WO2006108484A1 - Hydraulisches steuersystem für einen hydrodynamischen drehmomentwandler mit einer geregelten wandlerüberbrückungskupplung - Google Patents

Hydraulisches steuersystem für einen hydrodynamischen drehmomentwandler mit einer geregelten wandlerüberbrückungskupplung Download PDF

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Georg Gierer
Thilo Schmidt
Tobias Rolser
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/14—Control of torque converter lock-up clutches
    • F16H61/143—Control of torque converter lock-up clutches using electric control means

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic control system for a hydrodynamic torque converter with a controlled converter lockup clutch of an automatic transmission according to the closer defined in the preamble of claim 1.
  • a converter clutch piston provided for actuating the lockup clutch and pressurizable with hydraulic pressure is designed in a two-line converter as a flexible plate whose hub is connected in a rotationally fixed manner to a turbine of the hydrodynamic torque converter.
  • the converter clutch piston When the converter lock-up clutch is open, the converter clutch piston is acted upon or flowed by an oil flow emerging from a Zuiaufseite of the hydrodynamic torque converter, which flows in the direction of a return side of the hydrodynamic torque converter.
  • an inlet pressure of the hydrodynamic torque converter is reduced or switched substantially to zero, so that a hydrodynamic torque converter can be used in the hydrodynamic torque converter.
  • ment converter existing total static pressure also drops substantially to zero.
  • an intake pressure of the lockup clutch is raised.
  • the increase in the inlet pressure of the lockup clutch increases the contact pressure of the converter clutch piston against the housing of the pump side of the hydrodynamic torque converter.
  • the converter clutch piston prevents the flow of oil through the hydrodynamic torque converter with closed converter lock-up clutch, so that the converter clutch piston of the torque converter lockup clutch is based essentially on the functionality of a conventional hydraulic check valve.
  • the torque converter lock-up clutch is preferably closed only in such operating states of the drive train during which resulting from Drehun- uniformities of an internal combustion engine of the drive train and acoustically perceptible by a driver suggestions in the vehicle omitted.
  • the torque converter lock-up clutch there is an endeavor to reduce the torque converter lock-up clutch to reduce the hydrau- lic torque converter in the hydrodynamic torque converter when the lockup clutch is open. Raulische loss of power during a start-up process to close as soon as possible.
  • the torque converter lock-up clutch must be closed even at high differential speeds in the hydrodynamic torque converter between a turbine wheel and a pump wheel of the torque converter.
  • the aforementioned pressure level in the torque converter is exceeded by the fact that the inlet pressure of the torque converter for closing the lockup clutch is steadily lowered to zero. Subsequently, the inlet pressure of the lockup clutch for adjusting the transmissibility of the lockup clutch is raised to an intended pressure value.
  • the static pressure in the torque converter in the period between the time when the inlet pressure of the torque converter below a pressure level below which the outgassing in the hydraulic fluid outgassed, and the time at which the inlet pressure of the lockup clutch exceeds the pressure level is lowered so that in the hydrodynamic torque converter Air accumulates, which expels the present in the hydrodynamic torque converter hydraulic fluid from the torque converter.
  • the present invention is therefore based on the object to provide a hydraulic control system for a hydrodynamic torque converter with a controlled torque converter lockup clutch of an automatic transmission, by means of which a high ride comfort can be achieved.
  • the inventive hydraulic control system for a hydrodynamic torque converter with a regulated torque converter lockup clutch of an automatic transmission is designed with a converter pressure valve for controlling the inlet pressure of the torque converter and with a converter clutch valve for controlling the inlet pressure of the converter lockup clutch.
  • the valve spool of the converter pressure valve and the converter clutch valve can be acted upon by at least one pilot pressure and one system pressure.
  • the torque converter lock-up clutch is closed when the inlet pressure of the torque converter is smaller than a predefined pressure value of the intake pressure of the torque converter lockup clutch.
  • valve spool of the converter clutch valve is acted upon at a torque acting surface with the return pressure of the torque converter and with closed torque converter lockup clutch is applied to the effective area with the inlet pressure of the converter lockup clutch, that over the entire operating range of the torque converter at least either the inlet pressure of the torque converter or the inlet pressure of the converter lock-up clutch is greater than a predefined pressure level, a simple way comfort-affecting air accumulations are avoided due to improper cavitation in the torque converter.
  • a so-called base point between a valve characteristic of the converter clutch valve and a valve characteristic of the converter pressure valve is raised in comparison to conventional control systems such that an elevated static pressure due to the raising of the base point occurring both on the inlet side of the hydrodynamic torque converter as well as on the inlet side of the controlled torque converter lock-up clutch is present, is present, in which an outgassing of the dissolved in the hydraulic fluid guided through the torque converter over the entire operating range of the torque converter reliably omitted.
  • Figure 1 is a highly schematically illustrated and designed as a hydrodynamic torque converter with controlled lockup clutch starting element of a drive train of a vehicle.
  • FIG. 2 shows a highly schematic circuit diagram of a first embodiment of the hydraulic control system according to the invention
  • FIG. Fig. 3 is a valve characteristic of the converter pressure valve and a valve characteristic of the converter clutch valve of the control system of Figure 1 over a pilot pressure compared to valve characteristics of a converter pressure valve and a converter clutch valve of a conventional control system.
  • FIG. 4 is a circuit diagram of a second embodiment of a control system designed according to the invention.
  • Fig. 5 shows valve characteristics of the converter pressure valve and the converter clutch valve of the control system of Fig. 4 in comparison with valve characteristics of a conventional control system
  • Fig. 6 is a circuit diagram of a third embodiment of a hydraulic system according to the invention, which is formed with a converter switching valve;
  • FIG. 7 shows a circuit diagram of a fourth exemplary embodiment of a hydraulic system designed according to the invention, which is designed with a converter switching valve and without converter pressure-side pilot pressure shut-off;
  • FIG. 8 shows valve characteristics of the converter pressure valve and the converter clutch valve of the control system of FIG. 6 and FIG. 7 in comparison with valve characteristics of a conventional control system
  • FIG. 9 is a circuit diagram of a fifth embodiment of a control system according to the invention, which is designed to increase the inlet pressure of the lockup clutch with a converter switching valve.
  • FIG. 10 shows valve characteristics of the converter pressure valve and the converter switching valve of the control system of FIG. 9 in comparison with valve characteristics of a conventional control system.
  • FIG. 1 shows a highly schematized representation of a hydrodynamic torque converter 1 with a controlled torque converter lock-up clutch 2, which is designed in a manner known per se with a turbine wheel 3, a pump wheel 4 and a stator 5. Furthermore, a converter clutch piston 6 is provided, which is non-rotatably connected to the turbine wheel 3. In addition, the converter clutch piston 6 is designed to be displaceable in the axial direction with respect to the impeller 4, wherein an axial position of the converter clutch piston 6 in dependence of acting on the converter clutch piston 6 and acting in the closing direction of the lockup clutch 2 spring means 7, an inlet pressure p_WD_zu the torque converter and a Inlet pressure p_WK_zu the torque converter lock-up clutch 2, d. H. depending on one of these three force components resulting and acting on the converter clutch piston 6 total force component adjusts.
  • the converter clutch piston 6 comes to rest against a friction lining 8 provided on a side facing away from the door belt 3, on a housing 9 provided with a further friction lining 10, wherein the housing 9 is connected in a rotationally fixed manner to the impeller 4.
  • the converter clutch piston 6 is not applied to the further friction lining 10 of the housing 9 when the converter lock-up clutch 2 is opened, so that the torque converter 1, starting from a converter pressure valve WDV shown in FIG. 2, via the lock-up clutch 2 in the direction of a likewise shown in FIG Converter fluid valve WKV is flowed through by hydraulic fluid.
  • the hydraulic fluid flows with a via the converter pressure valve WDV set inlet pressure p_WD_zu the torque converter 1 in the torque converter 1 and flows with a return pressure p_WD_ab depending on the hydrodynamic conditions in the torque converter 1 according to the changed height in the direction of the converter clutch valve WKV from the torque converter 1 from.
  • the return pressure p_WD_ab of the torque converter 1 corresponds to the intake pressure p_WK_ to the converter lock-up clutch 2 set via the converter clutch valve WKV, wherein a static pressure or an operating-state-dependent pressure level adjusts as a function of the intake pressure p_WD_to the torque converter 1 and the intake pressure p_WK_ to the converter lockup clutch 2 in the torque converter 1.
  • the lockup clutch 6 closes at a pressure value of the intake pressure p_WD_zu of the torque converter 1, which is smaller than a predefined pressure value of the supply pressure p__WK_zu the torque converter lockup clutch.
  • the converter clutch piston 6 is engaged by a total force component closing the converter override clutch 2.
  • the torque converter 1, which is designed as a so-called two-line converter, and the regulated converter lockup clutch 2 are shown in highly schematized form in FIG. 2 in the form of a throttle point and a check valve, the hydrodynamic torque converter 1 being driven by the converter pressure valve WDV, which has a plurality of control spaces WDV__1 to WDV_8, a spring device WDV_F and a valve spool WDV_S is executed, is controlled.
  • the regulated converter lock-up clutch 2 is actuated via the converter clutch valve WKV, which is likewise designed with a plurality of control spaces WKV_1 to WKV_6, a spring device WKV_F and a valve slide WKV_S.
  • the converter pressure valve WDV and the converter clutch valve WKV be via a supply line L1 from a pressure control valve of a pilot control system not shown with a not-shown electrical transmission control unit in a known manner set pilot pressure p_VS at faces of the valve spool WDV_S and WKV_S, with the Control spaces WDVJ and WKVJ are connected, counter to the arranged in the control rooms WDV_8 and WKV_8 spring devices WDV_F and WKV_F acted on, depending on the supply line L1 to the converter pressure valve WDV or to the converter clutch valve WKV applied pilot pressure p_VS each of the inlet pressure ⁇ _WD_zu the torque converter 1 and the inlet pressure p_WK_zu the torque converter lock-up clutch 2 in the manner shown in Fig.
  • inflow pressures p_WD_zu and p_WK__zu are set as a function of a system pressure valve designed via a supply line L2 and via a system pressure valve designed in a manner known per se as a pressure limiting valve and not shown in detail in the drawing.
  • pressure ⁇ _sys adjusted via the converter pressure valve WDV and the converter clutch valve WKV regulated.
  • the fourth control chamber WDV_4, which represents a relief control tongue of the converter pressure valve WDV, is connected to the pressure limiting valve 11, by means of which a predefined pressure level p_0 is never undershot in the control system 1A according to FIG.
  • the pressure limiting valve 11 is presently designed as a plate valve, which has a spring-loaded against the static pressure in the hydrodynamic torque converter 1 valve plate 12 and a spring device 13.
  • the fifth control chamber WDV_5 is connected to a highly schematic illustrated lubrication and cooling circuit 14 of a transmission device of the drive train to the lubrication and cooling circuit 14 at a corresponding position of the valve spool WDV_S the converter pressure valve WDV with the lubrication and cooling of the transmission components of the transmission device supply the required amount of lubricating and cooling oil.
  • FIG. 3 shows the valve characteristics V_WDV and V_WKV of the converter pressure valve WDV and the converter clutch valve WKV of the control system 1 A according to FIG. 2, which are set above the pilot pressure ⁇ _VS due to the arrangement of the pressure limiting valve 11.
  • the valve characteristics V__WDV and V_WKV of the converter pressure valve WDV and of the converter clutch valve WKV respectively correspond to the courses of the inlet pressures p_WD_zu and p_WK_zu of the torque converter 1 and the torque converter lock-up clutch 2.
  • valve characteristics VJNDV and VJNKS / the converter pressure valve WDV and the converter clutch valve WKV valve characteristics VOJNOV and V0_WKV the Wandierdruckventils WDV and the converter clutch valve WKV faced, which would occur during operation of the control system 1 A without the pressure relief valve 11, wherein the valve characteristics V_WDV and V0_WDV and VJNKV and VOJNKS / have a substantially same course between a first pilot pressure value p_VS_0 and a second pilot pressure value p_VS_1.
  • both the inlet pressure p_WD_zu of the hydrodynamic torque converter 1 and the inlet pressure p__WK_ to the controlled converter lockup clutch 2 in the control system 1 A decreases to almost zero with increasing pilot pressure p_VS to a third pilot pressure value p_VS_2 and remains at this level up to a fourth pilot pressure value p_VS_3 ,
  • the range between the fourth pilot pressure value p " VS_3 and the third pilot pressure value p__VS_2 of the valve characteristics VOJNOV, VOJNKSJ is referred to as the so-called base point range of the torque converter 1, the torque converter lockup clutch 2 being open before the third pilot pressure value p__VS_2 and closed after the fourth pilot pressure value p_VS_3.
  • the converter clutch piston 6 comes into contact with the housing 9 through the spring device 7 acting in the closing direction of the torque converter lockup clutch 2, wherein in this operating state of the torque converter lockup clutch 2 essentially no torque can be transmitted via the torque converter lockup clutch 2.
  • the so-called base point region of the hydrodynamic torque converter represents a certain range of the pilot pressure, in which neither the inlet pressure p_WD_to the hydrodynamic torque converter 1 nor the inlet pressure p_WK_ to the regulated torque converter lockup clutch 2 is changed.
  • the base point region of the torque converter 1 is essentially a neutral pressure control region, which is provided to compensate for tolerances in the control system 1 A associated pilot control system.
  • the pressure relief valve 11 is presently arranged between a non-illustrated pressureless Hydraulikfluidreservoir and the converter pressure valve WDV and the converter clutch valve WKV, so that both the inlet pressure p_WD_zu the torque converter 1 and the inlet pressure p_WK_zu the torque converter lock-up clutch 2 never below the predefined pressure level p_0 drops and the valve characteristics V_WDV and V_WKV deviate from the valve characteristics V0_WDV and V0_WKV in the manner shown in FIG.
