(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
自動車の電子制御式の連続可変伝動装置（10）のための電気油圧式変速制御装置であって、ポンプ（51）によって圧力媒体を供給される変速比制御弁（23）を備えており、変速比制御弁の弁部材（24）が電磁石（27）によって摺動可能であり、かつ変速比制御弁が圧力管路（19）を介して伝動装置の配設のディスク対（11）を、変速比の変更のために負荷するようになっていて、電磁石の故障時のための安全装置が設けられている形式のものにおいて、
安全装置が、圧力媒体管路（44）に結合された制御圧力管路（43,43′）を有しており、この場合、圧力媒体管路（44）内の、前記制御圧力管路（43,43′）との結合箇所の下流側に狭窄部（45;52）が配置されており、
弁部材（24）が制御圧力管路（43,43′）を介して変速比を調節するために制御圧力で負荷可能であり、制御圧力がポンプ（51）の送出量に依存していることを特徴とする、電気油圧式変速制御装置。
【請求項２】
弁部材（24）に対してばね部材（30）が作用しており、ばね部材の力の作用が制御圧力の作用に対抗している、請求項１記載の電気油圧式変速制御装置。
【請求項３】
制御圧力の増大時に伝動装置の配設のディスク対（11）が、伝動装置（10）の変速比が小さくなるように変速比制御弁（23）を介して負荷されるようになっている、請求項１または２記載の電気油圧式変速制御装置。
【請求項４】
狭窄部が一定の絞り箇所である、請求項１から３までのいずれか１項記載の電気油圧式変速制御装置。
【請求項５】
狭窄部（52）が可変の横断面を持っている、請求項１から３までのいずれか１項記載の電気油圧式変速制御装置。
【請求項６】
狭窄部（52）が圧力制御弁である、請求項１から５までのいずれか１項記載の電気油圧式変速制御装置。
【請求項７】
狭窄部（52）が流量調整弁である、請求項１から５までのいずれか１項記載の電気油圧式変速制御装置。
【請求項８】
制御圧力が常時変速比制御弁（23）の弁部材（24）に存在している、請求項１から７までのいずれか１項記載の電気油圧式変速制御装置。
【請求項９】
制御圧力管路（43,43′）内に閉止弁が配置されており、閉止弁が変速比制御弁の電磁式駆動の故障時に流過位置へ切換えられるようになっている、請求項１から８までのいずれか１項記載の電気油圧式変速制御装置。
【発明の詳細な説明】
従来技術
本発明は、主請求項の種類による、電子制御式連続可変伝動装置のための電気油圧式変速制御装置から出発する。このような変速制御装置は例えばEP324928A2から公知である。この公知の変速制御装置では電気駆動信号の故障時に伝動装置は走行運転のために最小の変速比へ切換えられ、その結果最高速度においてもエンジンの過回転は生じ得ない。始動時には車両静止状態で伝動装置の最大の変速比へ調節される。さらにこのような変速制御装置では安全回路を設け、電気駆動信号が故障した時にこの安全回路によってその瞬間の伝動装置の変速比を一定に保持することが公知である。さらに純油圧式の変速比調節のために伝動装置の一次ディスク対でエンジン回転数依存のパイロット圧力を取出すことが公知である。このパイロット圧力は電気駆動信号の故障時に制御パラメータとして使用される。これら公知の変速制御装置ないしはその電気駆動信号故障時の安全装置は、まさに面倒な付加的な手段を必要とするか、かつまたは走行運転には不十分な伝動装置の変速比しか保証しないという欠点を持つ。
発明の利点
