(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
無段変速機（１０）のハイドロリック式の第１及び第２の円錐プーリ軸方向調節装置におけるハイドロリックオイル圧を変速比に関連して変えるためのハイドロリック緊急制御装置であって、ポンプ（８０）が少なくとも第２の軸方向調節装置のピストン室（１７）にハイドロリックオイルを供給し、下流に配置された圧力制限弁（４０）がそこにおけるオイル圧を制限し、さらにこの供給部からフィーラ弁（２０）を介して第１の軸方向調節装置のピストン室（１３）にハイドロリックオイルを供給するようになっており、さらにフィーラ弁（２０）が、ポンプ（８０）の下流に配置された絞り弁（７３）における圧力降下によって制御される形式のものにおいて、少なくとも第２の軸方向調節装置のピストン室（１７）のためのオイル圧制限が、第１の軸方向調節装置のピストン室（１３）におけるオイル圧に関連して制御されることを特徴とする、無段変速機のハイドロリック式の円錐プーリ軸方向調節装置におけるハイドロリックオイル圧を変速比に関連して変えるためのハイドロリック緊急制御装置。
【請求項２】
変速比に関連したオイル圧制御のために、圧力制限弁（４０）に対して並列的に、遠隔制御式の圧力弁（５０）が配置されている、請求項１記載のハイドロリック緊急制御装置。
【請求項３】
圧力弁（５０）がばねエレメント（５１）を有していて、該ばねエレメント（５１）のばね力が、圧力弁ピストン面積と、圧力弁（５０）に接続された制御導管（５２）の制御圧との積に抗して作用する、請求項２記載のハイドロリック緊急制御装置。
【請求項４】
圧力弁（５０）が、第１の軸方向調節装置のピストン室（１３）において許されるオイル圧の到達時に開放する、請求項２記載のハイドロリック緊急制御装置。
【請求項５】
圧力弁（５０）のばねエレメント（５１）のばね力が調節可能である、請求項２又は３記載のハイドロリック緊急制御装置。
【請求項６】
圧力弁（５０）のばねエレメント（５１）のばね特性線が、非直線的である、請求項５記載のハイドロリック緊急制御装置。
【請求項７】
圧力制限弁（４０）に対して並列的に、電気式又はハイドロリック式に制御されるフィーラ弁（３０）が、第２の軸方向調節装置のピストン室（１７）に対して作用する２次側のオイル圧を通常走行運転において調整するために配置されている、請求項１から６までのいずれか１項記載のハイドロリック緊急制御装置。
【請求項８】
変速比に関連したオイル圧制御のために、圧力制御弁（６０）が、第１の軸方向調節装置の１次側のピストン室（１３）と接続された制御導管（６２，１１３）を介して遠隔制御される、請求項１記載のハイドロリック緊急制御装置。
【請求項９】
１次側のピストン室（１３）に接続された制御導管（６２，１１３）が、第１の制御導管（６２）と第２の制御導管（１１３）とを有していて、該第１及び第２の制御導管（６２，１１３）が、通常走行運転においては互いに切り離されていて、個々に遮断されている、請求項８記載のハイドロリック緊急制御装置。
【請求項１０】
第１の制御導管（６２）と第２の制御導管（１１３）とが、５ポート２位置方向切換え制御弁（７０′）によって切り離され、該５ポート２位置方向切換え制御弁（７０′）が緊急走行運転においてはばね力によって操作されて一方では第１の制御導管（６２）と第２の制御導管（１１３）とを接続し、かつ他方ではポンプ（８０）から延びる第１の作業導管（１０２）を絞り弁（７３）を介して、圧力制限弁（６０）に接続された第２の作業導管（１０３）と接続するようになっており、これに対して通常走行運転においては電気式又はハイドロリック式に操作されて一方では第２の制御導管（１１３）を遮断し、第１の制御導管（６２）をタンクに放圧し、かつ他方では第１の作業導管（１０２）を直接第２の作業導管（１０３）と接続するようになっている、請求項９記載のハイドロリック緊急制御装置。