  • the pressure level p_0 is of the control system side acted upon by hydraulic pressure Plattenventilwirk Colour the valve plate 12 and the Spring force of the spring means 13 of the pressure limiting valve 11 and is variable, for example, by variation of these two parameters in dependence on the particular operating state of the control system 1A.
  • this reduction is compensated for by a feed pressure p_WK_ increased to at least the predefined pressure level p_0 to the converter lock-up clutch 2.
  • a feed pressure p_WK_ increased to at least the predefined pressure level p_0 to the converter lock-up clutch 2.
  • the reduction of the transmissibility of the torque converter lockup clutch compensated by the pressure increase of the supply pressure p_WK_ to the converter lockup clutch 2 is changed without change Valve gain of the converter clutch valve WKV achieved.
  • the compensation is implemented only by a weaker valve characteristic V_WKV, whereby the resolution of the lockup clutch 2 is not changed compared to a conventional control system without pressure relief valve.
  • the term resolution is understood to mean the dependence between the pressure change of the initial pressure p_WK_to the converter lockup clutch 2 as a function of a current change in the region of the pressure control valve of the pilot control system, via which the pilot control pressure ⁇ _VS is set by the electric transmission control unit.
  • the mode of operation of the control system 1 A according to FIG. 2 in connection with the representation according to FIG. 3 will be described in more detail starting from the first pilot pressure value p_VS__0.
  • the first pilot pressure value p_VS_0 is at least approximately zero.
  • the valve spool WDV_S of the converter pressure valve WDV is displaced by the spring device WDV_F acting on the valve spool WDV_S in the opposite direction to the control pressure p_VS on the valve spool WDV_S that the inlet pressure p_WD_to the hydrodynamic torque converter 1 is maximum.
  • the seventh control chamber WDV_7 is disconnected from the sixth control chamber WDV_6 of the converter pressure valve WDV in the pressure regulating position of the valve spool WDV_S, so that the connection between the supply line L2 and the second control chamber WKV_2 of the converter clutch valve WKV is blocked.
  • the pressure regulation in the area of the third control room WDV_3 of the converter pressure valve WDV takes place via the so-called modulation of the converter pressure valve WDV between the second control room WDV_2 and the fourth control room WDV__4, the pressure of the third control space WDV_3 is greater than the pre-defined via the pressure relief valve 11 pressure level.
  • the return pressure p_WD_ab is present at the third control chamber WKV_3 and the fifth control chamber WKV_5 of the converter clutch valve WKV, which essentially corresponds to the intake pressure p_WK_ to the controlled converter lockup clutch 2 illustrated in FIG. 3, the difference between the intake pressure p_WD_to the Torque converter 1 and the return pressure p_WD_ab of the torque converter 1 and the inlet pressure p_WK_zu the torque converter lockup clutch 2 between the first pilot pressure p_VS_0 and another pilot pressure value p_VS_4 due to a pressure drop that occurs when flowing through the hydrodynamic torque converter 1, is caused.
  • the converter clutch valve WKV When the first pilot pressure value p_VS_0 is applied, the converter clutch valve WKV is completely displaced by the return device p_WD_ab of the hydrodynamic torque converter 1 acting on the active element 15 of the valve spool WKV_S of the converter clutch valve WKV_F and the fourth control chamber WKV_4 is disconnected from the third control chamber WKV_3 of the converter clutch valve WKV and the voltage applied via the supply line L2 to the converter clutch valve WKV system pressure p_sys is not guided in the direction of the controlled converter lock-up clutch 2.
  • second pilot pressure value p_VS_1 be reduced by raising the pilot pressure p_VS, wherein the valve spool WKV_S of the converter clutch valve only shortly before exceeding the pressure value p_0 moves in the direction of the modulation control edges of the control chambers WKV_ 2 and WKV_4.
  • valve spool WKV_S of the converter clutch valve WKV is increasingly displaced in the direction of the sixth control chamber WKV_6 with increasing pilot pressure p_VS against the spring rate of the spring device WKV_F, so that the valve spool WKV_S passes over the control edge of the fourth control chamber WKV_4 and is connected to the third control chamber WKV_3.
  • a further increase in the pilot pressure p_VS causes the intake pressure p_WK_ to be increased to the torque converter lockup clutch 1, while the intake pressure p_WD_to the torque converter in the position of the valve spool WDV_S of the converter pressure valve WDV shown in FIG. 2 does not change and on the predefined pressure level p_0 remains.
  • circuit diagram shown in Fig. 4 of a second embodiment of a control system according to the invention performed 1A is constructed in a similar manner as the control system 1 A of FIG. 2, which is why in the following description, only the differences between these two control systems will be discussed in more detail.
  • control system 1A according to FIG. 2 is designed without pressure limiting valve, so that the relief control tongue or the fourth control chamber WDV_4 of the converter clutch valve is directly connected to the pressureless hydraulic fluid reservoir and the inlet pressure p_WD_to the torque converter 1 in FIG the manner shown in Fig. 5 is substantially lowered to zero.
  • the converter clutch valve WKV according to FIG. 4 in contrast to the converter clutch valve WKV according to FIG. 2, without the spring device.
  • the return pressure p_WD_ab of the torque converter 1 and the supply pressure p_WK_ to the converter lock-up clutch 2 are guided to a larger control pressure surface or active surface 15 of the valve spool WKV_S than to the converter clutch valve WKV according to FIG.
  • valve characteristics V_WDV and V_WKV of the converter pressure valve WDV and of the converter clutch valve WKV shown in FIG valve characteristics V0_WDV and VO-WKV of a conventionally designed control system are compared.
  • valve characteristic V_WKV of the converter clutch valve WKV with open converter lock-up clutch 2 depending on the pilot pressure p_VS and the opposite with respect to the pilot pressure p_VS on the valve spool WKV_S the converter clutch valve WKV attacking return pressure p_WD_ab the torque converter 1.
  • the valve characteristic V_WKV of The intake pressure p_WK_zu the torque converter lock-up clutch 2 exceeds the predefined pressure level p_0 latest to a pilot pressure value p_VS (p_0), to which the Feed pressure p_WD_zu the torque converter 1, the predefined pressure level p_0 below. This ensures that the static pressure in the torque converter 1 as in the control system illustrated in FIG. tem 1 A never falls below the predefined pressure level p_0 and air accumulations in the torque converter 1 can be effectively avoided.
  • the base region of the torque converter 1 is reduced in the illustrated in Fig. 4 control system 1 A to the intersection of the valve characteristics V_WDV and V_WKV of converter pressure valve WDV and the converter clutch valve WKV, which tolerances in the pilot system to a lesser extent than in the control system 1 A of FIG can be covered, whereas the control system 1A shown in FIG. 4 without pressure limiting valve and therefore characterized in comparison to the control system of FIG. 2 by lower production costs.
  • FIG. 6 A third exemplary embodiment of a control system 1A designed according to the invention is shown in FIG. 6 in the form of a circuit diagram, the converter pressure valve WDV and the converter clutch valve WKV essentially corresponding in design to the converter pressure valve and the converter clutch valve of the control system according to FIG. 4.
  • control system 1A is designed with a converter switching valve WSV which has seven control spaces WSVJ to WSV_7, a valve slide WSV_S and a spring device WSV_F.
  • the converter switching valve WSV is acted on at the end face of the valve slide WSV_S facing away from the spring device WSV_S, so that the pilot pressure p_VS counteracts the spring rate of the spring device WSV_F and the valve slide WSV_S of the converter switching valve WSV between a first switch position shown in FIG Switching position in which the end face of the valve slide WSV_S which can be acted upon by the pilot pressure p_VS comes into contact with the housing of the converter switching valve WSV can be switched over.
  • valve characteristic V_WDV shown in Fig. 8 of the converter pressure valve WDV of FIG. 6 before reaching a predefined seventh pilot pressure value p_VS_6 the pilot pressure p_VS depending on a voltage applied to the converter switching valve WSV and in the direction of the converter pressure valve WDV through-connected pressure signal or the Reduzier horrs p_red and a rectified to the valve spool WDV_S of the converter pressure valve WDV attacking spring device WDV_F is and is substantially constant.
  • the valve characteristic V_WDV of the converter pressure valve WDV is switched through the converter switching valve WSV in the direction of the first control chamber WDVJ of the converter pressure valve WDV and the opposite to the pilot pressure p_VS on the valve spool WDV_S of the converter pressure valve WDV acting spring device WDV_F, since the connection between the second control room WSV_2 and the third control room WSV_3 of the converter switching valve WSV is interrupted and the eighth control room WDV_8 the converter pressure valve WDV no longer with the Re- duziertik p_red or applied to the converter switching valve WSV pressure signal is applied.
  • the inlet pressure p_WD_to the torque converter in FIG. 8 is represented by the vertical range of the valve characteristic V_WDV of the converter pressure valve WDV Pilot pressure value p_VS_6 graphically reproduced manner abruptly reduced. Subsequently, the inlet pressure p_WD_zu the torque converter 1 and the valve characteristic V_WDV of the converter pressure valve WDV with increasing pilot pressure p_VS on a steady course and is reduced with increasing pilot pressure p_VS to zero.
  • valve characteristic V_WKV of the converter clutch valve WKV or the course of the inlet pressure p_WK_zu the torque converter lockup clutch 2 substantially corresponds to the steady course shown in Fig. 5, since the converter clutch valve WKV shown in FIG. 6 has substantially the same structure as the converter clutch valve of FIG.
  • FIG. 7 shows a fourth exemplary embodiment of a control system 1 A designed according to the invention, which is likewise designed like the control system 1 A according to FIG. 6 with a converter switching valve WSV, the converter pressure valve WDV being supplied directly with the pilot control pressure p_VS in the region of the first control chamber WDV_1, so that the control system 1A according to FIG. 7 is designed in the region of the converter switching valve WSV without the deactivation of the pilot pressure p_VS for the converter pressure valve WDV shown in FIG.
  • the valve characteristics V_WDV and V_WKV of the converter pressure valve WDV and of the converter clutch valve WKV of the control system 1 according to FIG. 7 essentially correspond to the valve characteristics. are V_WDV and V_WKV of the converter pressure valve WDV and the converter clutch valve WKV of the control system of FIG. 6 and are graphically represented in FIG.
  • the valve characteristic V_WDV of the converter pressure valve WDV according to FIG. 7 is before reaching the predefined seventh pilot pressure value p_VS_6 of the pilot pressure p_VS as a function of the pressure signal p_red applied to the converter switching valve WVS and switched in the direction of the converter pressure valve WDV, a spring device acting rectified on the valve spool WDV_S of the converter pressure valve WDV WDV_F and acting in relation to the spring device WDV_F in the opposite direction to the valve spool WDV_S the converter pressure valve WDV pilot pressure p_VS, wherein the inlet pressure p_WD_zu slowly decreases according to the gepunketet running line.
  • valve characteristic V_WDV of the converter pressure valve WDV is dependent on the pilot pressure p_VS and the spring device WDV_F acting opposite to the pilot pressure p_VS on the valve spool WDV_S of the converter pressure valve WDV.
  • valve characteristic V_WKV of the converter clutch valve WKV is over the entire operating range of the control system 1 as a function of the pilot valve WKV_S applied pilot pressure p_VS and with respect to the pilot pressure p_VS in the opposite direction to the effective surface 15 of the valve spool WKV_S of the converter clutch valve WKV attacking return pressure p_WD_ab the torque converter or the inlet pressure p_WK_zu the torque converter lockup clutch 2.
  • the two exemplary embodiments of the control system 1A shown in FIGS. 6 and 7 have in common that the valve slide Via WSV_S of the converter switching valve WSV counter to the spring device WSV_F is acted upon by the pilot pressure p_VS and is so operatively connected to the converter pressure valve WDV that the inlet pressure p_WK_zu the converter lockup clutch 2 exceeds the predefined pressure level p_0 at the latest to a pilot pressure value p_VS (p_0), to which the inlet pressure p_WD_zu the torque converter 1, the predefined pressure level p_0 below.
  • the inlet pressure p_WD_zu the torque converter 1 is continuously lowered to zero, after the inlet pressure p_WK_zu the torque converter lockup clutch 2, the predefined pressure level p_0 has exceeded.
  • a fifth exemplary embodiment of a hydraulic control system 1A according to the invention is shown in the form of a circuit diagram in FIG. 9 which, like the exemplary embodiments of the control system according to FIGS. 6 and 7, is designed with a converter switching valve WSV.
  • the converter switching valve WSV is constructed in the same way as the switching valve WSV according to FIG. 6, wherein a pressure signal p_red applied to the converter switching valve WSV is guided on an end face 16 of the valve slide WKV_S of the converter coupling valve WKV with a corresponding switching position of the valve slide WSV_S of the converter switching valve WSV.
  • valve spool WSV_S of the converter switching valve WSV can be acted upon by the pilot control pressure p_VS against the spring device WSV_F in such a way and is operatively connected to the converter clutch valve WKV such that the inlet pressure p_WK_to the torque converter lockup clutch 2 Pressure level p_0 in the manner shown in Fig. 10 at the latest to a pilot pressure value p_VS (p_0) exceeds, at which the inlet pressure p_WD_zu the torque converter 1, the predetermined pressure level p_0 below.
  • the valve characteristic curve V_WKV of the converter clutch valve WKV is in front of reaching a predefined eighth pilot pressure value p_VS_7 of the pilot pressure p_VS in response to an acting on the valve spool WKV_S of the converter clutch valve WKV spring device WKV_F and the spring device WKV_F rectified on the valve spool WKV_S attacking return pressure p_WD_ab the torque converter 1 and Supply pressure p_WK_zu the torque converter lock-up clutch 2 and in the opposite direction to the valve spool WKV_S the converter clutch valve WKV attacking pilot pressure p_VS.