それとは異なり、主請求項の特徴を持つ本発明による電気油圧式変速制御装置は、電気駆動信号の故障時にも依然として全変速調節範囲にわたってほぼ一定のエンジン回転数を可能にする、伝動装置のための変速制御が保証されるという利点を有している。この回転数はその都度の負荷状態には依存しない。変速制御に必要な制御パラメータは有利な形で直接油圧式制御装置で得ることができる、すなわち伝動装置にコストのかかる複雑な圧力測定装置は不要である。本発明による電気油圧式変速制御装置は簡単で有利な形式で、最高速度においてもエンジンの過回転が阻止されるように設計することができる。走行運転の間エンジン回転数は平均的なエンジン回転数に調節される。車両制動時にはこのエンジン回転数は最大の伝動装置変速比が得られるまで一定に保持される。したがってこの場合に車両の始動がいつでも可能である。本発明の他の利点および有利な構成が従属請求項および説明から得られる。
図面
本発明の２つの実施例が以下の説明と図面において詳説される。図１は本発明による電気油圧式変速制御装置の略示図である。図２は変速制御装置の２番目の実施例を示す。
実施例の説明
図１に符号10で公知の連続可変伝動装置（連続可変変速機continuously variable transmission）が示されており、その一次ディスク対11と二次ディスク対12との間に伝達手段13が締め込まれている。伝動装置は例えばベルト、トグルリンク、チェーンであってよい。一次ディスク対11および二次ディスク対12はそれぞれ各１つの固定ディスク14ないしは15および軸方向に移動可能な遊動ディスク16ないしは17を持っている。一次ディスク対11の遊動ディスク16に一次圧力室18が配置されており、一次圧力室は一次圧力管路19を介して負荷される。二次ディスク対12の遊動ディスク17には同様に二次圧力室20が配置されており、二次圧力室は二次圧力管路21を介して負荷される。一次および二次ディスク対11ないしは12は図示の実施例ではマスター−スレイブ−原理に従って協働する、すなわち二次ディスク対12ないしはその遊動ディスク17が二次圧力管路21を介してディスク圧着力で負荷され、他方一次ディスク対11の遊動ディスク16における一次圧力室18内の圧力は変速比制御弁23を介して可変である。伝動装置の変速比は一次圧力室18内の油容量の変化を介して公知の形式で変わることができる。その際に一次ディスク対11ないしは二次ディスク対12の両遊動ディスク16ないしは17の有効受圧面の比は例えば２対１であってよい。
変速比制御弁23はスライド弁として構成されており、そのスライダ24はスライダ孔25内を密に摺動するように案内されており、かつ電磁石27のプランジャ26（破線）によって移動可能である。このプランジャ26はスライダ24の（右側の）端面28に作用する。圧縮ばね30が反対側の（左側の）端面29に作用する。スライダ24はスライダ孔25内を密に案内される２つのスライダ区分、すなわち左側のスライダ区分32と右側のスライダ区分33を有し、これらは径の小さな区分34を介して結合されている。両スライダ区分32,33はスライダ孔の周面に配置された４つの制御リングみぞ35〜38と協働する。図面で左からみて第１の制御リングみぞ35は圧力管路40を介して二次圧力管路21と結合されている。第２の制御リングみぞ36は一次圧力管路19と結合されている。第３の制御リングみぞ37は戻り管路41を介して容器42と結合されている。第４の制御リングみぞ38は制御圧力管路43を介して別の圧力管路44と結合されている。この圧力管路44内には絞り45が配置されており、しかも圧力管路44と制御圧力管路43との結合箇所の下流側に、すなわちここでは図面で右側に配置されている。圧力管路44は油を案内する結合管路であり、これを介して容積流がポンプ送出量に、したがってエンジン回転数に比例して流れる。圧力管路44は例えば図示されない二次圧力弁の流出管路であってよく、この流出管路は過剰のポンプ送出量を図示されないカップリングまたは伝動装置潤滑へさらに導く。