【請求項１１】
圧力制限弁（６０）が付加的に電気式に又はハイドロリック式に制御され、かつ該圧力制限弁（６０）が、通常走行運転のためにフィーラ弁（３０）のオイル圧調整機能を引き受ける、請求項１から１０までのいずれか１項記載のハイドロリック緊急制御装置。
【発明の詳細な説明】
従来の技術
本発明は、請求項１の上位概念部に記載のハイドロリック緊急制御装置に関する。
公開されていないＰ４４１０３１１．５には、電子制御式の連続的に変速可能な伝動装置（continuously variable transmission, CVT）つまり無段変速機のためのハイドロリック緊急制御装置が記載されている。有利には乗用車において使用されるこの無段変速機は、緊急走行運転のために制御装置を有しており、この制御装置は、通常走行運転のためのエレクトロハイドロリック式の制御装置の故障時に、変速手段の緊張を単純なハイドロリック式の手段によって保証するようになっている。これらの手段については、第１図、第２ａ図及び第２ｂ図に対する記載において述べられている。これらの手段は一方では、変速手段が滑ることなく全負荷の下での始動を保証し、かつ他方では始動後において、高い始動変速比から低いＯｖｅｒｄｒｉｖｅ変速比への変速機調節を可能にする。
発明の利点
本発明によるハイドロリック緊急制御装置は、通常走行運転においてアクティブなエレクトロハイドロリック式の制御装置の助成なしに、無段変速機を緊急走行運転において使用することができるようにするために、必要である。この場合緊急制御は、無段変速機における許容スリップ限界を越えることなしに、全負荷の下で始動可能であることが望まれている。さらに、回転数に関連した変速比制御は、変速比領域の全体にわたって変速機の移動調節を可能にすることが望まれている。この場合ハイドロリック緊急制御装置は、必要な伝達手段緊張を保証しながらハイドロリック式の円錐プーリ軸方向調節装置にオイル圧を負荷して、部分的に変速比領域全体にわたって保たれる、緊急走行運転のために知られている最大オイル圧が、始動領域の外では低下することが、望まれている。個々のオイル圧の低下によって、ハイドロリック式の部材に対する負荷は減じられ、かつ伝達手段における損失及び摩耗は、伝達手段部材に作用する単位面積当たりの圧力を下げることによって減じられる。
本発明によるハイドロリック緊急制御装置では、そのために、第２の円錐プーリ軸方向調節装置のピストン室のためのオイル圧制限機構が使用されていて、このオイル圧制限機構が、第１の円錐プーリ対の軸方向調節装置のピストン室におけるオイル圧に関連して制御されるようになっている。別の構成では、第２の円錐プーリ軸方向調節装置が、被駆動側又は２次側の円錐プーリ軸方向調節装置に相当しているのに対して、駆動側もしくは１次側の円錐プーリ対の軸方向調節装置は第１の円錐プーリ軸方向調節装置のためのものである。原理的には他の配属関係も可能である。
被駆動側の円錐プーリ圧着圧の、変速比に関連したオイル圧制御のためには、圧力制限弁に対して並列的に、遠隔制御式の圧力弁が配置されており、該圧力弁は、駆動側のピストン室からのオイル圧によって制御されるようになっている。この圧力弁は、駆動側のピストン室におけるオイル圧が許容オイル圧に達した時に開放し、被駆動側のオイル圧を低下させる。このような別体の圧力弁を設ける代わりに、圧力弁と圧力制限弁とが、遠隔制御される１つの圧力制限弁にまとめられることも可能である。このために、遠隔制御を緊急走行運転においてしか許さない手段が設けられる。この手段は、電子制御装置の故障時に遠隔制御を中断しかつ遮断する付加的な弁であってもよい。前記手段はまた、例えば、緊急走行運転時に機関回転数に関連した圧力降下の取出し（Abgriff）のために絞り箇所を接続する弁に対する弁拡大機構であってもよい。緊急走行運転のために必要なすべての弁は、電気式又はハイドロリック式に操作可能である。