  • the valve characteristic V_WKV of the converter clutch valve WKV is at the valve spool WKV_S in the same direction from the exceeding of the predefined eighth pilot pressure value p_VS_7 the pilot pressure p_VS, depending on the pilot pressure p_VS, one connected to the converter switching valve WSV and in the direction of the converter clutch valve WKV of the converter clutch valve WKV attacking pressure signal p_red, the spring rate of the spring device WKV_F and the same to the spring device WKV_F acting on the valve spool WKV_S the converter clutch valve WKV inlet pressure p_WK_zu the torque converter lockup 2.
  • valve characteristic V_WDV of the converter pressure valve WDV is applied over the entire operating range of the torque converter 1 as a function of the valve spool WDV_S of the converter pressure valve WDV Pilot pressure p__VS and the pilot pressure p_VS counteracting spring rate of the spring device WDV_F.
  • the inlet pressure p_WD_to the hydrodynamic torque converter is not suddenly reduced to a predefined pilot pressure value, but the inlet pressure p_WK_ to the torque converter lockup clutch to the predefined eighth pilot pressure value p_VS_7 abruptly raised in such a way and then kept constant or increasing as a function of the pilot control pressure signal at the sixth control chamber WKV_6 with increasing pilot pressure p_VS, so that the inlet pressure p_WK_zu the converter lock-up clutch 2 the predefined pressure level p_0 at the latest to Precontrol pressure value p_VS (p_0) exceeds, at which the inlet pressure p_WD_zu the torque converter 1, the predetermined pressure level p_0 below.
  • a higher base pressure of the torque converter than in the other control systems 1 A according to FIG. 2, Fig. 4, Fig. 6 and Fig. 7 is adjustable, which is absolutely certain that in the torque converter 1, the the operation of the torque converter 1 and the torque converter lock-up clutch 2 impairing cavitation does not take place in the torque converter 1. Further, in the control system 1A shown in FIG. 9, a higher base pressure of the torque converter than in the other control systems 1 A according to FIG. 2, Fig. 4, Fig. 6 and Fig. 7 is adjustable, which is absolutely certain that in the torque converter 1, the operation of the torque converter 1 and the torque converter lock-up clutch 2 impairing cavitation does not take place in the torque converter 1. Further, in the control system 1A shown in FIG.
  • the transmissibility of the lockup clutch 2 is set at the level of a conventionally designed control system such that the boost pressure p_WK_ to the lockup clutch 2 is increased with increasing pilot pressure p_VS in the range of the converter clutch valve WKV, while the intake pressure p_WD_zu of the torque converter 1 in the region of the converter pressure tils WDV is continuously lowered to zero.
  • the transmission capability of the lockup clutch 2 thus results as in the above-described further embodiments of the control system 1 A also from the engaging on the converter clutch piston 6 inlet pressures p_WD_zu and p_WK_zu and the spring rate of the spring device 7 of the lockup clutch. 2
  • the converter clutch valve WKV is controlled with a constant pilot pressure, such as the pilot pressure p_VS_sys the system pressure p_sys, wherein the inlet pressure p_WK_zu the torque converter lockup clutch then depending on an engine torque of an internal combustion engine of a drive train a vehicle can be raised further.
  • a constant pilot pressure such as the pilot pressure p_VS_sys the system pressure p_sys, wherein the inlet pressure p_WK_zu the torque converter lockup clutch then depending on an engine torque of an internal combustion engine of a drive train a vehicle can be raised further.

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Abstract

Es wird ein hydraulisches Steuersystem (IA) für einen hydrodynamischen Drehmomentwandler (1 ) mit Wandlerüberbrückungskupplung (2) eines Automatgetriebes beschrieben. Ein Wandlerdruckventil (WDV) ist zum Steuern des Zulaufdrucks (p_WD_ zu) des Drehmomentwandlers (1) und ein Wandlerkupplungsventil (WKV) ist zum Steuern des Zulaufdruckes (p_WK_zu) der Wandlerüberbrückungskupplung vorgesehen, wobei deren Ventilschieber (WDV_S, WKV_S) mit wenigstens einem Vorsteuerdruck (p_VS) und einem Systemdruck (p_ sys) beaufschlagbar sind. Der Ventilschieber (WKV_S) des Wandlerkupplungsventils (WKV) ist bei geöffneter Wandlerüberbrückungskupplung (2) an einer Wirkfläche (15) derart mit dem Rücklauf druck (p_ WD_ab) des Dreh momentwandlers (1 ) beaufschlagt und ist bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung (2) an der Wirkfläche (15) derart mit dem Zulauf druck (p_WK_zu) der Wandlerüberbrückungskupplung (2) beaufschlagt, dass wenigstens entweder der Zulauf druck (p_WD_ zu) des Drehmomentwand lers (1 ) oder der Zulauf druck (p_WK_ zu) der Wandlerüberbrückungskupplung (2) über den gesamten Betriebsbereich des Drehmomentwandlers (1 ) größer als ein vordefiniertes Druckniveau (p_0) ist.

Description

Hydraulisches Steuersystem für einen hydrodynamischen Drehmomentwandler mit einer geregelten Wandlerüberbrückungskupplung
Die Erfindung betrifft ein hydraulisches Steuersystem für einen hydrodynamischen Drehmomentwandler mit einer geregelten Wandlerüberbrückungskupplung eines Automatgetriebes gemäß der im Oberbegriff des Patentanspruches 1 näher definierten Art.
Aus der Praxis ist es hinlänglich bekannt, Antriebsstränge von Fahrzeugen mit als hydrodynamische Drehmomentwandler ausgeführten Anfahrelementen auszubilden. Dabei werden in den meisten Fällen so genannte Zweileitungswandler verwendet, die jeweils mit einer integrierten Wandlerüberbrückungskupplung ausgerüstet sind. Die Wandlerüberbrückungskupplungen sind zur Reduzierung bzw. zur Eliminierung der hydraulischen Verluste der hydrodynamischen Drehmomentwandler vorgesehen.
Im Allgemeinen ist ein zur Betätigung der Wandlerüberbrückungskupplung vorgesehener und mit hydraulischem Druck beaufschlagbarer Wandlerkupplungskolben in einem Zweileitungswandler als flexibler Teller ausgebildet, dessen Nabe drehfest mit einer Turbine des hydrodynamischen Drehmomentwandlers verbunden ist.
Bei geöffneter Wandlerüberbrückungskupplung wird der Wandlerkupplungskolben von einer von einer Zuiaufseite des hydrodynamischen Drehmomentwandlers ausgehenden Ölströmung, die in Richtung einer Rücklaufseite des hydrodynamischen Drehmomentwandlers strömt, beaufschlagt bzw. von dieser überströmt. Zum Schließen der Wandlerüberbrückungskupplung wird ein Zulaufdruck des hydrodynamischen Drehmomentwandlers im Wesentlichen auf Null reduziert bzw. geschaltet, so dass ein im hydrodynamischen Drehmo- mentwandler vorliegender statischer Gesamtdruck ebenfalls im Wesentlichen auf Null abfällt. Der in Schließrichtung der Wandlerüberbrückungskupplung angefederte Wandlerkupplungskolben, der auf einer dem hydrodynamischen Drehmomentwandler abgewandten Seite mit einem Reibbelag beschichtet ist, wird bei dem letztgenannten Betriebszustand des hydrodynamischen Drehmomentwandlers durch die Federeinrichtung des Wandlerkupplungskolbens gegen das Gehäuse der Pumpenseite des hydrodynamischen Drehmomentwandlers gedrückt.
Um die Übertragungsfähigkeit der Wandlerüberbrückungskupplung und damit auch das über die Wandlerüberbrückungskupplung führbare Drehmoment zu erhöhen, wird ein Zulaufdruck der Wandlerüberbrückungskuppiung angehoben. Die Erhöhung des Zulaufdrucks der Wandlerüberbrückungskupplung erhöht die Anpressung des Wandlerkupplungskolbens gegen das Gehäuse der Pumpenseite des hydrodynamischen Drehmomentwandlers. Zudem verhindert der Wandlerkupplungskolben bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung die Ölströmung durch den hydrodynamischen Drehmomentwandler, so dass dem Wandlerkupplungskolben der Wandlerüberbrückungskupplung im Wesentlichen die Funktionalität eines herkömmlichen hydraulischen Rückschlagventils zugrunde liegt.
Um eine Beeinträchtigung eines Fahrkomforts zu vermeiden, wird die Wandlerüberbrückungskupplung vorzugsweise lediglich in solchen Betriebszu- ständen des Antriebsstranges geschlossen, während welchen aus Drehun- gleichförmigkeiten einer Brennkraftmaschine des Antriebsstranges resultierende und akustisch von einem Fahrer wahrnehmbare Anregungen im Fahrzeug unterbleiben. Im Gegensatz hierzu steht jedoch das Bestreben, die Wandlerüberbrückungskupplung zur Reduzierung der bei geöffneter Wandlerüberbrückungskupplung im hydrodynamischen Drehmomentwandler auftretenden hyd- raulischen Verlustleistung während eines Anfahrvorganges möglichst rasch zu schließen.
Dies führt u. a. dazu, dass die Wandlerüberbrückungskupplung auch bei hohen Differenzdrehzahlen im hydrodynamischen Drehmomentwandler zwischen einem Turbinenrad und einem Pumpenrad des Drehmomentwandlers geschlossen werden muss.
Je nach Auslegung eines hydrodynamischen Drehmomentwandiers treten bei hohen Differenzdrehzahlen im hydrodynamischen Drehmomentwandler hydrodynamische Effekte auf, die sich auf einen Schließvorgang der Wandlerüberbrückungskupplung unter Umständen derart negativ auswirken, dass die Wandlerüberbrückungskupplung nicht in einer vorgesehenen Form geschlossen werden kann oder überhaupt nicht geschlossen wird. Dies führt u. a. dazu, dass der Zulaufdruck des hydrodynamischen Drehmomentwandlers nicht in der vorgesehenen Art und Weise auf Null abfällt, sondern in Abhängigkeit der Drehzahldifferenz zwischen dem Turbinenrad und dem Pumpenrad größer oder sogar kleiner als der Zulaufdruck der Wandlerüberbrückungskupplung ist Da die Zulaufseite des hydrodynamischen Drehmomentwandlers bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung durch den Wandlerkupplungskolben vom Drehmomentwandler getrennt ist, treten die hydrodynamischen Effekte im Vergleich zu der Zulaufseite der Wandlerüberbrückungskupplung in erheblich geringerem Umfang auf.
Am Wandlerkupplungskolben greifen jeweils in Abhängigkeit des aktuellen Betriebszustandes stehende Gesamtkraftkomponenten an. So besteht bei einem Betriebszustand des hydrodynamischen Drehmomentwandlers, zu dem der Zulaufduck des Drehmomentwandlers kleiner ist als der Zulaufdruck der Wandlerüberbrückungskupplung, nachteilhafterweise die Möglichkeit, dass die Wandlerüberbrückungskupplung vor einem vorgesehenen Schließzeitpunkt plötzlich schließt, was als so genanntes Zuschnappen der Wandlerüberbrü- ckungskupplung bezeichnet wird. Des Weiteren besteht jedoch auch die Möglichkeit, dass aufgrund der aktuell an dem Wandlerkupplungskolben angreifenden Gesamtkraftkomponente die Wandlerüberbrückungskupplung nicht geschlossen wird, wobei letztgenannte Fehlansteuerung der Wandlerüberbrückungskupplung problematischer ist, da diese Fehlansteuerung vorwiegend während eines Schließvorganges der Wandlerüberbrückungskupplung bei höheren Drehzahlen des Pumpenrades auftritt.
Ein unerwünschter hydrodynamischer Effekt, der zu einer Fehlansteuerung der Wandlerüberbrückungskupplung führt, ist eine so genannte unechte Kavitation, welche bei Unterschreiten eines temperaturabhängigen Druckniveaus im hydrodynamischen Drehmomentwandler auftritt. Dabei geht die vor Unterschreiten des Druckniveaus im durch den hydrodynamischen Drehmomentwandler geführten Hydraulikfluid gelöste Luft in den gasförmigen Zustand über, was nachteilhafterweise zu Luftansammlungen im Drehmomentwandler und auch auf der Zulaufseite der Wandlerüberbrückungskupplung führt.
Dabei wird das vorgenannte Druckniveau im Drehmomentwandler dadurch unterschritten, dass der Zulaufdruck des Drehmomentwandlers zum Schließen der Wandlerüberbrückungskupplung stetig bis auf Null abgesenkt wird. Anschließend wird der Zulaufdruck der Wandlerüberbrückungskupplung zum Einstellen der Übertragungsfähigkeit der Wandlerüberbrückungskupplung auf einen vorgesehenen Druckwert angehoben. Somit ist der statische Druck im Drehmomentwandler im Zeitraum zwischen dem Zeitpunkt, zu dem der Zulaufdruck des Drehmomentwandlers ein Druckniveau unterschreitet, unterhalb dem die im Hydraulikfluid gelöste Luft ausgast, und dem Zeitpunkt, zu dem der Zulaufdruck der Wandlerüberbrückungskupplung das Druckniveau überschreitet, derart abgesenkt, dass sich im hydrodynamischen Drehmomentwandler Luft ansammelt, die das im hydrodynamischen Drehmomentwandler vorhandene Hydraulikfluid aus dem Drehmomentenwandler ausschiebt.
