Die vorliegende Erfindung betrifft einen Getriebeölkreislauf und ein Verfahren zum Steuern des Ölflusses in einem solchen Kreislauf, im Einzelnen mit den

Merkmalen gemäß dem Oberbegriff von Anspruch 1 und dem Oberbegriff von Anspruch 6.

Getriebe, insbesondere Fahrzeuggetriebe, weisen einen Getriebeölkreislauf auf, der zum einen zum Schmieren von Getriebebauteilen und zum anderen zur Druckbetätigung oder Druckölbeaufschlagung von Getriebekomponenten dient. Auch kann das Öl des Getriebeölkreislaufes als Arbeitsmedium einer

hydrodynamischen Maschine herangezogen werden, die im Getriebe, am Getriebe oder außerhalb des Getriebes vorgesehen ist und beispielsweise als

hydrodynamischer Wandler, hydrodynamische Kupplung oder hydrodynamischer Retarder ausgeführt ist. Getriebekomponenten sind insbesondere Kupplungen, insbesondere Lamellenpaketkupplungen, Klauen- oder andere

Kupplungseinrichtungen, um verschiedene Drehzahlen und Drehmomente zum Ausbilden verschiedener Gangstufen in dem Getriebe zwischen einer

Getriebeeingangswelle und einer Getriebeausgangswelle einzustellen.

Es ist üblich, dass in einem solchen Getriebeölkreislauf mittels einer Ölpumpe Öl aus einem Ölsumpf gefördert wird, um das Öl für die genannten Aufgaben zur Verfügung zu stellen. In der Regel fördert die Ölpumpe, die beispielsweise als Zahnradpumpe ausgebildet sein kann, gegen ein Arbeitsdruckventil, auch

Hauptdruckventil genannt, das sicherstellt, dass für die verschiedenen

Komponenten ein ausreichender Öldruck vorhanden ist. Dieser Öldruck wird auch als Line-Pressure oder Arbeitsdruck bezeichnet, eine oder mehrere Leitungen oder Kanäle, die den Arbeitsdruck führen, auch als Arbeitsdruckebene. Es ist verständlich, dass die Förderleistung der Ölpumpe ausreichend hoch sein muss, um das Öl auf den gewünschten Arbeitsdruck beziehungsweise Staudruck vor dem Arbeitsdruckventil zu fördern. Ferner kommt hinzu, dass im Ölkreislauf vor und hinter der Pumpe, jedoch vor dem Arbeitsdruckventil, weitere vom Öl durchströmte Komponenten vorgesehen sind, die einen mehr oder minder großen Druckverlust bewirken, der zusätzlich durch die Ölpumpe ausgeglichen werden muss. Die Ölpumpe muss somit eine vergleichsweise höhere Leistung zur

Verfügung stellen, als alleine durch die Anstauung des Ölstroms mit dem

Arbeitsdruckventil erforderlich ist.

Um das Öl in dem Ölkreislauf vor einer unzulässigen Erwärmung aufgrund eines Wärmeeintrags durch verschiedene Komponenten in dem Ölkreislauf zu schützen, ist wenigstens ein Wärmetauscher vorgesehen, mit welchem die in den Ölkreislauf eingetragene Wärme aus dem Öl abgeleitet wird, beispielsweise an die

Umgebung oder einen mit dem Wärmetauscher in wärmeübertragender

Verbindung stehenden Kühlkreislauf. Ein solcher Wärmetauscher ist herkömmlich in Strömungsrichtung, ausgehend von der Ölpumpe aus betrachtet, vor der Arbeitsdruckebene positioniert, um sicherzustellen, dass die in Strömungsrichtung parallel zum Arbeitsdruckventil in der Arbeitsdruckebene angeordneten

Schaltventile und gegebenenfalls weitere Komponenten vor der Beaufschlagung mit zu heißem Öl geschützt werden. So weisen die Schaltventile in der Regel nämlich elektrische Bauteile auf, die wärmeempfindlich sind.

Aufgrund der Positionierung des Wärmetauschers in Strömungsrichtung des Öls hinter der Ölpumpe und vor dem Arbeitsdruckventil führt der unvermeidlich im Wärmetauscher auftretende Druckverlust dazu, dass die Ölpumpe das geförderte Öl auf ein höheres Druckniveau fördern muss, als durch das Arbeitsdruckventil angestaut werden soll. Die Leistungsaufnahme der Ölpumpe ist dementsprechend vergleichsweise groß.

Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Getriebeölkreislauf beziehungsweise ein Verfahren zum Steuern des Ölflusses in einem

Getriebeölkreislauf anzugeben, bei welchem die Leistungsaufnahme der

Ölpumpe, betrachtet über den gesamten Betriebsbereich, vergleichsweise verringert werden kann, ohne dass die Gefahr einer unzulässigen Wärmebeaufschlagung einzelner Bauteile im Getriebeölkreislauf entsteht.

