converted into a proportional control pressure in the control pressure line 21j.
  • the piston in the pressure chamber 15 is pressurized with a pressure which is solely dependent on the control pressure in the control pressure line 24j, while the piston 10 in the pressure chamber 14 is pressurized with a pressure which is relative to the pressure in the pressure chamber 15.
  • the functioning of the subsystems going beyond this, consisting of the control slide valves 17i, 22j, is the same as the functioning of the corresponding systems of the first embodiment, cf. Fig.l, identical.
  • control slide 22j causes the pressure in the pressure chamber 15 to rise as a result of the pressure in the pressure Pressure space 15 on an end face of the control slide 26i, the position of the control slide 26i changes, so that the control edge 38i opens and creates a cross-section from the annular channel 39i into the control pressure space 37i.
  • the pressure in the pressure chamber 14 is adjusted to the pressure in the pressure chamber 15. The pressure difference in the pressure rooms 14, 15 remains constant despite the increase in the pressures in the pressure rooms 14, 15.
  • control pressure set in the control pressure line 21j via the control slide valve 22j must be less than the difference between the working pressure in the working pressure line 18j and the desired pressure difference, which correlates with the desired control force.
  • the pressure in the pressure chamber 14 reaches the level of the working pressure and cannot set the predetermined differential pressure.
  • control pressure in the control pressure line 19i In order to reverse the pressure difference at the piston 10, the control pressure in the control pressure line 19i must be in the range from 0 to half the maximum control pressure. The resulting equilibrium of forces at the control slide valve 17i ensures a pressure difference in the pressure chambers 14, 15 which is proportional to the control pressure.
  • a prerequisite for the functioning in the case of an inverted pressure difference is a pressure level of the control pressure in the control pressure line 21j which is above the predetermined differential pressure.
  • the control solenoid valve (s) 20 is (are) supplied with a suitable current supply via a control device which correlates with the desired control force, the desired torque or the desired transmission ratio. These are specified in accordance with a driver or a suitable automatic program.

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Abstract

1. Die Erfindung betrifft ein Getriebe mit stufenlos veränderlicher Übersetzung. 2.1 Bekannte gattungsgemäße Getriebe verfügen über Toroidvariatoren, bei denen ein Roller nach Massgabe von an einem hydraulischen Stellkolben wirkenden Druckkräften zur Veränderung des Übersetzungsverhältnisses verschwenkbar ist. Zur Beaufschlagung des Kolbens mit einem Hydraulikmedium findet ein Regelschieber Einsatz, welcher über vier Steuerkanten verfügt. 2.2 Erfindungsgemäss finden zwei Regelschieberventile Verwendung, wobei jedes Regelschieberventil über einen Regelschieber mit lediglich zwei Steuerkanten verfügt. Die Regelschieberventile werden jeweils von einem Regelmagnetventil mit einem Steuerdruck beaufschlagt. 2.3 Stufenlose Toroidgetriebe für Kraftfahrzeuge.

Description

Getriebe mit stufenlos veränderbarer Übersetzung
Die Erfindung betrifft ein Getriebe mit stufenlos veränderbarer Übersetzung gemäß den Oberbegriffen der Patentansprüche 1 bzw. 20.
Aus der DE 197 57 017 C2 ist ein Getriebe bekannt, bei welchem zwischen einer Antriebstorusscheibe und einer Abtriebstorus- scheibe ein Antriebsmoment über einen mit den Torusscheiben in Reibkontakt stehenden Roller übertragen wird. Durch eine Veränderung der Stellung des Rollers sind die Reibradien des Roller an den Torusscheiben stufenlos veränderbar, so dass die Übersetzung (der Drehzahl und des Drehmomentes) zwischen der Antriebstorusscheibe und der Abtriebstorusscheibe stufenlos veränderbar ist. Der Roller stützt sich quer zur Rotationsachse der Torusscheiben und in Richtung der zwischen Roller und Torusscheiben wirkenden Reibkraft gegenüber mindestens einem Kolben ab, mittels welchem eine Regelkraft aufgebracht ist. Über die Regelkraft kann die Stellung des Rollers und damit die Übersetzung verändert werden. Hierzu ist der Kolben über zwei Druckräume beaufschlagbar, wobei entsprechend einer Beaufschlagung der Druckräume mit einem Hydraulikmedium die Regelkraft veränderbar ist. Die Beaufschlagung der Druckräume erfolgt über ein Regelschieberventil. Dem Regelschieberventil wird ein Arbeitsdruck zugeführt sowie ein Steuerdruck. Nach Maßgabe des Steuerdruckes wird mittels des Regelschieberventiles als Ausgangsdruck desselben ein Regeldruck erzeugt, welcher insbesondere proportional zum Steuerdruck ist. Der Regeldruck wird zur Einstellung der Regelkraft mindestens einem Druckraum zugeführt . Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Getriebe mit stufenlos veränderbarer Übersetzung vorzuschlagen, welches bei einfacher oder kostengünstiger Fertigung eine gute Regelbarkeit bzw. Steuerbarkeit der Stellung des Rollers gewährleistet.
Der Erfindung liegt die Erkenntnis zugrunde, dass eine Steuerung oder Regelung (im folgenden als Steuerung bezeichnet) des Druckes in den Druckräumen über einen einzigen Regelschieber nachteilig ist. Die gemäß dem Stand der Technik eingesetzten Regelschieberventile verfügen dabei über einen Regelschieber mit zwei Druckkammern. Die bekannten Regelschieber verfügen über vier Steuerkanten. Für eine exakte Auslegung der Regelschieberventile bilden diese vier Steuerkanten Mehrfachpassun- gen, welche hochgenau einerseits gegenüber den benachbarten Steuerkanten und andererseits gegenüber den Steuerkanälen des Regelschiebers gefertigt werden müssen. Darüber hinaus ist eine Einstellung der Öffnungsverhältnisse der Übertrittsquerschnitte zwischen einzelnen Druckkammern des Regelmagnetventiles durch die relative Lage der Steuerkanten zueinander vorgegeben und kann nicht (nachträglich) eingestellt werden. Ein individueller Ausgleich von toleranzbedingten Schwankungen der Regeldrücke ist ebenfalls nicht möglich.
Erfindungsgemäß ist jedem Druckraum ein Regelschieberventil bzw. ein Regelschieber zugeordnet. Im einfachsten Fall verfügt das Regelschieberventil über lediglich einen Ausgang für den Regeldruck sowie zwei Eingänge für einen Arbeitsdruck sowie einen Steuerdruck.
Ein derartiges Regelschieberventil kann über einen Regelschieber verfügen, der lediglich zwei Steuerkanten aufweist. Hierdurch ergibt sich ein verringerter Fertigungsaufwand. Die Fertigungskosten können infolge der verringerten Toleranzanforderungen gesenkt werden. Gleichzeitig ergibt sich eine erhöhte Zuverlässigkeit des Regelventiles und damit des einstellbaren Regeldruckes. Andererseits stellen die zwei Regelschieberventile separate Systeme dar, welche selbständig einstellbar sind. Vorzugsweise kann bei' der Drehmomentregelung des Getriebes auf Drucksensoren zur Erfassung der Drücke in den Druckräumen verzichtet werden. Bei erfindungsgemäßer Ausgestaltung ergibt sich eine gute Steuerbarkeit der Drücke in den Druckräumen und damit eine exakte Ausrichtung des Rollers entsprechend dem gewünschten Übersetzungsverhältnis. Darüber hinaus ergibt sich bei erfindungsgemäßer Ausbildung ein deutlich reduzierter Systemdruck und damit ein niedrigerer Energiebedarf, insbesondere bei Leerlauf des Fahrzeuges sowie bei geringer Last gegenüber vergleichbaren Systemen nach dem Stand der Technik.
