DE3885540T2

DE3885540T2 - Hydraulische Steuereinrichtung für ein stufenloses Riemenscheibengetriebe für Fahrzeuge.

Info

Publication number: DE3885540T2
Application number: DE88113523T
Authority: DE
Inventors: Katsumi Kouno; Susumu Okawa; Yoshinobu Soga; Masami Sugaya
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 1987-08-21
Filing date: 1988-08-19
Publication date: 1994-03-17
Anticipated expiration: 2008-08-20
Also published as: DE3885540D1; EP0304085A3; EP0304085A2; US4967621A; EP0304085B1

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft eine hydraulische Steuereinrichtung zum Steuern eines hydraulisch betätigten stufenlosen Getriebes des Riemen- und Riemenscheibentyps für ein Fahrzeug, wie es durch die Merkmale des ersten Teils des Anspruchs 1 festgelegt ist und aus JP-A-61218862 (entspricht US-A 4702725) bekannt ist.
Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine hydraulische Steuereinrichtung zum Steuern eines stufenlosen Getriebes des Riemen- und Riemenscheibentyps für ein Fahrzeug vorzusehen, welches es zuläßt, daß das Übersetzungsverhältnis des Getriebes über einen ausreichend breiten Bereich veränderbar ist ohne daß der erste hydraulische Zylinder eine größere Druckaufnahmefläche als der zweite hydraulische Zylinder hat und das einen minimalen Betrag an hydraulischem Leistungsverlust sicherstellt.
Die obengenannte Aufgabe ist gemäß dem Prinzip der vorliegenden Erfindung gelöst, welche die Merkmale wie in Anspruch 1 festgelegt aufweist. Weitere vorteilhafte Ausführungsformen sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben.
Die oben angegebene und optionale Aufgaben, Merkmale und Vorteile der vorliegenden Erfindung werden besser verständlich sein durch Lesen der nachfolgenden detaillierten Beschreibung der augenblicklich bevorzugten Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung unter Betrachtung in Verbindung mit den beigefügten Zeichnungen. Diese zeigen in:
Fig. 1 Eine schematische Ansicht eines Kraftübertragungssystems für ein Motorfahrzeug, welches durch eine Ausführungsform der hydraulischen Steuereinrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung gesteuert ist;
Fig. 2 Ein die hydraulische Steuereinrichtung zum Steuern des Kraftübertragungssystems nach Fig. 1 zeigendes Schaltdiagramm;
Fig. 3 Eine Ansicht, die Details eines zweiten druckregulierenden Ventils nach Fig. 2 zeigt;
Fig. 4 Eine Ansicht, die Details eines in Fig. 2 gezeigten ersten druckregulierenden Ventils darstellt;
Fig. 5 Eine Graphik, die eine Leistungscharakteristik eines in Fig. 2 gezeigten Drosselklappenöffnungserfassungsventils anzeigt;
Fig. 6 Eine Graphik, die eine Leistungscharakteristik eines in Fig. 2 gezeigten Übersetzungsverhältniserfassungsventils anzeigt;
Fig. 7 Eine Graphik, die eine Leistungscharakteristik des zweiten druckregulierenden Ventils nach Fig. 3 anzeigt;
Fig. 8 Eine Graphik, die ein ideales Verhältnis zwischen einem zweiten Leitungsdruck und einem übersetzungsverhältnis eines in Fig. 1 gezeigten stufenlosen Getriebes anzeigt;
Fig. 9 Eine Ansicht, die im Detail eine Anordnung einer in Fig. 2 gezeigten Schaltsteuerventileinrichtung für das stufenlose Getriebe zeigt;
Fig. 10 Eine Ansicht, die ein Verhältnis zwischen Betriebszuständen erster und zweiter Magnetventile der Schaltsteuerventileinrichtung nach Fig. 9 erläutert und eine Schaltbewegung des stufenlosen Getriebes;
Fig. 11, 12 und 13 Graphiken, welche Verhältnisse zwischen dem Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes und einigen spezifischen hydraulischen Drücken in dem Hydrauliksystem zeigen, wobei die Graphik nach Fig. 11 sich auf einen Positiv-Momenten-Zustand des stufenlosen Getriebes bezieht, die Graphik nach Fig. 12 sich auf einen Negativ-Momenten-(Motorbremse) Zustand des Getriebes bezieht und die Graphik nach Fig. 13 sich auf einen Leerlaufzustand des Getriebes bezieht;
Fig. 14 Eine Graphik, die ein Verhältnis zwischen einem Ausgangsdruck des ersten druckregulierenden Ventils nach Fig. 2 und einem Druck in dem eingangsseitigen Hydraulikzylinder des stufenlosen Getriebes oder einem zweiten Leitungsdruck des Systems zeigt;
Fig. 15 Ein Ablaufdiagramm, das einen Betriebsablauf der in Fig. 1 gezeigten elektronischen Steuereinheit darstellt;
Fig. 16 Eine schematische Ansicht, die ein modifiziertes Kraftübertragungssystem zeigt, das durch die hydraulische Steuereinrichtung gemäß der Erfindung gesteuert ist;
Fig. 17 Eine Graphik, die ein Verhältnis zwischen der Leistungscharakteristik und einer Idealdruckkurve des zweiten druckregulierenden Ventils nach Fig. 2 anzeigt;
Fig. 18 Eine Graphik entsprechend derjenigen nach Fig. 17, bei der ein Grenzventil nicht vorgesehen ist;
Fig. 19 und 20 Ansichten entsprechend derjenigen nach Fig. 9, die modifizierte Ausführungsformen der hydraulischen Steuereinrichtung nach der Erfindung zeigen; und
Fig. 21 - 23 Ansichten, die weitere Ausführungsformen der Erfindung zeigen.
Wie aus Fig. 1 ersichtlich, ist ein Kraftübertragungssystems dargestellt, wobei die Leistung eines Motors 10 des Motorfahrzeugs auf Antriebsräder 24 über eine Fluidkupplung 12 mit einer Eingriffskupplung 36, einem Gruppengetriebe 14, einem stufenlosen Getriebe des Riemen- und Riemenscheibentyps (nachfolgend als "CVT" abgekürzt) 16, einer Zwischengetriebeeinrichtung 18, einer Differentialgetriebeeinrichtung 20 und mit den Antriebsrädern 24 verbundener Antriebswellen 22 übertragen wird.
Die Fluidkupplung 12 besitzt ein Pumpenflügelrad 28, das mit der Kurbelwelle 26 des Motors 10 verbunden ist, eine an einer Eingangswelle 30 des Gruppengetriebes 14 festgelegte und durch die Drehung des Pumpenflügelrades 28 über ein Fluid in der Kupplung 12 gedrehte Turbine und die oben angedeutete Eingriffskupplung 36, die über einen Dämpfer 34 an der Eingangswelle 30 festgelegt ist. Die Eingriffskupplung 36 ist im Eingriff, um die Kurbelwelle 26 direkt mit der Eingangswelle 30 zu kuppeln, wenn die Fahrgeschwindigkeit des Fahrzeuges oder die Drehgeschwindigkeit des Motors 10 oder der Turbine 32 eine vorbestimmte Grenze überschreitet.
Das Gruppengetriebe 14 besteht aus einer bekannten Planetengetriebevorrichtung des Doppelritzeltyps mit:
einem Paar im gegenseitigen Kämmeingriff stehender Planetenräder 44, 46, die drehbar getragen werden durch einen an einer Eingangswelle 38 des CVT 16 (Abtriebswelle des Gruppengetriebes 14) festgelegten Mitnehmers 42; einem Sonnenrad 40, das an der Eingangswelle 30 des Gruppengetriebes 14 (Abtriebswelle der Fluidkupplung 12) festgelegt ist und das mit dem Innenplanetenrad 44 im Kämmeingriff steht; einem Hohlrad 48, das mit dem äußeren Planetenrad 46 im Kämmeingriff steht; einer RÜCKWÄRTS Bremse 50 zum Stoppen der Drehung des Hohlrades 48; und einer VORWÄRTS Kupplung 52 zum Verbinden des Mitnehmers 42 mit der Eingangswelle 30 des Gruppengetriebes 14. Die RÜCKWÄRTS Bremse 50 und die VORWÄRTS Kupplung 52 sind hydraulisch betätigte Reibkupplungseinrichtungen. Wenn beide dieser zwei Einrichtungen 50, 52 in ihrer Außereingriffsstellung angeordnet sind, ist das Gruppengetriebe 14 in seiner Neutralstellung angeordnet, wobei durch das Getriebe 14 Kraft nicht übertragen wird. Wenn die VORWÄRTS Kupplung 52 im Eingriff ist, ist die Abtriebswelle 30 der Fluidkupplung 12 mit der Antriebswelle 38 des CVT 16 verbunden, wodurch Kraft vom Motor 10 in einer Vorwärtsrichtung übertragen wird, um das Fahrzeug vorwärtsgerichtet anzutreiben. Wenn die RÜCKWÄRTS Bremse 50 im Eingriff ist, wird andererseits die Richtung der Drehung der Antriebswelle 38 des CVT 16 reversiert bezüglich derjenigen der Abtriebswelle 30 der Fluidkupplung 12, wodurch die Kraft vom Motor 10 in einer Rückwärtsrichtung übertragen wird, um das Fahrzeug rückwärtsgerichtet anzutreiben.
Das CVT 16 besitzt ein Paar von durchmesserveränderlichen Riemenscheiben 56, 58, die an ihren Antriebs- und Abtriebswellen 38, 54 jeweils vorgesehen sind und einen Transmissionsriemen 60, der die Antriebs- und Abtriebsriemenscheiben 56, 58 verbindet. Die beiden Riemenscheiben 56, 58 besitzen weitgehend die gleichen Nenndurchmesser. Jede der Riemenscheiben 56, 58 besteht aus einem an der Antriebs- oder Abtriebswelle 38, 54 festgelegten feststehenden Rotor 62, 64 und einem bewegbaren Rotor 66, 68, der axial verschieblich an der Welle 38, 54 angeordnet ist und der mit der Welle 38, 54 gedreht wird. Die bewegbaren Rotoren 66 und 68 werden durch jeweilige hydraulische Betätigungsglieder in der Form von hydraulischen Zylindern 70, 72 bewegt, um die Breite einer durch die feststehenden und bewegbaren Rotoren 62-66 oder 64-68 definierte V-Nut zu ändern, wobei wirksame Durchmesser der Riemenscheiben 56, 58 (Durchmesser bei denen der Riemen 60 mit den Riemenscheiben in Eingriff steht) verändert werden, um ein Übersetzungsverhältnis "e" (Nout/Nin, wobei Nout = Drehgeschwindigkeit der Abtriebswelle 54 und Nin = Drehgeschwindigkeit der Antriebswelle 38) des CVT 16 zu verändern. Da die Antriebs- und Abtriebsriemenscheiben 56, 58 weitgehend die gleichen Nenndurchmesser aufweisen, besitzen die entsprechenden Antriebs- und Abtriebshydraulikzylinder 70, 72 weitgehend die gleichen druckaufnehmenden Flächen. Üblicherweise ist eine Spannung des Transmissionsriemens 60 einer darauf wirkenden Kraft zugehörig, die erzeugt wird durch den Druck in einem der zwei Zylinder 70, 72, der an der angetriebenen Riemenscheibe 56, 58 vorgesehen ist.
Eine Ölpumpe 74 ist einstückig mit dem Pumpenflügelrad 28 der Fluidkupplung 12 verbunden und infolgedessen durch die Kurbelwelle 26 angetrieben. Diese Druckquelle wird als eine hydraulische Druckquelle einer hydraulischen Steuereinrichtung zum Steuern des verzögerungsfreien Kraftübertragungssystems verwendet.
Die hydraulische Steuereinrichtung zum Steuern des allgemein in Fig. 1 gezeigten Kraftübertragungssystems ist in Fig. 2 dargestellt. Die Ölpumpe 74 saugt ein Arbeitsfluid aus einem Reservoir (nicht dargestellt) durch ein Filter 76 und eine Saugleitung 78 und führt das derart unter Druck gesetzte Fluid einer ersten Druckleitung 80 zu, die einen ersten Leitungsdruck PL1 aufweist. Der erste Leitungsdruck PL1 in der ersten Druckleitung 80 wird durch ein erstes druckregulierendes Ventil 100 des Ablaß- oder Entlastungstyps eingestellt, das betätigt ist, um einen Teil des Fluids aus der Pumpe 74 zur Saugleitung 78 rückzuführen und einen Teil des Fluids einer EINGRIFFSKUPPLUNGS-Leitung 92 zuzuführen. Der erste Leitungsdruck PL1 wird auf einen zweiten Leitungsdruck PL2 verringert durch ein zweites druckregulierendes Ventil 102 des Druckreduziertyps.
Die Ausbildung des zweiten druckregulierenden Ventils 102 wird als erstes unter Bezugnahme auf Fig. 3 beschrieben werden. Dieses zweite druckregulierende Ventil 102 ist stromabwärts des ersten druckregulierenden Ventils 100 vorgesehen und weist eine Ventilspule 110 zum selektiven Verbinden mit und Lösen der ersten und zweiten Druckleitungen 80 und 82 auf. Das zweite druckregulierende Ventil 102 besitzt weiterhin einen Federsitz 112, eine Ausdrückfeder 114 und einen Tauchkolben 116. Zwischen einem ersten Steg 118 und einem zweiten Steg 120 der Spule 110 ist eine Kammer 124 ausgebildet, an der der zweite Leitungsdruck PL2 angelegt ist als ein feedback Druck durch einen Begrenzer 122, wodurch die Spule 110 zu ihrer geschlossenen Stellung hin durch den zweiten Leitungsdruck PL2 vorgespannt ist. Der erste Steg 118 ist auch einer Kammer 128 ausgesetzt, auf die ein ÜBERSETZUNGSVERHÄLTNIS Druck Pe (der beschrieben werden wird) durch einen Begrenzer 126 angelegt wird, wodurch die Spule 110 durch den Druck Pe zu ihrer geschlossenen Stellung hin vorgespannt ist. Zur selben Zeit wird die Spule 110 des zweiten druckregulierenden Ventils 102 zu ihrer offenen Stellung hin vorgespannt durch die Ausdrückfeder 114 über den Federsitz 112. Eine äußere Endfläche des Tauchkolbens 116 ist einer Kammer 130 ausgesetzt, auf die ein DROSSEL Druck Pth (der beschrieben werden wird) angelegt wird, wodurch die Spule 110 durch diesen DROSSEL Druck Pth zu ihrer offenen Stellung hin vorgespannt ist. Die Spule 110 ist an einer durch die folgende Gleichung (1) bestimmten Gleichgewichtsposition angeordnet.
PL2 = (A3 Pth + W - A1 Pe)/(A2 - A1)....(1)
Wo,
A1: Druckaufnahmefläche des ersten Stegs 118
A2: Druckaufnahmefläche des zweiten Stegs 120
A3: Druckaufnahmefläche des Tauchkolbens 116
W: Vorspannkraft der Ausdrückfeder 114.
Näher beschrieben wird die Ventilspule 110 bewegt, um der Gleichung (1) zu genügen, wechselweise zwischen einer ersten Position, bei der das in der ersten Druckleitung 80 mit einer Öffnung 132a in Verbindung stehende Fluid durch eine Öffnung 132b in eine zweite Druckleitung 82 gespeist wird und einer zweiten Stellung, bei der das in der zweiten Druckleitung 82 mit der Öffnung 132b in Verbindung stehende Fluid durch eine Ablauföffnung 132c einem Ablauf rückgeführt wird. Auf diese Weise wird der zweite Leitungsdruck PL2 eingestellt. Da die zweite Druckleitung 82 ein geschlossener Hydraulikkreislauf ist, ist das zweite druckregulierende Ventil 102 ausgebildet, um den relativ hohen ersten Leitungsdruck PL1 auf den zweiten Leitungsdruck PL2 zu verringern.
Wie aus Fig. 4 ersichtlich, weist das erste druckregulierende Ventil 100 eine Ventilspule 140, einen Federsitz 142, eine Ausdrückfeder 144 und einen Tauchkolben 146 auf. Die Spule 140 arbeitet, um eine Verbindung und ein Lösen einer mit der ersten Druckleitung 80 in Verbindung stehenden Öffnung 148a mit und von einer Ablauföffnung 148b oder einer Öffnung 148c zu bewirken. Eine äußere Endfläche eines ersten Stegs 150 der Spule 140 ist einer Kammer 152 ausgesetzt, an die der erste Leitungsdruck PL1 durch einen Begrenzer 151 angelegt ist, wodurch die Spule 140 durch den ersten Leitungsdruck PL1 zu ihrer offenen Stellung hin vorgespannt ist. Der Tauchkolben 146, der koaxial mit der Spule 140 ist, ist mit einem ersten Steg 154 und einem zweiten Steg 156 ausgebildet. Zwischen diesen beiden Stegen 154, 156 ist eine Kammer 158 ausgebildet, an die der DROSSEL Druck Pth angelegt ist. Eine äußere Endfläche des ersten Steges 154 ist einer Kammer 160 ausgesetzt, an die ein höherer des zweiten Leitungsdrucks PL2 und eines Eingangszylinderdrucks Pin in dem eingangsseitigen Zylinder 170 wahlweise angelegt wird, gemäß einer Betätigung eines Schaltventils 170, das beschrieben werden wird. Die Spule 140 ist zu ihrer geschlossenen Stellung hin vorgespannt durch eine Vorspannkraft der Ausdrückfeder 144 über den Federsitz 142. Die Spule 140 ist an einer durch die folgende Gleichung (2) bestimmten Gleichgewichtsstellung angeordnet:
PL1 = [(Pin oder PL2) A6 + Pth(A5 - A6) + W]/A4....(2)
Wo,
A4: Druckaufnahmefläche des ersten Stegs 150
A5: Querschnittsfläche des zweiten Steges 156 des Tauchkolbens 146
A6: Druckaufnahmefläche des ersten Stegs 154 des Tauchkolbens 146
W: Vorspannkraft der Ausdrückfeder 144
Deutlicher beschrieben wird die Ventilspule 140 zu einer Stellung bewegt, an der ein Gleichgewicht der folgenden Schubkräfte herrscht: einem Schub basierend auf dem feedback Druck (erster Leitungsdruck PL1) der auf die erste Druckaufnahmefläche mit der Fläche A4 wirkt, in einer Richtung, um den ersten Leitungsdruck PL1 zu verringern; einem Schub basierend auf dem höheren des zweiten Leitungsdrucks PL2 und des Eingangsseitendrucks Pin im Hydraulikzylinder 70, der auf die zweite Druckaufnahmefläche mit der Fläche A6 wirkt, in einer Richtung, um den ersten Leitungsdruck PL1 zu erhöhen; einem Schub basierend auf dem DROSSEL Druck Pth, der auf die dritte Druckaufnahmefläche wirkt mit der Fläche (A5 - A6), in einer Richtung, um den ersten Leitungsdruck PL1 zu erhöhen; und einem Schub W der Ausdrückfeder 144 in der Richtung, um den ersten Leitungsdruck PL1 zu erhöhen. Infolgedessen wird ein Teil des in der ersten Druckleitung 80 mit der Öffnung 148a kommunizierenden Fluids gleichzeitig durch beide der Ablauföffnungen 48b und der Öffnung 148c gespeist, wodurch der erste Leitungsdruck PL1 eingestellt wird. Bei der vorliegenden Ausführungsform ist die Druckaufnahmefläche A4 größer als die Druckaufnahmefläche A6. Demgemäß ist der Einstellwert (erster Leitungsdruck PL1) des ersten druckregulierenden Ventils 100 in größerem Ausmaß durch den feedback Druck (erster Leitungsdruck PL1) beeinflußt, der auf die Druckaufnahmefläche A4 wirkt, als durch den höheren des Eingangsseitendrucks Pin im Zylinder 70 und des zweiten Leitungsdrucks PL2, der auf die Druckaufnahmefläche A6 wirkt.
Zurückkommend auf Fig. 2 repräsentiert der oben angedeutete DROSSEL Druck Pth einen tatsächlichen Öffnungswinkel Θ des Drosselventils des Motors 10 und wird durch ein Drosselklappenöffnungserfassungsventil 180 erzeugt. Der ÜBERSETZUNGSVERHÄLTNIS Druck Pe repräsentiert ein tatsächliches Übersetzungsverhältnis des CVT 16 und wird durch ein Übersetzungsverhältniserfassungsventil 182 erzeugt. Im Detail beschrieben weist das Drosselklappenöffnungserfassungsventil 180 auf: eine in Abhängigkeit von einer Betätigung des Drosselventils gedrehte Nocke 184; einen Tauchkolben 186, der mit einer Nockenfläche der Nocke 184 in Eingriff steht und der axial bewegt wird im Verhältnis zu einem Drehwinkel der Nocke 184; und eine Ventilspule 190, die zu einer Gleichgewichtsstellung bewegt wird, in der ein auf die Spule 190 über eine Feder 188 wirkender Schub des Kolbens 186 mit dem ersten Leitungsdruck PL1 im Gleichgewicht steht, wodurch der erste Leitungsdruck PL1 verringert wird auf den DROSSEL Druck Pth, der dem tatsächlichen Öffnungswinkel Θ des Drosselventils entspricht. Fig. 5 zeigt eine Beziehung zwischen dem DROSSEL Druck Pth und dem Drosselöffnungswinkel Θ. Der DROSSEL Druck Pth wird durch eine Fluidleitung 84 dem ersten druckregulierenden Ventil 100 zugeführt, dem zweiten druckregulierenden Ventil 102, einem Grenzventil 210 und einem vierten druckregulierenden Ventil 220.
Das ÜBERSETZUNGSVERHÄLTNIS Erfassungsventil 182 weist auf: einen Erfassungsstab 192, der in verschiebbarem Eingriff mit dem bewegbaren Rotor 66 an der Eingangswelle 38 des CVT 16 gehalten ist so, daß der Stab 192 axial bewegt wird um einen Betrag gleich der axialen Versetzung des Rotors 66; eine Feder 194, die eine Vorspannkraft erzeugt, die sich mit der Position des Erfassungsstabs 192 ändert; und eine Ventilspule 198, welche die Vorspannkraft der Feder 194 aufnimmt und die zu einer Gleichgewichtsstellung bewegt wird, in der ein Schub basierend auf der Vorspannkraft der Feder 194 im Gleichgewicht steht mit einem Schub basierend auf dem ersten Leitungsdruck PL1, wodurch eine Geschwindigkeit der Strömung des Fluids zum Ablauf aus dem Erfassungsventil 182 verändert wird. Wenn das Übersetzungsverhältnis "e" des CVT 16 relativ hoch wird, d.h., wenn der feststehende Rotor 62 an der Antriebswelle 38 zum bewegbaren Rotor 66 hin (mit der Breite der V Nut kleiner werdend) bewegt wird, wird der Erfassungsstab 192 in das Ventil 182 bewegt. Infolgedessen wird die Menge des Fluids, das durch eine Öffnung 196 in das Ventil 182 gespeist wird und das durch die Spule 198 zum Ablauf abgegeben wird verringert, wodurch der Druck an einer Stelle stromabwärts der Öffnung 196 erhöht wird. Dieser erhöhte Druck ist der ÜBERSETZUNGSVERHÄLTNIS Druck Pe, der erhöht wird, wenn das Übersetzungsverhältnis "e" des CVT 16 vergrößert wird, wie in Fig. 6 angezeigt. Der derart erzeugte ÜBERSETZUNGSVERHÄLTNIS Druck Pe wird durch eine Fluidleitung 86 den zweiten und vierten druckregulierenden Ventilen 102 und 220 zugeführt.
Das Grenzventil 210 weist einen Tauchkolben 212 und eine Ventilspule 216 auf, die einen Schub einer Feder 214 und einen Schub des Tauchkolbens 212 aufnimmt in einer Richtung zu ihrer geschlossenen Stellung hin. Eine äußere Endfläche des Tauchkolbens 212 ist einer Kammer 218 ausgesetzt, an der der DROSSEL Druck Pth angelegt ist. Die Spule 216, die durch den Schub der Feder 214 und den Schub des Tauchkolbens 212 basierend auf dem DROSSEL Druck Pth vorgespannt ist, wird in einer entgegengesetzten Richtung zu ihrer offenen Stellung hin vorgespannt durch einen Schub basierend auf dem ÜBERSETZUNGSVERHÄLTNIS Druck Pe. Wenn der auf dem ÜBERSETZUNGSVERHÄLTNIS Druck Pe basierende Schub eine Summe der Schübe der Feder 214 und des Tauchkolbens 212 überschreitet, wird die Spule 216 in der offenen Stellung angeordnet, in der die Fluidleitung 86 mit dem Ablauf verbunden ist, um dadurch eine Erhöhung des ÜBERSETZUNGSVERHÄLTNIS Druck Pe über eine obere Grenze hinaus im Verhältnis zum Drosselöffnungswinkel Θ zu verhindern, wie in Fig. 6 angezeigt. Da der ÜBERSETZUNGSVERHÄLTNIS Druck Pe an der durch den Drosselöffnungswinkel Θ vorbestimmten oberen Grenze gesättigt ist, wird der zweite Leitungsdruck PL2, der durch das zweite druckregulierende Ventil 102 gemäß der Gleichung (1) gesteuert ist, am Erniedrigen mit einer Abnahme des Drosselöffnungswinkels Θ gehindert, während das Übersetzungsverhältnis "e" des CVT 16 relativ hoch ist, wie in Fig. 7 angezeigt. Mit anderen Worten schafft der verzögerungsfreie Hydrauliksteuerkreis den relativ niedrigen Leitungsdruck (zweiter Leitungsdruck PL2), der mit dem Übersetzungsverhältnis "e" verändert wird zum Steuern der Spannung des Transmissionsriemens 60, annähernd gemäß einer Idealkurve, wie in Fig. 8 angezeigt, ohne den Gebrauch eines durch einen Mikrocomputer gesteuerten elektromagnetischen druckregulierenden Servoventils. Daher ist die hydraulische Steuereinrichtung mit vergleichsweise verringerten Kosten verfügbar.
Das vierte druckregulierende Ventil 220 ist zum Erzeugen eines vierten Leitungsdrucks PL4 zum Aktivieren der RÜCKWÄRTS Bremse 50 und der VORWÄRTS Kupplung 52 des Gruppengetriebes 14 ausgebildet. Das vierte druckregulierende Ventil 220 weist auf: eine Ventilspule 222 zur selektiven Verbindung und zum Lösen der ersten Druckleitung 80 und einer vierten Druckleitung 88; einen Federsitz 224; eine Ausdrückfeder 226; und einen Tauchkolben 228. Zwischen einem ersten Steg 230 und einem zweiten Steg 232 der Spule 222 ist eine Kammer 236 ausgebildet, an welcher der vierte Leitungsdruck PL4 als ein feedback Druck durch einen Begrenzer 234 angelegt ist. Es ist nämlich die Spule 222 durch den vierten Leitungsdruck PL4 in einer Richtung zu ihrer geschlossenen Stellung hin vorgespannt. Eine äußere Endfläche des ersten Stegs 230 ist einer Kammer 240 ausgesetzt, an die durch einen Begrenzer 238 der ÜBERSETZUNGSVERHÄLTNIS Druck Pe angelegt ist, wodurch die Spule 222 durch den ÜBERSETZUNGSVERHÄLTNIS Druck Pe zu ihrer geschlossenen Stellung hin vorgespannt ist. Zur selben Zeit ist die Ventilspule 222 in einer Richtung zu ihrer offenen Stellung hin vorgespannt durch eine Vorspannkraft der Ausdrückfeder 226 durch einen Federsitz 224. Weiterhin ist eine äußere Endfläche des Tauchkolbens 228 einer Kammer 242 ausgesetzt, an welcher der DROSSEL Druck Pth angelegt ist, wodurch die Spule 222 zu ihrer offenen Stellung hin durch den DROSSEL Druck Pth vorgespannt ist. Bei dieser Anordnung ist der vierte Leitungsdruck PL4 auf eine optimale Höhe eingestellt gemäß einer Gleichung ähnlich der oben angegebenen Gleichung (1), basierend auf dem ÜBERSETZUNGSVERHÄLTNIS Druck Pe und dem DROSSEL Druck Pth. Diese optimale Höhe ist eine zur Gewährung des Gruppengetriebes 14 zum Übertragen eines Drehmomentes erforderliche Höhe ohne einen Schlupf in der RÜCKWÄRTS Bremse 50 und der VORWÄRTS Kupplung 52.
Der durch das vierte druckregulierende Ventil 220 erhaltene vierte Leitungsdruck PL4 wird der VORWÄRTS Kupplung 52 oder RÜCKWÄRTS Bremse 50 durch ein Schalthebelventil 250 zugeführt. Das heißt, das Schalthebelventil 250 weist eine Ventilspule 254 auf, die im Verhältnis zu einer Betätigungsstellung des Schalthebels 252 des Fahrzeuges axial bewegbar ist. Wenn der Schalthebel 252 in seiner N (Neutral)Stellung angeordnet ist, wird der vierte Leitungsdruck PL4 dem Gruppengetriebe 14 nicht zugeführt. Wenn der Schalthebel 252 in seiner L(LOW), S(SECOND) oder D(DRIVE)Stellung angeordnet ist, wird der vierte Leitungsdruck PL4 zunächst der VORWÄRTS Kupplung 52 zugeführt, während das Fluid aus der RÜCKWÄRTS Bremse 50 abgegeben wird. Wenn der Schalthebel 252 in seiner R(REVERSE)Stellung angeordnet ist, wird der vierte Leitungsdruck PL4 zunächst der RÜCKWÄRTS Bremse 50 zugeführt, während das Fluid aus der VORWÄRTS Kupplung 52 abgegeben wird. Bei in seiner P(PARKING)Stellung angeordnetem Schalthebel 252 wird das Fluid sowohl aus der VORWÄRTS Kupplung 52 als auch der RÜCKWÄRTS Bremse 50 abgegeben. Speicher 256 und 258 sind mit der VORWÄRTS Kupplung 52 und der RÜCKWÄRTS Bremse 50 verbunden, um sanfte Reibeingriffe dieser Glieder 52, 50 zu gestatten.
Die ersten und zweiten Leitungsdrücke PL1, PL2, die durch die ersten und zweiten druckregulierenden Ventile 100, 102 eingestellt sind, werden einem und dem anderen der zwei Hydraulikzylinder 70, 72 zugeführt durch eine CVT Schaltsteuerventileinrichtung 260, so daß das Übersetzungsverhältnis "e" des CVT 16 gesteuert ist. Die CVT Schaltsteuerventileinrichtung 260 besteht aus einem schaltrichtungsschaltenden Richtungssteuerventil 262 und einem Schaltgeschwindigkeitssteuerströmungssteuerventil 264. Zur Betätigung dieser Richtungssteuer- und Strömungssteuerventile 262, 264 wird ein durch ein Vordrucksteuerventil 266 erzeugter Vordruck Pp an die Ventile 262, 264 durch eine Steuerleitung 90 angelegt.
Das Vordrucksteuerventil 262 weist eine Ventilspule 268 zur selektiven Verbindung und zum Lösen der ersten Druckleitung 80 und der Steuerleitung 90 auf und eine Feder 270 zum Vorspannen der Spule 268 zu ihrer offenen Stellung hin. Die Spule 268 wird zu einer Gleichgewichtsstellung bewegt, in der der in der Richtung zur geschlossenen Stellung hin wirkende Vordruck Pp im Gleichgewicht ist mit der Vorspannkraft der Feder 270. Auf diese Weise ist der erste Leitungsdruck PL1 auf den geeigneten Vordruck Pp verringert.
Wie im Detail in Fig. 9 gezeigt, ist das schaltrichtungsschaltende Richtungssteuerventil 262 ein durch ein erstes Magnetventil 272 gesteuertes Spulenventil. Dieses Spulenventil 262 besitzt: Öffnungen 280a, 280c und 280e, die jeweils mit drei Verbindungsdurchlässen kommunizieren, d.h., ersten, zweiten und dritten Verbindungsdurchlässen 274, 276, 278, welche das verzögerungsfreie Richtungssteuerventil 262 mit dem Schaltgeschwindigkeitssteuerströmungssteuerventil 264 verbinden; eine Ablauföffnung 280b, die mit dem Ablauf kommuniziert; eine Öffnung 280d, an die der erste Leitungsdruck PL1 durch einen Begrenzer 282 angelegt ist; eine Öffnung 280f, an die der zweite Leitungsdruck PL2 angelegt ist; eine Ventilspule 284, die verschiebbar beweglich zwischen einer ersten Stellung (oberes Taktende, wie in Fig. 9 angezeigt durch die rechte Hälfte der Spule) und eine zweite Stellung (unteres Taktende, wie in Fig. 9 durch die linke Hälfte der Spule angezeigt); und eine Feder 286, welche die Spule 284 in einer Richtung zur ersten Stellung hin vorspannt. Eines der gegenüberliegenden Enden der Spule 284 ist immer dem Vordruck Pp ausgesetzt, während das andere Ende (unteres Ende, wie in Fig. 9 gezeigt) dem Vordruck Pp nur ausgesetzt ist, wenn das erste Magnetventil 272 ausgeschaltet ist, d.h., in seiner geschlossenen Stellung. Während das Magnetventil 272 sich an oder in seiner geschlossenen Stellung befindet, wird der Vordruck Pp zum Ablauf gelöst durch das Ventil 272, das stromabwärts eines Begrenzers 288 angeordnet ist. In der offenen Stellung des Magnetventils 272 wirkt daher der Vordruck Pp nicht auf das untere Ende der Spule 284. Demgemäß ist, während das erste Magnetventil 272 eingeschaltet ist, die Spule 284 in der zweiten Stellung angeordnet, in der die Öffnung 280a und die Ablauföffnung 280b voneinander getrennt sind, während die Öffnungen 280d und 280e voneinander getrennt sind. Zur selben Zeit kommunizieren die Öffnungen 280c und 280d miteinander, während die Öffnungen 280e und 280f miteinander in Verbindung stehen. Während das Magnetventil 272 ausgeschaltet ist, ist die Spule 284 in der ersten Stellung angeordnet, in der die Öffnung 280a und die Ablauföffnung 280b miteinander kommunizieren, während die Öffnungen 280e und 280d miteinander kommunizieren. Zur selben Zeit sind die Öffnungen 280c und 280d voneinander getrennt, während die Öffnungen 280e und 280f voneinander getrennt sind. Das Richtungssteuerventil 262 ist derart ausgebildet, daß die Fluidkommunikation zwischen den geeigneten beiden Öffnungen 280a-280f geschieht, während die Öffnungen teilweise geschlossen sind durch die geeigneten Stege der Spule 284. Diese Anordnung verkürzt den Betätigungstakt der Spule 284, um dadurch die Betätigungsantwort des Ventils 262 zu verbessern. Der relativ kurze Betätigungstakt der Spule 284 führt nicht zu einem Problem bei der Betätigung, da die Querschnittsflächen der Öffnungen 280a-280f so bestimmt sind, damit ausreichende Mengen der Strömung des Fluids durch die teilweise offenen Öffnungen zugelassen sind.
Das Schaltgeschwindigkeitssteuerströmungssteuerventil 264 ist ein durch ein zweites Magnetventil 290 gesteuertes Spulenventil.