本発明による油圧回路は、大きな変速比と小さな変速比との間における変速比の変化において、降下する被駆動側のオイル圧と幾分上昇する駆動側のオイル圧とを生ぜしめる。幾分上昇する駆動側のオイル圧は、許容される限界値を上回らない。これによって一方では、ポンプの耐用寿命及び、円錐プーリの軸方向移動調節を生ぜしめるハイドロリックユニットの耐用寿命が高められ、かつ他方では伝達手段の耐用寿命が改善される。
図面
図面には本発明の２つの実施例が、従来技術と共に、油圧回路図で示されており、以下においては、簡単化もしくは理想化されて示された線図をも用いて、本発明の実施例を説明する。
第１図は、従来技術におけるハイドロリック緊急制御装置を示す図である。
第２図ａは、第１図に示された緊急制御装置が作動していない場合の通常運転における１次・２次オイル圧経過を示すｐ／ｉ線図である。
第２ｂ図は、第１図に示された緊急制御装置のための１次・２次オイル圧経過を示すｐ／ｉ線図である。
第２ｃ図は、第３図に示された本発明による緊急制御装置のための１次・２次オイル圧経過を示すｐ／ｉ線図である。
第２ｄ図は、第４図に示された本発明による緊急制御装置のための１次・２次オイル圧経過を示すｐ／ｉ線図である。
第３図は、１次オイル圧によって制御される圧力弁を備えたハイドロリック制御装置を示す図である。
第４図は、通常運転時に１次圧制御導管が中断される、１次オイル圧によって制御される圧力調整弁を備えたハイドロリック制御装置を示す図である。
第５図は、通常運転時に１次圧制御導管が中断されない、１次オイル圧によって制御される圧力調整弁を備えたハイドロリック制御装置を示す図である。
第６ａ図は、ポンプと２次側のピストン室との間が直接的に接続されている、第４図に示されたようなハイドロリック緊急制御装置を示す図である。
第６ｂ図は、ポンプ圧に関する圧力制限制御装置を備えた、第６ａ図に示されたようなハイドロリック緊急制御装置を示す図である。
実施例の記載
第１図には、先行技術に相当する、無段変速機の駆動側及び被駆動側の圧力シリンダのハイドロリックオイル圧を制御するための油圧回路図が示されている。公知の無段変速機１０は２つの円錐プーリ対を有しており、両円錐プーリ対の間には、例えば推進リンクベルト（Schubgliederband）、チェーン及びＶ字形ベルト又はこれに類したもののような伝達手段１４が配置されている。両円錐プーリ対はそれぞれ２つの円錐プーリ１１，１２；１５，１６から成っており、これらの円錐プーリはハイドロリック式に相対的に緊張可能に、つまり油圧を用いて互いに緊張させることができるように、形成されている。そのために必要なピストン・シリンダ部分は、有利には少なくとも円錐プーリの一部に一体に組み込まれている。これらの部分によって閉じ込められたピストン室は、一次側ではピストン室１３であり、かつ２次側ではピストン室１７である。これらのピストン室１３，１７には、調節される変速比に応じて、それぞれ必要な作業圧が供給される。
ここに記載の実施例では、必要な被駆動側の２次圧は、必要な駆動側の１次圧よりも大きいか又は該１次圧と同じである。通常走行運転中（弁位置に関しては第１図に示されていない）、ピストン室１３及び１７には、例えば車両機関によって駆動されるハイドロスタティック式のポンプ８０を介してハイドロリックオイルが供給される。ポンプ８０は圧力媒体を、作業導管１０２と、左側の電気式の操作装置７２及び右側の戻しばね７１を備えていて切換え位置２を占めている２ポート２位置方向切換え制御弁７０（2/2-Wegeventil）と、作業導管１０３と作業導管１０５とを介して、２次側のポンプ室１７に圧送する。作業導管１０５もしくはピストン室１７における圧力は、圧力センサ９５を用いて検出される。