Vorzugsweise ist je nach Lastfall, also für beide Richtungen des an dem Roller wirksamen (Antriebs-) Momentes, der Regeldruck einer der beiden Druckkammern konstant auf einem niedrigen Druck, insbesondere auf dem Druck Null, gehalten. Die Regelkraft ergibt sich aus der Differenz der in den Druckräumen ausgeübten Druckkräfte auf den Kolben. Infolge der erfindungsgemäßen Gestaltung ist dafür Sorge getragen, dass in den Druckkammern entgegengesetzt wirkende Komponenten, welche sich gegenseitig aufheben würden, vermieden sind. Hierdurch kann der Wirkungsgrad des erfindungsgemäßen Wechselgetriebes erhöht werden.
Eine Weiterbildung des Wechselgetriebes ist dadurch gekennzeichnet, dass die Regelschieber mit einem gemeinsamen Steuerdruck beaufschlagt sind. Dies hat zum einen den Vorteil, dass eine gemeinsame Einrichtung zur Bereitstellung des Steuerdruckes verwendet werden kann, wodurch die Zahl der benötigten Bauteile reduziert ist. Des Weiteren kann der Einfluss von Schwankungen des Steuerdruckes reduziert werden, da Abweichungen des Steuerdruckes von einem Solldruck zu Rückwirkungen auf beiden Seiten des Kolbens führen.
Nach einer besonderen Ausgestaltung des Wechselgetriebes ist ein Regelschieberventil invers zu dem anderen Regelschieberventil ausgebildet. Dieses bedeutet, das für eine Erhöhung des Steuerdruckes in einer Druckkammer der Regeldruck erhöht wird, während der Regeldruck in der anderen Druckkammer mit einer Er- höhung des Steuerdruckes verringert ist. Eine Veränderung des Steuerdruck es hat somit eine doppelt wirkende Änderung der Regelkraft zur Folge, wodurch eine besonders effektive Steuerung möglich ist.
Gemäß einem weiteren Vorschlag der Erfindung sind die Regel- Schieber abstützende Druckfedern, die wirksamen Stirnflächen der Regelschieber und die Lage der Steuerkanten so ausgelegt, dass die Regelschieberventile jeweils in einem definierten Arbeitsbereich einen von Null linear ansteigenden Regeldruck erzeugen. Überschneiden sich die Arbeitsbereiche teilweise gegenseitig, so ergeben sich drei Betriebsbereich: die zwei Teilarbeitsbereiche korrespondieren mit einem ersten und einem dritten Betriebsbereich, in denen jeweils lediglich ein Druckraum mit einem Regeldruck des im Arbeitsbereich befindlichen Regel- schieberventiles beaufschlagt ist. In diesen Betriebbereichen ist eine Steuerung mit einem hohen Wirkungsgrad ermöglicht. In dem Überschneidungsbereich (zweiter Betriebsbereich) sind beide Druckräume mit einem Regeldruck beaufschlagt . Die Regelkraft ergibt sich somit aus einer Überlagerung der in den Druckräumen erzeugten Komponenten der Regelkraft. Die Abhängigkeit der Regelkraft von dem bzw. den Steuerdruck/-drücken ist in dem Übergangsbereich von den ersten Betriebsbereich zum zweiten Betriebsbereich sowie vom zweiten Betriebsbereich zum dritten Betriebsbereich (und umgekehrt) stetig mit einer sprunghaften Änderung der Steigung. Zweite Betriebsbereich mit größerer Steigung haben zur Folge, dass über eine größere Druckänderung eine kleine Drehmomentänderung bewirken. Erstreckt sich der zweite Betriebsbereich im Bereich der Umschaltung der Fahrbereiche und der Richtungsumkehr des Drehmomentes, so kann über die Änderung der Steigung der Druck-Regelkraft-Kennlinie eine besonders feinfühlige Steuerung erfolgen.
Gemäß einer Abwandlung der Erfindung schließen die Arbeitsbereiche der Regelschieberventile ohne gegenseitige Überschneidung unmittelbar aneinander an. Hierdurch entfällt der zweite Betriebsbereich, so dass für alle Betriebsbereiche ein hoher Wirkungsgrad gegeben ist.
Weiterhin ist es durch die Erfindung ermöglicht, dass zumindest ein Regelschieber eines Regelschieberventiles gegenüber einem Druckraum mit einem Abstützdruck verschieblich ist. Dieses kann alternativ oder ergänzend zur Abstützung des Regelschiebers ü- ber eine Druckfeder erfolgen. Durch die Druckbeaufschlagung kann über die (veränderliche) Einstellung des Druckes eine Erhöhung der Variabilität des Hydrauliksystems erzielt werden.
Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung wird einem ersten Regelschieberventil ein Steuerdruck zugeführt und dem zweiten Regelschieberventil als Steuerdruck der Regeldruck des ersten Regelschieberventils zugeführt . Hiermit werden etwaige Abweichungen des Regeldruckes von einem Solldruck des ersten Regelschieberventiles, beispielsweise infolge von Fertigungsfehlern des ersten Regelschieberventiles oder infolge von Fehlern des Steuer- oder Arbeitsdruckes, dem zweiten Regelschieberventil zugeführt. Damit wirken aber die vorgenannten Abweichungen auf beide Druckräume. Eine automatische gegenseitige (zumindest teilweise) Ausregelung von Regelabweichungen ist damit ermöglicht.
Vorzugsweise wird der Druck zur Abstützung in der vorgenannten Druckkammer bei niedrigen Lasten und im Leerlauf auf ein niedriges Niveau abgesenkt . Hierdurch kann auch das Niveau der erforderlichen Arbeits- und Steuerdrücke gesenkt werden, wodurch ein weiter verbesserter Wirkungsgrad bedingt ist.
Eine weitere Lösung der der Erfindung zugrunde liegenden Aufgabe ist dadurch gekennzeichnet, dass einem Druckraum ein Regel- druck eines ersten Regelschieberventiles zugeführt wird und dem anderen Druckraum ein Regeldruck eines zweiten Regelschieberventiles zugeführt wird, wobei das zweite Regelschieberventil mit einem Steuerdruck sowie dem Regeldruck des ersten Regelschieberventiles beaufschlagt ist. Hiermit werden etwaige Abweichungen des Regeldruckes von einem Solldruck des ersten Re- gelschieberventiles, beispielsweise infolge von Fertigungsfehlern des ersten Regelschieberventiles oder infolge von Fehlern des Steuer- oder Arbeitsdruckes, dem zweiten Regelschieberventil zugeführt. Dabei beeinflussen sowohl der rückgeführte Regeldruck des ersten Regelschieberventiles als auch der Steuerdruck, welcher unabhängig oder korrespondierend zum Steuerdruck des ersten Regelschieberventiles, auf das Kräftegleichgewicht an dem Regelschieber des zweiten Regelschieberventiles ein.
