DE69528626T2

DE69528626T2 - Öldruckregler für Automatikgetriebe

Info

Publication number: DE69528626T2
Application number: DE69528626T
Authority: DE
Inventors: Masahiko Ando; Akira Fukatsu; Kagenori Fukumura; Yasuo Hojo; Masato Kaigawa; Tsuyoshi Mikami; Hidehiro Oba; Atsushi Tabata; Nobuaki Takahashi; Kazumasa Tsukamoto
Original assignee: Aisin AW Co Ltd; Toyota Motor Corp
Current assignee: Aisin AW Co Ltd; Toyota Motor Corp
Priority date: 1994-12-02
Filing date: 1995-11-29
Publication date: 2003-03-13
Anticipated expiration: 2015-11-30
Also published as: JP3041211B2; US5605516A; EP0715100A2; DE69528626D1; EP0715100B1; JPH08159262A; EP0715100A3

Description

Die Erfindung betrifft eine Öldrucksteuerung eines Automatikgetriebes und insbesondere eine Öldrucksteuerung zum Steuern von Drücken, die zu hydraulischen Servoelementen zum Einrücken/Ausrücken bzw. Betätigen/Lösen von Reibeingriffselementen innerhalb eines Getriebezugs eines Automatikgetriebes geführt werden.
In der EP-A-0330409 ist ein Motorbremssteuergerät für ein Automatikgetriebe offenbart, um einen hydraulischen Zufuhrdruck zu einem hydraulischen Bremsservoelement B1 für den zweiten Lastgang, das im zweiten Gang des zweiten Bereichs und im L-Bereich arbeitet, und zum hydraulischen Bremsservoelement B3 für den ersten Gang und Rückwärtsantrieb, das im ersten Gang des L-Bereichs arbeitet, zu steuern. Das Motorsteuergerät verfügt über ein Modulatorventil 66 für den zweiten Lastgang, das mit dem hydraulischen Servoelement B1 verbunden ist, und ein Modulatorventil 65 für den Lastgang, das über ein Schaltventil 1.-2. Gang mit dem hydraulischen Servoelement B3 hydraulisch verbunden ist. Im L-Bereich im ersten Gang wird hydraulischer Druck von einem Schaltventil 2.-3. Gang zu einem Anschluß 11 des Modulatorventils für den Lastgang geführt, wobei der hydraulische Druck am Anschluß 11 durch einen Steuerdruck einer Steuerkammer m³ des Lastgangventils reguliert wird. Der Steuerdruck der Kammer m³ wird durch ein Speicherventil 72 und ein Drucksteuerventil S4 gesteuert, um den Druck vom Anschluß j des Modulatorventils 65 zu regulieren. Der regulierte Druck wird über das Schaltventil 1.-2. Gang am Servoelement B3 angelegt. Das Drucksteuerventil S4 empfängt Signale von einer Steuereinheit, so daß der hydraulische Druck der hydraulischen Servoelemente B1 oder B3 z. B. niedrig ist, wenn eine Fahrzeuggeschwindigkeit gering ist.
Ferner offenbart Howard F. Tucker in "Automatic Transmissions", S. 163', 1980, Van Nostrand, New York ein Automatikgetriebe, das einen Hauptöldruckregler vorsieht, wodurch eine hydraulische Pumpe in einer ersten Richtung und ein Drosseldruck in einer zweiten Richtung des Reglers wirkt. Der Wählschieber ist mit einem zwischengeschalteten Servoelement- Lösegerät verbunden, wobei ein Schaltventil 2.-3. Gang zwischen ihnen angeordnet ist. Ferner ist der Wählschieber mit einer Vorwärtskupplung verbunden. Im Fall der Auswahl des "D"-Bereichs wird ein "D"-Bereichsdruck auf der Grundlage der hydraulischen Pumpe, die in der ersten Richtung wirkt, und des Drosseldrucks, der in der zweiten Richtung des Hauptöldruckreglers wirkt, zur Vorwärtskupplung geführt.
Mehrere Reibeingriffselemente sind in Zuordnung zu jedem Element von Planetengetrieben in einem Getriebezug eines Automatikgetriebes angeordnet. Die JP-A-1-242857 (und EP-A- 0330409), die die Merkmale des unabhängigen Anspruchs 1 oder 4 mit Ausnahme der dritten Steuerfläche am Regulierventil zeigt, offenbart eine exemplarische Technologie, bei der individuelle zugeordnete Druckregelventile jeweils für hydraulische Servoelemente zweier unterschiedlicher Reibeingriffselemente vorgesehen sind, um Drücke zu steuern, die zu den hydraulischen Servoelementen zum Einrücken/Ausrücken bzw. Betätigen/Lösen solcher Reibeingriffselemente geführt werden. Im Beispiel sind ein Druckregelventil zum Regeln eines zu einem hydraulischen Servoelement einer Bremse (B-3) geführten Öldrucks, die beim Erreichen einer Motorbremse im 1. Gang bzw. 1. Motorbremse betätigt ist, und ein weiteres Druckregelventil zum Regeln eines zu einem hydraulischen Servoelement einer Bremse (B-1) geführten Öldrucks, die beim Erreichen einer 2. Motorbremse betätigt ist, getrennt vorgesehen.
Das Regeln der Öldrücke (PB-3, PB-1), die zum Betätigen der jeweiligen Reibeingriffselemente durch ihre individuell zugeordneten Druckregelventile notwendig sind, mit ihren Magnetventildrücken als Signaldrücken ermöglicht, daß eine Steuerverstärkung eines druckgeregelten Ausgangs (Bremsdruck (PB)) im Hinblick auf den am Druckregelventil angelegten Signaldruck (Speichersteuerdruck (PACC)), d. h. eine Änderung (dPB) des Bremsdrucks (PB) im Hinblick auf eine Änderung (dPACC) des Speichersteuerdrucks (PACC), einzeln eingestellt wird, so daß der Bremsdruck (PB-3), der einen geringen Druck erfordert, durch Senken der Steuerverstärkung genau geregelt werden kann.