測定されるハイドロリックオイル圧を制御するためには、左側の戻しばね３１及び右側の制御可能な電気式の操作装置３２を備えた２ポート２位置方向切換えフィーラ弁（2/2-Wegefuehlerventil）３０が使用される。このフィーラ弁３０は、作業導管１０３と１０５との間における導管接続部に作業導管１０６を介して接続されている。所定の変速機運転状態に相当する、電気式に調節される中間位置に相応して、圧力センサ９５を用いて検出された２次オイル圧は、伝達手段におけるベルト緊張のために必要なレベルに低下させられる。このために、ポンプ８０によって吐出されたハイドロリックオイルのうち円錐プーリ移動調節のために不要なハイドロリックオイルは、作業導管１０８内に低い圧力レベルで導かれる。この作業導管１０８からハイドロリックオイルは、」例えばクラッチ、コンバータ又は潤滑のような別の駆動構成グループにおいて利用されることができる。
ピストン室１７におけるハイドロリック圧は、特に、変速比ｉ（ｉ=ｎＡｎｔｒｉｅｂ/ｎＡｂｔｒｉｅｂ）及び伝達すべき機関トルクの関数として制御される（第２ａ図参照）。この線図には、変速比ｉに関する、１次側のハイドロリック圧経過１ａ及び２次側のハイドロリック圧経過２ａが、例えば最大の機関トルク時において示されている。特性線２ａで示された２次オイル圧は、最高の変速比及び最大の機関トルク時における始動段階において（この線図では「Ｌｏｗ」で示されている）、最大である。この２次オイル圧は、変速比の低下と共に下がる。そして２次オイル圧は、変速機のＯｖｅｒｄｒｉｖｅ位置において最小になる。
特性線２ａの下には、ピストン室１３において作用する１次オイル圧の特性線１ａが示されている。そこにおけるハイドロリックオイル圧は、第１図に示されているように、３ポート２位置方向切換えフィーラ弁２０を用いて調節される。作業導管１０９を介して２次側の作業導管１０５から圧力媒体を供給されるこの１次圧弁２０は、作業導管１１０を介してピストン室１３に接続されている。この１次圧弁２０は、両側におけるハイドロリック式の操作装置と共に、左側に戻しばね２１をかつ右側に制御可能な電気式の操作装置２２を有している。フィーラ弁２０において制御接続部２５，２６に合わせられた制御導管２３，２４における圧力は、このフィーラ弁２０の電気式の移動調節に対して影響を及ぼさない。それというのは両制御導管２３，２４における圧力は、弁７０の操作時につまり弁７０がほとんど絞られない切換え位置を占めている場合に、等しい値を有するからである。
電子制御装置が故障した場合、弁７０，３０はその所属の戻しばね７１，３１によって切換え位置１に移動させられる。ポンプ８０によって吐出されたハイドロリックオイルは、まず初めに、弁７０に一体に組み込まれた絞り弁又はオリフィス７３によって絞られ、これによってハイドロリックオイルは、作業導管１０３，１０４を介して圧力制限弁４０及び作業導管１０７，１０８を通して低い圧力レベルで排出されることができる。絞り弁７３の前後に接続された制御導管２３，２４においては、絞り弁７３の前後で生じた圧力降下が１次圧弁２０の制御圧入口２５，２６に与えられる。この場合の前提条件は、ポンプ８０の吐出量が少なくとも変速比調節のために重要な回転数領域において、回転数の関数として変化することである。絞り弁７３と、制御圧入口２５，２６の領域における弁２０のスプールの有効面積と、戻しばね２１とは互いに次のように、すなわち弁２０が円錐プーリ移動調節のための機関回転数においてほぼ真ん中の閉鎖位置を占めるように、合わせられている。機関回転数がさらに上昇すると、弁２０は絞り弁７３におけるより高い圧力降下に基づいてますます開放し、これによってハイドロリックオイルは、作業導管１０９から１次側の作業導管１１０を介してピストン室１３内に達する。この結果変速比ｉは「Ｏｖｅｒｄｒｉｖｅ」の方向に減少し、この減少経過は、機関回転数が再び緊急走行運転のための目標回転数に達するまで、続く。