Vorteilhafte Weiterbildungen ergeben sich aus den Unteransprüchen, der Beschreibung und der Zeichnung. Bevorzugte Ausführungsbeispiele des erfindungsgemäßen Getriebes werden nachfolgend anhand der Zeichnung näher erläutert . In der Zeichnung zeigt :
Fig.l eine Hydraulikversorgungseinrichtung eines erfindungsgemäßen Getriebes gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel,
Fig.2 Druck- und Regelkraftabhängigkeiten gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel,
Fig. 3 eine Hydraulikversorgungseinrichtung eines erfindungsgemäßen Getriebes gemäß einem zweiten Ausführungsbeispiel,
Fig. 4 Druck- und Regelkraftabhängigkeiten gemäß dem zweiten Ausführungsbeispiel ,
Fig. 5 eine Hydraulikversorgungseinrichtung eines erfindungsgemäßen Getriebes gemäß einem dritten Ausführungsbeispiel,
Fig. 6 Druck- und Regelkraftabhängigkeiten gemäß dem dritten Ausführungsbeispiel, Fig. 7 Druck- und Regelkraftabhängigkeiten gemäß einem vierten Ausführungsbeispiel,
Fig. 8 eine Hydraulikversorgungseinrichtung eines erfindungsgemäßen Getriebes gemäß einem fünften Ausführungsbeispiel ,
Fig. 9 Druck- und Regelkraftabhängigkeiten gemäß dem fünften Ausführungsbeispiel ,
Fig. 10 eine Hydraulikversorgungseinrichtung eines erfindungsgemäßen Getriebes gemäß einem sechsten Ausführungsbeispiel ,
Fig. 11 Druck- und Regelkraftabhängigkeiten gemäß dem sechsten Ausführungsbeispiel,
Fig. 12 eine Hydraulikversorgungseinrichtung eines erfindungsgemäßen Getriebes gemäß eines siebten Ausfüh- rungsbeispiel und
Fig. 13 Druck- und Regelkraftabhängigkeiten gemäß dem siebten Ausführungsbeispiel .
Bei dem erfindungsgemäßen Getriebe handelt es sich um ein stufenloses Getriebe, vorzugsweise mit mehreren Fahrbereichen für Vorwärtsfahrt . Insbesondere handelt es sich um ein Getriebe mit Leistungsverzweigung, welches mindestens zwei parallele Leistungspfade aufweist, wobei mindestens ein Leistungspfad eine konstante Übersetzung und ein weiterer Leistungspfad eine variable, durch einen mit mindestens einer Antriebstorusscheibe, mindestens einer Abtriebstorusscheibe und mindestens einem Roller gebildeten Variator verstellbare Übersetzung aufweist. Die Fahrbereiche sind vorteilhaft derart ausgelegt, dass ein Fahrbereichswechsel ohne Übersetzungssprung und ohne Änderung der Variatorübersetzung bei einer Betätigung der Schaltelemente bei Synchrondrehzahl möglich ist. Als Folge dessen muß sich beim Fahrbereichswechsel der Leistungsfluss auf dem variablen Leistungspfad und damit über den Variator umkehren. Dies hat eine Umkehrung der Richtung des übertragenen Drehmoments am Variator zur Folge .
Der mindestens eine Roller ist verschwenkbar um eine Schwenkachse gelagert, wobei nach Maßgabe der Verschwenkung das Übersetzungsverhältnis zwischen den Torusscheiben veränderbar ist. In Richtung der Schwenkachse stützt sich der Roller ggf. unter Zwischenschaltung mechanischer Trage- und Führungselemente über einen beidseitig wirkenden Kolben oder zwei einseitig wirkende Kolben ab. Die Abstützkräfte setzen sich zusammen aus einem für einen quasistationären Betriebszustand konstanten Anteil, welcher beispielsweise eine Überlagerung der an dem Roller wirkenden Reibkräfte beinhaltet, sowie einem Wechselanteil, welcher beispielsweise infolge von Änderungen der Betriebsbedingungen und/oder einem etwaigen Schräglauf im Wälzkontakt zwischen Roller und Torusscheiben infolge einer translatorischen Verschiebung der Roller in Richtung der Schwenkachse entsteht. Zusätzlich ist es ebenfalls möglich, eine Rotationsbewegung der Roller um die Schwenkachse über geeignete Getriebeelemente in eine Translationsbewegung des Kolbens umzuwandeln.
Hinsichtlich der zwischen Roller und Kolben zwischengeschalteten Getriebeelemente zur Realisierung des Kraftflusses sowie der Kopplung des Kolbens mit dem Roller wird beispielsweise auf die entsprechenden Vorrichtungen der Druckschriften EP 0 937 913, US 6 132 333, JP 09 20 3 450, JP 09 210 164, JP 08 233 085, JP 07 151 218, DE 197 57 017 C2 und die unveröffentlichte Anmeldung DE 102 06 200.5 verwiesen. Weitere diesbezügliche Vorrichtungen sind folgenden Literaturstellen zu entnehmen:
H.Kumura, Nissan Motor Co. : Development of a Dual-Cavity Half - Toroidal CVT. Int. Congress on Continuously Variable Power Transmission CVT'99, Eindhoven, 16.-17. September, 1999, H. Sakai, Nissan Motor Co.: Speed control device of toroidal type continuously variable transmission,
K.Abo, Nissan Motor Co. : Development of a metal belt-drive CVT incorporating a torque Converter for use with 2-liter class en- gines. Transmission and Driveline Systems Symposium 1998, S E Paper 980823, 1998.
Eine weitere Ausgestaltung einer Verstellung des Rollers über einen Kolben ist einem heutigem Seriengetriebe („Extroid" des Fahrzeugherstellers Nissan) zu entnehmen.
Die vorgenannten bekannten Ausgestaltungsformen einer Anbindung eines Kolbens an den Roller zur Aufbringung einer Regelkraft zur Regelung der Stellung des Rollers und damit der Übersetzung sind problemlos in den Gegenstand der vorliegenden Anmeldung integrierbar. Die vorgenannten Anmeldungen werden hinsichtlich der zwischen Kolben und Roller zwischengeschalteten Getriebeelemente zum Gegenstand der vorliegenden Anmeldung gemacht .
Gemäß dem in Fig.l dargestellten Ausführungsbeispiel ist der Kolben als beidseitig wirkender Kolben 10 ausgebildet. Der Kolben 10 findet Aufnahme in einem Zylinder 11 und ist an gegenüberliegenden Stirnseiten 12,13 über Druckräume 14,15 jeweils mit einem Hydraulikmedium beaufschlagbar. Die Stirnflächen 12,13 verfügen über gleiche oder unterschiedliche Durchmesser. Die an dem Kolben 10 erzeugte Regelkraft, welche, ggf. unter Zwischenschaltung einer geeigneten Übersetzung, auf den Roller wirkt, ergibt sich aus der Differenz des Produktes des Druckes im Druckraum 14 mit der Stirnfläche 12 und dem Produkt des Druckes in den Druckraum 15 mit der Stirnfläche 13.
Gemäß dem in Fig.l dargestellten Ausführungsbeispiel wird der Druckraum 14 über eine erste Regeldruckleitung 16 mit einem Regeldruck beaufschlagt. Der Regeldruck ist Ausgang eines Regel- schieberventils 17, welches als Eingangsgrößen über eine Arbeitsdruckleitung 18 mit einem konstanten oder variablen Ar- beitsdruck sowie über eine Steuerdruckleitung 19 mit einem Steuerdruck beaufschlagt ist. Der Steuerdruck ist Ausgang eines Regelmagnetventiles 20, welches nach Maßgabe eines elektrischen Signales einen, insbesondere dem elektrischen Signal proportionalen, Steuerdruck erzeugt.