Dieses Spulenventil 264 besitzt: Öffnungen 292b, 292d und 292f, die jeweils mit den oben erwähnten ersten, zweiten und dritten Verbindungsdurchlässen 274, 276, 278 kommunizieren; Öffnungen 292a und 292c, die mit dem eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 kommunizieren; eine Öffnung 292e, die mit dem ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72 kommuniziert; eine Ventilspule 294, die verschiebbar bewegbar zwischen einer ersten Position (oberes Taktende, wie in Fig. 9 angezeigt, durch die linke Hälfte der Spule) und einer zweiten Position (unteres Taktende, wie in Fig. 9 angezeigt, durch die rechte Hälfte der Spule); und eine Feder 296, welche die Spule 294 zur ersten Stellung hin vorspannt. Wie im Richtungssteuerventil 262 ist immer eines der gegenüberliegenden Enden der Spule 294 dem Vordruck Pp ausgesetzt, während das andere Ende (unteres Ende, wie in Fig. 9 ersichtlich) dem Vordruck Pp nur ausgesetzt ist, wenn das zweite Magnetventil 290 ausgeschaltet ist. Während das Magnetventil 290 sich an seiner oder in seiner offenen Stellung befindet, ist der Vordruck Pp zum Ablauf gelöst durch das Ventil 290, das stromabwärts eines Begrenzers 298 angeordnet ist. In der offenen Stellung des Magnetventils 290 wirkt daher der Vordruck Pp nicht auf das untere Ende der Spule 294. Demgemäß ist, während das zweite Magnetventil 290 eingeschaltet ist (Einschaltdauer = 100%) die Spule 294 in der zweiten Stellung angeordnet, in der die Öffnungen 292a und 292b miteinander kommunizieren. Zur selben Zeit kommunizieren die Öffnungen 292c und 292d miteinander, während die Öffnungen 292e und 292f miteinander kommunizieren. Während das Magnetventil 290 ausgeschaltet ist (Einschaltdauer = 0%), ist die Spule 294 in der ersten Stellung angeordnet, in der die Verbindungen zwischen den Öffnungen 292a und 292b, zwischen den Öffnungen 292c und 292d und zwischen den Öffnungen 292e und 292f unterbrochen sind.
Während das zweite Magnetventil 290 ausgeschaltet ist, sind die Öffnungen 292c und 292d voneinander getrennt. Jedoch kommunizieren diese beiden Öffnungen 292c, 292d nur geringfügig miteinander durch eine durch die Spule 294 ausgebildete Begrenzerbohrung 300. Weiterhin kommuniziert der eingangsseitige Hydraulikzylinder 70 mit den Öffnungen 292a und 292c durch einen eingangsseitigen mit einem Begrenzer 304 versehenen Durchlaß 302. Der ausgangsseitige Hydraulikzylinder 72 kommuniziert mit der Öffnung 292e durch einen ausgangsseitigen Durchlaß 306 und mit der zweiten Druckleitung 82 durch einen Bypassdurchlaß 309, der mit einem Begrenzer 308 versehen ist. Wie das Richtungssteuerventil 262 ist das Strömungssteuerventil 264 derart ausgebildet, daß die Fluidkommunikation zwischen den geeigneten zwei Öffnungen 292a-292f abläuft, während die Öffnungen teilweise geschlossen sind durch die geeigneten Stege der Spule 294. So ist der Betätigungstakt der Spule 294 relativ kurz ausgebildet.
Demgemäß wird, während das erste Magnetventil 272 im Einschaltzustand ist, das Fluid in der ersten Druckleitung 80 in den eingangsseitigen Hydraulikzylinder gespeist durch den Begrenzer 282, Öffnungen 280d und 280c, einen zweiten Verbindungsdurchlaß 276, Öffnungen 292d und 292c, einen Eingangsseitendurchlaß 302 und einen Begrenzer 304, wie in der durchgezogenen Linie in Fig. 9 angedeutet. In der Zwischenzeit wird das Fluid im ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72 durch den ausgangsseitigen Durchlaß 306, Öffnungen 292e und 292f, einen dritten Verbindungsdurchlaß 278 und Öffnungen 280e sowie 280f ausgebracht, wie ebenfalls in der durchgezogenen Linie in Fig. 9 angezeigt. Infolgedessen wirkt der erste Leitungsdruck PL1 in der ersten Druckleitung 80 auf den eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70, während der zweite Leitungsdruck PL2 in der zweiten Druckleitung 82 auf den ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72 wirkt. Infolgedessen geht das Gleichgewicht zwischen den Schüben der beiden Zylinder 70, 72 verloren, wodurch das CVT 16 geschaltet wird in einer Richtung, um das Übersetzungsverhältnis "e" (in der das Übersetzungsverhältnis erhöhenden Richtung), d.h., das Übersetzungsverhältnis "e" wird erhöht.
Während das erste Magnetventil 272 im ausgeschalteten Zustand ist, wird andererseits das Fluid in der ersten Druckleitung 80 durch den Begrenzer 282, Öffnungen 280d und 280e, einem dritten Verbindungsdurchlaß 278, Öffnungen 292f und 292d und einem ausgangsseitigen Durchlaß 306 in den ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72 gespeist, während das Fluid im eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 durch den Begrenzer 304, den eingangsseitigen Durchlaß 302, Öffnungen 292a und 292b, einem ersten Verbindungsdurchlaß 274, Öffnungen 280a und eine Ablauföffnung 280b, wie in der durchbrochenen Linie in Fig. 9 angezeigt, ausgebracht wird. Infolgedessen wirkt der erste Leitungsdruck PL1 in der ersten Druckleitung 80 auf den ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72, während der beträchtlich niedrige Druck auf den eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 wirkt. Infolgedessen geht das Gleichgewicht zwischen den Schüben der beiden Zylinder 70, 72 verloren, wodurch das CVT 16 in einer Richtung geschaltet wird, um das Übersetzungsverhältnis "e" (in der übersetzungsverhältnisverringernden Richtung) zu verringern, d.h., das Übersetzungsverhältnis "e" wird verringert.
Wie oben beschrieben, werden die Fluidkommunikationen zwischen den Öffnungen 292a und 292b, zwischen den Öffnungen 292c und 292d und zwischen den Öffnungen 292e und 292f zugelassen oder unterbrochen in Abhängigkeit von den EIN/AUS Betätigungen des zweiten Magnetventils 290, wodurch die Strömungen des Fluids, wie in den durchgezogenen und gebrochenen Linien in Fig. 9 angezeigt, gesteuert werden zwischen einem nicht beschränkten Zustand und einem beschränkten Zustand. Daher wird das CVT 16 mit einer hohen Geschwindigkeit oder einer niedrigen Geschwindigkeit geschaltet in einer übersetzungsverhältnisverringernden oder übersetzungsverhältniserhöhenden Richtung. D.h., das Übersetzungsverhältnis "e" wird schnell oder langsam verringert oder erhöht. Weiterhin ist die Ventilspule 294 in einer Zwischenstellung davon angeordnet, wenn das zweite Magnetventil 290 abwechselnd an oder abgeschaltet wird (in einem Einschaltdauersteuermodus). In diesem Fall wird das CVT 16 in einer Zwischengeschwindigkeit nach oben oder nach unten geschaltet. Eine Tabelle in Fig. 10 zeigt Nach-Obenschalt- und Nach-Unten-Schalt Bewegungen des CVT 16 bei den drei unterschiedlichen Geschwindigkeiten im Verhältnis zu den Betriebszuständen der ersten und zweiten Magnetventile 272 und 290. Wenn das erste Magnetventil 272 an ist, während das zweite Magnetventil 290 aus ist, wird das Fluid in der ersten Druckleitung 8b durch die Begrenzerbohrung 300 in der Spule 294 zum eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 zugeführt, während das Fluid im ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72 durch den Begrenzer 308 in die zweite Druckleitung 82 abgegeben wird. Wenn die ersten und zweiten Magnetventile 272, 290 beide aus sind, wird das Fluid in der zweiten Druckleitung 82 durch den Begrenzer 308 dem ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72 zugeführt, während das Fluid in dem eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 durch einen kleinen Betrag eines zwischen den Gleitflächen des Kolbens und Zylinderblocks vorgesehenen Spalts abgegeben wird. Der Begrenzer 308 ist vorgesehen, um eine Abnahme im Druck Pout im ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72 zu vermeiden, wenn das CVT 16 geschaltet wird, um das Übersetzungsverhältnis "e" zu erniedrigen, wobei der Druck Pout höher ist als der Druck Pin im eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70.
Es folgt aus der obigen Beschreibung, daß das CVT 16 in der das Übersetzungsverhältnis verringernden Richtung geschaltet wird unter einer relativ niedrigen Geschwindigkeit, wenn die ersten und zweiten Magnetventile 272, 290 beide ausgeschaltet sind. Daher würde, sogar, wenn die ersten und zweiten Magnetventile 272, 290 durch eine elektronische Steuereinheit 350 (die beschrieben werden wird) aufgrund eines Kurzschließens des Elektromagneten des ersten oder zweiten Magnetventils 272, 290 während des Fahrens des Fahrzeugs, eine schnelle Änderung des Übersetzungsverhältnisses "e" des CVT 16 nicht auftreten aufgrund einer derartigen Kurzschlußstörung. Daher sichert die oben beschriebene Anordnung ein sicheres Fahren des Fahrzeuges. Weiterhin kann, da das CVT 16 in dem Falle des nicht voraussehbaren Abschaltens der zwei Elektromagnete mit niedriger Geschwindigkeit nach unten geschaltet wird, das Fahrzeug verzögert und an der Straßenseite gestoppt und für eine Reparaturwerkstatt wieder gestartet werden.
Es ist wünschenswert, daß der erste Leitungsdruck PL1 für das CVT 16 mit dem Übersetzungsverhältnis "e" des CVT 16 verändert werden kann, wie in Fig. 11 angezeigt, wenn das Fahrzeug in einem Positiv-Drehmoment-Zustand fährt (wobei das Drehmoment von der Eingangswelle 38 zur Abtriebswelle 54 übertragen wird), oder, wie in Fig. 12 angezeigt, wenn das Fahrzeug in einem Motor-Brems-Zustand fährt (wobei das Drehmoment von der Abtriebswelle 54 zur Antriebswelle 38 übertragen wird). Die Kurven der Graphiken in Fig. 11 und 12 zeigen die erforderlichen Druckhöhen an, wenn das Übersetzungsverhältnis "e" des CVT 16 über seinen gesamten Bereich verändert wird, wobei die Antriebswelle 38 mit einem konstanten Drehmoment gedreht wird. In der vorliegenden Ausführungsform ist, wobei die druckaufnehmenden Flächen der eingangsseitigen und ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 70, 72 weitgehend die gleichen sind, der Druck Pin im eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 größer als der Druck Pout im ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72, wenn das Fahrzeug in einem Positiv- Drehmoment-Zustand fährt, wie in Fig. 11 angezeigt und der Druck Pout ist größer als der Druck Pin, wenn das Fahrzeug in einem Motor-Brems-Zustand fährt, wie in Fig. 12 angezeigt. In jedem Fall ist der Druck im Hydraulikzylinder 70, 72, der sich an der Antriebsseite befindet größer als derjenige im Hydraulikzylinder an der angetriebenen Seite. Da der Druck Pin im Positiv- Drehmoment-Zustand einen Schub im Zylinder an der antreibenden Seite erzeugt, ist es wünschenswert, daß der erste Leitungsdruck PL1 höher ist als der Druck Pin, um einen Extrawert α, der ein erforderliches Minimum ist, um den Schub dem antriebsseitigen Zylinder zu übergeben, um ein gewünschtes Übersetzungsverhältnis "e" einzustellen und um den Leistungsverlust zu minimieren. Jedoch ist es unmöglich, den ersten Leitungsdruck PL1, wie in Fig. 11 und 12 angezeigt, lediglich durch den Druck in einem der zwei Zylinder 70, 72 einzustellen. Daher ist die vorliegende Hydrauliksteuereinrichtung mit dem oben beschriebenen Schaltventil 170 versehen, um den höheren der Drücke Pin und PL2 am ersten druckregulierenden Ventil 100 anzulegen. Dies ist auch erforderlich, wenn der erste Leitungsdruck PL1 auf eine Höhe eingestellt wird, die höher ist als der höhere der Drücke Pin und Pout (annähernd dem zweiten Leitungsdruck PL2 gleich) um einen Extrabetrag α, wobei das Fahrzeug mit dem CVT 16 im Leerlaufzustand angeordnet fährt, in dem eine den Druck Pin anzeigende Kurve und eine den Druck Pout anzeigende Kurve sich untereinander schneiden, wie in Fig. 13 angezeigt.
Das Schaltventil 170 besitzt: eine gemeinsame Öffnung 312, welche mit dem ersten druckregulierenden Ventil 100 durch einen Begrenzer 310 kommuniziert; eine erste Öffnung 314, die mit dem eingangsseitigen Durchlaß 302 kommuniziert; eine zweite Öffnung 316, die mit der zweiten Druckleitung 82 kommuniziert; eine Ventilspule 318, die bewegbar ist zwischen einer ersten Stellung zur Verbindung der gemeinsamen Öffnung 312 mit der ersten Öffnung 314 und einer zweiten Stellung zur Verbindung der gemeinsamen Öffnung 312 mit der zweiten Öffnung 316; und eine Feder 320 zur Vorspannung der Spule 318 zur zweiten Stellung hin. Die gegenüberliegenden Enden der Spule 318 nehmen den Druck Pin im eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 beziehungsweise den zweiten Leitungsdruck PL2 auf, so daß die Spule 318 zu einer der ersten und zweiten Stellungen bewegt wird, um den höheren der Drücke Pin und PL2 an der Kammer 60 des ersten druckregulierenden Ventils 100 anzulegen. Genauer beschrieben, wird der Druck Pin an der Kammer 160 angelegt, wenn ein auf dem Druck Pin basierender Schub eine Summe des auf dem zweiten Leitungsdruck PL2 und einem Schub der Feder 319 basierenden Schub überschreitet. Es ist anzuführen, daß der Schub (Vorspannkraft) der Feder 319 sehr klein ist.
Wie oben beschrieben, ist das Schaltventil 170 ausgebildet, um den höheren der Drucke Pin (Druck im eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70) und PL2 (zweiter Leitungsdruck) an die Kammer 160 des ersten druckregulierenden Ventils 100 als einen feedback Druck anzulegen. Diese Anordnung ist vorteilhaft in der folgenden Situation. D.h., auf das Stoppen des Fahrzeuges hin mit nach unten geschalteten CVT 16, um das niedrigste Übersetzungsverhältnis "e" zu erhalten, wird der Druck Pin im eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 durch die Ablauföffnung 280b gelöst und die Drücke Pin und Pout in den eingangsseitigen - und ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 70, 72 werden auf äußerst niedrige Höhen abgesenkt. In diesem Falle arbeitet das erste druckregulierende Ventil 100, um den ersten Leitungsdruck PL1 basierend auf dem zweiten Leitungsdruck PL2 einzustellen unmittelbar nachdem der Motor 10 wieder gestartet wird. Daher kann das Übersetzungsverhältnis "e" des CVT 16 unmittelbar nach dem Wiederstart des Motors 10 zum Wiederstarten des Fahrzeuges angemessen gesteuert werden. Weiterhin kann, da der höhere der Drücke Pin und PL2 als ein an der Kammer 160 des ersten druckregulierenden Ventils 100 angelegter feedback Druck benutzt wird, der erste Leitungsdruck PL1 auf eine Höhe eingestellt werden, die um einen relativ kleinen Extrabetrag α höher ist als der Druck Pin oder als der Druck Pout (annähernd dem zweiten Leitungsdruck PL2 gleich), wie in Fig. 13 angezeigt. So wird der erste Leitungsdruck PL1 gesteuert, um ein erforderlicher Minimalwert zu sein, um einen Leistungsverlust des Hydrauliksystems zu minimieren. Eine in Fig. 13 gepunktet angezeigte Linie zeigt den ersten Leitungsdruck PL1, wobei das Schaltventil 170 nicht vorgesehen war. In diesem Falle ist der erste Leitungsdruck PL1 um einen unnötig großen Extrabetrag höher als der tatsächlich erforderte, während das Übersetzungsverhältnis "e" relativ niedrig ist.