Allerdings ist bei der bekannten Technologie problematisch, daß sie nicht kompakt ist, da die jeweiligen individuell zugeordneten Druckregelventile im Ventilkörper der Öldrucksteuerung angeordnet sein müssen. Von den Anmeldern der vorliegenden Erfindung wurde eine Technologie zum Regeln von Drücken, die zu zwei Reibeingriffselementen geführt werden, durch ein Druckregelventil vorgeschlagen, um die Kompaktheit in der bekannten Anmeldung zu verbessern (siehe die JP-A- 6341522 und die JP-A-5-156395).
In der Struktur dieses Vorschlags ist eine Steuerverstärkung (dPACC/dPB) des Druckregelventils im Hinblick auf die beiden hydraulischen Servoelemente fest, so daß bei seinem Anlegen an hydraulische Servoelemente, in denen sich notwendige Öldrücke zum Betätigen jeweiliger Reibeingriffselemente mehr oder weniger unterscheiden, und beim Einstellen der Steuerverstärkung auf eine für den geringeren Druck geeignete Verstärkung, der zum hydraulischen Servoelement geführte Druck nicht auf den Betätigungsdruck des Reibeingriffselements erhöht werden kann, das den höheren Betätigungsdruck erfordert, was einen Schlupf im Reibeingriffselement bewirkt. Beim Einstellen der Steuerverstärkung auf eine zum Regeln des höheren Drucks (PB-1) geeignete Verstärkung gemäß Fig. 5 wird ferner die Steuerverstärkung zu groß, wenn der Druck (PB-4), der zum hydraulischen Servoelement des Reibeingriffselements geführt wird, dessen Betätigungsdruck geringer ist, gesteuert wird und ein Ausgangsdruck (dPB) bei geringer Änderung des Signaldrucks (dPACC) erheblich variiert, so daß die Variation des Ausgangsdrucks im Hinblick auf die Variation des Signaldrucks zunimmt, was die Druckregelgenauigkeit beeinträchtigt.
Die Erfindung kam angesichts dieser Umstände zustande, und eine Aufgabe der Erfindung besteht darin, eine Öldrucksteuerung eines Automatikgetriebes bereitzustellen, die Betätigungsdrücke zu hydraulischen Servoelementen von Reibeingriffselementen führen kann, die unterschiedliche Betätigungsdrücke mit guter Druckregelgenauigkeit erfordern, während die Kompaktheit durch einheitliche Gestaltung des Druckregelventils verbessert wird.
Diese Aufgabe der Erfindung wird mit den Ansprüchen gelöst.
Wird in der erfindungsgemäß aufgebauten Öldrucksteuerung der vom Steuerventil zum ersten hydraulischen Servoelement geführte Öldruck auf die dritte Druckaufnahmefläche des Druckregelventils in der anderen Richtung ausgeübt, kann der Druck für das erste hydraulische Servoelement durch eine kleine Steuerverstärkung geregelt und gesteuert werden, die bewirkt ist durch den Öldruck, der vom Druckregelventil zum Steuerventil geführt und auf die zweite Druckaufnahmefläche des Druckregelventils in der anderen Richtung ausgeübt wird, und den Öldruck, der vom Steuerventil zum ersten hydraulischen Servoelement geführt und auf die dritte Druckaufnahmefläche des Druckregelventils in der anderen Richtung ausgeübt wird. Für das zweite hydraulische Servoelement wird der Druck durch eine große Steuerverstärkung geregelt und gesteuert, die durch den Öldruck bewirkt ist, der vom Druckregelventil zum Steuerventil geführt und auf die zweite Druckaufnahmefläche des Druckregelventils ausgeübt wird. Wird im Gegensatz dazu der vom Steuerventil zum zweiten hydraulischen Servoelement geführte Druck auf die dritte Druckaufnahmefläche des Druckregelventils in einer Richtung ausgeübt, kann der Druck für das erste hydraulische Servoelement durch eine kleine Steuerverstärkung geregelt und gesteuert werden, die durch den Öldruck bewirkt ist, der vom Druckregelventil zum Steuerventil geführt und auf die zweite Druckaufnahmefläche des Druckregelventils in der anderen Richtung ausgeübt wird. Ferner kann für das zweite hydraulische Servoelement der Druck durch eine große Steuerverstärkung geregelt und gesteuert werden, die bewirkt ist durch den Öldruck, der vom Steuerventil zum zweiten hydraulischen Servoelement geführt und auf die dritte Druckaufnahmefläche des Druckregelventils in einer Richtung ausgeübt wird, und den Öldruck, der vom Druckregelventil zum Steuerventil geführt und auf die zweite Druckaufnahmefläche des Druckregelventils in der anderen Richtung ausgeübt wird.
Erfindungsgemäß können die Drücke, die zu den hydraulischen Servoelementen der Reibeingriffselemente geführt werden, die unterschiedliche Betätigungsdrücke erfordern, somit durch das einzelne Druckregelventil mit einer guten Druckregelgenauigkeit gesteuert werden, während die Kompaktheit gewahrt bleibt.
Ferner entsprechen erfindungsgemäß das erste hydraulische Servoelement und das zweite hydraulische Servoelement Reibeingriffselementen, die in der ersten bzw. zweiten Getriebeschaltstufe betätigt werden, und das Steuerventil ist ein Getriebeschaltsteuerventil, das zwischen der ersten und zweiten Getriebeschaltstufe so umgeschaltet wird, daß eine Beziehung zwischen der Öldruckzufuhr zu jedem hydraulischen Servoelement, die sich aus dem Umschalten des Getriebeschaltsteuerventils ergibt, und dem auf die dritte Druckaufnahmefläche des Druckregelventils ausgeübten Öldruck eindeutig definiert ist.