Dieses Ausschieben führt jedoch nachteilhafterweise zu einer kurzfristigen und derartigen Druckerhöhung im hydrodynamischen Drehmomentwandler, dass an dem Wandlerkupplungkolben vorübergehend eine Gesamtkraftkomponente angreift, die ein Schließen der Wandlerüberbrückungskupplung bewirkt, wobei über die Wandlerüberbrückungskupplung in diesem Zustand im Wesentlichen kein Drehmoment führbar ist. Im weiteren Betrieb des Drehmomentwandlers wird der Zulaufdruck der Wandlerüberbrückungskupplung sukzessive erhöht, um die gewünschte Übertragungsfähigkeit der Wandlerüberbrückungskupplung einzustellen. Bevor jedoch die Übertragungsfähigkeit der Wandlerüberbrückungskupplung ansteigt, muss zunächst das aufgrund der unechten Kavitation im Drehmomentwandler angesammelte Luftvolumen von zugeführtem Hydraulikfluid verdrängt werden, so dass trotz Anheben des Zulaufdrucks der Wandlerüberbrückungskupplung bis zum Anstieg der Übertragungsfähigkeit der Wandlerüberbrückungskupplung eine gewisse Totzeit in der Ansteuerung der Wandlerüberbrückungskupplung entsteht.
Zum Zeitpunkt, zu dem die Luftansammlung aufgrund der Druckerhöhung des Zuiaufdruckes der Wandlerüberbrückungskupplung vollständig aus dem Drehmomentwandler ausgeschoben ist, liegt die Wandlerüberbrückungskupplung plötzlich mit einer Übertragungsfähigkeit vor, bei der von dieser ein anliegendes Drehmoment wenigstens teilweise übertragen wird, so dass für einen Fahrer eines Kraftfahrzeuges ein merkbarer und für diesen unkomfortabler Ruck aufgrund einer Unstetigkeit im Verlauf der Momentenübertragung im Bereich der Wandlerüberbrückungskupplung auftritt, wodurch ein insgesamt unerwünschtes und unkomfortables Fahrverhalten eines Fahrzeugs vorliegt. Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, ein hydraulisches Steuersystem für einen hydrodynamischen Drehmomentwandler mit einer geregelten Wandlerüberbrückungskupplung eines Automatgetriebes zur Verfügung zu stellen, mittels welchem ein hoher Fahrkomfort erzielbar ist.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe mit einem hydraulischen Steuersystem gemäß den Merkmalen des Patentanspruches 1 gelöst.
Das erfindungsgemäße hydraulische Steuersystem für einen hydrodynamischen Drehmomentwandler mit einer geregelten Wandlerüberbrückungskupplung eines Automatgetriebes ist mit einem Wandlerdruckventil zum Steuern des Zulaufdruckes des Drehmomentwandlers und mit einem Wandlerkupplungsventil zum Steuern des Zulaufdruckes der Wandlerüberbrückungskupplung ausgeführt. Die Ventilschieber des Wandlerdruckventils und des Wandlerkupplungsventils sind mit wenigstens einem Vorsteuerdruck und einem Systemdruck beaufschlagbar. Die Wandlerüberbrückungskupplung ist geschlossen, wenn der Zulaufdruck des Drehmomentwandlers kleiner ist als ein vorde- finierter Druckwert des Zulaufdrucks der Wandlerüberbrückungskupplung.
Dadurch, dass der Ventilschieber des Wandlerkupplungsventils bei geöffneter Wandlerüberbrückungskupplung an einer Wirkfläche derart mit dem Rücklaufdruck des Drehmomentwandlers beaufschlagt ist und bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung an der Wirkfläche derart mit dem Zulaufdruck der Wandlerüberbrückungskupplung beaufschlagt ist, dass über den gesamten Betriebsbereich des Drehmomentwandlers wenigstens entweder der Zulaufdruck des Drehmomentwandlers oder der Zulaufdruck der Wandlerüberbrückungskupplung größer als ein vordefiniertes Druckniveau ist, werden auf einfache Art und Weise einen Fahrkomfort beeinträchtigende Luftansammlungen aufgrund unechter Kavitation im Drehmomentwandier vermieden. Bei dem hydraulischen Steuersystem nach der Erfindung ist ein so genannter Fußpunkt zwischen einer Ventilkennlinie des Wandlerkupplungsventils und einer Ventilkennlinie des Wandlerdruckventils im Vergleich zu herkömmlichen Steuersystemen derart angehoben, dass ein durch die Anhebung des Fußpunktes erhöhter statischer Druck, der sich sowohl auf der Zulaufseite des hydrodynamischen Drehmomentwandlers als auch auf der Zulaufseite der geregelten Wandlerüberbrückungskupplung einstellt, vorliegt, bei dem ein Ausgasen der in dem durch den Drehmomentwandler geführten Hydraulikfluid gelösten Luft über den gesamten Betriebsbereich des Drehmomentwandlers sicher unterbleibt.
Weitere Vorteile und vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich aus den Patentansprüchen und den unter Bezugnahme auf die Zeichnung prinzipmäßig beschriebenen Ausführungsbeispielen, wobei in der Beschreibung der verschiedenen Ausführungsbeispiele der Übersichtlichkeit halber für bau- und funktionsgleiche Bauteile dieselben Bezugszeichen verwendet werden.
Es zeigt:
Fig. 1 ein stark schematisiert dargestelltes und als hydrodynamischer Drehmomentwandler mit geregelter Wandlerüberbrückungskupplung ausgeführtes Anfahrelement eines Antriebsstranges eines Fahrzeugs;
Fig. 2 ein stark schematisiertes Schaltschema einer ersten Ausführungsform des erfindungsgemäßen hydraulischen Steuersystems; Fig. 3 eine Ventilkennlinie des Wandlerdruckventils und eine Ventilkennlinie des Wandlerkupplungsventils des Steuersystems gemäß Fig. 1 über einem Vorsteuerdruck im Vergleich zu Ventilkennlinien eines Wandlerdruckventils und eines Wandlerkupplungsventils eines herkömmlichen Steuersystems;
Fig. 4 ein Schaltschema eines zweiten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäß ausgebildeten Steuersystems;
Fig. 5 Ventilkennlinien des Wandlerdruckventils und des Wandlerkupplungsventils des Steuersystems gemäß Fig. 4 im Vergleich zu Ventilkennlinien eines herkömmlichen Steuersystems;
Fig. 6 ein Schaltschema eines dritten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäß ausgeführten Hydrauliksystems, welches mit einem Wandlerschaltventil ausgebildet ist;
Fig. 7 ein Schaltschema eines vierten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäß ausgeführten Hydrauliksystems, welches mit einem Wandlerschaltventil und ohne wandlerdruckventilseitige Vorsteu- erdruckabschaltung ausgebildet ist;
Fig. 8 Ventilkennlinien des Wandlerdruckventils und des Wandlerkupplungsventils des Steuersystems gemäß Fig. 6 und Fig. 7 im Vergleich zu Ventilkennlinien eines herkömmlichen Steuersystems;
Fig. 9 ein Schaltschema eines fünften Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Steuersystems, welches zur Anhebung des Zulaufdrucks der Wandlerüberbrückungskupplung mit einem Wandlerschaltventil ausgeführt ist; und Fig. 10 Ventilkennlinien des Wandlerdruckventils und des Wandlerschaltventils des Steuersystems gemäß Fig. 9 im Vergleich zu Ventilkennlinien eines herkömmlichen Steuersystems.
In Fig.1 ist eine stark schematisierte Darstellung eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers 1 mit einer geregelten Wandlerüberbrückungs- kupplung 2 dargestellt, welcher in an sich bekannter Art und Weise mit einem Turbinenrad 3, einem Pumpenrad 4 und einem Leitrad 5 ausgebildet ist. Des Weiteren ist ein Wandlerkupplungskolben 6 vorgesehen, der drehfest mit dem Turbinenrad 3 verbunden ist. Zusätzlich ist der Wandlerkupplungskolben 6 in Bezug auf das Pumpenrad 4 in axialer Richtung verschieblich ausgeführt, wobei sich eine axiale Position des Wandlerkupplungskolbens 6 in Abhängigkeit einer an dem Wandlerkupplungskolben 6 angreifenden und in Schließrichtung der Wandlerüberbrückungskupplung 2 wirkenden Federeinrichtung 7, einem Zulaufdruck p_WD_zu des Drehmomentwandlers und eines Zulaufdrucks p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2, d. h. in Abhängigkeit einer aus diesen drei Kraftkomponenten resultierenden und an dem Wandlerkupplungskolben 6 angreifenden Gesamtkraftkomponente, einstellt.
Bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung 2 kommt der Wandlerkupplungskolben 6 mit einem auf seiner dem Türbinenrad 3 abgewandten Seite angeordneten Reibbelag 8 an einem an einem Gehäuse 9 vorgesehenen weiteren Reibbelag 10 zur Anlage, wobei das Gehäuse 9 drehfest mit dem Pumpenrad 4 verbunden ist. Im Gegensatz dazu liegt der Wandlerkupplungskolben 6 bei geöffneter Wandlerüberbrückungskupplung 2 nicht an dem weiteren Reibbelag 10 des Gehäuses 9 an, so dass der Drehmomentwandler 1 ausgehend von einem in Fig. 2 dargestellten Wandlerdruckventil WDV über die Wandlerüberbrückungskupplung 2 in Richtung eines ebenfalls in Fig. 2 dargestellten Wandlerkupplungsventils WKV von Hydraulikfluid durchströmt wird. Dabei strömt das Hydraulikfluid mit einem über das Wandlerdruckventil WDV eingestellten Zulaufdruck p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 in den Drehmomentwandler 1 ein und strömt mit einem Rücklaufdruck p_WD_ab in Abhängigkeit der hydrodynamischen Verhältnisse im Drehmomentwandler 1 entsprechend gewandelter Höhe in Richtung des Wandlerkupplungsventils WKV aus dem Drehmomentwandler 1 aus.
Der Rücklaufdruck p_WD_ab des Drehmomentwandlers 1 entspricht dem über das Wandlerkupplungsventii WKV eingestellten Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2, wobei sich in Abhängigkeit des Zulaufdrucks p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 und des Zulaufdrucks p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 im Drehmomentwandler 1 ein statischer Druck bzw. ein betriebszustandsabhängiges Druckniveau einstellt.
Mit abnehmendem Zulaufdruck p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 nimmt die am Wandlerkupplungskolben 6 angreifende und in Öffnungsrichtung der Wandlerüberbrückungskupplung 2 wirkende Gesamtkraftkomponente ab, so dass ab Unterschreiten eines Druckwerts des Zulaufdrucks p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 die Wandlerüberbrückungskupplung 2 schließt und der Drehmomentwandler 1 ausgehend vom Wandlerdruckventil WDV nicht mehr durchströmt wird. Dabei schließt die Wandlerüberbrückungskupplung 6 bei einem Druckwert des Zulaufdrucks p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 , der kleiner als ein vordefinierter Druckwert des Zulaufdrucks p__WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung ist. In diesem Betriebszustand des Drehmomentwandlers 1 greift an den Wandlerkupplungskolben 6 eine die Wandlerüberbü- ckungskupplung 2 schließende Gesamtkraftkomponente an. D. h., dass die sich aus der Federkraft der Federeinrichtung 7 der Wandlerüberbrückungskupplung 2 und dem am Wandlerkupplungskolben 6 angreifenden Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung zusammensetzende Kraftkomponente größer ist als die aus dem Zulaufdruck p_WD__zu des Drehmomentwandlers 1 resultierende Kraftkomponente.
Der als so genannter Zweileitungswandler ausgeführte Drehmomentwandler 1 und die geregelte Wandlerüberbrückungskupplung 2 sind in Fig. 2 stark schematisiert in Form einer Drosselstelle sowie eines Rückschlagventils dargestellt, wobei der hydrodynamische Drehmomentwandler 1 durch das Wandlerdruckventil WDV, das mit mehreren Steuerräumen WDV__1 bis WDV_8, einer Federeinrichtung WDV_F und einem Ventilschieber WDV_S ausgeführt ist, angesteuert wird. Die geregelte Wandlerüberbrückungskupplung 2 wird über das Wandlerkupplungsventil WKV angesteuert, das ebenfalls mit mehreren Steuerräumen WKV_1 bis WKV_6, einer Federeinrichtung WKV_F und einem Ventilschieber WKV_S ausgebildet ist.
Das Wandlerdruckventil WDV und das Wandlerkupplungsventil WKV werden über eine Zuleitung L1 von einem nicht näher dargestellten Drucksteuerventil eines Vorsteuersystems mit einem über ein nicht näher dargestelltes elektrisches Getriebesteuergerät in an sich bekannter Art und Weise eingestellten Vorsteuerdruck p_VS an Stirnflächen der Ventilschieber WDV_S und WKV_S, die mit den Steuerräumen WDVJ und WKVJ in Verbindung stehen, entgegen den in den Steuerräumen WDV_8 und WKV_8 angeordneten Federeinrichtungen WDV_F und WKV_F beaufschlagt, wobei in Abhängigkeit des über die Zuleitung L1 an dem Wandlerdruckventil WDV bzw. an dem Wandlerkupplungsventil WKV anliegenden Vorsteuerdrucks p_VS jeweils der Zulaufdruck ρ_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 und der Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 in der in Fig. 3 dargestellten Art und Weise einstellbar sind. Zudem werden die Zulaufdrücke p_WD_zu und p_WK__zu in Abhängigkeit eines über eine Zuleitung L2 und über ein in an sich bekannter Art und Weise als Druckbegrenzungsventil ausgebildetes und in der Zeichnung nicht näher dargestelltes Systemdruckventil eingestellten System- drucks ρ_sys über das Wandlerdruckventil WDV und das Wandlerkupplungsventil WKV geregelt eingestellt.