Der oben angedeutete Extrabetrag α wird als ein erforderlicher Minimalwert bestimmt, der erlaubt, daß das CVT 16 zum Ändern seines Übersetzungsverhältnisses "e" auf einen geeigneten Wert unter einer geeigneten Geschwindigkeit über den Gesamtbereich des Übersetzungsverhältnisses geschaltet wird. Es wird aus der oben angegebenen Gleichung (2) verständlich sein, daß der erste Leitungsdruck PL1 höher zu sein gesteuert wird als der Druck Pin oder Pout, um einen geeigneten Extrabetrag α, der basierend auf dem DROSSEL Druck Pth bestimmt wird. D.h., die Flächen der Druckaufnahmeflächen des ersten druckregulierenden Ventils 100 und die Vorspannkraft der Feder 144 werden so bestimmt, daß der erste Leitungsdruck PL1 wie oben beschrieben bestimmt ist. Wie in Fig. 14 angezeigt, steigt der erste durch das erste druckregulierende Ventil 100 gesteuerte Leitungsdruck PL1 mit dem Druck Pin oder Pout und dem DROSSEL Druck Pth und die obere Grenze des Drucks PL1 verändert sich mit dem DROSSEL Druck Pth.
Die obige Anordnung verhindert ein übermäßiges Ansteigen des ersten Leitungsdrucks PL1 sogar, wenn der Druck Pin im eingangsseitigen Hydraulikzylinder erhöht wird, um das tatsächliche Übersetzungsverhältnis "e" auf ein Zielübersetzungsverhältnis "e*" zu bringen unter einer Bedingung, wo eine weitere Abnahme der Breite der V-Nut der Eingangsriemenscheibe 56, d.h., eine weitere Bewegung des bewegbaren Rotors 66 mit dem tatsächlichen Übersetzungsverhältnis "e" seinen Maximalwert erreichend mechanisch verhindert wird, sogar, obwohl der erste Leitungsdruck PL1 um einen Extrabetrag α höher ist als der Druck Pin. Deutlicher beschrieben wird die Höhe des ersten Leitungsdrucks PL1 am Punkt "A" in Fig. 14 aus der folgenden Gleichung (3) erhalten, die durch die obige Gleichung (2) ausgedrückt wird, wobei die Drücke Pin und PL2 Null sind:
PL1 = [Pth(A5 - A6) + W]/A4...(3)
Die Höhe des ersten Leitungsdrucks PL1 am Punkt "B" in Fig. 14 wird durch die folgende Gleichung (4) ausgedrückt, die aus der Gleichung (2) erhalten wird, wobei Pin = PL1, die den Zustand anzeigt, in dem die Breite der V-Nut der Eingangsriemenscheibe 56 nicht länger verringert werden kann:
PL2 = [Pth(A5 - A6) + W]/(A4 - A6)....(4)
Es folgt aus der oben angegebenen Gleichung (4), daß der erste Leitungsdruck PL1 die vorbestimmte obere Grenze erreicht, wenn die Druckaufnahmefläche A4 größer ist als die Druckaufnahmefläche A6.
Das erste druckregulierende Ventil 100 ist mit einer dritten Druckleitung 92 verbunden, die stromabwärts der ersten Druckleitung 80 vorgesehen ist. Deutlicher beschrieben, sind das Fluid, das aus der Öffnung 148a (mit der ersten Druckleitung 80 kommunizierend) zur Öffnung 148b strömt und das Fluid, das durch den Begrenzer 320 abgegeben wird durch ein drittes druckregulierendes Ventil 322 auf einen dritten Leitungsdruck PL3 in der dritten Druckleitung 92 gesteuert. Der dritte Leitungsdruck PL3 ist in geeigneter Weise eingestellt, um die Eingriffskupplung 36 der Fluidkupplung 12 zu aktivieren. Das dritte druckregulierende Ventil 322 ist ein Entlastungsventil, das eine Ventilspule 324 und eine Feder 326 aufweist. Die Spule 324 nimmt den dritten Leitungsdruck PL3 als einen feedback Druck auf und ist so durch diesen Druck PL3 zu ihrer offenen Stellung hin vorgespannt und die Feder 326 spannt die Spule 324 zu ihrer geschlossenen Stellung hin vor. Die Spule 324 wird zu einer Gleichgewichtsstellung bewegt, in der ein auf dem oben angeführten feedback Druck basierender Schub mit einem Schub der Feder 326 ausgeglichen ist. In dieser Gleichgewichtsstellung wird das Fluid in der dritten Druckleitung 92 teilweise aus dritten druckregulierenden Ventil 322 gelöst und wird durch einen Begrenzer 328 verschiedenen Schmierpunkten des Kraftübertragungssystems zur Schmierung der relevanten Bauteile zugeführt. So wird der dritte Leitungsdruck PL3 erzeugt. Das für die Schmierung verwendete Fluid wird durch die Saugleitung 78 rückgeführt.
Der durch das dritte druckregulierende Ventil 322 gesteuerte dritte Leitungsdruck PL3 wird durch ein Eingriffskupplungssteuerventil 330 wahlweise einem KUPPLUNGS-EINGRIFFS Durchlaß 332 und einem KUPPLUNGS-LÖSE Durchlaß 334 zugeführt, so daß die Eingriffskupplung 36 der Fluidkupplung 12 in Eingriff und außer Eingriff kommt, wie es benötigt wird. Das Eingriffskupplungssteuerventil 330 weist eine Ventilspule 336 und eine Feder 338 zum Vorspannen der Spule 336 in einer Richtung zum Lösen der Kupplung 36 auf. Die Spule 336 arbeitet, um eine wahlweise Verbindung der dritten Druckleitung 92 mit den KUPPLUNGS-EINGRIFFS und KUPPLUNGS-LÖSE Durchlässen 332, 334 zu bewirken. Die Spule 336 nimmt den dritten Leitungsdruck PL3 an ihren gegenüberliegenden Enden auf. Die Spule 336 wird in der Richtung zum Lösen der Eingriffskupplung 36 bewegt, wenn ein drittes Magnetventil 340 ausgeschaltet ist oder sich in seiner geschlossenen Stellung befindet. Das Eingriffskupplungssteuerventil 330 ist,, in diesem Zustand angeordnet, wie in Fig. 2 gezeigt. Wenn das dritte Magnetfeld 340 eingeschaltet und geöffnet ist, wird das Fluid in der dritten Druckleitung 92 durch das Magnetventil 340 gelöst, das stromabwärts eines Begrenzers 342 angeordnet ist, wodurch der dritte Leitungsdruck PL3, der an einer an einem Ende der Spule 336 an der Seite der Feder 338 ausgebildeten Kammer 344 angelegte Druck entfernt wird und infolgedessen wird die Spule 336 in einer Richtung bewegt, die verursacht, daß die Eingriffskupplung außer Eingriff gelangt. Ein Teil des zum Eingriffskupplungssteuerventil 330 zugeführten Fluids wird einer Kühleinheit des Kraftübertragungssystems zugeführt. Der Druck dieses Fluids wird durch ein Kühlerbypassventil 346 gesteuert. Das Bezugszeichen 348 in Fig. 2 bezeichnet ein Sicherheitsventil zum Verhindern eines übermäßigen Anstiegs des ersten Leitungsdrucks PL1.
Die in Fig. 1 gezeigte elektronische Steuereinheit 350 dient als Steuereinrichtung zum Steuern des ersten, zweiten und dritten Magnetventils 272, 290 und 340 der hydraulischen Steuereinrichtung nach Fig. 2, so daß das Übersetzungsverhältnis "e" des CVT 16 und der Eingriff der Eingriffskupplung 36 der Fluidkupplung 12 gesteuert werden. Die Steuereinheit 350 weist einen sogenannten Mikrocomputer auf, der eine Zentraleinheit (CPU), einen Schreib-Lesespeicher (RAM) und einen Nur-Lese-Speicher (ROM) besitzt. Die Steuereinheit 350 nimmt auf: ein eine Drehzahl Ne des Motors 10 anzeigendes Signal aus einem Motordrehzahlsensor 352; ein Signal aus einem Antriebswellendrehzahlsensor 354, das eine Drehgeschwindigkeit Nin der Antriebswelle 38 des CVT 16 anzeigt; ein eine Drehzahl Nout der Abtriebswelle 54 des CVT 16 anzeigendes Signal aus einem Abtriebswellendrehzahlsensor 356; ein einen Drosselöffnungswinkel Θ anzeigendes Signal aus einem Drosselöffnungssensor 358; und ein Signal, das die gerade gewählte Betätigungsposition Ps des Schalthebels 252 anzeigt, von einem Schalthebelpositionssensor 360. Die CPU der Steuereinheit 350 verarbeitet die verschiedenen empfangenen Signale entsprechend eines im ROM gespeicherten Steuerprogramms, während sie eine Temporärdatenspeicherfunktion des RAM verwendet und erzeugt Ausgangsantriebssignale zum Steuern der ersten, zweiten und dritten Magnetventile 270, 790 und 340.
Die elektronische Steuereinheit 350 ist ausgebildet, um eine Hauptroutine (nicht dargestellt) auszuführen, die einen initialisierenden Schritt und einen Datenleseschritt zum Speichern von von den verschiedenen Sensoren empfangenen Eingangssignalen im RAM. Basierend auf den im RAM gespeicherten Eingangssignalen berechnet die CPU verschiedene Parameter, wie beispielsweise die Drehgeschwindigkeit Nin der Antriebswelle 38, die Drehgeschwindigkeit Nout der Abtriebswelle 54, das übersetzungsverhältnis '"e" des CVT 16 und eine Fahrgeschwindigkeit "v" des Fahrzeuges. Die Steuereinheit 350 führt sequentiell oder selektiv verschiedene Steuervorgänge zum Steuern der Eingriffskupplung 36, des CVT 16 und anderer Glieder des Kraftübertragungssystems aus.
Ein Beispiel eines Störungsvorganges für das CVT 16 ist im Ablaufdiagramm nach Fig. 15 dargestellt, wobei die CPU zunächst den Schritt S1 ausführt, in welchem die verschiedenen Eingangssignale im RAM gespeichert werden und die Drehzahl Ne des Motors 10, die Drehzahlen Nin und Nout der Antriebs- und Abtriebswellen 38, 54, der Drosselöffnungswinkel Θ und andere Parameter berechnet werden basierend auf den gespeicherten Eingangssignalen. Dem Schritt S1 folgt der Schritt S2, in welchem das Übersetzungsverhältnis "e" des CVT 16, die Fahrgeschwindigkeit "v" des Motors und andere Parameter berechnet werden basierend auf den Eingangssignalen. Dann geht der Steuerungsablauf zum Schritt S3, um ein Zielübersetzungsverhältnis "e*" des CVT 16 zu bestimmen, basierend auf dem berechneten Drosselöffnungswinkel Θ und der Fahrzeuggeschwindigkeit "v" gemäß der vorbestimmten Beziehung zwischen diesen drei Parametern. Diese Beziehung ist bestimmt, um eine ausreichende Fahrbarkeit des Fahrzeuges mit einem minimalen Kraftstoffverbrauch durch den Motor 10 sicherzustellen. Zum Beispiel ist die Beziehung so bestimmt, daß die durch den Drosselöffnungswinkel Θ repräsentierte gerade erforderliche Leistung des Motors 10 an einer idealen v-Nin* Kurve erhalten wird, die einen minimalen Kraftstoffverbrauch durch den Motor 10 zuläßt. D.h., die Zielmotordrehzahl Nin* (erwünschte Drehzahl der Antriebswelle 38 des CVT 16) wird bestimmt durch die Fahrzeugfahrgeschwindigkeit "v" und den Drosselöffnungswinkel Θ und entsprechend der vorbestimmten Beziehung. Schließlich wird das Zielübersetzungsverhältnis "e*" bestimmt, um die bestimmte Zielmotordrehzahl Nin* zu erhalten. Die vorbestimmte Beziehung wird im ROM gespeichert in der Form einer funktionalen Formel oder eines Datenkennfeldes. In der vorliegenden Ausführungsform sind eine Vielzahl derartiger Beziehungen im ROM gespeichert und werden selektiv verwendet in Abhängigkeit von der gerade gewählten Betätigungsstellung (D oder S) des Schalthebels 252.
Dann schreitet der Steuerungsablauf zum Schritt S4, um einen Übersetzungsverhältnissteuerfehler, d.h., eine Differenz ("e*" - "e") zu berechnen und dann zum Schritt S5, um zu bestimmen, ob der berechnete Übersetzungsverhältnissteuerfehler ("e*" - "e") ein positiver Wert ist oder nicht. Dann schreitet der Steuerungsablauf zum Schritt S5a oder S5b in Abhängigkeit von der Bestimmung im Schritt S5, um das tatsächliche Übersetzungsverhältnis "e" des CVT 16 zu ändern, um den Steuerfehler ("e*" - "e") zu Null zu machen. Bestimmter beschrieben wird, wenn eine positive Entscheidung (Yes) erhalten wird im Schritt S5, der Schritt S5a ausgeführt, um das erste Magnetventils 272 einzuschalten und dadurch das CVT 16 nach oben zu schalten, um sein tatsächliches Übersetzungsverhältnis "e" zu erhöhen. Wenn eine negative Entscheidung (No) im Schritt S5 erhalten wird, wird der Schritt S5b durchgeführt, um das erste Magnetventil 272 auszuschalten und um dädurch das CVT 16 nach unten zu schalten, um das tatsächliche Übersetzungsverhältnis "e" zu erniedrigen.
Nachfolgend schreitet der Steuerungsablauf zum Schritt S6, in welchem ein Strömungssteuerwert Vo zum Steuern des zweiten Magnetventils 290 bestimmt wird, zum Beispiel gemäß der folgenden Gleichung (5).
Vo = k e* - e ...(5)
Im folgenden Schritt S7 wird ein durch den bestimmten Strömungssteuerwert Vo repräsentiertes Antriebssignal am zweiten Magnetventil 290 angelegt. Dieses Antriebssignal ist beispielsweise ein EIN/AUS Signal zum kontinuierlichen Verändern der Einschaltdauer des zweiten Magnetventils 290 mit einer vorbestimmten Frequenz. Mit den wiederholt ausgeführten oben angegebenen Schritten wird das tatsächliche Übersetzungsverhältnis "e" des CVT 16 an einem optimalen Wert gehalten in Abhängigkeit von dem Fahrzustand des Fahrzeuges.
Während der Steuerungsvorgang für die Eingriffskupplung 36 nicht dargestellt ist, ist die Steuerungseinheit 350 ausgebildet, um die Eingriffskupplung 36 zur Eingriffsstellung zu betätigen, wenn die Fahrzeugfahrgeschwindigkeit "v" einen vorbestimmten Wert erreicht, zum Beispiel 30 km/h.
Wie bisher beschrieben, sieht die verzögerungsfreie hydraulische Steuereinrichtung die durch die jeweiligen ersten und zweiten druckregulierenden Ventile 100 und 102 gesteuerten ersten und zweiten Leitungsdrücke PL1 und PL2 vor, so daß ein dem ersten Leitungsdruck PL1 entsprechender Fluiddruck an einen der eingangs- und ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 70, 72 angelegt ist, während das Fluid im anderen Hydraulikzylinder 70, 72 in die zweite Druckleitung 80 oder den Ablauf abgegeben wird. Demgemäß kann das Schubverhältnis der zwei Hydraulikzylinder 70, 72 über einen ausreichend breiten Bereich verändert werden, ohne den eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 mit einer vergleichsweise großen Druckaufnahmefläche versehen zu müssen. Dies beseitigt eine Verschlechterung der Fahrbarkeit des Fahrzeuges, die auftreten würde, wenn die Druckaufnahmefläche des Hydraulikzylinders 70 eine vergleichsweise große Fläche hätte.
Weiterhin ist das erste druckregulierende Ventil 100 in Beziehung zur gerade erforderlichen Leistung des Motors 10 (d.h., des Drosselöffnungswinkels Θ) betätigt, so daß der erste Leitungsdruck PL1 auf einen geforderten minimalen Wert geregelt ist, um eine ausreichend hohe Geschwindigkeit (de/dt) der Veränderung des Übersetzungsverhältnisses "e" zu schaffen und den hydraulischen Leistungsverlust auf einem Minimum zu halten. Andererseits ist das zweite druckregulierende Ventil 102 in Beziehung zum tatsächlichen Übersetzungsverhältnis "e" und dem Übertragungsdrehmoment (nahezu proportional dem Drosselöffnungswinkel Θ) betätigt, so daß der zweite Leitungsdruck PL2 gesteuert wird, um eine minimale Höhe aufzuweisen, die erforderlich ist, um dem Riemen 60 eine geeignete Spannung zu geben oder einen Schlupf des Riemens 60 zu verhindern. So verringert die verzögerungsfreie hydraulische Steuerung in signifikanter Weise den mit dem Betrieb der Ölpumpe 74 assoziierten Leistungsverlust des Fahrzeuges.