Dadurch wird die Zufuhr des Öldrucks zu den beiden hydraulischen Servoelementen und das Ausüben des Öldrucks auf die dritte Druckaufnahmefläche des Druckregelventils konsistent, und der Druckregelzustand des Druckregelventils paßt sich stets dem hydraulischen Servoelement an, dem der Öldruck zuzuführen ist. Das heißt, der zu regelnde Kennwert stimmt stets mit dem Reibeingriffselement überein, das dem Kennwert entspricht. Dadurch bietet der Aufbau der Erfindung eine ausfallsichere Wirkung. Da ferner der Öldruck im Ölweg vom Steuerventil zum jeweiligen hydraulischen Servoelement als Rückführdruck zur dritten Druckaufnahmefläche verwendet wird, so daß der Druck mit dem Öldruck geregelt wird, der dem tatsächlichen Öldruck des hydraulischen Servoelements nahekommt, ergibt sich als Wirkung, daß die Druckregelgenauigkeit weiter verbessert ist.
Diese und andere verwandte Aufgaben und Merkmale der Erfindung gehen aus der nachfolgenden Beschreibung der Offenbarung anhand der beigefügten Zeichnungen hervor, in denen gleiche Bezugszahlen gleiche Teile bezeichnen. Es zeigen:
Fig. 1 ein vereinfachtes Hydraulikkreisdiagramm einer ersten Ausführungsform einer Öldrucksteuerung eines Automatikgetriebes der Erfindung;
Fig. 2 ein Prinzipschaltbild eines Getriebezugs mit Reibeingriffselementen, die durch die Öldrucksteuerung gesteuert werden;
Fig. 3 eine Tabelle von Getriebeschaltvorgängen des Getriebezugs;
Fig. 4 ein hydraulisches Kennwertdiagramm einer Beziehung zwischen einem Magnetventildruck und einem Motorbremsdruck, die durch Druckregelventile einer Öldrucksteuerung des Stands der Technik bewirkt ist;
Fig. 5 ein hydraulisches Kennwertdiagramm einer Beziehung zwischen einem Magnetventildruck und einem Motorbremsdruck, die durch ein Druckregelventil einer bekannten Anwendung bewirkt ist;
Fig. 6 ein hydraulisches Kennwertdiagramm einer Beziehung zwischen einem Magnetventildruck und einem Motorbremsdruck, die durch das Druckregelventil der Öldrucksteuerung der ersten Ausführungsform bewirkt ist; und
Fig. 7 ein Hydraulikkreisdiagramm einer zweiten Ausführungsform der Erfindung.
Im folgenden werden bevorzugte Ausführungsformen der Erfindung anhand der Zeichnungen erläutert. Während eine Öl- drucksteuerung dieser Ausführungsform Öldrücke zu hydraulischen Servoelementen zweier Reibeingriffselemente führt, die unterschiedliche Betätigungsdrücke erfordern und als Annahme Reibeingriffselemente zum Realisieren von Motorbremsen sind, wird zunächst ein Getriebezug, in dem die Reibeingriffselemente zum Erreichen der Motorbremsen angeordnet sind, vor der Erläuterung der Öldrucksteuerung selbst erläutert.
Fig. 2 zeigt eine Prinzipdarstellung des Getriebezugs des Automatikgetriebes. Bei diesem Getriebezug handelt es sich um einen Fünfgang-Wechselgetriebemechanismus, in dem ein vorgeschaltetes Vorgelege OD und ein Hauptgetriebe M für vier Vorwärtsgänge und einen Rückwärtsgang kombiniert sind. Ferner ist der Wechselgetriebemechanismus mit einem Drehmomentwandler T versehen, an dem eine Überbrückungskupplung vorgesehen ist.
Das Vorgelege OD ist mit einer ersten Freilaufkupplung F-0 und einer Lamellenkupplung C-0 parallel dazu sowie mit einer Lamellenbremse B-0 in Reihe dazu in Zuordnung zu einem Sonnenrad S0, einem Träger C0 und einem Ringrad R0 ausgerüstet. Weiterhin ist das Hauptgetriebe M mit drei Sätzen einfacher Radeinheiten P1, P2 und P3 ausgerüstet, in denen jedes von Wechselgetriebeelementen mit Sonnenrädern 51 bis S3, Trägern C1 bis C3 bzw. Ringrädern R1 bis R3 geeignet gekoppelt und Lamellenkupplungen C-1 und C-2, eine Bandbremse B-2, Lamellenbremsen B-2 bis B-4, eine Freilaufkupplung F-1 und eine zweite Freilaufkupplung F-2 in Zuordnung zu Wechselgetriebeelementen jeder Radeinheit angeordnet sind. Obwohl nicht gezeigt, ist zu beachten, daß jede Kupplung und Bremse mit Servoelementeinrichtungen ausgerüstet ist, die einen Kolben zum Einrücken bzw. Betätigen und Ausrücken bzw. Lösen eines solchen Reibeingriffselements durch die Servoelementöldrucksteuerung haben.
Im Wechselgetriebemechanismus wird eine Eingangsdrehung eines nicht gezeigten Motors zu einer Eingangswelle I des Vorgeleges OD über den Drehmomentwandler T übertragen. Ist die Kupplung C-0 eingerückt, um das Vorgelege OD direkt zu koppeln, so ist die Kupplung C-1 des Hauptgetriebes M eingerückt, und die anderen Reibeingriffselemente sind alle ausgerückt bzw. gelöst, die Drehung der Eingangswelle I wird dann zum Sonnenrad S3 der Radeinheit P3 übertragen und als 1. Gang zu einer Ausgangswelle 0 vom Träger C3 ausgegeben, da die Freilaufkupplung F-2 das Ringrad R3 am Rückwärtsdrehen hindert. Beim Rückwärtsantrieb von der Seite einer Achse wird dann, während der Rückwärtskraftübertragungsweg unterbrochen und die Funktion der Motorbremse gelöst ist, da die Freilaufkupplung F-2 ausgerückt ist, eine Motorbremsung erhalten, wenn die Bremse B-4 als Reaktion auf eine Bereichsauswahl betätigt ist.