Der Systemdruck p_sys versorgt über die Zuleitung L2, die mit einer Drossel 17 ausgeführt ist, den siebten Steuerraum WDV_7 des Wandlerdruck- ventils WDV1 der über eine Leitung L3 mit dem vierten Steuerraum WKV_4 des Wandlerkupplungsventils WKV und einem Druckbegrenzungsventil 11 in Verbindung steht. Zusätzlich ist der eine Entlastungssteuerzunge des Wandlerdruckventils WDV darstellende vierte Steuerraum WDV_4 mit dem Druckbegrenzungsventil 11 verbunden, mittels welchem im Steuersystem 1 A gemäß Fig. 2 ein vordefiniertes Druckniveau p_0 niemals unterschritten wird. Das Druckbegrenzungsventil 11 ist vorliegend als Plattenventil ausgebildet, welches eine gegen den statischen Druck im hydrodynamischen Drehmomentwandler 1 angefederte Ventilplatte 12 und eine Federeinrichtung 13 aufweist.
Darüber hinaus ist der fünfte Steuerraum WDV_5 mit einem stark schematisiert dargestellten Schmier- und Kühlkreislauf 14 einer Getriebevorrichtung des Antriebsstranges verbunden, um den Schmier- und Kühlkreislauf 14 bei entsprechender Stellung des Ventilschiebers WDV_S des Wandlerdruckventils WDV mit der für die Schmierung und Kühlung der Getriebekomponenten der Getriebeeinrichtung erforderlichen Schmier- und Kühlölmenge zu versorgen.
In Fig. 3 sind die Ventilkennlinien V_WDV und V_WKV des Wandlerdruckventils WDV und des Wandlerkupplungsventils WKV des Steuersystems 1 A gemäß Fig. 2 dargestellt, welche sich aufgrund der Anordnung des Druckbegrenzungsventils 11 über dem Vorsteuerdruck ρ_VS einstellen. Dabei entsprechen die Ventilkennlinien V__WDV und V_WKV des Wandlerdruckventils WDV und des Wandlerkupplungsventils WKV jeweils den Verläufen der Zulaufdrücke p_WD_zu und p_WK_zu des Drehmomentwandlers 1 und der Wandlerüberbrückungskupplung 2. Des Weiteren sind den Ventilkennli- nien VJNDV und VJNKS/ des Wandlerdruckventils WDV und des Wandlerkupplungsventils WKV Ventilkennlinien VOJNOV und V0_WKV des Wandier- druckventils WDV und des Wandlerkupplungsventiis WKV gegenübergestellt, welche sich beim Betrieb des Steuersystems 1 A ohne das Druckbegrenzungsventil 11 einstellen würden, wobei die Ventilkennlinien V_WDV und V0_WDV sowie VJNKV und VOJNKS/ zwischen einem ersten Vorsteuerdruck- wert p_VS_0 und einem zweiten Vorsteuerdruckwert p_VS_1 im Wesentlichen den gleichen Verlauf aufweisen.
Ohne das Druckbegrenzungsventil 11 sinkt sowohl der Zulaufdruck p_WD_zu des hydrodynamischen Drehmomentwandlers 1 als auch der Zulaufdruck p__WK_zu der geregelten Wandlerüberbrückungskupplung 2 im Steuersystem 1 A mit steigendem Vorsteuerdruck p_VS zu einem dritten Vorsteuerdruckwert p_VS_2 auf nahezu Null ab und verbleibt auf diesem Niveau bis zu einem vierten Vorsteuerdruckwert p_VS_3.
Der Bereich zwischen dem vierten Vorsteuerdruckwert p„VS_3 und dem dritten Vorsteuerdruckwert p__VS_2 der Ventilkennlinien VOJNOV, VOJNKSJ wird als so genannter Fußpunktbereich des Drehmomentwandlers 1 bezeichnet, wobei die Wandlerüberbrückungskupplung 2 vor dem dritten Vorsteuerdruckwert p__VS_2 geöffnet ist und nach dem vierten Vorsteuerdruckwert p_VS_3 geschlossen ist. Im Vorsteuerdruckbereich zwischen den Vor- steuerdruckwerten p_VS_2 und p_VS_3 kommt der Wandlerkupplungskolben 6 durch die in Schließrichtung der Wandlerüberbrückungskupplung 2 wirkende Federeinrichtung 7 am Gehäuse 9 zum Anliegen, wobei in diesem Betriebszustand der Wandlerüberbrückungskupplung 2 im Wesentlichen kein Drehmoment über die Wandlerüberbrückungskupplung 2 führbar ist.
Erst nach dem vierten Vorsteuerdruck ρ_VS_3 und einem weiter steigenden Vorsteuerdruck p_VS steigt der Zuiaufdruck p_WK_zu der Wandler- überbrückungskupplung 2 stetig an, wodurch die Übertragungsfähigkeit der Wandlerüberbrückungskupplung 2 bis auf einen maximalen Wert angehoben wird.
Bei dem in Fig. 2 dargestellten Steuersystem 1 A stellt der so genannte Fußpunktbereich des hydrodynamischen Drehmomentwandlers einen gewissen Bereich des Vorsteuerdrucks dar, in dem weder der Zulaufdruck p_WD_zu des hydrodynamischen Drehmomentwandlers 1 noch der Zulaufdruck p_WK_zu der geregelten Wandlerüberbrückungskupplung 2 verändert wird. D. h. der Fußpunktbereich des Drehmomentwandlers 1 ist im Wesentlichen ein neutraler Druckregelbereich, der zum Ausgleich von Toleranzen in dem Steuersystem 1 A zugeordneten Vorsteuersystem vorgesehen ist.
Mit den Ventilkennlinien V0_WDV und V0_WKV des Wandlerdruckventils WDV und des Wandlerkupplungsventils WKV treten jedoch nachteilhafter- weise die vorbeschriebenen Luftansammlungen im Drehmomentwandler 1 auf. Aus diesem Grund wird im Steuersystem 1 A mittels des Druckbegrenzungsventils 11 ein vordefiniertes Druckniveau p_0 eingestellt, bei dem die im Hydrau- likfluid gelöste Luft im Hydraulikfluid in gelöster Form verbleibt. Das Druckbegrenzungsventil 11 ist vorliegend zwischen einem nicht näher dargestellten drucklosen Hydraulikfluidreservoir und dem Wandlerdruckventil WDV sowie dem Wandlerkupplungsventil WKV angeordnet, so dass sowohl der Zulaufdruck p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 als auch der Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 niemals unterhalb des vordefinierten Druckniveaus p_0 absinkt und die Ventilkennlinien V_WDV und V_WKV von den Ventilkennlinien V0_WDV und V0_WKV in der in Fig. 3 dargestellten Art und Weise abweichen.
Das Druckniveau p_0 ist von der steuersystemseitig mit hydraulischem Druck beaufschlagbaren Plattenventilwirkfläche der Ventilplatte 12 sowie der Federkraft der Federeinrichtung 13 des Druckbegrenzungsventils 11 abhängig und ist beispielsweise durch Variation dieser beiden Parameter in Abhängigkeit des jeweils vorliegenden Betriebszustandes des Steuersystems 1A veränderbar.
Dadurch, dass durch das Druckbegrenzungsventil 11 im Steuersystem 1 A auf der Zulaufseite des hydrodynamischen Drehmomentwandlers 1 das vordefinierte Druckniveau p_0 an dem Wandlerkupplungskolben 6 auch bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung 2 anliegt, reduziert sich die Übertragungsfähigkeit der Wandlerüberbrückungskupplung 2 bei gleichem Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 im Vergleich zu einem Steuersystem, bei dem das Druckniveau auf der Zulaufseite des Drehmomentwandlers 1 im Wesentlichen Null ist, da die Druckdifferenz bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung zwischen der Zulaufseite der Wandlerüberbrückungskupplung und dem Drehmomentwandler um den Wert des vordefinierten Druckniveaus p_0 reduziert ist.
Diese Reduzierung wird vorliegend durch einen wenigstens um das vordefinierte Druckniveau p_0 erhöhten Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 kompensiert. Da zusätzlich der Beginn des Fußpunktbereichs des Drehmomentwandlers 1 durch die Anhebung des Druckniveaus im Steuersystem 1 vom dritten Vorsteuerdruckwert p_VS_2 in Richtung des zweiten Vorsteuerdruckwerts p_VS_1 verschoben ist, wird die mittels der Druckerhöhung des Zulaufdrucks p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 kompensierte Verringerung der Übertragungsfähigkeit der Wandlerüberbrückungskupplung ohne Veränderung der Ventilverstärkung des Wandlerkupp- iungsventils WKV erreicht. Das heißt, dass die Kompensation lediglich durch eine schwächere Ventilkennlinie V_WKV umgesetzt wird, wodurch die Auflösung der Wandlerüberbrückungskupplung 2 gegenüber einem herkömmlichen Steuersystem ohne Druckbegrenzungsventil nicht verändert wird. Dabei wird vorliegend unter dem Begriff Auflösung die Abhängigkeit zwischen der Druckänderung des Zuiaufdrucks p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 in Abhängigkeit einer Stromänderung im Bereich des Drucksteuerventils des Vorsteuersystems verstanden, über welches der Vorsteuerdruck ρ_VS von dem elektrischen Getriebesteuergerät eingestellt wird.
Nachfolgend wird die Funktionsweise des Steuersystems 1 A gemäß Fig. 2 in Verbindung mit der Darstellung gemäß Fig. 3 ausgehend vom ersten Vorsteuerdruckwert p_VS__0 näher beschrieben. Der erste Vorsteuerdruck- wert p_VS_0, ist wenigstens annähernd Null. In diesem Betriebszustand ist der Ventilschieber WDV_S des Wandlerdruckventils WDV durch die am Ventilschieber WDV_S in entgegengesetzter Richtung zu dem Steuerdruck p_VS am Ventilschieber WDV_S angreifende Federeinrichtung WDV_F umgeschoben, dass der Zulaufdruck p_WD_zu des hydrodynamischen Drehmomentwandlers 1 maximal ist. Dies resultiert aus der Tatsache, dass der Systemdruck p_sys über den sich in völlig umgeschobener Stellung befindlichen Ventilschieber WDV_S des Wandlerdruckventils WDV vom Wandlerdruckventil WDV auf ein Maximum reduziert wird, welches über eine Wirkfläche 18 des Ventilschiebers WDV_S und die Federkraft der Federeinrichtung WDV_F des Wandlerdruckventils WDV eingestellt wird.
Gleichzeitig ist der siebte Steuerraum WDV_7 von dem sechsten Steuerraum WDV_6 des Wandlerdruckventils WDV in der Druck regelnden Stellung des Ventilschiebers WDV_S getrennt, so dass die Verbindung zwischen der Zuführleitung L2 und dem zweiten Steuerraum WKV_2 des Wandlerkupplungsventils WKV gesperrt ist. Die Druckregelung im Bereich des dritten Steu- erraums WDV_3 des Wandlerdruckventils WDV findet über die so genannte Modulation des Wandlerdruckventils WDV zwischen dem zweiten Steuerraum WDV_2 und dem vierten Steuerraum WDV__4 statt, wobei der Druck des dritten Steuerraums WDV_3 größer ist als das über das Druckbegrenzungsventil 11 vordefinierte Druckniveau.
Nach dem Durchströmen des hydrodynamischen Drehmomentwandlers 1 liegt am dritten Steuerraum WKV_3 und dem fünften Steuerraum WKV_5 des Wandlerkupplungsventils WKV der Rücklaufdruck p_WD_ab an, der im Wesentlichen dem in Fig. 3 dargestellten Zulaufdruck p_WK_zu der geregelten Wandlerüberbrückungskupplung 2 entspricht, wobei die Differenz zwischen dem Zulaufdruck p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 und dem Rücklaufdruck p_WD_ab des Drehmomentwandlers 1 bzw. des Zulaufdrucks p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 zwischen dem ersten Vorsteuerdruck- wert p_VS_0 und einem weiteren Vorsteuerdruckwert p_VS_4 aufgrund eines Druckabfalls, der beim Durchströmen des hydrodynamischen Drehmomentwandlers 1 auftritt, verursacht wird.
Das Wandlerkupplungsventil WKV wird bei Anliegen des ersten Vor- steuerdruckwerts p_VS_0 durch die an dem Ventilschieber WKV_S angreifende Federeinrichtung WKV_F und den gleichgerichtet an einer Wirkfläche 15 des Ventilschiebers WKV_S des Wandlerkupplungsventils WKV angreifenden Rücklaufdruck p_WD_ab des hydrodynamischen Drehmomentwandlers 1 vollständig umgeschoben, so dass der vierte Steuerraum WKV_4 vom dritten Steuerraum WKV_3 des Wandlerkupplungsventils WKV getrennt ist und der über die Zuführleitung L2 am Wandlerkupplungsventil WKV anliegende Systemdruck p_sys nicht in Richtung der geregelten Wandlerüberbrückungskupplung 2 geführt wird.
Mit steigendem Vorsteuerdruck p__VS werden sowohl der Ventilschieber WDV_S des Wandlerdruckventils WDV als auch der Ventilschieber WKV_S des Wandlerkupplungsventils WKV entgegen der in Abhängigkeit der Federrate der Federeinrichtung WDV_F bzw. WKV_F am Ventilschieber WDV_S bzw. WKV_S anliegenden Federkraft und dem am Ventilschieber WKV_S des Wandlerkupplungsventils WKV anliegenden Rücklaufdruck p_WD_ab des Drehmomentwandlers 1 derart verschoben, dass der Zulaufdruck p_WD_zu des hydrodynamischen Drehmomentwandlers 1 und damit auch der Rücklaufdruck p_WD_ab des Drehmomentwandlers 1 in der in Fig. 3 dargestellten Art und Weise bis hin zum zweiten Vorsteuerdruckwert p_VS_1 durch Anheben des Vorsteuerdrucks p_VS reduziert werden, wobei sich der Ventilschieber WKV_S des Wandlerkupplungsventils erst kurz vor Überschreiten des Druckwertes p_0 in Richtung der Modulationssteuerkanten der Steuerräume WKV_ 2 und WKV_4 bewegt.