Weiterhin wird die CVT Schaltsteuerventileinrichtung 260 weniger wahrscheinlich durch Eisenpartikel, Schmutz oder andere im Arbeitsfluid enthaltene Fremdkörper beeinflußt, als eine einen linear Elektromagnet verwendende Steuerventileinrichtung, da die Ventileinrichtung 260 aus einem Richtungssteuerventil 262 besteht, die zwei stabile Stellungen aufweist und dem Strömungssteuerventil 264, die drei stabile Stellungen (zwei Taktendpositionen und eine Zwischenstellung zwischen den Taktendpositionen). So weist die Ventileinrichtung 260 eine verbesserte Betriebszuverlässigkeit auf. Weiterhin ist die verzögerungsfreie Ventileinrichtung 260 zu vergleichsweise niedrigen Kosten verfügbar in Abwesenheit eines Linearelektromagneten oder anderweitig erforderlicher hoher Bearbeitungsgenauigkeit, um eine sanfte Bewegung der Ventilspulen sicherzustellen.
Es ist auch festzustellen, daß der erste Leitungsdruck PL1 auf eine erforderlich minimale Höhe gesteuert wird, sogar während eines Fahrens des Fahrzeuges mit im Leerlaufzustand gehaltenem CVT 16, da der erste Leitungsdruck PL1 eingestellt wird basierend auf dem Drosselöffnungswinkel Θ und dem höheren der Drücke Pin im eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 und dem zweiten Leitungsdruck PL2, wie in Fig. 13 angezeigt.
Die verzögerungsfreie Ausführungsform ist auch vorteilhaft dadurch, daß der durch das erste druckregulierende Ventil 100 gemäß der Gleichung (2) eingestellte Leitungsdruck PL1 nicht eine obere Grenze überschreiten wird, die bestimmt ist im Verhältnis zum Drosselöffnungswinkel Θ und dem Druck Pin im eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70. Infolgedessen wird der erste Leitungsdruck PL1 nicht außerordentlich ansteigen, sogar, wenn eine weitere Abnahme der Breite der V-Nut der Eingangsriemenscheibe 56 mechanisch verhindert ist, bevor der Übersetzungsverhältnissteuerfehler ("e*" - "e") zu Null gemacht ist.
Bei der dargestellten hydraulischen Steuereinrichtung ist das erste druckregulierende Ventil 100 zum Steuern des ersten Leitungsdrucks PL1 ein Überströmtyp, während das zweite druckregulierende Ventil 102 zum Steuern des zweiten Leitungsdrucks PL2 ein Druckreduziertyp ist, der ausgebildet ist, um den ersten Leitungsdruck PL1 auf den zweiten Leitungsdruck PL2 zu verringern. Weiterhin ist das dritte druckregulierende Ventil 322 zum Steuern des dritten Leitungsdrucks PL3 ein Überströmtyp, der zum Einstellen des vom ersten druckregulierenden Ventil 100 überströmenden Fluids auf den dritten Leitungsdruck PL3 ausgebildet ist. Bei dieser hydraulischen Anordnung wird der erste Leitungsdruck PL1 weniger wahrscheinlich durch den zweiten Leitungsdruck PL2 beeinflußt als in einer hydraulischen Anordnung, bei der erste und zweite druckregulierende Ventile des Druckreduziertyps in Serie verbunden sind. D.h., die ersten und zweiten druckregulierenden Ventile 100, 102 sind zum Einstellen der ersten und zweiten Leitungsdrücke PL1 und PL2 unabhängig voneinander in der Lage. Daher kann der erste Leitungsdruck PL1 in einer erforderlichen minimalen Höhe gehalten werden, wodurch der hydraulische Leistungsverlust minimiert ist.
Auch ist die verzögerungsfreie hydraulische Steuereinrichtung vorteilhaft in ihrem Betrieb auf das Wiederstarten des Motors 10 hin. D.h., das mit dem eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 und der zweiten Druckleitung 82 verbundene Schaltventil 170 ist ausgebildet, um an das erste druckregulierende Ventil 100 den höheren des Drucks Pin im Zylinder 70 und des zweiten Leitungsdrucks PL2 anzulegen. Das erste druckregulierende Ventil 100 ist ausgebildet, um den ersten Leitungsdruck PL1 auf eine Höhe einzustellen, die um einen geeigneten Betrag höher ist als der vom Schaltventil 170 aufgenommene Druck. Daher ist, sogar, wenn die Drücke Pin und Pout in den Hydraulikzylindern 70, 72 abgesenkt werden aufgrund einer Strömung des Fluids aus dem Hydraulikzylinder 70 durch die Ablauföffnung 280b auf das Wiederstarten des Motors hin, der zweite Leitungsdruck PL2 durch das Schaltventil 170 sofort an die Kammer 160 des ersten druckregulierenden Ventils 100 angelegt, wodurch der erste Leitungsdruck PL1 normalerweise durch das regulierende Ventil 100 auf eine geeignete Höhe gesteuert werden kann. So gestattet die verzögerungsfreie hydraulische Steuereinrichtung einen adäquaten Betrieb zum Steuern des CVT 16 mit einer ausreichend hohen Antwort, wenn das Fahrzeug gestartet wird, dem oben angezeigten Wiederstarten des Motors 10 folgend.
Zudem bietet die im Schaltventil 170 zum Vorspannen der Spule 318 zur zweiten Stellung hin vorgesehene Feder 319 einen Vorteil, daß der zweite Leitungsdruck PL2 schneller am ersten druckregulierenden Ventil 100 angelegt werden kann, wenn der Motor 10 wieder gestartet wird, während der eingangsseitige Hydraulikzylinder 70 durch die Ablauföffnung 280b entlastet wird. Jedoch kann die Feder 319 beiseite gelassen werden.
Bei der vorliegenden Ausführungsform ist der ÜBERSETZUNGSVERHÄLTNIS Druck Pe, der durch das Übersetzungsverhältniserfassungsventil 182 erzeugt wird, durch das Grenzventil 210 im Verhältnis zum DROSSEL Druck Pth begrenzt, wie in Fig. 6 angezeigt. Demgemäß kann der zweite Leitungsdruck PL2 zur Annäherung an eine in Fig. 17 gezeigte ideale Kurve R gesteuert werden, was eine optimale Spannung des Transmissionsriemens 60 sicherstellt. Diese Anordnung beseitigt in effektiver Weise eine anderweitig mögliche Verringerung der Standfestigkeit des CVT aufgrund eines übermäßigen Spannens des Riemens 60 oder Rutschens des Riemens 60. Wenn ein bekanntes druckregulierendes Ventil mit einer Charakteristik des linearen Veränderns des zweiten Leitungsdrucks PL2 mit dem CVT Übersetzungsverhältnis "e" verwendet wird, neigt der in Fig. 18 mit PL2' angezeigte zweite Leitungsdruck dazu, beträchtlich höher zu sein als eine optimale Höhe, die durch eine in Fig. 18 gezeigte ideale Kurve R repräsentiert ist, wenn das Übersetzungsverhältnis "e" relativ niedrig ist, wenn das druckregulierende Ventil auf einen relativ hohen Bereich des Übersetzungsverhältnisses "e" kalibriert ist. Infolgedessen wird die Spannung des Transmissionsriemens 60 (Kraft, die auf den Riemen 60 wirkt) unnötigerweise groß. Wenn das druckregulierende Ventil auf einen relativ niedrigen Bereich des Übersetzungsverhältnisses "e" kalibriert ist, neigt andererseits der zweite Leitungsdruck, wie in Fig. 18 mit PL" angezeigt, beträchtlich niedriger zu sein als die optimale Höhe, die durch eine schraffierte Fläche in der gleichen Figur angezeigt ist, wenn das Übersetzungsverhältnis "e" relativ hoch ist. In diesem Fall kann der Riemen 60 an den Riemenscheiben 56, 58 rutschen.
In der oben beschriebenen Ausführungsform ist die elektronische Steuereinheit 350 derart ausgebildet, daß keine Antriebssignale an die Elektromagneten der ersten und zweiten Magnetventile 272, 290 angelegt werden auf ein Kurzschließen dieser Elektromagnete hin, und daher sind die zwei Magnetventile 270, 290 beide gesperrt, wodurch das CVT 16 langsam nach unten geschaltet wird in einem derartigen unnormalen Zustand. Mit anderen Worten wird eine schnelle Veränderung des Übersetzungsverhältnisses "e" des CVT 16 verhindert, um ein sicheres Fahren des Fahrzeuges auf ein Kurzschließen der Elektromagnete oder anderer elektrischer Störungen hin sicherzustellen. Zudem macht es die langsame Abnahme des Übersetzungsverhältnisses "e" auf den minimalen Wert (langsames Herunterschalten des CVT 16 auf seine äußerste niedrige Gangstellung) möglich, das Fahrzeug zu starten, um es zu einer Reparaturwerkstatt zu bringen, nachdem das Fahrzeug einmal am Straßenrand angehalten wurde.
Auch verwendet die verzögerungsfreie hydraulische Steuereinrichtung die ersten, zweiten und dritten Verbindungsdurchlässe 274, 276 und 278, welche das schaltrichtungsschaltende Richtungssteuerventil 262 und das Schaltgeschwindigkeitssteuerströmungssteuerventil 264 verbinden. Wie in Fig. 9 angezeigt, wird der erste Verbindungsdurchlaß 274 primär zum Ablassen des Fluids aus dem eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 zum Herunterschalten des CVT 16 verwendet, während der zweite Verbindungsdurchlaß 276 primär zum Zuführen des Fluids in den gleichen Zylinder 70 zum Nachobenschalten des CVT 16 verwendet wird. Gemäß dieser Anordnung können die Maximalgeschwindigkeiten, mit denen das CVT 16 nach oben oder nach unten geschaltet wird, unabhängig voneinander bestimmt werden. Wenn eine schnelle Abnahme des Übersetzungsverhältnisses "e" erwünscht ist, kann das Fluid schnell aus dem Hydraulikzylinder 70 durch die Ablauföffnung 280b ausgebracht werden, wodurch das Übersetzungsverhältnis mit einer hohen Geschwindigkeit auf das Stoppen des Fahrzeugs hin verringert werden kann. Andererseits kann eine erwünschte hohe Geschwindigkeit der Zunahme des Übersetzungsverhältnisses "e" durch Einstellen des Strömungswiderstandes des zweiten Verbindungsdurchlasses 276 (durch Einstellen des Innendurchmessers und der Länge des Durchlasses 276 oder eines Durchmessers eines im Durchlaß vorgesehenen Begrenzers) erhalten werden.
Bei der verzögerungsfreien hydraulischen Steuereinrichtung sind die zweite und dritte Druckleitung 82 und 92 stromabwärts der ersten Druckleitung 80 und parallel zueinander angeordnet. Demgemäß ist, sogar, wenn der durch das zweite druckregulierende Ventil 102 eingestellte zweite Leitungsdruck PL2 unter den dritten Leitungsdruck PL3 fällt, der Druck PL2 nicht auf den dritten Leitungsdruck PL3 begrenzt, sondern wird auf einen optimalen Wert zum Aufrechterhalten eines geeigneten Betrages der Spannung des Riemens 60 gesteuert. Daher ist es möglich, einen übermäßigen Anstieg des ersten Leitungsdrucks PL1 aufgrund einer unnötigerweise hohen Höhe des zweiten Leitungsdrucks PL2 zu vermeiden. So kann der hydraulische Leistungsverlust minimiert werden. Da das Übersetzungsverhältnis "e" des CVT 16 stabilisiert ist, wenn die Schübe der zwei Zylinder 70, 72 ausgeglichen sind, wird der erste Leitungsdruck PL1, der am Hochdruckzylinder 70, 72 angelegt ist, erhöht, wenn der zweite Leitungsdruck PL2, der am Niederdruckzylinder 70, 72 angelegt ist, erhöht wird. Daher führt ein übermäßiger Anstieg des zweiten Leitungsdrucks PL2 zu einem mit dem Betrieb der Ölpumpe 74 zusammengehörigen erhöhten Leistungsverlust des Hydrauliksystems zusammen.
Der verzögerungsfreie hydraulische Steuerkreis kann einfach in der Ausbildung sein in der Abwesenheit jeglicher Kreislaufbauteile, wie beispielsweise Strömungsteiler, aufgrund der Typen der ersten, zweiten und dritten druckregulierenden Ventile 100, 102 und 322. D.h., das erste druckregulierende Ventil ist ein Überström- oder Druckentlastungstyp, der den ersten Leitungsdruck PL1 durch Verändern eines Betrages des Überströmens oder Lösens des Fluids daraus einstellt und das zweite druckregulierende Ventil 102 ist ein Druckreduziertyp, der den zweiten Leitungsdruck PL2 durch Verringern des ersten Leitungsdrucks PL1 einstellt. Das dritte druckregulierende Ventil 322 ist ein Druckentlastungstyp, der den dritten Leitungsdruck PL3 durch Lösens des Fluids daraus zum Ablauf einstellt. Wenn das zweite druckregulierende Ventil 102 auch ein Druckentlastungstyp ist, ist ein Strömungsteiler zwischen dem ersten druckregulierenden Ventil 100 und dem zweiten und dritten druckregulierenden Ventilen 102, 322 erforderlich, um Einflüsse der zweiten und dritten Leitungsdrücke PL2 und PL3 aufeinander zu vermeiden.
Bei dem ersten druckregulierenden Ventil 100 ist die Fläche A4 der Fläche der Spule 140, die den ersten Leitungsdruck PL1 (als einen feedback Druck) in der das Übersetzungsverhältnis verringernden Richtung aufnimmt kleiner als die Fläche A6 der Fläche der Spule 140, die den höheren des Drucks Pin (im eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70) und des zweiten Leitungsdrucks PL2 (annähernd gleich dem Druck Pout) in der das Übersetzungsverhältnis erhöhenden Richtung aufnimmt. Demgemäß ist ein Einfluß des auf die Oberflächenfläche A4 wirkenden feedback Drucks auf den zu steuernden ersten Leitungsdruck PL1 größer, als derjenige des auf die Oberflächenfläche A6 wirkenden Drucks. Daher wird der durch das erste druckregulierende Ventil 100 gesteuerte erste Leitungsdruck PL1 eine vorbestimmte obere Grenze nicht überschreiten, sogar, wenn der auf die Oberflächenfläche A6 wirkende Druck dem ersten Leitungsdruck PL1 gleich wird, wenn der Druck Pin im eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 gleich wird dem ersten Leitungsdruck PL1, während eine Bewegung des beweglichen Rotors 66 der Antriebsriemenscheibe 56 mechanisch verhindert ist. Mit anderen Worten wird der erste Leitungsdruck PL1 nicht über eine vorbestimmte obere Grenze steigen, sogar, wenn der bewegbare Rotor 66 der Riemenscheibe 56 daran gehindert ist bewegt zu werden, um das Übersetzungsverhältnis des CVT 16 zu steuern. Daher erfordert die verzögerungsfreie hydraulische Schaltkreisanordnung nicht ein Ventil, um einen übermäßigen Anstieg des ersten Leitungsdrucks PL1 zu verhindern und kann daher einfach in der Ausgestaltung sein.
Einige modifizierte Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung werden nachfolgend beschrieben werden. Im Interesse der Kürze und der Vereinfachung werden die gleichen Bezugszeichen, wie sie in der vorstehenden Ausführungsform verwendet wurden, verwendet werden, um entsprechende Bauteile zu identifizieren und eine redundante Beschreibung dieser Bauteile wird nicht vorgesehen sein.
Während das Gruppengetriebe 14 zwischen der Fluidkupplung 12 und der Antriebswelle 38 des CVT 16 angeordnet ist, kann das Gruppengetriebe zwischen der Abtriebswelle 54 des CVT 16 und der Zwischengetriebeeinrichtung 18 angeordnet sein, wie mit dem Bezugszeichen 370 in Fig. 16 angezeigt. Wie in der Figur dargestellt, ist das Gruppengetriebe 370 eine Planetenradvorrichtung des Doppelritzeltyps, die aufweist: ein Paar von Planetenrädern 376, 378, die drehbar von einem an einer koaxial mit der Abtriebswelle 54 vorgesehenen Zwischenwelle 372 festgelegten Mitnehmer 374 getragen werden; ein Sonnenrad 380, das an der Abtriebswelle 54 des CVT 16 festgelegt ist und das mit dem inneren Planetenrad 376 kämmt; ein Hohlrad 382, das mit dem äußeren Planetenrad 378 kämmt; eine RÜCKWÄRTS Bremse 384 zum Stoppen der Drehung des Hohlrades 382; und eine VORWÄRTS Kupplung 386 zum Verbinden des Mitnehmers 374 und der Abtriebswelle 54 des CVT 16.