機関回転数の低下時に、弁２０のスプールは切換え位置１に向かって移動し、これによってハイドロリックオイルはピストン室１３からタンクに流出することができる。この際に、変速比ｉは「Ｌｏｗ」に向かって増大する。この結果機関回転数は再び上昇する。
このようにして伝動装置変速比は、「Ｌｏｗ」から「Ｏｖｅｒｄｒｉｖｅ」までほぼコンスタントな機関回転数で調節され得る。
緊急走行運転のための両方のオイル圧特性線１ｂ，２ｂは、第２ｂ図に示されている。特性線２ｂによって示されている２次オイル圧は伝達比領域全体にわたって、圧力制限弁４０によって調節されている高い圧力レベル「ｂ」に位置している。特性線１ｂによって示されている１次オイル圧は、これに対して始動後に最小圧力「ａ」からＯｖｅｒｄｒｉｖｅ領域に達するまでに最大圧力「ｂ」に上昇する。
このようなオイル圧経過は、特に、通常走行運転のために第２ａ図に示されたオイル圧経過に相応して設計された無段変速機では、著しい停止時間損失（Standzeitverlusten）が生ぜしめられる。なぜならば通常このような変速機のためにハイドロリックポンプは、最大オイル圧「ｂ」を始動過程中に短時間だけ維持すればよいように設計されているからである。この結果高いオイル圧「ｂ」の比較的長い維持動作によって、ポンプ８０の耐用寿命は下がる。さらに、１次側の円錐プーリ対１１，１２の軸方向移動調節ために使用されるピストン・シリンダ部分は、第２ａ図に示されているように有利にはオイル圧「ｃ」のために設計されており、このオイル圧「ｃ」は、セーフティファクタに基づいて、必要なオイル圧「ａ」の上に位置している。緊急走行運転において、公知の緊急制御装置では１次オイル圧はしかしながら値「ｃ」を著しく上回り（第２ｂ図の特性線１ｂ参照）、このことは特に「Ｏｖｅｒｄｒｉｖｅ」に向かう比較的小さな変速比において見られる。高い持続的な圧力値は、１次側におけるハイドロリック式の軸方向移動調節装置の損傷を回避不能に生ぜしめる。１次側及び２次側におけるオイル圧は、公知の場合には、変速機によって伝達すべきトルクを低下させることによってしか、下げることができない。
上に述べたような問題を回避するために、第３図及び第４図に示されたハイドロリック緊急制御装置を用いて緊急走行運転中に、ハイドロリックオイル圧は、始動後に降下されるか又は少なくとも許容レベルに保たれる。
このために第３図に示された油圧回路では、遠隔制御式の圧力弁５０が２ポート２位置方向切換えフィーラ弁３０に対して並列的に配置されている。左側に戻しばね５１を有しかつ右側において制御導管５２を介して作業導管１１０に接続されている圧力弁５０は、作業導管１１１，１１２を介して、圧力制限弁４０と共に、作業導管１０８への２次側の作業導管１０５の放圧を制御する。
通常走行運転中に、圧力弁５０は２次オイル圧に対してなんら影響を及ぼさない。それというのは、特に１次オイル圧が低い場合には（第２ａ図の特性線１ａ参照）、圧力弁５０は戻しばね５１によって閉鎖されているからである。これに対して、１次オイル圧が、第２ｃ図において圧力レベル「ｃ」で示されている制限値を上回って、変速比ｉ３のところで現れるやいなや、圧力弁５０は緊急走行運転において開放される。そして両方のハイドロリックオイル圧のための理想的に示された特性線は、例えばここに示された経過をとる。２次オイル圧（特性線２ｃ参照）は始動中まず初め圧力制限弁によってオイル圧「ｂ」に制限される。この段階において１次圧は、第２ｂ図に示されているように、変速比の減少に連れてオイル圧「ａ」からオイル圧「ｃ」に向かって上昇する。オイル圧「ｃ」に達すると、遠隔制御式の圧力弁５０は開放する。この結果、「Ｏｖｅｒｄｒｉｖｅ」に向かって変速比ｉがさらに減少すると、１次オイル圧は、戻しばね５１のばね強さ、圧力弁５０のピストン横断面及び開放行程の関数として、ほぼコンスタントに圧力レベル「ｃ」に保たれ、これに対して２次オイル圧は低下する。したがってポンプ８０は、短時間しか最大の２次圧を用意する必要がない。１次側のピストン室１３のピストン及びシリンダ部分もまた、オイル圧「ｃ」のために設計されていればよい。