Das Regelmagnetventil 20 ist entsprechend den an sich bekannten Regelmagnetventilen aufgebaut, welche ein von einer Eingangsgröße wie einem elektrischen Signal abhängigen Steuerdruck erzeugen. Hinsichtlich beispielhafter Ausgestaltungen eines derartigen Regelmagnetventiles 20 wird auf die nicht vorveröffentlichten Patentanmeldungen DE 102 07 991.9 oder DE 102 14 292 sowie DE 101 18 104.3 oder die Druckschrift DE 197 33 660 AI verwiesen.
Der Druckraum 15 ist mit einem Regeldruck über eine Regeldruckleitung 21 beaufschlagt. Die Regeldruckleitung 21 wird von einem Regelschieberventil 22 mit einem Hydraulikmedium beaufschlagt. Dem Regelschieberventil 22 werden ein Arbeitsdruck ü- ber eine Arbeitsdruckleitung 23 sowie ein Steuerdruck über eine Steuerdruckleitung 24 zugeführt. Der Steuerdruck in der Steuerdruckleitung 24 ist Ausgangsgröße eines Regelmagnetventiles 25, welches zumindest hinsichtlich der Funktion entsprechend dem Regelmagnetventil 20 ausgebildet ist.
Das Regelschieberventil 17 verfügt über einen Regelschieber 26, welcher axial in einem Gehäuse 27 entlang einer Achse 28-28 verschiebbar ist. Der Regelschieber 26 verfügt über einen ersten Teilbereich 29, einen zweiten Teilbereich 30, einen dritten Teilbereich 31, einen vierten Teilbereich 32, einen fünften Teilbereich 33 und einen sechsten Teilbereich 34.
Die Teilbereiche 29-34 sind in der vorgenannten Reihenfolge hintereinanderllegend koaxial zur Achse 28-28 angeordnet und verfügen über im wesentlichen zylindrischen Querschnitt. Die Teilbereiche 29, 31 und 33 sind unter radialer Abdichtung gegenüber dem Gehäuse geführt . Das Regelschieberventil 17 verfügt über einen Steuerdruckraum 35, welchem über die Steuerdruckleitung 19 ein Steuerdruck zugeführt wird. Im Steuerdruckraum 35 ist eine Stirnfläche 36 des ersten Teilbereichs 29 mit dem Steuerdruck beaufschlagt. Der Steuerdruck wirkt unabhängig von der Stellung des Regelschiebers 26 auf diesen ein.
Der zweite Teilbereich 30 ist mit verringertem Querschnitt zwischen den Teilbereichen 29,31 angeordnet und bildet mit dem Gehäuse des Regelschieberventiles 17 radial außenliegend vom Teilbereich 30 eine Regeldruckkammer 37 aus, welche in ständiger hydraulischer Verbindung mit der Regeldruckleitung 16 steht. Der Regeldruck in der Regeldruckkammer 37 wirkt auf die einander zugewandten Stirnflächen der Teilbereich 31,29, so dass sich die vom Regeldruck ausgeübten Kräfte bei gleichen Querschnitte 31,29 aufheben und bei abweichender Gestaltung mit unterschiedlichen Querschnitten eine Resultierende verbleibt.
Die dem Teilbereich 29 zugewandte Stirnfläche 38 des Teilbereiches 31 bildet eine Steuerkante 38. Die Arbeitsdruckleitung 18 ist verbunden mit einem Ringkanal 39. Über eine Verschiebung der Steuerkante 38 wird ein, insbesondere kreisringförmiger Ü- bertrittsquerschnitt vom Ringkanal 39 zum Regeldruckraum 37 freigegeben, wobei die Größe des freigegebenen Querschnittes nach Maßgabe der Verschiebung entlang der Achse 28-28 veränderbar ist. In der in Fig.l dargestellten Stellung ist der Übertrittsquerschnitt (gerade noch) geschlossen. Für eine Bewegung des RegelSchiebers 26 nach rechts wird der Übertrittsquerschnitt geöffnet .
Der Regeldruck der Regeldruckleitung 16, wird über eine Bypass- leitung 40, ggf. unter Zwischenschaltung einer Drossel oder Blende 41, in einen Bypassraum 42 rückgeführt. In dem Bypass- raum 42 wirkt der Bypassdruck auf die der Steuerkante 38 gegenüberliegende Stirnfläche 43 des dritten Teilbereiches sowie die der Stirnfläche 43 zugewandte Stirnfläche 44 des Teilberei- ches 33. Die Querschnittsfläche der Stirnfläche 43 ist größer als die der Stirnfläche 44, so dass der Bypassdruck im Bypass- raum 42 eine resultierende Kraft auf den Regelschieber 26 in Richtung der Schließstellung des Regelschieberventiles 17 ausübt.
An einer der Stirnfläche 44 gegenüberliegenden Stirnfläche des Teilbereichs 33 stützt sich der Regelschieber 26 über eine Druckfeder 45 gegenüber dem Gehäuse ab. Die Druckfeder 45 umgibt vorzugsweise die Mantelfläche des Teilbereiches 34. Alternativ oder ergänzend kann an den außenliegenden Stirnflächen der Teilbereiche 33,34 einer der vorgenannten Drücke oder ein separat einstellbarer Druck wirken.
Eine weitere Steuerkante 70 des Teilbereiches 29 begrenzt den Regeldruckraum 37. In der in Fig. 1 dargestellten Stellung verschließt die Steuerkante 70 gerade den Übertrittsquerschnitt vom Regeldruckraum 37 in einen drucklosen Ringkanal 71, welcher beispielsweise mit einem Tank verbunden ist. In der dargestellten Stellung sind die zugeordneten Übertrittsquerschnitte der Steuerkanten 38, 70 gerade geschlossen. Für eine Bewegung des Regelschiebers aus der dargestellten Lage nach rechts öffnet die Steuerkante 38, während für eine Bewegung aus der skizzierten Stellung nach links die Steuerkante 70 öffnet.
In Richtung der Achse 28-28 wirken folgende Kräfte auf den Regelschieber:
- Druckkraft des Steuerdruckes 19 auf die Stirnfläche 36,
- resultierende Druckkraft des Bypassdruckes auf die Stirnflächen 43,44,
- Federkraft 45,
- etwaige Druckkräfte auf die außenliegenden Stirnflächen der Teilbereiche 33,34.
Aus der in Fig.l dargestellten Stellung wird mit einer Erhöhung des in der Steuerdruckleitung 19 vorliegenden Steuerdruckes das Regelschieberventil nach rechts verschoben, so dass die Steuerkante 38 die Verbindung zwischen dem Kanal 39 und dem Regel- druckraum 37 freigibt. Hierdurch steigt der Regeldruck in der Regeldruckleitung 16 an. Gleichermaßen steigt infolge der By- passleitung 40 der Druck im Bypassraum 42 an. Infolge der unterschiedlichen Querschnittsflächen der Stirnflächen 44,43 wird mit steigendem Regeldruck in der Regeldruckleitung 16 eine steigende Kraft in Schließrichtung der Steuerkante 38 erzeugt, so dass sich selbstständig ein Gleichgewicht einstellt.
Bei einem betriebsbedingten Abfall des Regeldruckes in dem Druckraum 14 verringert sich die Resultierende der am Regel- Schieber 26 wirkenden Kräfte infolge des Druckabfalles im Bypassraum 42. Der Regelschieber bewegt sich nach rechts. Dies hat zur Folge, dass über die Steuerkante 38 der Übertrittsquerschnitt von der Arbeitsdruckleitung 18 zu der Regeldruckleitung 16 (stärker) geöffnet wird. Der Druck in der Regeldruckleitung 16 und damit in dem Bypassraum 42 steigt so lange an, bis das Kräftegleichgewicht wiederhergestellt ist.