Als nächstes wird der 2. Gang erreicht, wenn das Vorgelege OD direkt gekoppelt ist und die Kupplung C-1 sowie die Bremse B-3 eingerückt bzw. betätigt sind. Eine Eingabe zum Ringrad R2 der Radeinheit P2 wird zum Träger C2 der Radeinheit P2 und Ringrad R1 der Radeinheit P1 übertragen, die direkt damit gekoppelt ist, wobei der Träger C1 der Radeinheit P1 als entgegenwirkendes Element agiert. In diesem Fall erfolgt die Kraftübertragung über einen Rückwärtsweg zum zuvor beschriebenen auch beim Rückwärtsantrieb, und die Rückwärtsantriebskraft von der Ausgangswelle O wird zum Motor über die Eingangswelle I und den Drehmomentwandler T über den Rückwärtsweg gegenüber dem Vorwärtsantrieb übertragen.
Der 3. Gang wird erreicht, wenn das Vorgelege OD direkt gekoppelt ist, die Kupplung C-1 und Bremse B-2 eingerückt bzw. betätigt und die anderen Elemente ausgerückt bzw. gelöst sind. Hierbei wird die Eingabe zum Ringrad R2 der Radeinheit P2 zum Träger C2 übertragen, wobei das Sonnenrad S2 als entgegenwirkendes Element agiert. Während im Verlauf des Rückwärtsantriebs in diesem Fall der Rückwärtskraftübertragungsweg unterbrochen und die Motorbremse gelöst ist, wenn die Freilaufkupplung F-1 ausgerückt ist, erhält man eine Motorbremsung, wenn die Bremse B-1 als Reaktion auf eine Bereichsauswahl betätigt wird.
Der 4. Gang wird erreicht, wenn das Vorgelege OD direkt gekoppelt ist, die Kupplung C-1 und die Kupplung C-2 beide eingerückt und die anderen Elemente ausgerückt bzw. gelöst sind. Da hierbei die Eingabe zum Ringrad R2 und Sonnenrad S2 erfolgt, ist die Radeinheit P2 direkt gekoppelt, und die Eingangsdrehung wird unverändert übertragen. In diesem Fall wird eine Motorbremse immer beim Rückwärtsantrieb erzeugt. Den 5. Gang erhält man durch Heraufsetzen der Drehung des Vorgeleges OD durch Ausrücken der Kupplung C-0 und durch Feststellen des Sonnenrads S0 mittels Betätigung der Bremse B-0 in dem Zustand, in dem das Hauptgetriebe M im 4. Gang wie zuvor beschrieben dreht.
Der Rückwärtsgang wird durch Versetzen des Vorgeleges OD in den oben beschrieben Zustand erreicht, indem die Kupplung C-2 und die Bremse B-4 des Hauptgetriebes M eingerückt bzw. betätigt und indem alle anderen Elemente ausgerückt bzw. gelöst werden. Hierbei wird die Eingabe zum Sonnenrad S2 der Radeinheit P2 als Rückwärtsdrehung der Träger C2 und C3 der Radeinheiten P2 und P3 übertragen, wobei das Ringrad R3 als entgegenwirkendes Element agiert.
Der Betrieb des Getriebezugs mit diesem Aufbau läßt sich in einer Tabelle gemäß Fig. 3 zusammenfassen. Erreicht wird jede der 1. bis 5. Getriebestufe beim Vorwärtsantrieb bei Einrücken bzw. Betätigen (mit dem Zeichen O in der Tabelle gezeigt) und Ausrücken bzw. Lösen (mit dem Zeichen X in der Tabelle gezeigt) des Reibeingriffselements jeder Kupplung und Bremse des Wechselgetriebemechanismus sowie in Verbindung mit gesperrter (mit dem Zeichen 0 in der Tabelle gezeigt) und freier (mit dem Zeichen X in der Tabelle gezeigt) Drehung der Freilaufkupplungen (in der Tabelle mit OWC abgekürzt), und die Motor- (mit E/G in der Tabelle abgekürzt) Bremsfunktion wird selektiv im 1. bis 3. Gang und stets im 4. und 5. Gang beim Rückwärtsantrieb erreicht.
Da im übrigen die Bremse B-4 dazu dient, ein verstärktes entgegenwirkendes Drehmoment zu empfangen, das auf das Ringrad R durch Betätigung ausgeübt wird, wenn der Rückwärtsgang bzw. Rückwärtslauf im zuvor beschriebenen Getriebezug gemäß der Betriebstabelle in Fig. 3 erreicht ist, ist die Anzahl von Reibteilen erhöht, und es kommt ein großes hydraulisches Servoelement zum Einsatz. Wird dann der gleiche Öldruck wie beim erreichten Rückwärtslauf auf ein solch großes hydraulisches Servoelement ausgeübt, wenn die Motorbremse im 1. Gang bzw. 1. Motorbremse erreicht ist, wird die Kapazität zu groß, um ein entgegenwirkendes Drehmoment beim Rückwärtsantrieb aufzunehmen, das im Vergleich zu dem beim Vorwärtsantrieb kleiner ist. Daher erfolgt eine Steuerung zum Unterdrücken des Zufuhrdrucks auf einen niedrigen Wert, wenn die Motorbremse erreicht ist. Als Ergebnis wird es notwendig, Drücke zu differenzieren, die zum hydraulischen Servoelement für die Bremse B-1 und zum hydraulischen Servoelement für die Bremse B-4 geführt werden.
Fig. 1 zeigt schematisch einen Öldruckzufuhrkreis der Bremse B-4 und Bremse B-1 im zuvor beschriebenen Getriebezug. Der Kreis verfügt über eine hydraulische Kraftquelle 10, ein erstes hydraulisches Servoelement 70, ein zweites hydraulisches Servoelement 80, eine Signaldruckerzeugungseinrichtung 20 (speziell ein Linearmagnetventil) zum Erzeugen eines Signaldrucks (Speichersteuerdruck (PACC) in dieser Ausführungsform), ein Druckregelventil 30 zum Regeln eines Öldrucks (PS) von der hydraulischen Kraftquelle 10 mit dem Signaldruck (PACC) sowie ein Steuerventil 40, das zwischen dem Druckregelventil 30 und dem ersten hydraulischen Servoelement 70 und zweiten hydraulischen Servoelement 80 angeordnet ist, zum selektiven Zuführen des Öldrucks (PS) vom Druckregelventil 30 zum ersten hydraulischen Servoelement 70 oder zweiten hydraulischen Servoelement 80.