Des Weiteren wird der Ventilschieber WKV_S des Wandlerkupplungsventils WKV mit zunehmendem Vorsteuerdruck p_VS entgegen der Federrate der Federeinrichtung WKV_F zunehmend in Richtung des sechsten Steuerraums WKV_6 verschoben, so dass der Ventilschieber WKV_S die Steuerkante des vierten Steuerraums WKV_4 überstreicht und dieser mit dem dritten Steuerraum WKV_3 verbunden wird.
Zum fünften Vorsteuerdruckwert p_VS_4 wird eine Durchströmung des Drehmomentwandlers 1 durch den Gegendruck des Schmier- und Kühlkreislaufes 14 verhindert, so dass sich die Ventilkennlinien V_WDV und V_WKV des Wandlerdruckventils WDV und Wandlerkupplungsventils WKV synchronisieren. Das heißt, dass der Zulaufdruck p_WD_zu des Wandlerdruckventils WDV und der Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 ab dem fünften Vorsteuerdruckwert p_VS_4 gleich sind, wobei sich der Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 zu diesem Vorsteuerdruckwert aus dem Rücklaufdruck p_WD_ab und dem über das Wandlerkupplungsventil WKV über den vierten Steuerraum WKV_4 und den dritten Steuerraum WKV_3 durchgeleiteten Druckanteil des über die Zuführleitung L2 am Wandlerkupplungsventil WKV anliegenden Systemsdrucks p_sys zusammensetzt.
Zwischen dem zweiten Vorsteuerdruckwert p_VS_1 und dem sechsten Vorsteuerdruckwert p_SV_5, welche den Fußpunktbereich des über das Steuersystem 1A mit dem Druckbegrenzungsventil 11 angesteuerten Drehmomentwandlers 1 begrenzen, wird trotz weiter steigendem Vorsteuerdruck p_VS weder der Zulaufdruck p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 noch der Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 verändert, wobei die beiden Zulaufdrücke p_WD_zu und p_WK_zu auf dem durch das Druckbegrenzungsventil 11 eingestellten vordefinierten Druckniveau p_0 verbleiben.
Zum Ende des Fußpunktbereichs des Drehmomentwandlers 1 , d. h. o- berhalb des sechsten Vorsteuerdruckwerts p_VS_5, bewirkt ein weiteres Ansteigen des Vorsteuerdrucks p_VS ein Anheben des Zulaufdrucks p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 1 , während der Zulaufdruck p_WD_zu des Drehmomentwandlers in der in Fig. 2 dargestellten Position des Ventilschiebers WDV_S des Wandlerdruckventils WDV keine Veränderung erfährt und auf dem vordefinierten Druckniveau p_0 verbleibt.
Das bedeutet, dass sowohl der Zulaufdruck p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 als auch der Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 im Gegensatz zu einem Steuersystem ohne Druckbegrenzungsventil über alle Betriebszustände des Drehmomentwandlers 1 oberhalb des vordefinierten Druckniveaus p_0 liegt, wodurch die aus der Praxis bekannten und eine Funktionsweise eines Drehmomentwandlers 1 und einer damit korrespondierenden Wandlerüberbrückungskupplung 2 negativ beeinflussenden hydrodynamischen Effekte auf einfache Art und Weise vermieden werden. Zusätzlich ist der Fußpunktbereich des hydrodynamischen Drehmomentwandlers 1 bei dem Steuersystem 1 A gemäß Fig. 2 in der in Fig. 3 dargestellten Art und Weise gegenüber dem Fußpunktbereich eines Steuersystems ohne Druckbegrenzungsventil in Richtung niedrigerer Vorsteuerdruckwerte verschoben. Damit wird erreicht, dass die Wandlerüberbrückungskupplung 2 trotz des bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung 2 erhöhten Zulaufdrucks p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 bei jeweils demselben Vor- steuerdruckwert p_VS die gleiche Übertragungsfähigkeit aufweist wie bei einem Steuersystem ohne Druckbegrenzungsventil. Damit wird auf einfache Art und Weise erreicht, dass die Ansteuerung des Drucksteuerventils des Vor- steuerdrucksystems, über welches der Vorsteuerdruck p_VS in Abhängigkeit einer elektrischen Ansteuerung durch das elektrische Getriebesteuergerät eingestellt wird, wie bei einem Steuersystem ohne Druckbegrenzungsventil erfolgen kann.
Das in Fig. 4 dargestellte Schaltschema einer zweiten Ausführungsform eines erfindungsgemäß ausgeführten Steuersystems 1A ist in ähnlicher Art und Weise wie das Steuersystem 1 A gemäß Fig. 2 aufgebaut, weshalb in der nachfolgenden Beschreibung lediglich auf die Unterschiede zwischen diesen beiden Steuersystemen näher eingegangen wird.
Das Steuersystem 1 A gemäß Fig. 4 ist im Gegensatz zu dem Steuersystem gemäß Fig. 2 ohne Druckbegrenzungsventil ausgeführt, so dass die Entlastungssteuerzunge bzw. der vierte Steuerraum WDV_4 des Wandlerkupplungsventils direkt mit dem drucklosen Hydraulikfluidreservoir in Verbindung steht und der Zulaufdruck p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 in der in Fig. 5 dargestellten Art und Weise im Wesentlichen auf Null absenkbar ist.
Das Wandlerkupplungsventil WKV gemäß Fig. 4 ist im Gegensatz zu dem Wandlerkupplungsventil WKV gemäß Fig. 2 ohne die Federeinrich- tung WKV_F ausgebildet und der Rücklaufdruck p_WD_ab des Drehmomentwandlers 1 bzw. der Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupp- lung 2 wird bei dem Wandlerkupplungsventil WKV gemäß Fig. 4 auf eine größere Steuerdruckfläche bzw. Wirkfläche 15 des Ventilschiebers WKV_S als beim Wandlerkupplungsventil WKV gemäß Fig. 2 geführt.
Die vorstehend beschriebene und von der Ausgestaltung des Steuersystems 1A gemäß Fig. 2 abweichende Ausführung des Steuersystems 1A gemäß Fig. 4 führt zu den in Fig. 5 dargestellten Ventilkennlinien V_WDV und V_WKV des Wandlerdruckventils WDV und des Wandlerkupplungsventils WKV, welchen wiederum die zu Fig. 3 beschriebenen Ventilkennlinien V0_WDV und VO-WKV eines herkömmlich ausgeführten Steuersystems gegenübergestellt sind.
Dabei steht die Ventilkennlinie V_WKV des Wandlerkupplungsventils WKV bei geöffneter Wandlerüberbrückungskupplung 2 in Abhängigkeit des Vorsteuerdrucks p_VS und des in Bezug auf den Vorsteuerdruck p_VS entgegengesetzt am Ventilschieber WKV_S des Wandlerkupplungsventils WKV angreifenden Rücklaufdrucks p_WD_ab des Drehmomentwandlers 1. Bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung 2 steht die Ventilkennii- nie V_WKV des Wandlerkupplungsventils WKV in Abhängigkeit des Vorsteuerdrucks p_VS und des dem Vorsteuerdruck p_VS entgegengesetzt am Ventilschieber WKV_S des Wandlerkupplungsventils WKV angreifenden Zulaufdrucks p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2. Damit übersteigt der Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 das vordefinierte Druckniveau p_0 spätestes zu einem Vorsteuerdruckwert p_VS (p_0), zu dem der Zulaufdruck p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 das vordefinierte Druckniveau p_0 unterschreitet. Damit ist gewährleistet, dass der statische Druck im Drehmomentwandler 1 wie bei dem in Fig. 2 dargestellten Steuersys- tem 1 A niemals unterhalb des vordefinierten Druckniveaus p_0 absinkt und Luftansammlungen im Drehmomentwandler 1 wirkungsvoll vermieden werden.
Der Fußpunktbereich des Drehmomentwandlers 1 ist bei dem in Fig. 4 dargestellten Steuersystem 1 A auf den Schnittpunkt der Ventilkennlinien V_WDV und V_WKV des Wandlerdruckventils WDV und des Wandlerkupplungsventils WKV reduziert, womit Toleranzen im Vorsteuersystem in geringerem Umfang als bei dem Steuersystem 1 A gemäß Fig. 2 abdeckbar sind, wohingegen das Steuersystem 1A gemäß Fig. 4 ohne Druckbegrenzungsventil ausgebildet und daher im Vergleich zu dem Steuersystem gemäß Fig. 2 durch geringere Herstellkosten gekennzeichnet ist.
Ein drittes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäß ausgebildeten Steuersystems 1A ist in Fig. 6 in Form eines Schaltschemas dargestellt, wobei das Wandlerdruckventil WDV und das Wandlerkupplungsventil WKV vom Aufbau her im Wesentlichen dem Wandlerdruckventil und dem Wandlerkupplungsventil des Steuersystems gemäß Fig. 4 entsprechen.
Zusätzlich ist das Steuersystem 1 A gemäß Fig. 6 mit einem Wandlerschaltventil WSV ausgeführt, das sieben Steuerräume WSVJ bis WSV_7, einen Ventilschieber WSV_S und eine Federeinrichtung WSV_F aufweist. Das Wandlerschaltventil WSV wird an der der Federeinrichtung WSV_F abgewandten Stirnfläche des Ventilschiebers WSV_S mit dem Vorsteuerdruck p_VS beaufschlagt, so dass der Vorsteuerdruck p_VS der Federrate der Federeinrichtung WSV_F entgegenwirkt und der Ventilschieber WSV_S des Wandlerschaltventils WSV zwischen einer ersten in Fig. 6 dargestellten Schaltstellung und einer zweiten Schaltstellung, bei dem die mit dem Vorsteuerdruck p_VS beaufschlagbare Stirnfläche des Ventilschiebers WSV_S am Gehäuse des Wandlerschaltventils WSV zum Anliegen kommt, umschaltbar ist. Des Weiteren liegt an dem Wandlerschaltventil WSV_S ein so genannter Reduzierdruck pjred an, der bei entsprechender Position des Ventilschiebers WSV_S des Wandlerschaltventils WSV vom zweiten Steuerraum WSV_2 und über den dritten Steuerraum WSV_3 in Richtung des achten Steuerraums WDV_8 des Wandlerdruckventils WDV, in dem die Federeinrichtung WDV_F des Wandlerdruckventils angeordnet ist, weitergeleitet wird. Darüber hinaus liegt der Vorsteuerdruck p_VS auch an dem sechsten Steuerraum WSV_6 des Wandlerschaltventils WSV an, der bei entsprechender Position des Ventilschiebers WSV_S des Wandlerschaltventils WSV über den fünften Steuerraum WSV_5 in Richtung des ersten Steuerraums WDV_1 des Wandlerdruckventils 1 geführt wird.
Das bedeutet, dass die in Fig. 8 dargestellte Ventilkennlinie V_WDV des Wandlerdruckventils WDV gemäß Fig. 6 vor Erreichen eines vordefinierten siebten Vorsteuerdruckwerts p_VS_6 des Vorsteuerdrucks p_VS in Abhängigkeit eines an dem Wandlerschaltventil WSV anliegenden und in Richtung des Wandlerdruckventils WDV durchgeschalteten Drucksignals bzw. des Reduzierdrucks p_red und einer gleichgerichtet an dem Ventilschieber WDV_S des Wandlerdruckventils WDV angreifenden Federeinrichtung WDV_F steht und im Wesentlichen konstant verläuft. Ab Überschreiten des vordefinierten siebten Vorsteuerdruckwerts p_VS_6 des Vorsteuerdrucks p_VS steht die Ventilkennlinie V_WDV des Wandlerdruckventils WDV in Abhängigkeit des dann über das Wandlerschaltventil WSV in Richtung des ersten Steuerraums WDVJ des Wandlerdruckventils WDV durchgeschalteten Vorsteuerdrucks p_VS und der entgegengesetzt zu dem Vorsteuerdruck p_VS an dem Ventilschieber WDV_S des Wandlerdruckventils WDV wirkenden Federeinrichtung WDV_F, da die Verbindung zwischen dem zweiten Steuerraum WSV_2 und dem dritten Steuerraum WSV_3 des Wandlerschaltventils WSV unterbrochen ist und der achte Steuerraum WDV_8 des Wandlerdruckventils WDV nicht länger mit dem Re- duzierdruck p_red bzw. dem am Wandlerschaltventil WSV anliegenden Drucksignal beaufschlagt wird.
Dadurch, dass das Wandlerdruckventil WDV bei Überschreiten des siebten Vorsteuerdruckwerts p_VS_6 nicht länger im Bereich des achten Steuerraums WDV_8 mit dem Reduzierdruck p_red beaufschlagt wird, wird der Zulaufdruck p_WD_zu des Drehmomentwandlers in der in Fig. 8 durch den senkrechten Bereich der Ventilkennlinie V_WDV des Wandlerdruckventils WDV zum Vorsteuerdruckwert p_VS_6 grafisch wiedergegebenen Art und Weise sprunghaft reduziert. Anschließend weist der Zulaufdruck p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 bzw. die Ventilkennlinie V_WDV des Wandlerdruckventils WDV mit steigendem Vorsteuerdruck p_VS einen stetigen Verlauf auf und wird mit zunehmendem Vorsteuerdruck p_VS bis auf Null reduziert.