Während der den Begrenzer 308 inkorporierende Bypassdurchlaß 309 zwischen der zweiten Druckleitung 82 und dem ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72 in der ersten Ausführungsform vorgesehen ist, kann der Bypassdurchlaß 309 ein mit einem Begrenzer (Begrenzer/Absperrventil 388) ausgerüstetes Absperrventil 388 inkorporieren, wie in Fig. 19 dargestellt. Dieser modifizierte Bypassdurchlaß 309 wird durch das Begrenzer/Absperrventil 388 verschlossen, wenn das CVT 16 mit aus dem ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72 strömendem Fluid nach oben geschaltet wird. Infolgedessen arbeitet der Bypassdurchlaß 309 nicht als ein Bypassdurchlaß. Auch ist im normalen Nach- Unten-Schalt-Betrieb des CVT 16 der Bypassdurchlaß 309 durch das Begrenzer/Absperrventil 388 verschlossen, da der Druck Pout im ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72 höher ist als der zweite Leitungsdruck PL2. Jedoch wird, wenn die ersten und zweiten Magnetventile 272 und 290 beide ausgeschaltet sind, um das Strömungssteuerventil 264 zu verschließen, das Fluid durch den offenen Bypassdurchlaß 309 dem ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72 zugeführt, während das Fluid aus dem eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 durch den Spalt zwischen den Gleitflächen des Zylinderblocks und des Kolbens allmählich leckt. Infolgedessen wird das CVT 16 langsam nach unten geschaltet, um das Übersetzungsverhältnis zu erniedrigen. Auf diese Weise arbeitet der Bypassdurchlaß 309 als ein Bypassdurchlaß während eines langsamen Nach- Unten-Schalt-Betriebs des CVT 16. Daher sind keine Vorkehrungen nötig, um einen Leckstrom des Fluids aus dem ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72 in die zweite Druckleitung 82 einzudämmen. Der Begrenzer des Begrenzer/Absperrventils 388 kann einen vergleichsweise großen Durchmesser aufweisen, so daß das Übersetzungsverhältnis mit der gewünschten niedrigen Geschwindigkeit verringert werden kann und so, daß der ausgangsseitige Hydraulikzylinder 72 ausreichend mit dem Fluid versorgt werden kann.
Bei der vorliegenden veränderten Ausführungsform nach Fig. 19, bei der der das Begrenzer/Absperrventil 388 inkorporierende Bypassdurchlaß 309 zwischen dem ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72 und der zweiten Druckleitung 82 vorgesehen ist, wird der Bypassdurchlaß 309 geöffnet, wenn das Fluid aus der zweiten Druckleitung 82 zum ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72 strömt, d.h., wenn das CVT 16 nach unten geschaltet wird in der Richtung, um sein Übersetzungsverhältnis zu verringern.
Daher können der Druck Pout im Hydraulikzylinder 72 und der zweite Leitungsdruck PL2 weitgehend gleich zueinander ausgebildet sein, während das Strömungssteuerventil 264 in der geschlossenen Stellung angeordnet ist, in der die Drücke Pout und PL2 andernfalls dazu tendieren, verschieden voneinander zu sein. Daher ermöglicht die verzögerungsfreie Anordnung es dem zweiten druckregulierenden Ventil 102, genau die Spannung des Transmissionsriemens 60 auf eine optimalen Höhe zu steuern.
Weiterhin ist es, da der Bypassdurchlaß 309 der verzögerungsfreien Ausführungsform in den meisten Fällen offen ist, wenn das CVT 16 nach unten geschaltet wird, möglich, einen Anstieg im hydraulischen Leistungsverlust aufgrund eines Leckstroms des Fluids aus dem Hydraulikzylinder 72 in die zweite Druckleitung 82 zu vermeiden und eine niedrige Geschwindigkeit der Veränderung des Übersetzungsverhältnisses des CVT 16 und eine nachfolgende Verschlechterung der Betätigungsantwort zu vermeiden. Sogar, wenn der Druck Pout im ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72 erniedrigt wird, können der Druck Pout und der zweite Leitungsdruck PL2 annähernd ausgeglichen werden durch Verringern des Durchmessers des Begrenzers des Begrenzers/Absperrventil 388. Mit anderen Worten, sogar, wenn der Bypassdurchlaß 309 nicht mit einem Absperrventil versehen ist, d.h., wenn der Bypassdurchlaß 309 bevorzugter mit dem Begrenzer 308 nach Fig. 9 versehen ist als mit dem Begrenzer/Absperrventil 388 nach Fig. 19, ist der Begrenzer erforderlich, um zwei unverträgliche Funktionen auszuführen, nämlich, (1) eine Funktion, es dem Fluid zu gestatten, dorthindurch aus der zweiten Druckleitung zum Hydraulikzylinder 72 hin zu strömen, um den Druck Pout im Zylinder 72 auf den zweiten Leitungsdruck PL2 auszugleichen, wenn der Druck Pout niedriger wird als der Druck Pin im eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 einerseits, und (a) eine Funktion des Begrenzens der Geschwindigkeit der Strömung des Fluids dorthindurch, um einen Leistungsverlust des Fluids zu verhindern und die Schaltantwort des CVT 16 zu verbessern, wenn der Druck Pout höher wird als der Druck Pin andererseits.
Weiterhin wird, da der ausgangsseitige Hydraulikzylinder 72 während eines langsamen Nach-Unten-Schaltens des CVT 16 mit dem aus der zweiten Druckleitung 82 zugeführtem Fluid aufgefüllt wird, der Riemen 60 nicht auf den Riemenscheiben 56, 58 rutschen, sogar, wenn die Menge des Leckens des Fluids aus dem Hydraulikzylinder 72 ansteigt, aufgrund eines Qualitätsabfalls des Dichtungsglieds.
Fig. 20 zeigt eine weitere modifizierte Ausführungsform der vorliegenden Erfindung, bei der die Spule 294 des Schaltgeschwindigkeitssteuerströmungssteuerventils 264 verschiebbar in einer in einem Ventilgehäuse 391 ausgebildeten zylindrischen Bohrung 393 aufgenommen ist. Die Spule 294 ist mit einer Vielzahl von Stegen 395 zum Öffnen und Schließen der Öffnungen ausgebildet, die mit den zugehörigen Durchlässen kommunizieren. Jeder der Stege 395 weist eine Vielzahl von V-förmigen Kerben 397 auf, die eine Beziehung zwischen der Geschwindigkeit der Strömung des Fluids durch die zugeordneten Öffnungen und dem Abstand der Bewegung der Spule 294 modifizieren.
Näher beschrieben, dienen die V-förmigen Kerben 397, die in den Stegen 395 der Spule 294 des verzögerungsfreien veränderten Strömungssteuerventils ausgebildet sind dazu, eine schrittweise sanfte Erhöhung der Geschwindigkeit der Strömung des Fluids durch die zugeordneten Öffnungen zu gestatten, wenn die Spule 294 aus ihrer vollständig geschlossenen Stellung zu ihrer vollständig offenen Stellung axial bewegt wird. D.h., die Kerben 397 stellen einen proportionaleren Anstieg der Strömungsgeschwindigkeit mit dem Abstand der Bewegung der Spule 294 sicher, insbesondere, wenn der Betrag der Öffnung der Öffnungen relativ klein ist, d.h., während der Abstand der Bewegung der Spule 294 von ihrer vollständig geschlossenen Stellung relativ klein ist. So zeigt das verzögerungsfreie modifizierte Strömungssteuerventil 264 der CVT-Schaltsteuerventileinrichtung 260 nicht eine plötzliche Zunahme der Strömungsgeschwindigkeit, welche auftritt, wenn die Kerben 394 nicht vorgesehen wären.
Die in jedem Steg 395 der Spule 294 vorgesehenen V-förmigen Kerben 397 können durch einen abgeschrägten Endabschnitt 390 ersetzt werden, wie in Fig. 21 dargestellt. Weiterhin kann der gleiche Effekt, wie er durch die Kerben 397 nach Fig. 20 oder den abgeschrägten Endabschnitt 390 nach Fig. 21 vorgesehen ist, durch Ausbilden einer Vielzahl von V-förmigen Kerben 392, 394 in jeweiligen Teilen der inneren Umfangsfläche der zylindrischen Bohrung 393 erboten werden, an der die Stege 395 gleiten, wie in Fig. 22 und 23 dargestellt. Bei diesen bestimmten Beispielen sind vier Kerben 392 (Fig. 21) oder 394 (Fig. 22) in der Umfangsrichtung der Bohrung 393 ausgebildet.
Beispielsweise können das Richtungssteuerventil 262 und das Strömungssteuerventil 264, wobei die gegenüberliegenden Enden der Spulen 284, 294 dem Vordruck Pp ausgesetzt sind, derart modifiziert werden, daß die Federn 286, 296 am oberen Ende der Spulen (wie in Fig. 9 ersichtlich) verändert werden und derart, daß das obere Ende jeder Spule 284, 294 dem Atmosphärendruck ausgesetzt ist.
Weiterhin können die ersten und zweiten Magnetventile 272, 290 der Richtungs- und Strömungssteuerventile 262, 264 durch Elektromagnete ersetzt werden, die direkt auf die Spulen 284, 294 wirken, um deren Axialbewegungen zu steuern, wie in einem gewöhnlichen elektromagnetbetätigten Steuerventil.
Während der durch das Drosselöffnungserfassungsventil 180 erzeugte DROSSEL Druck Pth als ein Parameter verwendet wird, der repräsentativ ist für die gerade erforderliche Leistung des Motors 10, kann der DROSSEL Druck Pth ersetzt werden durch einen hydraulischen Druck, der einen Betätigungsbetrag eines Gaspedals des Fahrzeuges repräsentiert, wenn das Fahrzeug nicht ein Drosselventil aufweist, wie bei einem Dieselmotorfahrzeug. In diesem Fall ist beispielsweise die bei den dargestellten Ausführungsformen verwendet Nocke 184 mechanisch mit dem Gaspedal verbunden derart, daß die Nocke 184 mit einer Zunahme des Betätigungsbetrages des Pedals gedreht wird.
Während die dargestellten Ausführungsformen zum Steuern des CVT 16 ausgebildet sind derart, daß das tatsächliche Übersetzungsverhältnis "e" des CVT 16 sich mit einem vorbestimmten Ziel- oder erwünschtem Übersetzungsverhältnis "e*" deckt, ist es möglich, das CVT 16 zu steuern derart, daß die tatsächliche Drehzahl Nin der Antriebswelle 38 sich mit einer vorbestimmten Ziel- oder erwünschten Drehzahl Nin* deckt.
Weiterhin kann der durch das Vordrucksteuerventil 266 erzeugte Vordruck Pp durch den dritten Leitungsdruck PL3 ersetzt werden. In diesem Falle ist das Ventil 266 vermieden und die Kosten der hydraulischen Steuereinrichtung werden demgemäß abgesenkt.
Bei den dargestellten Ausführungsformen ist das Schaltventil 170 zum Anlegen des höheren des Druckes Pin im eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 und des zweiten Leitungsdrucks PL2 an das erste druckregulierende Ventil 100 ausgebildet. Jedoch kann der Druck Pout im ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72 verwendet werden anstelle des zweiten Leitungsdrucks PL2. In diesem Falle wird der Druck Pout an die zweite Öffnung 316 des Schaltventils 170 durch den Ausgangsseitendurchlaß 306 angelegt.
Das Gruppengetriebe 14 kann modifiziert werden, um eine Vielzahl von Vorwärtsantriebsstellungen aufzuweisen anstelle einer einzelnen Vorwärtsantriebsstellung, die in den dargestellten Ausführungsformen vorgesehen ist.
Die Fluidkupplung 12 kann ersetzt werden durch eine elektromagnetische Kupplung, Kupplung des nassen Typs oder andere Typen von Kupplungen.
Obwohl das Grenzventil 210 zum Bestimmen der oberen Grenze des ÜBERSETZUNGSVERHÄLTNIS Drucks Pe in Abhängigkeit vom DROSSEL Druck Pth in der dargestellten Ausführungsform ausgebildet ist, kann das Prinzip der Erfindung praktiziert werden, sogar, wenn der obere Grenzwert des Druckes Pe feststehend ist. In diesem Falle muß der DROSSEL Druck Pth nicht am Tauchkolben 212 angelegt werden.
Die Ausführungsform nach Fig. 19 kann modifiziert werden derart, daß das Begrenzer/Absperrventil 388 ersetzt wird durch einen Begrenzer und ein getrenntes Absperrventil, die in Serienverbindung miteinander angeordnet sind. In diesem Falle kann der Begrenzer vorgesehen sein durch Bestimmen des Durchmessers und der Länge des Bypassdurchlasses 309 so, daß der Durchlaß 309 einen geeigneten Widerstand zur Strömung des Fluids bietet.
Bei der Ausführungsform nach Fig. 19 ist der Bypassdurchlaß 309 zwischen dem ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72 und der zweiten Druckleitung 82 vorgesehen, um die Einstellung der Spannung des Riemens 60 zu erleichtern, wenn das CVT 16 langsam nach unten geschaltet wird. Jedoch kann ein anderer Bypassdurchlaß zwischen dem eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 und der zweiten Druckleitung 82 vorgesehen sein zusätzlich zu oder anstelle des Bypassdurchlasses 309. Dieser zusätzliche Bypassdurchlaß inkorporiert ein Absperrventil, das geschlossen, ist, wenn der Druck Pin im eingangsseitigen Hydraulikzylinder 70 höher wird als der Druck Pout im ausgangsseitigen Hydraulikzylinder 72.
Die Ausführungsformen nach Fig. 22 und 23 können modifiziert werden derart, daß verjüngte Ausnehmungen oder Ausschnitte in der Innenumfangsfläche der zylindrischen Bohrung 393 ausgebildet sind oder derart, daß die Stege 395 oder die Innenfläche der Bohrung 393 mit abgestuften Ausnehmungen oder Ausschnitten ausgebildet sind. Diese abgestuften Ausnehmungen versehen die Stege 395 mit Abschnitten kleinen Durchmessers oder versehen die Innenfläche der Bohrung 393 mit Abschnitten großen Durchmessers.
Obwohl das in den beschriebenen Ausführungsformen verwendete zweite druckregulierende Ventil 102 ein Druckreduziertyp ist, kann es ein Druckentlastungs- oder Überströmtyp sein. In diesem Falle ist die zweite Druckleitung 82 mit dem ersten druckregulierenden Ventil 100 verbunden, um den Druck aufzunehmen, der aus dem Ventil 100 entlassen wird.
Obwohl das Fluid, dessen Druck (dritter Leitungsdruck PL3) durch das dritte druckregulierende Ventil 322 eingestellt ist, sowohl für die Schmieröl als auch für das Fluid zur Betätigung der Eingriffskupplung 36 in den dargestellten Ausführungsformen verwendet wird, kann das fragliche Fluid für einen dieser zwei Zwecke verwendet werden oder für andere Zwecke, z.B. als eine Druckquelle für die Fluidkupplung.
Während das zweite druckregulierende Ventil 102 der dargestellten Ausführungsformen durch Hydraulikdrücke betätigt ist, kann es ein Drucksteuerservoventil sein, das durch einen Computer (elektronische Steuereinheit 350) gesteuert wird. In diesem Falle wird das Servoventil so gesteuert, daß es den zweiten Leitungsdruck gemäß einer idealen Kurve bietet, basierend auf einem das Übersetzungsverhältnis "e" des CVT 16 anzeigenden Signals und eines einen Parameter anzeigenden Signals, der die augenblicklich erforderliche Leistung des Motors 10 repräsentiert, wie beispielsweise den Drosselöffnungswinkel, den Unterdruck in der Saugleitung des Motors, oder den Betätigungsbetrag des Gaspedals.
Während der durch das Drosselöffnungserfassungsventil 180 erzeugte DROSSEL Druck Pth verwendet wird als ein für die augenblicklich erforderliche Leistung des Motors 10 repräsentativer Druck, kann dieses hydraulische Signal Pth ersetzt werden durch andere hydraulische Signale, vorausgesetzt, daß die Signale das Ausgangsdrehmoment des Motors 10 repräsentieren oder in enger Beziehung dazu stehen. Beispielsweise kann ein für den Unterdruck oder verringerten Druck in der Saugleitung des Motors, wie er durch einen geeigneten Sensor erfaßt wird, repräsentativer hydraulischer Druck verwendet werden genauso wie der hydraulische Druck, der repräsentativ ist für den Betätigungsbetrag des Gaspedals, wie oben angezeigt.
Es ist auch möglich, daß das erste druckregulierende Ventil eine zusätzliche Druckaufnahmefläche oder -flächen aufweist.