Das Regelschieberventil 22 ist im wesentlichen entsprechend dem Regelschieberventil 17 ausgebildet.
In Fig. 2 sind die Drücke 47 als Funktion der Regelkraft 46 bzw. des mit dieser korrelierenden Drehmomentes aufgetragen. Der Steuerdruck 49 nimmt für eine Bewegung des Regelschiebers 26 des Regelschieberventiles 17 aus der in Fig. 1 skizzierten Stellung nach rechts linear zu. Infolge der proportionalen Verstärkung des Regelschiebers resultiert dies in einem steileren linearen Anstieg des Regeldruckes 51 des Regelschiebers 17 und damit des Druckes in der Druckkammer 14. In diesem Arbeitsbereich der Regelschieberventile 17, 22 wird der Steuerdruck 48 des Regelschieberventiles 22 durch geeignete Beaufschlagung des zugeordneten Regelmagnetventiles auf Null gehalten bzw. in Bereichen gehalten, in welchen der Regeldruckraum des Regelschieberventiles 22 hydraulisch mit dem drucklosen Ringkanal verbunden ist. An dem Kolben 10 wirkt somit lediglich der in dem Druckraum 14 vorliegende Regeldruck des Regelschieberventiles 17, so dass die resultierende Regelkraft 52 linear ansteigt.
Für eine Bewegung der RegelSchiebers 26 aus der in Figur 1 skizzierten Stellung nach links kehren sich die o.a. Druckverhältnisse um:
In diesem Betriebsbereich wird der Steuerdruck 49 des Regelmagnetventiles 17 durch geeignete Beaufschlagung des zugeordneten Regelmagnetventiles auf Null gehalten bzw. in Bereichen gehalten gehalten, in welchen der Regeldruckraum des Regelschieberventiles 17 hydraulisch mit dem drucklosen Ringkanal 71 verbunden ist. Der Druckraum 14 ist in diesem Betriebsbereich somit drucklos. Hingegen wird der Druckraum 15 mit einem Regeldruck 48 des Regelmagnetventiles 22 ungleich Null beaufschlagt. Infolge der Richtungsumkehr der Druckbeaufschlagung des Kolbens 10 ergibt sich eine negative Regelkraft 52. Über beide Betriebbereiche ergibt sich ein stetig linearer Verlauf der Regelkraft 52.
Aus Fig. 2 ist ersichtlich, dass im Schleppbetrieb und im unteren Teillastbereich nur einen niedriges Druckniveau benötigt wird. Der Arbeitsdruck wird in Abhängigkeit der Last (selbsttätig) eingestellt, wodurch sich insbesondere im unteren Teil- lastbereich ein niedriger Systemdruck und somit ein "niedriger Energiebedarf ergibt .
Eine zweite Ausführungsform der Erfindung ist in Fig. 3 dargestellt. Bei ansonsten im wesentlichen der Fig. 1 entsprechender Gestaltung sind die Regelschieberventile 17a, 22b invers zueinander ausgebildet. Den Regelschieberventilen 17a, 22b wird der gleiche Steuerdruck eines gemeinsamen Regelmagnetventiles 20 zugeführt. Hierzu ist die Steuerdruckleitung 19a über eine By- passleitung 60 mit der Steuerdruckleitung 24b verbunden.
Durch geeignete Gestaltung der wirksamen Stirnflächen der Regelschieber 26a, b sowie der Anordnung der Steuerkanten 38a,b und 70a,b ergibt sich folgende in Fig. 4 dargestellte Regelkraft-Druck-Abhängigkeit :
Der Steuerdruck 48, 49 des gemeinsamen Regelmagnetventiles 20 kann durchgeeignete Bestromung des Regelmagnetventiles 20 zwischen Null und einem Maximaldruck variiert werden, wobei der Steuerdruck Null für betragsmäßig maximale negative Regelkraft beträgt und maximal ist für die maximale Regelkraft. Hieraus folgt für das Regelmagnetventil 17a ein proportionaler Druckverlauf des Regeldruckes 51a in der Regeldruckleitung 16a. Für das inverse Regelmagnetventil 22b ergibt sich für einen Steuerdruck von Null ein maximaler Regeldruck 52b in der Regeldruckleitung 21b, welcher mit einer Erhöhung des Steuerdruckes 48,49 linear abfällt und für maximalen Steuerdruck 48,49 Null erreicht. Bei einem vorgegebenen Steuerdruck von 0 bar werden beide Regelschieber 17a, 22b aufgrund der anliegenden Federkräfte der Druckfedern 45a, 45b nach links gegen einen Anschlag gepresst. Während die Steuerkante 38a des Regelschieberventiles 17a den Übertrittsquerschnitt vom Ringkanal 39a zum Regeldruckraum 37a vollständig verschließt, ist durch die Steuerkante 38b des Regelschieberventiles 22b der Übertrittsquerschnitt vom Ringkanal 39b zum Regeldruckraum 37b vollständig geöffnet. Wird der Steuerdruck des Regelmagnetventiles 20 erhöht, wandern beide Regelschieber 26a, 26b nach rechts. Während die Steuerkante 38a mit zunehmendem Steuerdruck zunehmend öffnet, verschließt die Steuerkante 39a mit zunehmendem Steuerdruck zunehmend.
Die Maxima der Regeldrücke 51a, 52b sind gleich. Für die Hälfte des maximalen Steuerdruckes 48,49 sind die Regeldrücke 51a, 52b gleich groß. In diesem Falle gleichen sich die auf den Kolben 10 wirkenden Druckkräfte gegenseitig aus, so dass sich eine Regelkraft von Null ergibt. Für abweichende Betriebsbereiche verläuft die Regelkraft 52 stetig und linear.
Eine etwaige Toleranz des inversen Regelschiebers 22b, beispielsweise in Folge der Streuung der Federkennlinie, lässt sich über die Einstellung der Vorspannung auf einen vernachlässigbaren Wert verringern.
Besonderes Augenmerk gilt bei dieser zweiten Ausführungsform der Erfindung der Gestaltung der Bypassleitung 60, da sich über diese gemeinsame Leitung die Steuerdrücke in den Steuerdruckräumen 35a und 35b gegenseitig beeinflussen können. Hier (wie auch an anderen Leitungen 19,24,16,21,40) können Absorptionselemente wie Drosseln, Blenden oder Kolbenspeicherelemente zum Einsatz kommen.
Eine dritte Ausgestaltungsform der Erfindung ist in Fig. 5 dargestellt. Um den Druckbedarf insbesondere im unteren Teillastbereich abzusenken, werden die Regelschieber 17c, 22d der zweiten Ausführungsform auf unterschiedliche Druckbereiche des Steuerdruckes des für beide Regelschieberventile 17c, 22d zuständigen Regelmagnetventiles 20 ausgelegt. Der Aufbau bleibt damit im Vergleich zur zweiten Ausführungsform im wesentlichen unverändert, lediglich die Federsteifigkeit können der Druckfedern 45c, d und die wirksamen Stirnflächen 36 c,d der Regelschieber 26c, d sind geeignet anzupassen:
Für verschwindenden Steuerdruck in der Steuerdruckleitung 19c liegt der Regelschieber 26c an einem linken Anschlag des Regelschieberventils 17c an. Eine Vorspannung der Feder 45c ist derart gewählt, dass mit einer Druckerhöhung des Steuerdruckes in der Steuerdruckleitung 19c der RegelSchieber 26c weiter an dem Anschlag anliegt, bis die Hälfte des maximalen Steuerdruckes erreicht ist. Erst mit einer Erhöhung des Steuerdruckes über die Hälfte des maximalen Steuerdruckes bewegt sich der Regel- Schieber 26c nach rechts, wobei während der Bewegung des Regel- Schiebers 26c die Steuerkante 38c zunehmend den Übertrittsquerschnitt vom Ringkanal 39c zum Regeldruckraum 37c freigibt.