択一的な構成である、第４図に示された油圧回路では、緊急走行運転において、第３図に示された圧力制限弁４０及び圧力弁５０の機能は、遠隔制御式の圧力制限弁６０によって引き受けられる。油圧回路内において第３図に示された弁４０のポジションを引き受ける弁６０は、付加的に制御導管６２を介して遠隔制御されている。通常の制御導管６３と共に接続されている制御導管６２は、作業導管１１０もしくは１次ピストン室１３から延びる制御導管１１３を介してもたらされる圧力に関連した制御圧を有している。制御導管１１３と制御導管６２との間には、第１図及び第３図における弁５０の代わりに、５ポート２位置方向切換え制御弁７０′が配置されている。付加機能として５ポート２位置方向切換え制御弁７０′は、緊急走行運転において、切換え位置１では制御導管１１３と、圧力制限弁６０を遠隔制御するための制御導管６２とを開放する。通常走行運転では弁７０′は切換え位置２を占めており、これによって弁６０の遠隔制御は行われず、制御導管１１３は閉鎖され、かつ制御導管６２はタンクに放圧される。弁７０′のためには、切換え位置１において制御導管１１３と制御導管６２とを接続しかつ切換え位置２では両制御導管１１３，６２を切り離して個別に閉鎖する４ポート２位置方向切換え制御弁を使用することも可能である。緊急接続は、第２ｄ図に示された影響を１次側及び２次側のオイル圧経過に対して有している。
さらにまた、弁７０及び弁３０を、両方の弁の働きを引き受ける電気作動式の１つのフィーラ弁においてまとめることも可能である。
第４図に示された構成の別の変化実施例は第５図に示されており、この第５図に示された油圧回路では、１次側の制御導管１１３は圧力制限弁６０と直接接続されており、つまり１次圧は通常走行運転においても緊急走行運転においても弁６０に作用する。
第６ａ図及び第６ｂ図にそれぞれ示された油圧回路では、２次側の作業導管１０５は弁７０′の上流に作業導管１０２から分岐している。この変化実施例ではポンプ８０は、２次側のピストン室１７の直ぐ近くに配置されることができる。このことは構造体の所要スペースを減じ、かつ２つの構成グループの間における出力損失を低下させる。付加的に戻し導管１１４には絞り弁が設けられていてもよい。緊急走行運転においてしか必要ない絞り作用は、弁２０のスプールのための行程制限によっても生ぜしめることができる。
第６ｂ図に示された油圧回路では、圧力制限弁６０の遠隔制御のための制御導管６３′が作業導管１０５に直接接続されている。これによってポンプ圧は直接遠隔制御のために使用される。このことは、Ｏｖｅｒｄｒｉｖｅ領域における高い走行速度において、もしくは大きな容積流において有利であることが判明している。
【図１】
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【図２ａ】
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【図２ｂ】
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【図２ｃ】
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【図２ｄ】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６ａ】
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【図６ｂ】
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