Erfindungsgemäß hat das Druckregelventil 30 eine erste Druckaufnahmefläche A&sub1;, auf die der Signaldruck (PACC) von einem Ölweg 21 in einer Richtung ausgeübt wird (nach unten in der Zeichnung), eine zweite Druckaufnahmefläche A2, auf die ein Öldruck PB, der vom Druckregelventil 30 zum Steuerventil 40 geführt wird, in der anderen Richtung ausgeübt wird (in der Zeichnung nach oben), und eine dritte Druckaufnahmefläche A&sub3;, auf die der vom Steuerventil 40 zum ersten hydraulischen Servoelement 70 geführte Druck PB in dieser Ausführungsform auch in der anderen Richtung ausgeübt wird. In diesem Beispiel entsprechen das erste hydraulische Servoelement 70 und zweite hydraulische Servoelement 80 der Bremse B-4 und Bremse B-1, die Reibeingriffselemente sind, die jeweils in einer unterschiedlichen ersten und zweiten Getriebeschaltstufe betätigt werden, d. h. im 1. und 3. Gang, und das Steuerventil 40 ist ein Getriebeschaltsteuerventil, das zwischen der 1. und 3. Getriebeschaltstufe umgeschaltet wird, d. h. ein Schaltventil 2.-3. Gang.
Im folgenden wird jedes zugehörige Teil näher erläutert. Während die hydraulische Kraftquelle 10 strenggenommen einer (nicht gezeigten) Ölpumpe im Automatikgetriebe aus Sicht der Öldrucksteuerung des gesamten Automatikgetriebes entspricht, kann ein Zufuhrölweg 11, über den ein durch Regeln eines Abgabedrucks der Ölpumpe durch ein Primärregulierventil erhaltener Arbeitsdruck über einen Wählschieber zugeführt wird, als hydraulische Kraftquelle betrachtet werden, soweit es die Steuerung der beiden hydraulischen Servoelemente 70 und 80 betrifft.
Das Druckregelventil 30 verfügt über einen abgestuften Schieber 32 mit zwei Stegen 321 und 322, deren Durchmesser sich unterscheiden und die in Teilstücke mit zwei Durchmessern im tiefen Inneren eines dreifach abgestuften Lochs 31 gleitend eingepaßt sind, einen Hauptkörper des Ventils, der durch einen Ventilkörper 90 der Öldrucksteuerung gebildet ist und dessen Durchmesser mit zunehmender Tiefe abnimmt, einen Kolben 34, der ähnlich am äußeren Teilstück mit großem Durchmesser angeordnet, gleitend in ein Loch eines Stopfens 33 eingepaßt und durch das Teilstück mit großem Durchmesser über den Stopfen 33 gestützt ist, eine Feder 35, die zwischen dem Schieber 32 und dem Kolben 34 angeordnet ist, und eine Feder 36, die zwischen dem Stopfen 33 und dem Kolben 34 angeordnet ist.
Im abgestuften Loch 31 ist eine Rückführölkammer 311 an seinem tiefsten Ende gebildet, ein Eingangsanschluß 312 öffnet sich an einer Umfangsnut, die am Teilstück mit kleinem Durchmesser gebildet ist, ein Ausgangsanschluß 313 öffnet sich an einer Umfangsnut, die am abgestuften Teilstück zwischen dem Teilstück mit kleinem Durchmesser und dem Zwischendurchmesserteilstück gebildet ist, und ein Ablaßanschluß (EX) öffnet sich an einer Umfangsnut, die am Zwischendurchmesserteilstück gebildet ist. Ferner öffnet sich ein weiterer Ablaßanschluß (EX) an einer Umfangsnut, die an einem abgestuften Teilstück zwischen dem Zwischendurchmesserteilstück und dem Teilstück mit großem Durchmesser gebildet ist, und ein Eingangsanschluß 314 öffnet sich am Teilstück mit großem Durchmesser.
Der Schieber 32 ist im abgestuften Loch 31 gleitend angeordnet, da sein Steg 321 mit einem kleineren Durchmesser in das Teilstück des abgestuften Lochs 31 mit kleinerem Durchmesser eingepaßt ist und sein Steg 322 mit einem größeren Durchmesser in das Zwischendurchmesserteilstück des abgestuften Lochs 31 eingepaßt ist. Er öffnet/schließt den Eingangsanschluß 312 mit dem Innenende des kleineren Stegs 321 und öffnet/schließt den Ablaßanschluß (EX) mit dem Innenende des größeren Stegs 322, um einen Druck zu regeln.
Der gleitend in das Loch des Stopfens 33 eingepaßte Kolben 34 ist so aufgebaut, daß er einen Anschlagabschnitt 341 mit großem Durchmesser, der auch als Federsitz dient, und einen Abschnitt 342 mit kleinem Durchmesser hat, in dem ein Federgehäuseloch ausgebildet ist. Der Abschnitt 342 mit kleinem Durchmesser bildet die Druckaufnahmefläche A&sub1; zum Aufnehmen des Signaldrucks (PACC). Ein Kolbenstützloch des Stopfens 33 kommuniziert mit dem Signaldruckanschluß 314 über die Umfangsnut.