Für das inverse Regelschieberventil 22d verschließt die Steuerkante 38d mit dem Erreichen der Hälfte des Maximums des Steuerdruckes den Übertrittsquerschnitt vom Ringkanal 39d zum Regel- druckrau 37d. Gleichzeitig gibt eine weitere Steuerkante 70d einen Übertrittsquerschnitt von einem drucklosen Ringkanal 71d, welcher beispielsweise mit einem Tank verbunden ist, zum Regel- druckraum 37d frei, so dass der Regeldruck in der Regeldruckleitung 21d Null beträgt.
Fig.6 zeigt eine Regelkraft-Druck-Abhängigkeit entsprechend Fig.2 für das dritte Ausführungsbeispiel . Die Steuerdrücke 48,49 steigen von 0 für maximale negative Regelkraft linear mit steigender Regelkraft an. Infolge der Auslegung der Querschnitte und Federsteifigkeiten bzw. - Vorspannungen sind die Regel- druckverläufe 50d,51c sowie der resultierende Differenzdruck 52 entsprechend den in Fig.2 dargestellten Verläufen ausgebildet.
Entsprechend einer vierten Ausführungsform der Erfindung erreichen die Steuerkanten 38c, 38d für unterschiedliche Steuerdrücke ihre Schließstellung. Das Regelmagnetventil 17c öffnet bereits bei einem Drehmoment 80, welches kleiner als Null ist, während das Regelschieberventil 22d erst bei einem Drehmoment 81 schließt, welches größer als Null ist. Die Drehmomente 80,81 sind vorzugsweise betragsmäßig gleich groß. Infolge der vorstehend dargelegten Verschiebung der Schließpunkte ergibt sich eine stückweise lineare Regelkraftkennlinie 52d. Für normierte Drehmomente innerhalb eines ersten Betriebsbereiches zwischen dem maximalen negativen Drehmoment und Drehmoment 80 liegt lediglich der Druck 50d an dem Kolben 10 an, während der Druck 51c Null beträgt. In einem zweiten Betriebsbereich für Drehmomente im Bereich des Drehmomentes 80 und des Drehmomentes 81 liegen (kleine) Drücke 50d und 51c an dem Kolben 10 an. Infolge der Überlagerung der auf die beiden Kolbenflächen ausgeübten Kräfte nimmt die Steigung der Regelkraftkennlinie 52d im Bereich von den Drehmomenten 80 und 81 zu. Für einen dritten Betriebsbereich mit Drehmomenten oberhalb des Drehmomentes 81 beträgt der Regeldruck 50d Null, während der Regeldruck 51c linear ansteigt. Infolge der steilen Kennlinie im Bereich der Drehmomente 80 und 81, also im Bereich des Koordinatenursprunges und damit insbesondere für einen Lastwechsel am Variator, liegt eine steile Regelkraftkennlinie 52d vor, welche ein verbessertes Regelverhalten ermöglicht .
Ein in Fig.8 dargestelltes fünftes Ausführungsbeispiel entspricht im wesentlichen dem zweiten bis vierten Ausführungsbeispiel. Allerdings wird dem Regelschieberventil 22f nicht der Steuerdruck einer Steuerdruckleitung zuge ührt . Vielmehr wird dem Regelschieberventil 22f als Steuerdruck der Regeldruck der Regeldruckleitung 16e bzw. der Bypassleitung 40e zugeführt. Da der dem Regelschieberventil 22f zugeführte Regeldruck der Regeldruckleitung 16e größer ist als der erforderliche Steuerdruck, wirkt dieser nicht auf eine gesamte freie Stirnfläche des Regelschiebers, sondern nur auf eine Teilfläche. Aus diesem Grund verfügt der Regelschieber 26f über einen Fortsatz 90 zur Reduzierung der wirksamen Stirnfläche.
Die Druck- Regelkraft- Abhängigkeit des fünften Ausführungsbei- spieles in Fig.9 entspricht im wesentlichen der Darstellung gemäß Fig.4. Bei abweichender Gestaltung der Federkennlinien bzw. -Vorspannung sowie der wirksamen Stirnflächen sind mit der prinzipiellen Ausgestaltung gemäß Fig.8 auch Abhängigkeiten gemäß Fig.6 oder Fig. 7 erzielbar.
Eine sechste Ausführungsform der Erfindung ist in Fig.10 dargestellt. Zusätzlich zu einem Steuerdruck in einem Steuerdruckraum 35h und einem Bypassdruck in einem Bypassraum 42h wirkt, insbesondere zusätzlich zu einer Feder 45h, ein Druck auf die dem Steuerdruckraum 35h gegenüberliegende Stirnfläche 200 des Regelschiebers 26h. Bei diesem Druck handelt es sich beispielsweise um den Arbeitsdruck der Arbeitsdruckleitung 18h, welcher unvermindert oder nach Maßgabe einer weiteren Steuerkante des Regelschiebers 26h gemindert eine Stirnfläche 200 des Regel- Schiebers 26h beaufschlagt. Alternativ oder ergänzend ist es e- benfalls möglich, die Stirnfläche 200 über ein weiteres Regelmagnetventil zu beaufschlagen. Mit dieser sechsten Ausführungsform kann der Druckbedarf für den Arbeitsdruck im Bereich des Drehmoments von ungefähr Null abgesenkt werden, vgl. hierzu die dritte Ausführungsform gemäß Fig.5.
Um in den beiden Druckräumen 14,15 eine Druckdifferenz von Null und damit eine verschwindende Regelkraft zu erzeugen, muss die Kraft auf den RegelSchieber 26h, welche mit der Summe der vom Steuerdruck sowie dem Bypassdruck auf den RegelSchieber 26h ausgeübten Kraft korreliert, mit derjenigen Kraft im Gleichgewicht stehen, welche sich aus der Druckfeder 45h sowie dem an der Stirnfläche 200 des Regelschiebers 26h wirkenden Arbeitsdruck (bzw. ein Teil desselben) ergibt.
Wird der Arbeitsdruck bei niedriger Last und im Leerlauf auf ein niedrigeres Niveau abgesenkt, kann auch der Steuerdruck, insbesondere der Steuerdruckleitung 19g, herabgesetzt werden und somit ein hoher Wirkungsgrad erzielt werden.
Wird für einen positiven Drehmomentbereich der Steuerdruck in der Steuerdruckleitung 19g erhöht, verbindet die Steuerkante 38g den Ringkanal 39g mit der Regeldruckkammer 37g und sorgt somit für einen Druckanstieg des Regeldruckes in der Regel- druckleitung 16g. Dies führt zu einem Druckanstieg dem Steuerdruckraum 35h und damit an der linken Stirnseite des Regelschiebers 26h, wodurch der RegelSchieber 26h veranlaßt wird, sich nach rechts zu bewegen. Diese Änderung der Kraftverhältnisse kann durch den auf die rechte Stirnseite 200 geführten, ebenfalls infolge einer geeigneten Regelung oder infolge einer weiteren Steuerkante ansteigenden (Arbeits-) Druck kompensiert werden. Infolge dessen bleibt der Regeldruck in der Regeldruckleitung 21h und in dem Druckraum 15 auf seinem konstanten Druckniveau vgl . Fig.11.