Die erfindungsgemäße Aufgabe wird durch einen Getriebeölkreislauf mit den Merkmalen von Anspruch 1 und ein Verfahren gemäß dem Anspruch 6 gelöst. In den abhängigen Ansprüchen sind vorteilhafte und besonders zweckmäßige Ausgestaltungen der Erfindung angegeben.

Der erfindungsgemäße Getriebeölkreislauf weist eine Ölpumpe zum Fördern von Öl aus einem Ölsumpf sowie einen Wärmetauscher, der von dem Öl durchströmt wird, um Wärme aus dem Öl abzuleiten, auf. Wie dargestellt, kann der

Wärmetauscher sekundärseitig (bezogen auf den Ölkreislauf) durch Luft beziehungsweise Umgebungsluft oder aber auch durch einen

Kühlmediumkreislauf beaufschlagt sein, solange der Wärmetauscher geeignet ist, Wärme aus dem Öl des Ölkreislaufes abzuleiten.

Im Getriebeölkreislauf ist ferner ein Arbeitsdruckventil vorgesehen, gegen welches die Ölpumpe das Öl fördert, insbesondere unmittelbar aus dem Ölsumpf oder auch saugseitig zur Ölpumpe rückgeführtes Öl. Als Arbeitsdruckventil wird in der Regel ein in seinem Strömungsquerschnitt veränderbares Ventil vorgesehen. Jedoch kommen auch andere Staueinrichtungen in Betracht, wie eine in ihrem Strömungsquerschnitt verstellbare Arbeitsdruckdrossel oder eine

Arbeitsdruckdrossel mit konstantem Strömungsquerschnitt. Entscheidend ist nur, dass mittels des Arbeitsdruckventils der gewünschte Arbeitsdruck im

Getriebeölkreislauf zur Verfügung gestellt werden kann, um Schaltventile und/oder sonstige Getriebekomponenten und/oder Aggregate außerhalb des Getriebes mit dem Öl druckzubetätigen oder mit Drucköl zu beaufschlagen und/oder um das Öl zur Druckölversorgung für diese zur Verfügung zu stellen. Die Schaltventile, Getriebekomponenten oder Aggregate außerhalb des Getriebes, die mit dem Öl auf dem angestauten Druckniveau versorgt werden sollen und welche man auch als Verbraucher bezeichnen könnte, obwohl sie das Öl nicht im eigentlichen Sinne verbrauchen müssen, können vor dem Arbeitsdruckventil und in Reihe zu diesem im Getriebeölkreislauf angeordnet sein und/oder in einer Versorgungsleitung, die vor dem Arbeitsdruckventil, insbesondere unmittelbar vor diesem abzweigt. Im letzteren Fall sind die Schaltventile beziehungsweise die Getriebekomponenten oder Aggregate außerhalb des Getriebes sozusagen parallel zu dem

Arbeitsdruckventil angeordnet. Die Schaltventile, Getriebekomponenten oder Aggregate müssen natürlich nicht unmittelbar in der Versorgungsleitung positioniert sein, sondern können für die genannte Parallelschaltung auch in Strömungsrichtung des Öls hinter der Versorgungsleitung angeordnet sein. Das Arbeitsdruckventil ist vorteilhaft Steuer- oder regelbar, um den

Strömungsquerschnitt für das durchströmende Öl des Getriebeölkreislaufes zu variieren und somit eine mehr oder minder starke Anstauung zu ermöglichen, umfassend auch die vollständige Freigabe des Strömungsquerschnittes ohne Anstauung. Um nun in jenen Betriebszuständen, in denen vergleichsweise wenig Wärme in das Öl des Getriebeölkreislaufes eingebracht wird und somit die Gefahr einer Beaufschlagung von Getriebekomponenten, insbesondere von Schaltventilen mit elektronischen Bauteilen durch zu warmes Öl des Getriebeölkreislaufes kaum oder nicht besteht, einen Druckverlust in Strömungsrichtung zwischen der

Ölpumpe und dem Arbeitsdruckventil zu vermeiden, ist der Wärmetauscher erfindungsgemäß hinsichtlich der Reihenfolge der Durchströmung mit Öl, ausgehend von der Ölpumpe, wechselseitig vor oder hinter das Arbeitsdruckventil schaltbar. So kann in einem ersten Betriebszustand der Wärmetauscher vor das Arbeitsdruckventil geschaltet werden (erste Position) und das durch die Ölpumpe geförderte Öl erst durch den Wärmetauscher und anschließend durch das