Der Ausgangsanschluß 313 ist mit dem Schaltventil 2.-3. Gang 40, bei dem es sich um das Richtungssteuerventil der Erfindung handelt, über einen Ölweg 12 verbunden. Der Ölweg 12 gabelt sich am Schaltventil 2.-3. Gang 40; ein Zweig ist mit dem ersten hydraulischen Servoelement 70 über ein Schaltventil 1.-2. Gang 50 durch einen Ölweg 13 verbunden, und der andere ist mit dem zweiten hydraulischen Servoelement 80 über ein Schaltventil 3.-4. Gang 60 durch einen Ölweg 15 verbunden. Der Ölweg 13 gabelt sich zwischen dem Schaltventil 2.-3. Gang 40 und dem Schaltventil 1.-2. Gang 50 und ist mit der Rückführölkammer 311 am Ende des abgestuften Lochs 31 über eine Öffnung 16 verbunden. Zu beachten ist, daß schräge Linien und die rechts daran angehängten Zahlen unter jedem Ventil in der Zeichnung Verbindungsrichtungen von Ölwegen im Ventil und eine Beziehung zu Getriebeschaltstufen anzeigen, wenn eine solche Verbindung hergestellt ist, und daß die Abkürzung EX einen Auslaß, d. h. eine Ablaßverbindung bezeichnet.
Im Zufuhrkreis mit diesem Aufbau nehmen die Ölwege in jedem Steuerventil 40, 50 und 60 eine durch Vollinien in der Zeichnung dargestellte Verbindungsbeziehung mit Ausnahme der im Schaltventil 3.-4. Gang erwähnten Ölwege ein, wenn die 1. Motorbremse erreicht ist. Während hierbei ein Zufuhrdruck PS zum hydraulischen Servoelement 70 als Bremsdruck (PB-4) durch Regelung durch das Druckregelventil 30 über den Ölweg 12, das Schaltventil 2.-3. Gang 40, den Ölweg 13 und das Schaltventil 1.-2. Gang 50 geführt wird, wird der Bremsdruck PS auf die Druckaufnahmefläche A&sub2; des größeren Stegs 322 am abgestuften Teilstück des Schiebers 32 als erster Rückführdruck ausgeübt und wird ferner auf die Außenkantenfläche des kleineren Stegs 321 als zweiter Rückführdruck ausgeübt, der von der Stromabwärtsseite des Schaltventils 2.-3. Gang 40 über die Öffnung 16 kommt. Da hierbei also die Rückführdrücke auf die Gesamtfläche des größeren Stegs des Schiebers 32 ausgeübt werden, wird eine Vorspannkraft des Schiebers 32 gegen eine Vorspannkraft größer, die durch den auf die Außenkante des Kolbens 34 ausgeübten Signaldruck (PACC) und die Feder 36 bewirkt ist, und eine Verschiebung des Schiebers im Hinblick auf die Änderung des Signaldrucks (PACC) wird kleiner. Dadurch wird der Bremsdruck PB-4 klein, und eine Druckregelverstärkung wird klein.
Im Gegensatz dazu nehmen die Ölwege in jedem Steuerventil 40, 50 und 60 eine durch Strichlinien in der Zeichnung dargestellte Verbindungsbeziehung ein, wenn die 3. Motorbremse erreicht ist. Hierbei wird der Zufuhrdruck PS zum hydraulischen Servoelement 80 als Bremsdruck (P81) durch Regelung durch das Druckregelventil 30 über den Ölweg 12, das Schaltventil 2.-3. Gang 40, den Ölweg 15 und das Schaltventil 3.-4. Gang 60 geführt. Während der Bremsdruck PS auf die Druckaufnahmefläche A&sub2; des größeren Stegs 322 am abgestuften Teilstück des Schiebers 32 als erster Rückführdruck ausgeübt wird, wird der auf die Außenkantenfläche des kleineren Stegs 321 ausgeübte Druck über das Schaltventil 2.-3. Gang 40 abgelassen, so daß der zweite Rückführdruck in diesem Fall nicht ausgeübt wird. Somit wird der Rückführdruck in diesem Fall auf eine Flächendifferenz des größeren Stegs 322 und kleineren Stegs 321 des Schiebers 32 ausgeübt. Dann wird eine Vorspannkraft des Schiebers 32 gegen die Vorspannkraft kleiner, die durch den auf die Außenkante des Kolbens 34 ausgeübten Signaldruck (PACC) und die Feder 36 verursacht ist, und die Verschiebung des Schiebers im Hinblick auf die Änderung des Signaldrucks wird groß. Die Änderung des Bremsdrucks (PB-1) wird ebenfalls groß, was die Druckregelverstärkung erhöht.
Somit kann das Druckregelventil 30 zwei Steuerverstärkungsarten, eine hohe und eine niedrige, entsprechend den Druckwerten haben, die die beiden hydraulischen Servoelemente gemäß Fig. 6 als Reaktion auf die Änderung des stromabwärts davon angeordneten Steuerventils 40 erfordern. Natürlich können die spezifischen Werte für die Steuerverstärkungen durch Festlegen von Maßen o. ä. jedes Elements des Druckregelventils 30 eingestellt werden. Zu beachten ist, daß der Grund, weshalb obere Grenzwerte der Bremsdrücke (PB-4, PB-1) in der Zeichnung begrenzt sind, darin besteht, daß die durch den Signaldruck (PACC) bewirkte Verschiebung des Kolbens 34 stoppt, wenn ein Anschlag an der Innenkante des Kolbens 34 an den abgestuften Abschnitt des Lochs anstößt.
Fig. 7 zeigt eine zweite bevorzugte Ausführungsform der Erfindung. Anders als in der vorherigen Ausführungsform haben zwei Stege 323 und 324 des Schiebers 32 den gleichen Außendurchmesser, da keine Durchmesserdifferenz vorgesehen sein muß. Bei dieser Abwandlung ist ein abgestuftes Loch 31A des Ventilkörpers 90 als zweifach abgestuftes Loch aufgebaut, dessen Durchmesser im Inneren reduziert ist, und der erste Rückführdruck wird an einer Rückführölkammer 311A, in der sich die Außenkante des Schiebers 32 befindet, von einem Ölweg 12A über eine Öffnung 17 angelegt. Zu beachten ist, daß obwohl der Rückführölweg 12A als Ölweg außerhalb des Ventils zeichnerisch dargestellt ist, er ein Ölweg innerhalb des Ventils sein kann, der als den Steg 323 durchlaufende Öffnung dient. Während sich diese Punkte nicht wesentlich von der vorherigen Ausführungsform unterscheiden, ist diese Ausführungsform dadurch gekennzeichnet, daß ein zweiter Rückführölweg 14A von der Stromabwärtsseite des Schaltventils 2.-3. Gang 40 mit dem abgestuften Zwischenabschnitt des Kolbens 34 über einen Rückführanschluß 315 verbunden ist. Das heißt, in dieser Ausführungsform wird ein zweiter Rückführdruck in Rückwärtsrichtung im Unterschied zur ersten Ausführungsform ausgeübt.