変速比制御弁23の図示の図ではスライダ24に対する力は一方の圧縮ばねと、他方の端面28およびプランジャ26に対する制御圧力により平衡にある。この切換え位置では、左のスライダ区分32は第１の制御リングみぞ35を閉鎖しており、第２のスライダ区分33は第３の制御リングみぞ37を閉鎖している。電磁石27の相応する励磁によってスライダ24がプランジャ26によって移動せしめらる。スライダが左へ移動すると最初の２つの制御リングみぞ35,36が互いに結合されるが、第３の制御リングみぞ37は閉じられたままである。これによって圧力管路40と一次圧力管路19とが互いに結合され、その結果一次圧力室18内の圧力は増大する。両遊動ディスクの有効受圧面の上述の面積の差に基づいて伝動装置の変速比が増大する。
それに対して電磁石27の相応する励磁によってスライダ24が右方へ移動せしめられると第１の制御リングみぞ35、したがって圧力管路40が一方の側で閉鎖され、同時に一次圧力管路19は第２の制御リングみぞ36および第３の制御リングみぞ37を介して戻り管路41と結合される。これによって一次圧力室18内の圧力は低下し、その結果伝動装置10の変速比は小さくなる。
電磁石27の故障ないしはその電気駆動の故障時にはスライダ24は圧縮ばね30の作用によって右方へ移動せしめられる。電磁石23の故障時にはこの移動はスライダ24の右側の端面28への制御圧力管路43の制御圧力による力のみによって対抗される。圧力管路44内の容積流については次の式が該当する：
0003609089.tif 000002
［ここでＱは油容積流を表し、αは流量係数を表し、Ａは絞り横断面積を表し、ρは圧力媒体の密度を表し、かつp1およびp2は絞り45の前ないしは後の圧力を表す］。したがって絞り45の前の圧力p1については式：
p1＝（ρxQ2）／（２α2xA2）＋p2           （２）
が得られる。
油容積流Ｑがポンプ送出量に、したがって自動車のエンジン回転数に比例すること、かつ絞り45の後方の圧力p2が少なくともほぼ一定であることを前提として、絞り45の前方の圧力p1は油容積流の二乗Q2に比例する、が得られる。したがって制御圧力管路43および第４の制御リングみぞ38を介してスライダ24の端面28に作用する、絞り45の前方の圧力p1はエンジン回転数依存の制御パラメータである。
電磁石27の故障時にエンジン回転数が高過ぎて圧力p1が増大すると、スライダ24は圧縮ばね34の作用に抗して左方へ移動し、その結果第１と第２の制御リングみぞ35ないしは36は互いに結合される。これによって圧力管路40と一次圧力管路19とは互いに結合され、したがって上述のように伝動装置の変速比は小さくなる。これはより低い一次回転数に、したがってより小さなエンジン回転数に導く。それとは異なり、絞り45の前方の圧力p1が所定の目標圧力を下回ると、スライダ24は圧縮ばね30の作用によって右方へ移動せしめられ、その結果第２と第３の制御リングみぞ36ないしは37が互いに結合される。したがって一次圧力室18が容器42へ減圧され、その結果上述のように伝動装置の変速比は増大する。
変速比制御弁23のこの制御圧力の制御によってエンジン回転数依存のフェイルセーフ制御が与えられ、これは変速比制御弁の電気駆動の故障時に伝動装置の効果的で、エネルギー上有利な、かつエンジンを傷めない変速比制御を可能にする。
図２による変速制御装置では変速比のフェイルセーフ制御に可変絞り箇所における圧力降下が利用される。この可変絞り箇所は例えば圧力制限弁または流量調整弁であってよく、かつ図示の本実施例ではシステム圧力制御弁である。上記の実施例と同様にこの例でも二次ディスク対12は二次圧力管路21を介して負荷され、二次圧力管路21は送り管路51を介してポンプ51と結合されている。同様に圧力管路40もこのポンプ51によって圧力媒体を供給される。この圧力管路は上記の実施例のように変速比制御弁23へ通じている。変速比制御弁は上記のように構成されている。圧力管路40は第１の制御リングみぞ35と結合されている。第２の制御リングみぞ36は一次圧力管路19と結合されており、かつ第３の制御リングみぞ37は戻り管路41と結合されている。第４の制御リングみぞ38は制御圧力管路43′と結合され、この制御圧力管路は圧力管路40から分岐している。