Arbeitsdruckventil gefördert werden, und in einem zweiten Betriebszustand kann der Wärmetauscher hinter das Arbeitsdruckventil geschaltet werden (zweite Position) und das durch die Ölpumpe geförderte Öl erst durch das

Arbeitsdruckventil und anschließend durch den Wärmetauscher geleitet werden. Im zweiten Betriebszustand stellt sich somit kein Druckverlust durch einen

Wärmetauscher zwischen der Ölpumpe und dem Arbeitsdruckventil ein, beziehungsweise wird, wenn zusätzlich zu dem schaltbaren Wärmetauscher ein weiterer Wärmetauscher zwischen der Ölpumpe und dem Arbeitsdruckventil vorgesehen ist, der Druckverlust durch Herausschalten des erfindungsgemäß schaltbar ausgeführten Wärmetauschers vor dem Arbeitsdruckventil vermindert. Gemäß einer alternativen Ausführungsform der Erfindung, mit welcher dieselbe Wirkung erreicht werden kann, ist der schaltbare Wärmetauscher wechselseitig zwischen einer ersten Position vor den Schaltventilen, den sonstigen

Getriebekomponenten und/oder anderen Aggregaten außerhalb des Getriebes oder, bei Anordnung dieser Schaltventile, Getriebekomponenten und/oder anderen Aggregaten in einer oder hinter einer vor dem Arbeitsdruckventil abzweigenden Versorgungsleitung, vor der Abzweigstelle und einer zweiten Position hinter den Schaltventilen, sonstigen Getriebekomponenten und/oder anderen Aggregaten beziehungsweise hinter der Abzweigstelle schaltbar, \n diesem Fall kann nämlich, wenn das Schaltventil in die erste Position geschaltet ist, das Öl gekühlt werden, bevor es zu den Schaltventilen, sonstigen

Getriebekomponenten und/oder anderen Aggregaten außerhalb des Getriebes gelangt, was mit einem Druckverlust bei der Strömung durch den schaltbaren Wärmetauscher verbunden ist, der durch die Ölpumpe durch eine größere Leistungsaufnahme ausgeglichen werden muss, um an der Abzweigstelle beziehungsweise an der Stelle der Schaltventile, sonstigen Getriebekomponenten und/oder anderen Aggregaten noch einen ausreichend hohen Arbeitsdruck zur Verfügung zu stellen. In der zweiten Position hingegen erfolgt der Druckverlust im Wärmetauscher in Strömungsrichtung hinter der Abzweigstelle beziehungsweise den Schaltventilen, sonstigen Getriebekomponenten und/oder anderen

Aggregaten, sodass eine vergleichsweise geringere Anstauung mittels dem Arbeitsdruckventil eingestellt werden kann, welche sich zusammen mit dem Druckverlust im Wärmetauscher zu der gewünschten Stauwirkung aufaddiert, ohne dass die Ölpumpe den Druckverlust im Wärmetauscher ausgleichen muss. Wenn ein hydrodynamischer Retarder vorgesehen ist, der mit dem Öl des

Getriebeölkreislaufes und somit mit durch die Ölpumpe gefördertem Öl als Arbeitsmedium, das in den torusförmigen Arbeitsraum des Retarders eingebracht wird, um Drehmoment hydrodynamisch von einem Rotor auf einen Stator oder von einem Rotor auf einen Gegenlaufrotor zu übertragen, betrieben wird oder dessen Arbeitsmedium gemäß einer alternativen Ausführungsform in einem separaten Kreislauf geführt, jedoch durch den Getriebeölkreislauf gekühlt wird, so wird _' immer dann vergleichsweise viel Wärme in das Öl des Getriebeölkreislaufes eingebracht, wenn der Retarder eingeschaltet ist. Vorteilhaft wird daher der schaltbare

Wärmetauscher im Getriebeölkreislauf immer dann in Strömungsrichtung des Öls, ausgehend von der Ölpumpe, vor das Arbeitsdruckventil oder gemäß der alternativen Ausführungsform in die erste Position vor den genannten

Schaltventilen/sonstigeh Getriebekomponenten/anderen Aggregaten

beziehungsweise die Abzweigstelle geschaltet, wenn der Retarder eingeschaltet ist, wohingegen er in Strömungsrichtung hinter das Arbeitsdruckventil

beziehungsweise bei der alternativen Ausgestaltung hinter die

Schaltventile/sonstigen Getriebekomponenten/anderen Aggregate oder die

Abzweigstelle geschaltet werden kann, wenn der Retarder ausgeschaltet ist. Im letzteren Fall ist jedoch zu beachten, dass dann kein anderweitig bedingter besonderer Wärmeeintrag in das Öl des Getriebeölkreislaufes vorliegt,

beispielsweise durch einen hydrodynamischen Wandler, der optional im

Getriebeölkreislauf vorgesehen werden kann und mit dem Öl des

Getriebeölkreislaufes als Arbeitsmedium, vergleichbar zu dem Retarder, betrieben oder mit diesem Öl gekühlt wird. Dann könnte es nämlich erforderlich sein, dass der schaltbare Wärmetauscher nur dann in die zweite Position hinter dem