Die Ventilkennlinie V_WKV des Wandlerkupplungsventils WKV bzw. der Verlauf des Zulaufdrucks p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 entspricht im Wesentlichen dem in Fig. 5 gezeigten stetigen Verlauf, da das Wandlerkupplungsventil WKV gemäß Fig. 6 im Wesentlichen den gleichen Aufbau wie das Wandlerkupplungsventil gemäß Fig. 4 aufweist.
Fig. 7 zeigt ein viertes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäß ausgebildeten Steuersystems 1 A, welches ebenfalls wie das Steuersystem 1 A gemäß Fig. 6 mit einem Wandlerschaltventil WSV ausgeführt ist, wobei das Wandlerdruckventil WDV im Bereich des ersten Steuerraums WDV_1 direkt mit dem Vorsteuerdruck p_VS beaufschlagt wird, so dass das Steuersystem 1 A gemäß Fig. 7 im Bereich des Wandlerschaltventils WSV ohne die in Fig. 6 dargestellte Abschaltung des Vorsteuerdrucks p_VS für das Wandlerdruckventil WDV ausgeführt ist. Die Ventilkennlinien V_WDV und V_WKV des Wandlerdruckventils WDV und des Wandlerkupplungsventils WKV des Steuersystems 1 gemäß Fig. 7 entsprechen im Wesentlichen den Ventilkennli- nien V_WDV und V_WKV des Wandlerdruckventils WDV und des Wandlerkupplungsventils WKV des Steuersystems gemäß Fig. 6 und sind in Fig. 8 grafisch wiedergegeben.
Die Ventilkennlinie V_WDV des Wandlerdruckventils WDV gemäß Fig. 7 steht vor Erreichen des vordefinierten siebten Vorsteuerdruckwerts p_VS_6 des Vorsteuerdrucks p_VS in Abhängigkeit des an dem Wandlerschaltventil WVS anliegenden und in Richtung des Wandlerdruckventils WDV durchgeschalteten Drucksignals p_red, einer gleichgerichtet an dem Ventilschieber WDV_S des Wandlerdruckventils WDV angreifenden Federeinrichtung WDV_F und dem in Bezug auf die Federeinrichtung WDV_F in entgegengesetzter Richtung an dem Ventilschieber WDV_S des Wandlerdruckventils WDV wirkenden Vorsteuerdrucks p_VS, wobei sich der Zulaufdruck p_WD_zu gemäß der gepunketet ausgeführten Linie langsam absenkt. Ab Überschreiten des vordefinierten siebten Vorsteuerdruckwerts p_VS_6 des Vorsteuerdrucks p_VS steht die Ventilkennlinie V_WDV des Wandlerdruckventils WDV in Abhängigkeit des Vorsteuerdrucks p_VS und der entgegengesetzt zu dem Vorsteuerdruck p_VS an dem Ventilschieber WDV_S des Wandlerdruckventils WDV wirkenden Federeinrichtung WDV_F.
Die Ventilkennlinie V_WKV des Wandlerkupplungsventils WKV steht über dem gesamten Betriebsbereich des Steuersystems 1 in Abhängigkeit des am Ventilschieber WKV_S anliegenden Vorsteuerdrucks p_VS und in Bezug auf den Vorsteuerdruck p_VS in entgegengesetzter Richtung an der Wirkfläche 15 des Ventilschiebers WKV_S des Wandlerkupplungsventils WKV angreifenden Rücklaufdrucks p_WD_ab des Drehmomentwandlers bzw. des Zulaufdrucks p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2.
Grundsätzlich ist den beiden in Fig. 6 und Fig. 7 dargestellten Ausführungsbeispielen des Steuersystems 1 A gemein, dass der Ventilschie- ber WSV_S des Wandlerschaltventils WSV entgegen der Federeinrichtung WSV_F derart mit dem Vorsteuerdruck p_VS beaufschlagbar ist und derart mit dem Wandlerdruckventil WDV wirkverbunden ist, dass der Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 das vordefinierte Druckniveau p_0 spätestens zu einem Vorsteuerdruckwert p_VS (p_0) übersteigt, zu dem der Zulaufdruck p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 das vordefinierte Druckniveau p_0 unterschreitet.
Um die Übertragungsfähigkeit der Wandlerüberbrückungskupplung 2 auf einen einem herkömmlich ausgeführten Steuersystem entsprechenden Wert einstellen zu können, ohne den Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung zu erhöhen, wird der Zulaufdruck p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 kontinuierlich auf Null abgesenkt, nachdem der Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 das vordefinierte Druckniveau p_0 überschritten hat.
Ein fünftes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen hydraulischen Steuersystems 1A ist in Form eines Schaltschemas in Fig. 9 gezeigt, welches wie die Ausführungsbeispiele des Steuersystems gemäß Fig. 6 und Fig. 7 mit einem Wandlerschaltventil WSV ausgeführt ist. Das Wandlerschaltventil WSV ist in derselben Art und Weise aufgebaut wie das Schaltventil WSV gemäß Fig. 6, wobei ein am Wandlerschaltventil WSV anliegendes Drucksignal p_red bei entsprechender Schaltstellung des Ventilschiebers WSV_S des Wandlerschaltventils WSV auf eine Stirnfläche 16 des Ventilschiebers WKV_S des Wandlerkupplungsventils WKV geführt wird.
Der Ventilschieber WSV_S des Wandlerschaltventils WSV ist entgegen der Federeinrichtung WSV_F derart mit dem Vorsteuerdruck p_VS beaufschlagbar und derart mit dem Wandlerkupplungsventil WKV wirkverbunden, dass der Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 das Druckniveau p_0 in der in Fig. 10 dargestellten Art und Weise spätestens zu einem Vorsteuerdruckwert p_VS (p_0) übersteigt, zu dem der Zulaufdruck p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 das vordefinierte Druckniveau p_0 unterschreitet.
Die Ventilkennlinie V_WKV des Wandlerkupplungsventils WKV steht vor Erreichen eines vordefinierten achten Vorsteuerdruckwerts p_VS_7 des Vorsteuerdrucks p_VS in Abhängigkeit einer an dem Ventilschieber WKV_S des Wandlerkupplungsventils WKV angreifenden Federeinrichtung WKV_F und dem zu der Federeinrichtung WKV_F gleichgerichtet an dem Ventilschieber WKV_S angreifenden Rücklaufdruck p_WD_ab des Drehmomentwandlers 1 bzw. des Zulaufdrucks p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 sowie des in entgegengesetzter Richtung am Ventilschieber WKV_S des Wandlerkupplungsventils WKV angreifenden Vorsteuerdrucks p_VS.
Die Ventilkennlinie V_WKV des Wandlerkupplungsventils WKV steht ab Überschreiten des vordefinierten achten Vorsteuerdruckwerts p_VS_7 des Vorsteuerdrucks p_VS in Abhängigkeit des Vorsteuerdrucks p_VS, eines an dem Wandlerschaltventil WSV anliegenden und in Richtung des Wandlerkupplungsventils WKV durchgeschalteten sowie in Bezug auf den Vorsteuerdruck p_VS in gleicher Richtung an dem Ventilschieber WKV_S des Wandlerkupplungsventils WKV angreifenden Drucksignals p_red, der Federrate der Federeinrichtung WKV_F und des zu der Federeinrichtung WKV_F gleich wirkend an dem Ventilschieber WKV_S des Wandlerkupplungsventils WKV angreifenden Zulaufdrucks p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2.
Die Ventilkennlinie V_WDV des Wandlerdruckventils WDV steht über den gesamten Betriebsbereich des Drehmomentwandlers 1 in Abhängigkeit des am Ventilschieber WDV_S des Wandlerdruckventils WDV anliegenden Vorsteuerdrucks p__VS und der dem Vorsteuerdruck p_VS entgegenwirkenden Federrate der Federeinrichtung WDV_F.
Bei dem in Fig. 9 dargestellten Steuersystem 1 A wird im Gegensatz zu dem in Fig. 6 und Fig. 7 dargestellten Ausführungsbeispielen des erfindungsgemäßen Steuersystems nicht der Zulaufdruck p_WD_zu des hydrodynamischen Drehmomentwandlers zu einem vordefinierten Vorsteuerdruckwert sprungartig reduziert, sondern der Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrü- ckungskupplung zu dem vordefinierten achten Vorsteuerdruckwert p_VS_7 sprungartig derart angehoben und anschließend in Abhängigkeit des am Wandlerkupplungsventil WKV am sechsten Steuerraum WKV_6 anliegenden Vorsteuerdrucksignals mit steigendem Vorsteuerdruck p_VS konstant gehalten oder ansteigend dargestellt, so dass der Zulaufdruck p_WK_zu der Wandler- überbrückungskupplung 2 das vordefinierte Druckniveau p_0 spätestens zu dem Vorsteuerdruckwert p_VS (p_0) übersteigt, zu dem der Zulaufdruck p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 das vordefinierte Druckniveau p_0 unterschreitet.
Mit dem in Fig. 9 dargestellten Steuersystem 1A ist ein höherer Fußpunktdruck des Drehmomentwandlers als bei den anderen Steuersystemen 1 A gemäß Fig. 2, Fig. 4, Fig. 6 und Fig. 7 einstellbar, womit absolut sichergestellt ist, dass im Drehmomentwandler 1 die die Funktionsweise des Drehmomentwandlers 1 und der Wandlerüberbrückungskupplung 2 beeinträchtigende Kavitation nicht im Drehmomentwandler 1 stattfindet. Des Weiteren wird die Übertragungsfähigkeit der Wandlerüberbrückungskupplung 2 bei dem in Fig. 9 dargestellten Steuersystem 1 A dadurch auf dem Niveau eines herkömmlich ausgeführten Steuersystems eingestellt, dass der Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung 2 mit steigendem Vorsteuerdruck p_VS im Bereich des Wandlerkupplungsventils WKV erhöht wird, während der Zulaufdruck p_WD_zu des Drehmomentwandlers 1 im Bereich des Wandlerdruckven- tils WDV kontinuierlich auf Null abgesenkt wird. Die Übertragungsfähigkeit der Wandlerüberbrückungskupplung 2 ergibt sich damit wie bei den vorbeschriebenen weiteren Ausführungsbeispielen des Steuersystems 1 A ebenfalls aus den am Wandlerkupplungskolben 6 angreifenden Zulaufdrücken p_WD_zu und p_WK_zu sowie der Federrate der Federeinrichtung 7 der Wandlerüberbrückungskupplung 2.
Alternativ zu der Ansteuerung des Wandlerkupplungsventils WKV mit dem Vorsteuerdruck p_VS besteht auch die Möglichkeit, dass das Wandlerkupplungsventil mit einem konstanten Vorsteuerdruck, wie beispielsweise dem Vorsteuerdruck p_VS_sys des Systemsdrucks p_sys angesteuert wird, wobei der Zulaufdruck p_WK_zu der Wandlerüberbrückungskupplung dann in Abhängigkeit eines Motormoments einer Brennkraftmaschine eines Antriebstranges eines Fahrzeuges weiter angehoben werden kann.
Bezuαszeichen
1 hydrodynamischer Drehmomentwandler
1A Steuersystem
2 geregelte Wandlerüberbrückungskupplung
3 Turbinenrad
4 Pumpenrad
5 Leitrad
6 Wandlerkupplungskolben
7 Federeinrichtung der Wandlerüberbrückungskupplung
8 Reibbelag
9 Gehäuse
10 weiterer Reibbelag
11 Druckbegrenzungsventil
12 Ventilplatte
13 Federeinrichtung des Druckbegrenzungsventils
14 Schmier- und Kühlkreislauf
15 Wirkfläche
16 Stirnfläche des Ventilschiebers des Wandlerkupplungsventils
17 Drossel
18 Wirkfläche
L1. L2 Zuleitung,
L3 Leitung p_red Drucksignal p_sys Systemdruck p VS Vorsteuerdruck p_VS_O bis p_VS_7 Vorsteuerdruckwert
P_VS (p_0) Vorsteuerdruckwert p_VS-sys Vorsteuerdruck p_WD_zu Zulaufdruck Drehmomentwandler p_WD_ab Rücklaufdruck des Drehmomentwandlers p_WK_zu Zulaufdruck der Wandlerüberbrückungskupplung
WDV Wandlerdruckventi I
WDV_1 bis
WDV_8 Steuerraum
WDV_F Federeinrichtung
WDV_S Ventilschieber
WKV Wandlerkupplungsventil
WKVJ bis
WKV_6 Steuerraum
WKV_F Federeinrichtung
WKV_S Ventilschieber
WSV Wandlerschaltventil
WSVJ bis
WSV_7 Steuerraum
WSV_F Federeinrichtung
WSV S Ventilschieber

Claims

Patentansprüche
1. Hydraulisches Steuersystem (1A) für einen hydrodynamischen Dreh- momentwandier (1) mit einer geregelten Wandlerüberbrückungskupplung (2) eines Automatgetriebes zum Steuern eines Zulaufdrucks (p_WD_zu) des Drehmomentwandlers (2) und eines Zulaufdruckdrucks (p_WK_zu) der Wandlerüberbrückungskupplung (2), wobei die Wandlerüberbrückungskupplung (2) geschlossenen ist, wenn der Zulaufdruck (p_WD_zu) des Drehmomentwandlers (1) kleiner ist als ein vordefinierter Druckwert des Zulaufdruckdrucks (p_WK_zu) der Wandlerüberbrückungskupplung (2), und wobei ein Wandlerdruckventil (WDV) zum Steuern des Zulaufdruckes (p_WD_zu) des Drehmomentwandlers (1) und ein Wandlerkupplungsventil (WKV) zum Steuern des Zulaufdruckes (p_WK_zu) der Wandlerüberbrückungskupplung (2) vorgesehen sind, deren Ventilschieber (WDV_S, WKV_S) mit wenigstens einem Vorsteuerdruck (p_VS) und einem Systemdruck (p_sys) beaufschlagbar sind, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilschieber (WKV_S) des Wandlerkupplungsventils (WKV) bei geöffneter Wandlerüberbrückungskupplung (2) an einer Wirkfläche (15) derart mit dem Rücklaufdruck (p_WD__ab) des Drehmomentwandlers (1) beaufschlagt ist und bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung (2) an der Wirkfläche (15) derart mit dem Zulaufdruck (p_WK_zu) der Wandlerüberbrückungskupplung (2) beaufschlagt ist, dass über den gesamten Betriebsbereich des Drehmomentwandlers (1) wenigstens entweder der Zulaufdruck (p_WD_zu) des Drehmomentwandlers (1) oder der Zulaufdruckdruck (p_WK_zu) der Wandlerüberbrückungskupplung (2) größer als ein vordefiniertes Druckniveau (p_0) ist.
2. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass sowohl der Zulaufdruck (p_WD_zu) des Drehmomentwandlers (1) als auch der Zulaufdruck (p_WK__zu) der Wandlerüberbrückungs- kupplung (2) über den gesamten Betriebsbereich des Drehmomentwandlers (1) über ein mit jeweils wenigstens einer Entlastungssteuerzunge (WKV_2, WDV_4) des Wandlerkupplungsventils (WKV) und/oder des Wandlerdruckventils (WDV) verbundenes Druckbegrenzungsventil (11) oberhalb des vordefinier- ten Druckniveaus (p_0) einstellbar ist.
3. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Druckbegrenzungsventil (11 ) als Plattenventil ausgebildet ist, welches eine gegen den statischen Druck im hydrodynamischen Drehmomentwandler (1) angefederte Ventilplatte (12) aufweist.
4. Hydraulisches Steuersystem nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Wandlerkupplungsventil (WKV) mit einer derartigen Ventilkennlinie (V_WKV) konfiguriert ist, dass ein Schließdruck der Wandlerüberbrückungskupplung (2), zu dem die Wandlerüberbrü- ckungskupplung (2) vollständig geschlossen ist, gegenüber einem Schließdruck, der zum Bereitstellen der vollen Übertragungsfähigkeit der Wandlerüberbrückungskupplung (2) bei einem Zulaufdruck (p_WD_zu) des Drehmomentwandlers (1), welcher wenigstens annähernd Null ist, bei Anliegen des jeweils wenigstens annähernd selben Vorsteuerdruckwertes (p_VS) an dem Wandlerkupplungsventil (WKV) um das vordefinierte Druckniveau (p_0) erhöht ist.
5. Hydraulisches Steuersystem nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass an dem Ventilschieber (WKV_S) des Wandlerkupplungsventils (WKV) und an dem Ventilschieber (WDV_S) des Wandlerdruckventils (WDV) jeweils eine dem anliegenden Vorsteuerdruck (p_VS) entgegenwirkende Federeinrichtung (WKV_F, WDV_F) angreift.
6. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass eine Ventilkennlinie (V_WDV) des Wandlerdruckventils (WDV) in Abhängigkeit des am Ventilschieber (WDV_S) anliegenden Vorsteuerdrucks (p_VS) und der Federrate der Federeinrichtung (WDV_F) des Wandlerdruckventils (WDV) sowie des am Ventilschieber (WDV_S) des Wandlerdruckventils (WDV) angreifenden vordefinierten Druckniveaus (p_0) steht.
7. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilkennlinie (V_WKV) des Wandlerkupplungsventils (WKV) bei geöffneter Wandlerüberbrückungskupplung (2) in Abhängigkeit des Vorsteuerdrucks (p_VS) und eines in Bezug auf den Vorsteuerdruck (p_VS) entgegengesetzt am Ventilschieber (WKV_S) des Wandlerkupplungsventils (WKV) angreifenden Rücklaufdrucks (p_WD_ab) des Drehmomentwandlers (1) sowie der Federrate der Federeinrichtung (WKV_F) des Wandlerkupplungsventils (WKV) steht.
8. Hydraulisches Steuersystem nach einem der Ansprüche 5 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilkennlinie (V_WKV) des Wandlerkupplungsventils (WKV) bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupplung (2) in Abhängigkeit des Vorsteuerdrucks (p_VS) und des in Bezug auf den Vorsteuerdruck (p_VS) entgegengesetzt am Ventilschieber (WKV_S) des Wandlerkupplungsventils (WKV) angreifenden Zulaufdrucks (p_WK_zu) der Wandlerüberbrückungskupplung (2) sowie der Federrate der Federeinrichtung (WKV_F) des Wandlerkupplungsventils (WKV) steht.
9. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass eine Ventilkennlinie (V_WKV) des Wandlerkupplungsventils (WKV) bei geöffneter Wandlerüberbrückungskupplung (2) derart in Abhängigkeit des Vorsteuerdrucks (p_VS) und eines in Bezug auf den Vorsteuerdruck (p_VS) entgegengesetzt am Ventilschieber (WKV_S) des Wandlerkupp- lungsventils (WKV) angreifenden Rücklaufdrucks (p_WD_ab) des Drehmomentwandlers (1) steht und bei geschlossener Wandlerüberbrückungskupp- fung (2) derart in Abhängigkeit des Vorsteuerdrucks (p_VS) und des dem Vorsteuerdruck (p_VS) entgegengesetzt am Ventilschieber (WKV_S) des Wandlerkupplungsventils (WKV) angreifenden Zulaufdrucks (ρ__WK_zu) der Wand- lerüberbrückungskupplung (2) steht, dass der Zulaufdruck (p_WK_zu) der Wandlerüberbrückungskupplung (2) das vordefinierte Druckniveau (p_0) spätestens zu einem Vorsteuerdruckwert (p_VS (ρ_0)) übersteigt, zu dem der Zulaufdruck (p_WD_zu) des Drehmomentwandlers 1 das vordefinierte Druckniveau (p_0) unterschreitet.
10. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 9, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die Ventilkennlinie (V_WDV) des Wandlerdruckventils (WDV) derart in Abhängigkeit des Vorsteuerdrucks (p_VS) und einer Federrate einer in entgegensetzter Richtung zu dem Vorsteuerdruck (p_VS) an dem Ventilschieber (WDV_S) des Wandlerdruckventils (WDV) angreifenden Federeinrichtung (WDV_F) steht, dass der Zulaufdruck (p_WK_zu) der Wandlerüberbrückungskupplung (2) das vordefinierte Druckniveau (p_0) spätestens zu einem Vorsteuerdruckwert (p_vs (p_0)) übersteigt, zu dem der Zulaufdruck (p_WD_zu) des Drehmomentwandlers (1) das vordefinierte Druckniveau (p_0) unterschreitet.
11. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 1 , dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass ein Wandlerschaltventil (WSV) vorgesehen ist, dessen Ventilschieber (WSV_S) entgegen einer Federeinrichtung (WSV_F) derart mit dem Vorsteuerdruck (p_VS) beaufschlagbar ist und derart mit dem Wandlerdruckventil (WDV) wirkverbunden ist, dass der Zulaufdruck (p_WK_zu) der Wandlerüberbrückungskupplung (2) das vordefinierte Druckniveau (p_0) spätestens zu einem Vorsteuerdruckwert (p_VS (p_0)) übersteigt, zu dem der Zulaufdruck (p_WD_zu) des Drehmomentwandlers (1) das vordefinierte Druckniveau (p_0) unterschreitet.
12. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 11 , dadurch gekennzeichnet, dass eine Ventilkennlinie (V_WDV) des Wandlerdruckventils (WDV) vor Erreichen eines vordefinierten Druckwerts (p_VS_6) des Vorsteuerdrucks (p__VS) in Abhängigkeit eines an dem Wandlerschaltventil (WSV) anliegenden und in Richtung des Wandlerdruckventils (WDV) durchgeschalteten Drucksignals (p_red) und einer gleichgerichtet zu dem Drucksignal (p_red) an dem Ventilschieber (WDV_S) des Wandlerdruckventils (WDV) angreifenden Federeinrichtung (WDV_F) steht.
13. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilkennlinie (V_WDV) des Wandlerdruckventils (WDV) ab Überschreiten des vordefinierten Druckwerts (p_VS_6) des Vorsteuerdrucks (p_VS) in Abhängigkeit des Vorsteuerdrucks (p_VS) und der entgegengesetzt zu dem Vorsteuerdruck (p_VS) an dem Ventilschieber (WDV_S) des Wandlerdruckventils (WDV) wirkenden Federeinrichtung (WDV_F) steht.
14. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 11 , dadurch gekennzeichnet, dass eine Ventilkennlinie (V_WDV) des Wandlerdruckventils (WDV) vor Erreichen eines vordefinierten Druckwerts (p_VS_6) des Vorsteuerdrucks (p_VS) in Abhängigkeit eines an dem Wandlerschaltventil (WDV) anliegenden und in Richtung des Wandlerdruckventils (WDV) durchgeschalteten Drucksignals (p_red), einer gleichgerichtet an dem Ventilschieber (WDV_S) des Wandlerdruckventils (WDV) angreifenden Federeinrichtung (WDV_F) und dem in Bezug auf die Federeinrichtung (WDV_F) in entgegen gesetzter Richtung an dem Ventilschieber (WDV_S) des Wandlerdruckventils (WDV) wirkenden Vorsteuerdruck (p_VS) steht.
15. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilkennlinie (V_WDV) des Wandlerdruckventils (WDV) ab Überschreiten des vordefinierten Druckwerts (ρ_VS_6) des Vorsteuerdrucks (p_VS) in Abhängigkeit des Vorsteuerdrucks (p_VS) und der entgegengesetzt zu dem Vorsteuerdruck (p_VS) an dem Ventilschieber (WDV_S) des Wandlerdruckventils (WDV) wirkenden Federeinrichtung (WDV_F) steht.
16. Hydraulisches Steuersystem nach einem der Ansprüche 11 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass eine Ventilkennlinie (V_WKV) des Wandlerkupplungsventils (WKV) in Abhängigkeit des Vorsteuerdrucks (p_VS) und eines zu dem Vorsteuerdruck (ρ_VS) entgegengesetzt am Ventilschieber (WKV_S) des Wandlerkupplungsventils (WKV) angreifenden Zulaufdrucks (p_WK_zu) der Wandlerüberbrückungskupplung (2) steht.
17. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass ein Wandlerschaltventil (WSV) vorgesehen ist, dessen Ventilschieber (WSV_S) entgegen einer Federeinrichtung (WSV_F) derart mit dem Vorsteuerdruck (p_VS) beaufschlagbar ist und derart mit dem Wandlerkupplungsventil (WKV) wirkverbunden ist, dass der Zulaufdruck (p_WK_zu) der Wandlerüberbrückungskupplung (2) das vordefinierte Druckniveau (p_0) spätestens zu einem Vorsteuerdruckwert (p_VS (p_0)) übersteigt, zu dem der Zulaufdruck (p_WD_zu) des Drehmomentwandlers (1) das vordefinierte Druckniveau (p_0) unterschreitet.
18. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, dass eine Ventilkennlinie (V_WKV) des Wandlerkupplungsventils (WKV) vor Erreichen eines vordefinierten Druckwerts (p_VS_9) des Vorsteuerdrucks (p_VS) in Abhängigkeit einer an dem Ventilschieber (WKV_S) des Wandlerkupplungsventils (WKV) angreifenden Federeinrich- tung (WKV_F) und dem zu der Federeinrichtung (WKV_F) gleich gerichtet an dem Ventilschieber (WKV_S) des Wandlerkupplungsventils (WKV) angreifenden Rücklaufdruck (p_WD_ab) des Drehmomentwandlers (1) sowie des in entgegen gesetzter Richtung am Ventilschieber (WKV_S) des Wandlerkupplungsventils (WKV) angreifenden Vorsteuerdrucks (p_VS) steht.
19. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 18, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die Ventilkennlinie (V_WKV) des Wandlerkupplungsventils (WKV) ab Überschreiten des vordefinierten Druckwerts (p_VS_7) des Vorsteuerdrucks (p_VS) in Abhängigkeit des Vorsteuerdrucks (p_VS), eines an dem Wandlerschaltventil (WSV) anliegenden und in Richtung des Wandlerkupplungsventils (WKV) durchgeschalteten sowie in Bezug auf den Vorsteuerdruck (p_VS) in gleicher Richtung an dem Ventilschieber (WKV_S) des Wandlerkupplungsventils (WKV) angreifenden Drucksignals (pjred), der Federrate der Federeinrichtung (WKV_F) und des zu der Federeinrichtung (WKV_F) gleichwirkend an dem Ventilschieber (WKV_S) des Wandlerkupplungsventils (WKV) angreifenden Zulaufdrucks (p_WK_zu) der Wandler- überbrückungskupplung (2) steht.
20. Hydraulisches Steuersystem nach einem der Ansprüche 17 bis 19, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass eine Ventilkennlinie (V_WDV) des Wandlerdruckventils (WDV) in Abhängigkeit des am Ventilschieber (WDV_S) des Wandlerdruckventils (WDV) anliegenden Vorsteuerdrucks (p_VS) und einer dem Vorsteuerdruck (p_VS) entgegenwirkenden Federrate einer Federeinrichtung (WDV_F) steht.
21. Hydraulisches Steuersystem nach Anspruch 19 oder 20, dadurch gekennzeichnet, dass das Drucksignal (p_red) einem über ein Druckreduzierventil konstant eingestelltem Vorsteuerdruckwert (p_red) oder einem Vorsteuerdruck (p_VS_sys) eines weiteren Drucksteuerventils entspricht, welcher zur Ansteuerung eines Systemdruckventils und somit zum Einstellen des Systemdrucks (p_sys) vorgesehen ist.
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