二次圧力管路21に並列にシステム圧力制御弁52が接続されている。システム圧力制御弁は電磁式に操作されるスライド弁として構成され、そのスライダ53は２つのスライダ区分54,55を有し、片側で圧縮ばね56によって、かつ他の側で電磁石のプランジャ57によって負荷されている。スライダ53は３つの制御リングみぞ60〜62を持ったスライダ孔59内に密に摺動するように案内されている。第１の制御リングみぞ60は流出管路63と結合され、流出管路は過剰のポンプ送出量を図示されないカップリングおよび伝動装置潤滑へさらに導く。第２の制御リングみぞ61は第１の制御管路64を介して二次圧力管路21と結合されている。第３の制御リングみぞ62は同様に第２の制御管路65を介して二次圧力管路21と、しかも第１の制御管路64との結合の下流側で結合されている。スライダ53の図示の制御位置では第１の制御リングみぞ60はスライダ区分54によって閉じられ、第２のスライダ区分55は第２と第３の制御リングみぞ61ないしは62を分離している。したがって３つの制御リングみぞ60〜62はすべて片側で閉じられている。電磁石58の励磁によってスライダ53は圧縮ばね56の作用に抗して左方へ移動せしめることができ、その結果第２の制御リングみぞ61は第１の制御リングみぞ60と結合され、したがって第１の制御管路64は流出管路63と結合される。これによって二次圧力管路21内ないしは二次ディスク対12の二次圧力室内の圧力は低下する。電磁石58のないしは電気駆動の故障時には圧縮ばね56の作用に基づく力およびスライダの右側の端面66に作用する、第２の制御管路65内ないしは第３のリングみぞ62内の圧力に基づく力がスライダ53に作用する。この際に第１の制御リングみぞ60で流出横断面が得られ、これを介して伝動装置の調節に必要な量を上回るポンプ容積流が別の消費部（カップリングないしは伝動装置潤滑）へ流出する。図３にはこの際に得られる端面66における二次圧力psecが圧縮ばね56の相応するばね特性に関して第１の制御リングみぞ60における開放行程ｘに対してプロットされている。ポンプ送出量の増大は、弁行程ないしはスライダ53の距離がxsollからx2へ増大せざるを得ない結果をもたらす。相応して圧縮ばね56の予荷重ないしはスライダ53の端面66における圧力が△p2だけ増大する。逆に小さなポンプ送出量、したがって低いエンジン回転数では弁行程ないしは第１の制御リングみぞ60における流出横断面は減少し、その結果二次圧力は低下する。開放行程ｘおよびこの時に得られる二次圧力は低下する。開放行程ｘおよびこの時に得られる二次圧力psecはポンプ送出量に依存する、したがってエンジン回転数に依存するパラメータであり、これは変速比制御弁23の駆動に適している。この制御パラメータは二次圧力管路21、圧力管路40ないしは制御圧力管路43′を介して上記の実施例の場合と同様に第４の制御リングみぞ38ないしはスライダ24の端面28に作用する。
変速比調節のための制御圧力が常にスライダ24の端面に作用する、図示の実施例とは異なり、制御圧力管路43ないしは43′に閉止弁を設けることも可能である。この閉止弁は定格運転でスライダの端面に対する制御圧力の作用を阻止するために使用される。電気駆動信号ないしは電磁石の故障時に初めて閉止弁は流過に切換えられる。閉止弁の駆動は例えば圧力スイッチによってポンプ圧に依存して行うことができる。電磁石23の磁力が下方の閾値を下回った場合には閉止弁を切換えることも可能である。
さらに制御圧力を任意の狭窄部の前方で取出すことも可能であり、、例えば固定と可変の流過制限部（例えばオリフィス板、絞り、弁）の組合せである。
さらに変速比制御弁を二次圧力管路を介して二次ディスク対に作用させることも可能である。
【図１】
0003609089.tif 000003
【図２】
0003609089.tif 000004
【図３】
0003609089.tif 000005