Claims

1. Hydraulische Steuereinrichtung zum Steuern eines stufenlosen Getriebes des Riemen- und Riemenscheibentyps für ein Fahrzeug, das eine erste und eine zweite Drehwelle (38, 54), jeweils ein Paar an den ersten und zweiten Wellen vorgesehene durchmesserveränderliche Riemenscheiben (56, 58), einen das Paar der Riemenscheiben verbindenden Transmissionsriemen und ein erstes sowie ein zweites hydraulisches Betätigungsglied (70, 72) zum Verändern von wirksamen Durchmessern der Riemenscheiben aufweist, wobei die hydraulische Steuereinrichtung eine erste und eine zweite Druckleitung (80, 82) mit jeweils einem ersten und einem zweiten Leitungsdruck (PL1, PL2) und eine CVT Schaltsteuerventileinrichtung (260) zum Zuführen eines Arbeitsfluids aus einer Hydraulikkraftquelle (74) zu einem der ersten und zweiten hydraulischen Betätigungsglieder aufweist, während es zuläßt, daß das Fluid aus dem anderen der ersten und zweiten Betätigungsglieder abgelassen ist, zum Steuern eines Übersetzungsverhältnisses des stufenlosen Getriebes,

wobei die hydraulische Steuereinrichtung weiterhin ein erstes und zweites druckregulierendes Ventil (100, 102) zum Einstellen des Druckes des aus der Hydraulikkraftquelle (74) zugeführten Arbeitsfluids jeweils auf die ersten und zweiten Leitungsdrücke (PL1, PL2) aufweist, dadurch gekennzeichnet, daß die ersten und zweiten druckregulierenden Ventile den Druck des Arbeitsfluids einstellen derart, daß die ersten und zweiten Leitungsdrücke veränderlich sind und der zweite Leitungsdruck niedriger ist als der erste Leitungsdruck,

daß die CVT Schaltsteuerventileinrichtung (260) ein schaltrichtungsschaltendes Richtungssteuerventil (262) und ein Schaltgeschwindigkeits-Steuer-Strömungssteuerventil (264) aufweist, wobei das Richtungssteuerventil (262) eine Nach-Oben-Schaltstellung aufweist, in der das erste hydraulische Betätigungsglied (70) mit der ersten Druckleitung (80) in Verbindung steht, während der zweite Hydraulikzylinder (72) mit der zweiten Druckleitung (82) in Verbindung steht, um das Getriebe (16) nach oben zu schalten, und eine Nach-Unten-Schaltstellung, in der das erste hydraulische Betätigungsglied mit einer Atmosphäre in Verbindung steht, während das zweite hydraulische Betätigungsglied (70) mit der ersten Druckleitung in Verbindung steht, um das Getriebe nach unten zu schalten; und

daß das Strömungssteuerventil (264) die Geschwindigkeiten der Zuström- und Abflußströmungen des Fluids in das eine oder das andere der ersten und zweiten hydraulischen Betätigungsglieder (70, 72) steuert, um eine Geschwindigkeit zu steuern, mit der das Übersetzungsverhältnis des Getriebes verändert ist, um das Getriebe nach oben zu schalten oder nach unten zu schalten in Abhängigkeit davon, ob das Richtungssteuerventil (262) in der nach Oben-Schaltstellung oder in der Nach-Unten- Schaltstellung angeordnet ist.

2. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 1, wobei das Richtungssteuerventil (262) ein Spulenventil mit einer Ventilspule (284) aufweist, die axial zwischen gegenüberliegenden Taktenden davon bewegbar ist, welche den ersten oder Nach-Oben-Schalt- und zweiten oder Nach- Unten-Schaltstellung entsprechen, wobei das Richtungssteuerventil (262) weiterhin ein Magnetventil (272) zum Steuern eines an eines der entgegengesetzten Axialenden der Ventilspule (284) angelegten Vordruckes aufweist und dadurch die Ventilspule (284) bewegt.

3. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 1, wobei das Strömungssteuerventil (264) ein Spulenventil mit einer Ventilspule (294) aufweist, die axial zwischen entgegengesetzten Taktenden davon bewegbar ist, um die Geschwindigkeit der Zufuhrströmung des Fluids in das eine oder das andere hydraulische Betätigungsglied oder die Geschwindigkeit der Abflußströmung des Fluids aus dem anderen oder dem einen hydraulischen Betätigungsglied zu steuern, wobei das Strömungssteuerventil (264) weiterhin ein Magnetventil (290) aufweist zum Steuern eines Vordruckes, der an eines der entgegengesetzten Axialenden der Ventilspule (294) angelegt ist und dadurch die Ventilspule bewegt.

4. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 1, weiterhin gekennzeichnet durch ein Schaltventil (170), das mit dem ersten hydraulischen Betätigungsglied (70) des Paares der hydraulischen Betätigungsglieder, das an der ersten Drehwelle vorgesehen ist und mit der zweiten Druckleitung verbunden ist, wobei das Schaltventil (170) an das erste druckregulierende Ventil (100) einen der Drücke im ersten hydraulischen Betätigungsglied und dem zweiten Leitungsdruck anlegt, welcher der Drücke höher ist als der andere, und wobei das erste druckregulierende Ventil (100) den ersten Leitungsdruck (PL1) reguliert derart, daß der erste Leitungsdruck (PL1) um einen vorbestimmten Betrag höher ist als der aus dem Schaltventil (170) empfangene Druck.

5. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 4, wobei das erste druckregulierende Ventil (100) aufweist:

eine Ventilspule (140) zur Verbindung der ersten Druckleitung (80) selektiv mit einer dritten Druckleitung (92) oder einer Saugleitung, um dadurch das Fluid aus der ersten Druckleitung zu entlassen; und eine Feder (44) zum Vorspannen der Ventilspule (140) zu einer geschlossenen Stellung davon, wobei die Ventilspule (140) eine erste druckaufnehmende Fläche aufweist, die den ersten Leitungsdruck aufnimmt, um die Ventilspule (140) zu einer offenen Stellung davon vorzuspannen, eine zweite druckaufnehmende Fläche, die den aus dem Schaltventil (170) zugeführten Druck aufnimmt, um die Ventilspule (140) zur geschlossenen Stellung vorzuspannen und eine dritte druckaufnehmende Fläche, die einen für einen Öffnungswinkel eines Drosselventils (184) des Fahrzeuges repräsentativen Drosseldruck (Pth) aufnimmt, um die Ventilspule (140) zur geschlossenen Stellung vorzuspannen.

6. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 4, wobei das Schaltventil (170) eine Ventilspule aufweist, die axial beweglich ist zwischen einer ersten Stellung davon zum Anlegen des Drucks im ersten hydraulischen Betätigungsglied (70) an das erste druckregulierende Ventil (100) und einer zweiten Stellung davon zum Anlegen des zweiten Leitungsdrucks (PL2) an das erste druckregulierende Ventil (100), wobei die Ventilspule eine erste druckaufnehmende Fläche aufweist, die den Druck im ersten hydraulischen Betätigungsglied (70) aufnimmt, um die Ventilspule zur ersten Stellung davon vorzuspannen und eine zweite druckaufnehmende Fläche, die den zweiten Leitungsdruck (PL2) aufnimmt, um die Ventilspule zu ihrer zweiten Stellung vorzuspannen.

7. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 6, wobei das Schaltventil (170) weiterhin eine Feder (319) aufweist, um die Ventilspule zu ihrer zweiten Stellung vorzuspannen.

8. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 1, weiterhin gekennzeichnet durch ein Übersetzungsverhältnis Erfassungsventil (182) zum Erfassen eines tatsächlichen Übersetzungsverhältnisses des stufenlosen Getriebes und Erzeugen eines Übersetzungsverhältnisdrucks (Pe), der für das tatsächliche Übersetzungsverhältnis repräsentativ ist und ein Grenzventil (210) zum Begrenzen einer Zunahme des Übersetzungsverhältnisdrucks (Pe) und wobei

das zweite druckregulierende Ventil (102) ein hydraulisch betätigtes druckregulierendes Ventil aufweist, das den zweiten Leitungsdruck (PL2) reguliert basierend auf dem Übersetzungsverhältnisdruck (Pe).

9. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 8, wobei das Grenzventil (210) die Zunahme im Übersetzungsverhältnisdruck (Pe) begrenzt im Verhältnis zur gerade erforderten Leistung eines Motors des Fahrzeuges.

10. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 9, wobei das Grenzventil (210) eine obere Grenze des Übersetzungsverhältnisdrucks (Pe) ändert basierend auf einem für einen Öffnungswinkel eines Drosselventil (184) des Motors repräsentativen Drosseldrucks (Pth).

11. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 10, wobei das Grenzventil (210) eine Ventilspule aufweist zum wahlweisen Verbinden und Lösen eines mit dem Übersetzungsverhältniserfassungsventil (182) in Verbindung stehenden Fluiddurchlasses mit und von einem Ablauf und weiterhin eine Feder (214) aufweist zum Vorspannen der Ventilspule zu einer geschlossenen Stellung davon, wobei ein auf dem Übersetzungsverhältnisdruck (Pe) basierender Schub auf die Ventilspule in einer Richtung zur offenen Stellung davon wirkt, während ein auf dem Drosseldruck (Pth) basierender Schub auf die Ventilspule in einer Richtung zur geschlossenen Stellung davon wirkt, wobei die Ventilspule zur offenen Stellung bewegt ist, um dadurch die Zunahme im Übersetzungsverhältnisdruck (Pe) zu begrenzen, wenn der auf dem Übersetzungsverhältnisdruck (Pe) basierende Schub eine Summe des Schubes überschreitet, der auf dem Drosseldruck (Pth) und dem Schub der Feder (214) basiert.

12. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 1, wobei das Strömungssteuerventil (264) ein zweites Spulenventil aufweist, das eine erste Betätigungsstellung besitzt, in der die Zufuhr- und Abfuhrströmungen des Fluids in die und aus den ersten (70) und zweiten hydraulischen Betätigungsgliedern (72), die vom ersten Spulenventil ausgewählt sind, nicht beschränkt sind, eine zweite Betätigungsstellung, in der die Zufuhr- und Abfuhrströmungen beschränkt sind und eine dritte Stellung zwischen den ersten und zweiten Stellungen zwischenliegend, wobei die Schaltsteuerventileinrichtung weiterhin aufweist:

einen ersten Elektromagneten (272), der eingeschaltet ist, um das erste Spulenventil in der ersten Stellung anzuordnen, um das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes zu erhöhen und der ausgeschaltet ist, um das erste Spulenventil in der zweiten Stellung anzuordnen, um das Übersetzungsverhältnis zu verringern und

einen zweiten Elektromagneten (290), der eingeschaltet ist, um das zweite Spulenventil in der ersten Stellung anzuordnen, um die Geschwindigkeit der Veränderung des Übersetzungsverhältnisses zu erhöhen und der ausgeschaltet ist, um das zweite Spulenventil in der zweiten Stellung anzuordnen, um die Geschwindigkeit der Veränderung des Übersetzungsverhältnisses zu erniedrigen.

13. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 12, wobei die CVT Schaltsteuerventileinrichtung (260) weiterhin aufweist:

ein erstes Magnetventil (272), das den ersten Elektromagneten aufweist und das einen Vordruck erzeugt, der an einer Ventilspule des ersten Spulenventils angelegt ist, um das erste Spulenventil in der zweiten Stellung anzuordnen, wenn der erste Elektromagnet eingeschaltet ist; und

ein zweites Magnetventil (290), das den zweiten Elektromagneten aufweist und das einen Vordruck erzeugt, der an der Ventilspule des zweiten Spulenventils angelegt ist, um das zweite Spulenventil in der zweiten Stellung anzuordnen, wenn der zweite Elektromagnet ausgeschaltet ist.

14. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch weiterhin

einen Bypassdurchlaß (309), der einen (72) des Paares hydraulischer Betätigungsglieder und die zweite Druckleitung (82) verbindet und der einen Begrenzer (308) aufweist; und

ein in dem Bypassdurchlaß (309) vorgesehenes Absperrventil (388), wobei das Absperrventil (388) eine Strömung des Fluids durch den Bypassdurchlaß (309) in einer Richtung zum hydraulischen Betätigungsglied (72) hin zuläßt, während es eine Strömung des Fluids durch den Bypassdurchlaß (309) in einer Richtung zur zweiten Druckleitung (82) hin verhindert.

15. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 1, wobei das Strömungssteuerventil (264) ein Ventilgehäuse (391) mit einer zylindrischen Bohrung (393) und einer Vielzahl von darin gebildeter Öffnungen (292a, 292b, 292d, 292f, 292c, 292e) und eine in der zylindrischen Bohrung (393) verschiebbar aufgenommene Ventilspule (294) aufweist zum Steuern der Geschwindigkeiten der Zufuhr- und Abfuhrströmungen des Fluids, wobei die Ventilspule (294) eine Vielzahl von Stegen (395) zum Öffnen und Schließen der Öffnungen (292a - f) aufweist, eines des Ventilgehäuses (391) und jeder der Stege (395) wenigstens einen Ausschnitt aufweist zum Zulassen einer allmählichen Änderung der Geschwindigkeiten der Zufuhr- und Abfuhrströmungen des Fluids durch die Öffnungen (292a - f), wenn die Ventilspule axial bewegt ist.

16. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 15, wobei wenigstens der eine Ausschnitt ausgewählt ist aus der Gruppe bestehend aus einem verjüngten Endabschnitt jedes Stegs (395), wenigstens einer in jedem Steg (395) ausgebildeten V-förmige Kerbe (397) und einem in jedem Steg ausgebildetem gestuften Ausschnitt.

17. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 15, wobei der wenigstens eine Ausschnitt ausgewählt ist aus der Gruppe bestehend aus wenigstens einer verjüngten Kerbe, wenigstens einer V-förmigen Kerbe und einem gestuften Ausschnitt, die in einem Abschnitt einer Innenumfangsfläche der zylindrischen Bohrung ausgebildet sind, die verschiebbar mit jedem Steg in Eingriff ist.

18. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 1, wobei das Fluid in der ersten Druckleitung (80) in den einen hydraulischen Zylinder eingespeist ist und das Fluid in dem anderen hydraulischen Zylinder in die zweite Druckleitung (82) oder die Atmosphäre ausgebracht ist, während eine dritte Druckleitung (92) vorgesehen ist zur Schmierung eines Kraftübertragungssystems, welches das stufenlose Getriebe aufweist oder für andere Zwecke, wobei die zweite Druckleitung (82) stromabwärts der ersten Druckleitung (80) vorgesehen ist, wobei die hydraulische Steuereinrichtung weiterhin aufweist:

die dritte Druckleitung (92) stromabwärts der ersten Druckleitung (80) und parallel zur zweiten Druckleitung (82) vorgesehen, wobei die dritte Druckleitung (92) den dritten Leitungsdruck (PL3) aufweist; und

ein drittes druckregulierendes Ventil (322) zum Einstellen des dritten Leitungsdruckes (PL3) derart, daß der dritte Leitungsdruck (PL3) niedriger ist als der erste Leitungsdruck (PL1).

19. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 18, wobei das erste druckregulierende Ventil (100) aus einem druckregulierenden Ventil des Druckentlastungstyps besteht, welches das Fluid aus der ersten Druckleitung (80) in die dritte Druckleitung (92) entläßt, und das zweite druckregulierende Ventil (102) aus einem druckregulierenden Ventil des Druckreduziertyps besteht, das den ersten Leitungsdruck (PL1) auf den zweiten Leitungsdruck (PL2) verringert, wobei das dritte druckregulierende (322) aus einem druckregulierenden Ventil des Druckentlastungstyps besteht, welches das Fluid aus der dritten Druckleitung (92) in einen Ablauf entläßt.

20. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 18, wobei das erste druckregulierende Ventil (100) den ersten Leitungsdruck (PL1) einstellt, basierend auf einem Druck, der die gerade erforderte Leistung des Fahrzeuges repräsentiert und einem höheren des zweiten Leitungsdruckes (PL2) und einem Druck in dem ersten hydraulischen Betätigungsglied (70) des Paares der hydraulischen Betätigungsglieder (70, 72), das an der ersten Drehwelle vorgesehen ist derart, daß das Paar der hydraulischen Betätigungsglieder (70, 72) ein Schubverhältnis aufweisen, das zuläßt, daß ein tatsächliches Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes mit einem vorbestimmten Zielübersetzungsverhältnis übereinstimmt.

21. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 18, wobei das zweite druckregulierende Ventil (102) den zweiten Leitungsdruck (PL2) einstellt, basierend auf einer gerade erforderten Leistung des Fahrzeuges und eines Übersetzungsverhältnisses des stufenlosen Getriebes derart, daß der Transmissionsriemen eine zum Übertragen eines Drehmoments, das zum Schaffen der gerade erforderten Leistung erforderlich ist, erforderliche minimale Spannung aufweist.

22. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 21, wobei das zweite druckregulierende Ventil (102) aus einem hydraulisch betätigten druckregulierenden Ventil besteht, das den zweiten Leitungsdruck (PL2) einstellt, basierend auf einem Druck, repräsentativ für die gerade erforderte Leistung des Fahrzeuges und einem Druck, repräsentativ für das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes.

23. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 21, wobei das zweite druckregulierende Ventil (102) aus einem druckregulierenden Servoventil besteht, das elektrisch gesteuert ist, basierend auf einem Signal repräsentativ für die gerade erforderte Leistung des Fahrzeuges und einem Signal repräsentativ für das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes.

24. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 18, wobei das dritte druckregulierende Ventil (322) zum Aufrechterhalten des dritten Leitungsdrucks (PL3) in einer vorbestimmten konstanten Höhe arbeitet.

25. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 1, wobei das erste druckregulierende Ventil (100) eine Ventilspule (140) aufweist, die in einer druckerhöhenden Richtung zum Erhöhen des ersten Leitungsdrucks (PL1) und in einer druckverringernden Richtung zum Verringern des ersten Leitungsdrucks (PL1) bewegbar ist, wobei die Ventilspule (140) eine erste druckaufnehmende Fläche (150) aufweist, die den ersten Leitungsdruck (PL1) aufnimmt, um einen ersten Schub zum Vorspannen der Ventilspule (140) in der ersten druckverringernden Richtung erzeugt und eine zweite druckaufnehmende Fläche (156), die einen höchsten der Drücke in dem Paar der hydraulischen Betätigungsglieder (70, 72) und des zweiten Leitungsdrucks (PL2) aufnimmt, um einen zweiten Schub zum Vorspannen der Ventilspule (140) in der druckerhöhenden Richtung zu erzeugen.

26. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 25, wobei das erste druckregulierende Ventil (100) weiterhin eine dritte druckaufnehmende Fläche (154) aufweist, die einen für die gerade erforderte Leistung eines Motors des Fahrzeuges repräsentativen Druck aufnimmt, um einen dritten Schub zum Vorspannen der Ventilspule (140) in der druckerhöhenden Richtung zu erzeugen, wobei das erste druckregulierende Ventil (100) weiterhin eine Rückholfeder (144) aufweist zum Erzeugen eines vierten Schubs zum Vorspannen der Ventilspule (140) in der druckerhöhenden Richtung, wobei der erste Leitungsdruck (PL1) bestimmt ist durch eine Gleichgewichtsstellung der ersten Ventilspule (140), in welcher der erste Schub im Gleichgewicht ist mit einer Summe der zweiten, dritten und vierten Schübe.