Im Kreis mit diesem Aufbau ist die erste Druckaufnahmefläche A&sub1;, auf die der Signaldruck in einer Richtung ausgeübt wird, die äußere Außendurchmesserfläche des Kolbens 34 ähnlich wie in der vorherigen Ausführungsform, die zweite Druckaufnahmefläche A&sub2;, auf die der vom Druckregelventil zum Steuerventil geführte Öldruck in der anderen Richtung ausgeübt wird, ist die Außenkantenfläche des Stegs 323 des Schiebers 32, und die dritte Druckaufnahmefläche A&sub3;, auf die der vom Steuerventil zum zweiten hydraulischen Servoelement geführte Druck ausgeübt wird, ist die abgestufte Fläche des Kolbens 34. Die Aufgabe der Erfindung läßt sich auch dann lösen, und die gleichen Steuerkennwerte gemäß Fig. 6 lassen sich auch dann erhalten, wenn ein solcher Aufbau der zweiten Ausführungsform zum Einsatz kommt.
Das heißt, in diesem Zufuhrkreis nehmen die Ölwege in jedem Steuerventil 40, 50 und 60 eine durch Vollinien in der Zeichnung dargestellte Verbindungsbeziehung mit Ausnahme der im Schaltventil 3.-4. Gang erwähnten Ölwege ein, wenn die 1. Motorbremse erreicht ist. Hierbei wird ein Zufuhrdruck PS zum hydraulischen Servoelement 70 als Bremsdruck (PB-4) durch Regelung durch das Druckregelventil 30 über den Ölweg 12, das Schaltventil 2.-3. Gang 40, den Ölweg 13 und das Schaltventil 1.-2. Gang 50 geführt, und der Bremsdruck PS wird auf die Druckaufnahmefläche A&sub2; an der Außenkantenfläche des Stegs 323 des Schiebers 32 als erster Rückführdruck über den Ölweg 12A mit der Öffnung 17 ausgeübt.
Im Gegensatz dazu nehmen die Ölwege in jedem Steuerventil 40, 50 und 60 eine durch Strichlinien in der Zeichnung dargestellte Verbindungsbeziehung ein, wenn die 3. Motorbremse erreicht ist. Hierbei wird der Zufuhrdruck PS zum hydraulischen Servoelement 80 als Bremsdruck (PB-1) durch Regelung durch das Druckregelventil 30 über den Ölweg 12, das Schaltventil 2.-3. Gang 40, den Ölweg 15 und das Schaltventil 3.-4. Gang 60 geführt und wird auch auf die dritte Druckaufnahmefläche A&sub3;, die durch den Durchmesserdifferenzabschnitt des Kolbens 34 gebildet ist, als zweiter Rückführdruck vom Anschluß 315 über einen Ölweg 14A ausgeübt. Da somit eine Vorspannkraft, die durch den zweiten Rückführdruck zusätzlich zur Vorspannkraft verursacht ist, die durch den auf die Außenkante des Kolbens 34 ausgeübten Signaldruck (PACC) und die Feder 36 bewirkt ist, der Vorspannkraft des Schiebers 32 entgegenwirkt, die hierbei durch den ersten Rückführdruck verursacht ist, wird die Verschiebung des Schiebers im Hinblick auf die Änderung des Signaldrucks groß im Vergleich zu dem Fall, in dem die 1. Motorbremse erreicht ist, und die Änderung des Bremsdrucks (PB-1) wird groß, was die Druckregelverstärkung erhöht.
Kurz gesagt sind zwei Rückführdruckaufnahmeflächen A&sub2; und A&sub3; im Druckregelventil 30 gebildet, und das Ausüben sowie der Wegfall des Rückführdrucks auf eine Druckaufnahmefläche A&sub3; von ihnen erfolgen automatisch im Zusammenhang mit dem Umschalten des Steuerventils 40 im Hydraulikkreis in beiden zuvor beschriebenen Ausführungsformen, so daß ein Vorteil darin besteht, daß Druckregelwerte und -verstärkungen, die jeweils für Reibeingriffselemente zweier Bremsen (B-1, B-4) geeignet sind, die unterschiedliche Betätigungsdrücke erforderh, im wesentlichen nur durch Einstellen der Form des Druckregelventils, der Maße jedes Teils und der Federkennwerte erhalten werden können. Da ferner das Ausüben und der Wegfall des Rückführdrucks auf die Druckaufnahmefläche A&sub3; vom Ölweg 13 oder 15 stromabwärts vom Schaltventil 2.-3. Gang 40 erfolgen, das beim Zuführen der Öldrücke zu den beiden Bremsen (B-1, B-4) umgeschaltet wird, besteht kein Raum für Inkonsistenz zwischen den Druckregelwerten und -verstärkungen sowie den sie erfordernden Bremsen (B-1, B-4), wodurch ein ausfallsicherer Effekt erhalten werden kann. Da außerdem das Druckregelventil 30 den Öldruck durch einen Öldruck regelt, der dem tatsächlichen Öldruck der beiden Bremsen (B-1, B-4) nahekommt, indem der Rückführdruck auf die Druckaufnahmefläche A&sub3; vom Ölweg 13 oder 15 ausgeübt wird, ergibt sich vorteilhaft, daß die Druckregelgenauigkeit weiter verbessert werden kann.
Obwohl die Erfindung aufgrund der beiden bevorzugten Ausführungsformen erläutert wurde, ist sie nicht nur auf deren Aufbauten beschränkt und kann durch bedarfsweises Ändern des spezifischen Aufbaus jedes Teils innerhalb des Schutzumfangs der nachfolgenden Ansprüche praktisch umgesetzt werden.