Ebenso ist es denkbar, keinen zu dem Regeldruck in der Regeldruckleitung 16g proportionalen Druckverlauf für den an der rechten Stirnfläche des Regelschiebers 26h wirkenden Arbeitsdruck zu verwenden. Dadurch ergibt sich ein entsprechend veränderter Verlauf des Druckes in der Regeldruckleitung 21h, wel- eher seitens einer Steuereinrichtung für die Vorgabe des Druckes in der Regeldruckleitung 16g und damit in der Steuerdruckleitung 19g durch das Regelmagnetventil 20 berücksichtigt werden kann. Für den negativen Drehmomentbereich wird gemäß Fig. 11 der Steuerdruck in der Steuerdruckleitung 19g auf ein Niveau gesenkt , welches kleiner oder gleich einem Viertel des Maximums des Steuerdruckes in der Steuerdruckleitung 19g ist. Der Regel- druck in der Regeldruckleitung 16g erstreckt sich über einen hierzu proportionalen Bereich.
Ausgehend von einem verschwindenden Steuerdruck in der Steuerdruckleitung 16g wird der Druck in der Regeldruckleitung 21h durch den an der Stirnfläche 200 des Regelschiebers 26h wirkenden Arbeitsdruck mitbestimmt. Bei einer Erhöhung des Regeldruckes in der Regeldruckleitung 16g wird der Regelschieber 22h in seiner Lage so verändert, dass der Regeldruckraum 37h über die Steuerkante 70h mit dem drucklosen Ringkanal 71h verbunden wird. Der Regeldruck in der Regeldruckleitung sinkt. Es stellt sich ein neues Kräftegleichgewicht am Regelschieber 26h ein, wenn die Krafterhöhung durch den in dem Steuerdruckraum 35h anliegenden Regeldruck der Regeldruckleitung 16g durch die Druckabsenkung des Regeldruckes in der Regeldruckleitung 21h kompensiert wurde. Somit ist es möglich, mit Hilfe des Regeldruckes in der Regeldruckleitung 16g den Regeldruck in der Regeldruckleitung 21h (und damit den Differenzdruck bzw. die Regelkraft) exakt einzustellen.
Gemäß dem in Fig. 12 dargestellten siebten Ausführungsbeispiel erzeugt das Regelschieberventil 22j in der Regeldruckleitung 21j einen Regeldruck, welcher proportional zu dem in der Steuerdruckleitung 24j von einem Regelmagnetventil 25 bereitgestellten Steuerdruck ist. Neben einer Rückkopplung des Regeldruckes in der Regeldruckleitung 21j entsprechend den vorhergehenden Ausführungsbeispielen ist der Regeldruck der Regeldruckleitung 21j des Regelschieberventiles 22j auf den ersten Regelschieber, ggf. unter Zwischenschaltung einer Drossel oder Blende, zurückgeführt. Dieser Regeldruck wirkt auf zwei gegenüber- liegende Stirnflächen 90i,91i, welche gemäß dem in Fig.12 dargestellten Ausführungsbeispiel eine resultierende Kraft nach rechts, also in Öffnungsrichtung des Regelschieberventiles 17i, erzeugen. Das Regelschieberventil 22j ist im wesentlichen entsprechend dem in Fig.l dargestellten Regelschieberventil 17 ausgebildet, so dass der in der Steuerdruckleitung 24j vorliegende Steuerdruck eines Regelmagnetventiles 25 in einen proportionalen Regeldruck in der Regeldruckleitung 21j umgewandelt ist .
Demgemäß wird mit den Regelschieberventilen 17i,22j der Kolben in dem Druckraum 15 mit einem Druck beaufschlagt, welcher ausschließlich von dem Steuerdruck in der Steuerdruckleitung 24j abhängig ist, während der Kolben 10 in dem Druckraum 14 von einem Druck beaufschlagt ist, welcher relativ zum Druck in dem Druckraum 15 ist. Die Funktionsweise der hierüber hinausgehenden Teilsysteme bestehend aus den Regelschieberventilen 17i,22j ist mit der Funktionsweise der entsprechenden Systeme der ersten Ausführungsform, vgl. Fig.l, identisch.
Liegt im Steuerdruckraum 35i ein konstanter Steuerdruck an, welcher die Hälfte des maximalen Steuerdruckes ist, und wird der Steuerdruck in der Steuerdruσkleitung 24j von 0 an erhöht, so bewirkt der Regelschieber 22j ein Ansteigen des Druckes in dem Druckraum 15. Infolge der Rückführung des Druckes im Druckraum 15 auf eine Stirnfläche des RegelSchiebers 26i, verändert sich die Lage des Regelschiebers 26i, so dass die Steuerkante 38i öffnet und einen Übertrittsquerschnitt vom Ringkanal 39i in den Regeldruckraum 37i schafft. Der Druck im Druckraum 14 wird auf den Druck in dem Druckraum 15 eingeregelt. Die Druckdifferenz in den Druckräumen 14,15 bleibt trotz der Erhöhung der Drücke in den Druckräumen 14,15 konstant.
Um eine Veränderung der Druckdifferenz in den Druckräumen 14,15 zu erreichen, muss der Steuerdruck in der Steuerdruckleitung 19i verändert werden, vgl. Fig.13. Durch ein Anheben des Steuerdruckes in der Steuerdruckleitung 19i wird das Gleichgewicht am Regelschieber 26i gestört, so dass der RegelSchieber 26i die Steuerkante 38i zwischen dem Arbeitsdruck und dem Regeldruck in der Regeldruckkammer 37i öffnet, bis sich die anliegenden Kräfte ausgeglichen haben. Um die gewünschte Druckdifferenz in den Druckkammern 14,15 am Kolben einstellen zu können, muss folgende Bedingung erfüllt sein:
Der über das Regelschieberventil 22j eingestellte Regeldruck in der Regeldruckleitung 21j muss kleiner sein als die Differenz von dem Arbeitsdruck in der Arbeitsdruckleitung 18j und der gewünschten Druckdifferenz, welche mit der Soll-Regelkraft korre- liert .
Andernfalls erreicht der Druck in dem Druckraum 14 das Niveau des Arbeitsdruckes und kann den vorgegebenen Solldifferenzdruck nicht einstellen.
Um die Druckdifferenz am Kolben 10 umzukehren, muß der Steuerdruck in der Steuerdruckleitung 19i im Bereich von 0 bis zur Hälfte des maximalen Steuerdruckes liegen. Das daraus resultierende Kräftegleichgewicht am Regelschieber 17i sorgt für eine dem Steuerdruck proportionale Druckdifferenz in den Druckräumen 14,15. Voraussetzung für die Funktionsweise bei umgekehrter Druckdifferenz ist ein Druckniveau des Regeldruckes in der Regeldruckleitung 21j, welches oberhalb des vorgegebenen Differenzdruckes liegt.
Das (bzw. die) Regelmagnetventil (e) 20 wird (bzw. werden) über eine Steuereinrichtung mit einer geeigneten Bestromung beaufschlagt, welche mit der gewünschten Regelkraft, dem gewünschten Drehmoment bzw. der gewünschten Übersetzung korreliert. Diese werden nach Maßgabe eines Fahrers oder eines geeigneten Auto- matprogrammes vorgegeben.