Claims

1. Öldrucksteuerung eines Automatikgetriebes mit:

einem ersten Reibeingriffselement (B-4) zum Erreichen von Motorbremsung in einem Vorwärtsgang;

einem zweiten Reibeingriffselement (B-1) zum Erreichen von Motorbremsung in einem Vorwärtsgang, der sich von einem Vorwärtsgang unterscheidet, der das erste Reibeingriffselement eingreifen läßt;

einer hydraulischen Kraftquelle (10);

einem ersten hydraulischen Servoelement (70) zum Eingreifenlassen des ersten Reibeingriffselements (B-4);

einem zweiten hydraulischen Servoelement (80) zum Eingreifenlassen des zweiten Reibeingriffselements (B-1);

einer Signaldruckerzeugungseinrichtung (20) zum Erzeugen eines Signaldrucks (PACC);

einem Druckregelventil (30) zum Regeln eines Öldrucks (PS) von der hydraulischen Kraftquelle (10) durch den Signaldruck (PACC)l; und

einem Richtungssteuerventil (40), das zwischen dem Druckregelventil (30) und dem ersten hydraulischen Servoelement (70) und zweiten hydraulischen Servoelement (80) angeordnet ist, zum selektiven Zuführen des Öldrucks (PS) vom Druckregelventil (30) zum ersten oder zweiten hydraulischen Servoelement (70, 80);

wobei das Druckregelventil (30) folgendes aufweist:

eine erste Druckaufnahmefläche (A&sub1;), auf die der Signaldruck (PACC) in einer Richtung ausgeübt wird;

eine zweite Druckaufnahmefläche (A&sub2;), auf die der vom Druckregelventil (30) zum Steuerventil (40) geführte Öldruck (PB) in einer anderen Richtung ausgeübt wird; und

eine dritte Druckaufnahmefläche (A&sub3;), auf die der vom Steuerventil (40) zum ersten hydraulischen Servoelement (70) geführte Öldruck (PS) in der anderen Richtung ausgeübt wird.

2. Öldrucksteuerung des Automatikgetriebes nach Anspruch 1, wobei das Druckregelventil aufweist:

einen Kolben, auf dem die erste Druckaufnahmefläche gebildet ist;

einen Schieber, der koaxial mit dem Kolben angeordnet ist und auf dem die zweite und dritte Druckaufnahmefläche gebildet sind;

ein erstes elastisches Element, das zwischen dem Kolben und dem Schieber angeordnet ist; und

ein zweites elastisches Element, das koaxial auf der Gegenseite vom ersten elastischen Element am Kolben angeordnet ist.

3. Öldrucksteuerung des Automatikgetriebes nach Anspruch 2, wobei der Schieber folgendes aufweist:

einen ersten Steg, auf dem die zweite Druckaufnahmefläche gebildet ist; und

einen zweiten Steg, dessen Durchmesser kleiner als der erste Steg ist und auf dem die dritte Druckaufnahmefläche gebildet ist.

4. Öldrucksteuerung eines Automatikgetriebes mit:

einer hydraulischen Kraftquelle (10);

einem Druckregelventil (30) zum Regeln eines Öldrucks (PS) von der hydraulischen Kraftquelle (10) durch den Signaldruck (PACC); und

wobei das Druckregelventil (30) folgendes aufweist:

eine dritte Druckaufnahmefläche (A&sub3;), auf die der vom Steuerventil (40) zum zweiten hydraulischen Servoelement (80) geführte Öldruck in einer Richtung ausgeübt wird.

5. Öldrucksteuerung des Automatikgetriebes nach Anspruch 4, wobei das Druckregelventil aufweist:

einen Kolben, auf dem die erste und dritte Druckaufnahmefläche gebildet sind;

einen Schieber, der koaxial mit dem Kolben angeordnet und auf dem die zweite Druckaufnahmefläche gebildet ist;

6. Öldrucksteuerung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, wobei das erste hydraulische Servoelement den Öldruck in einer ersten Getriebeschaltstufe empfängt und ein Reibeingriffselement eingreifen läßt, das in der ersten Getriebeschaltstufe zum Eingriff zu bringen ist;

das zweite hydraulische Servoelement den Öldruck in einer zweiten Getriebeschaltstufe empfängt, die sich von der ersten Getriebeschaltstufe unterscheidet, und ein Reibeingriffselement eingreifen läßt, das in der zweiten Getriebeschaltstufe zum Eingriff zu bringen ist; und

das Richtungssteuerventil ein Getriebeschaltsteuerventil zum Umschalten der ersten Getriebeschaltstufe und zweiten Getriebeschaltstufe ist.