Claims

Patentansprüche
1. Getriebe mit einem zwischen einer Antriebstorusscheibe und einer Abtriebstorusscheibe ein Antriebsmoment übertragenden Roller, wobei nach Maßgabe der Stellung des Rollers die Übersetzung zwischen der Antriebstorusscheibe und der Abtriebstorusscheibe stufenlos veränderbar ist, der Stellung des Rollers über eine von mindestens einem Kolben (10) aufgebrachte Regelkraft abgestützt ist, der mindestens eine Kolben (10) über zwei Druckräume (14, 15) beaufschlagbar ist, die Beaufschlagung der Druckräume (14, 15) über ein Regelschieberventil erfolgt, welches nach Maßgabe eines dem Regelschieberventil zugeführten Steuerdruckes einen mindestens einem Druckraum (14, 15) zugeführten Regeldruck erzeugt, dadurch ge ennzeic net, dass jedem Druckraum (14, 15) ein Regelschieberventil (17, 22) bzw. ein Regelschieber (26) zugeordnet ist.
2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch ge ennzeic net , dass die zumindest einer der Regelschieber (26) über genau zwei Steuerkanten (38, 70) verfügt.
3. Getriebe nach Anspruch 1 oder 2 , dadurch gekennzeic net, dass die Regelschieber (26) mit unterschiedlichen Steuerdrücken beaufschlagt sind.
4. Getriebe nach Anspruch 3, dadurch geken zeichnet, dass je nach Lastfall der Regeldruck einer der beiden Druckkammern (14, 15) konstant auf einem niedrigen Druck gehalten wird.
5. Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch geken zeichne , dass die Regelschieber (26) mit einem gemeinsamen Steuerdruck beaufschlagt sind.
6. Getriebe nach Anspruch 5, dadurch ge en zeic et, dass ein Regelschieberventil (22b; 22d) invers zu einem anderen Regelschieberventil (17a; 17c) ausgebildet ist.
7. Getriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeic et, dass die beiden Regelschieberventile (17a, 22b; 17c, 22d) über eine gemeinsame Steuerleitung (19a, 60, 24b) miteinander verbunden sind.
8. Getriebe nach Anspruch 7, dadurch geke zeichnet, dass in der gemeinsamen Steuerleitung (60) zur Vermeidung von Rückwirkungen von einem Regelschieberventil (17a, 17c bzw. 22b, 22d) auf das andere Regelschieberventil (22b, 22d bzw. 17a, 17c) Absorptionselemente angeordnet sind.
9. Getriebe nach Anspruch 5, 6, 7 oder 8, dadurch gekennzeic e , dass die beiden Regelschieberventile (17c, 22d) auf unterschiedliche Druckbereiche des Steuerdruckes ausgelegt sind.
10. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch geke nzeich et, dass die Regelschieber (26e,f) der Regelschieberventile (17e, 22f) jeweils über Federn (45e,f) gegenüber den Gehäusen der Regelschieberventile (17e, 22f) abgestützt sind.
11. Getriebe nach Anspruch 9 oder 10, dadurch geke zeichnet, dass die Federn, die Stirnflächen der Regelschieber und die relative Lage der Steuerkanten so ausgelegt sind, dass die Regelschieberventile jeweils in einem definierten Arbeitsbereich einen von Null linear ansteigenden Regeldruck erzeugen, wobei sich die Arbeitsbereiche der Regelschieberventile gegenseitig teilweise überschneiden.
12. Getriebe nach Anspruch 9 oder 10, dadurch geke zeic net, dass die Federn, die Stirnflächen der Regelschieber und die relative Lage der Steuerkanten so ausgelegt sind, dass die Regelschieberventile jeweils in einem definierten Arbeitsbereich einen von Null linear ansteigenden Regeldruck erzeugen, wobei die Arbeitsbereiche der Regelschieberventile ohne gegenseitige Überschneidung unmittelbar aneinander anschließen.
13. Getriebe nach Anspruch 1 oder 2 , dadurch geke zeich et, dass einem ersten Regelschieberventil (17g) ein Steuerdruck zugeführt wird und dem zweiten Regelschieberventil (22h) als Steuerdruck der Regeldruck des ersten Regelschieberventils (17g) zugeführt wird.
14. Getriebe nach Anspruch 13 , dadurch ge en zeic ne , dass mindestens ein Regelschieber (26h) eines Regelschieberventiles (22h) gegenüber einem Druckraum mit einem Abstützdruck verschieblich ist.
15. Getriebe nach Anspruch 14, dadurch geke nzeich e , dass der Abstützdruck variabel ist.
16. Getriebe nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass der Abstützdruck von einem Regelmagnetventil bereitgestellt wird.
17. Getriebe nach Anspruch 15 oder 16, dadurch geke nzeich e , dass der Abstützdruck bei niedrigen Lasten und im Leerlauf auf ein niedriges Niveau abgesenkt wird.
18. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch geke nzeic et, dass der Steuerdruck zumindest eines Regelschiebers von einem Regelmagnetventil bereitgestellt wird.
19. Getriebe nach Anspruch 18, dadurch geken zeichne , dass der Steuerdruck beider Regelschieberventile von einem gemeinsamen Regelmagnetventil (20) bereitgestellt wird.
20 . Getriebe mit einem zwischen einer Antriebstorusscheibe und einer Abtriebstorusscheibe ein Antriebsmoment übertragenden Roller, wobei nach Maßgabe der Stellung des Rollers die Übersetzung zwischen der Antriebstorusscheibe und der Abtriebstorusscheibe stufenlos veränderbar ist, die Stellung des Rollers mit einer Änderung der Stellung eines Kolbens veränderbar ist, der Kolben auf gegenüberliegenden Seiten zur Veränderung seiner Stellung über zwei Druckräume beaufschlagbar ist, die Beaufschlagung der Druckräume über ein Regelschieberventil erfolgt, welcher nach Maßgabe eines dem Regler zugeführten Steuerdruckes einen mindestens einem Druckraum zugeführten Regeldruck erzeugt, dadurch ge ennzeic et, dass einem Druckraum ein Regeldruck eines ersten Regelschieberventiles zugeführt wird und dem anderen Druckraum ein Regel- druck eines zweiten Regelschieberventiles zugeführt wird, wobei das zweite Regelschieberventil mit einem Steuerdruck sowie dem Regeldruck des ersten Regelschieberventiles beaufschlagt ist .
21 . Getriebe nach Ansprüche 20 , d a d u r c h g e k e n z e i c h e , d a s s die Steuerdrücke des ersten und des zweiten Regelschieberventiles über Regelmagnetventile bereitgestellt werden.
22. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 21, dadurch gekennzeich et , dass das zumindest ein Regelschieberventil mit einem Steuerdruck und einem Arbeitsdruck beaufschlagt ist, wobei der Steuerdruck permanent auf eine Stirnfläche eines Regelschiebers wirkt, eine gegenüberliegende Stirnfläche des Regelschiebrs über eine Federelement oder eine Abstützkammer gegenüber dem Gehäuse abgestützt ist, eine Steuerkante des RegelSchiebers nach Maßgabe des Steuerdruckes einen Übertrittsquerschnitt zur hydraulischen Verbindung des Arbeitsdruckanschlusses mit dem Regeldruckanschluss freigibt, der zurückgeführte Regeldruck ringförmige unterschiedliche Stirnflächen des Regelschiebers beaufschlagt und eine Steuerkante des Regelschiebers. nach Maßgabe des Steuerdruckes einen Übertrittsquerschnitt zur hydraulischen Verbindung eines drucklosen Ringkanales mit dem Regeldruckraum freigibt .
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