Arbeitsdruckventil beziehungsweise hinter den Schaltventilen/sonstigen

Getriebekomponenten/anderen Aggregaten oder die Abzweigstelle geschaltet wird, wenn sowohl der Retarder als auch die sonstige„besondere Wärmequelle", insbesondere der hydrodynamische Wandler, ausgeschaltet ist.

Wenn ein hydrodynamischer Retarder vorgesehen ist, der mit dem Öl des

Getriebeölkreislaufes als Arbeitsmedium betrieben oder durch dieses Öl gekühlt wird, so kann im Getriebeölkreislauf vorteilhaft ein weiterer Wärmetauscher, vorliegend Retarderwärmetauscher genannt, vorgesehen sein, der von dem Öl durchströmt wird, um die Wärme aus dem Arbeitsmedium des Retarders abzuleiten. Wenn das Öl des Getriebeölkreislaufes zugleich das Arbeitsmedium des Retarders ist, wird der Retarderwärmetauscher eingesetzt, um die Wärme aus dem Öl des Getriebeölkreislaufes an die Umgebung oder einen Kühlkreislauf oder auf sonstige geeignete Weise abzuleiten. Wenn der Retarder mit einem eigenen Arbeitsmediumkreislauf getrennt vom Getriebeölkreislauf betrieben wird, kann ein erster Wärmetauscher— Flüssigkeits-Flüssigkeits-Wärmetauscher - vorgesehen sein, um die Wärme aus dem Arbeitsmediumkreislauf in den Getriebeölkreislauf zu übertragen, und ein im Getriebeölkreislauf dem ersten Wärmetauscher vorteilhaft nachgeschalteter zweiter Wärmetauscher, um die im ersten

Wärmetauscher in den Getriebeölkreislauf eingebrachte Wärme an die

Umgebung, einen Kühlkreislauf oder auf sonstige geeignete Weise aus dem Öl des Getriebeölkreislaufes abzuleiten. Der zweite Wärmetauscher wäre in diesem Fall der sogenannte Retarderwärmetauscher. Wenn ein Retarderwärmetauscher vorgesehen ist, so ist der wahlweise vor oder hinter das Arbeitsdruckventil schaltbare Wärmetauscher vorteilhaft hinsichtlich der Reihenfolge der Durchströmung mit Öl, ausgehend von der Ölpumpe,

wechselseitig parallel oder in Reihe zu dem Retarderwärmetauscher schaltbar, wobei die Schaltung in Reihe zu dem Retarderwärmetauscher vorteilhaft derart erfolgt, dass der (schaltbare) Wärmetauscher in Reihe vor dem

Retarderwärmetauscher im Ölkreislauf positioniert ist.

Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform ist auch der Retarderwärmetauscher hinsichtlich der Reihenfolge der Durchströmung mit Öl des Getriebeölkreislaufes, ausgehend von der Ölpumpe, wechselseitig zwischen einer ersten Position vor und einer zweiten Position hinter dem Arbeitsdruckventil schaltbar. Auch hier kann die erste Position gemäß einer alternativen Ausgestaltung in Strömungsrichtung des Öls vor den Schaltventilen und/oder den sonstigen Getriebekomponenten und/oder den anderen Aggregaten außerhalb des Getriebes beziehungsweise bei Anordnung derselben in einer oder hinter einer abzweigenden Versorgungsleitung vor der Abzweigstelle liegen, und die zweite Position entsprechend hinter der Abzweigstelle oder hinter den Schaltventilen und/oder sonstigen Getriebekomponenten und/oder anderen Aggregaten liegen. Dies wird

nachfolgend noch anhand der Figuren exemplarisch beschrieben werden.

Wenn ein hydrodynamischer Wandler vorgesehen ist, der mit durch die Ölpumpe gefördertem Öl, das heißt dem Öl des Getriebeölkreislaufes, oder auch einem anderen Medium in einem separaten Kreislauf als Arbeitsmedium betrieben wird, so bringt auch der hydrodynamische Wandler immer dann, wenn er eingeschaltet ist, Wärme in das Öl des Getriebeölkreislaufes ein. Vorteilhaft wird daher der schaltbare Wärmetauscher immer dann in Strömungsrichtung in die erste Position geschaltet, wenn der hydrodynamische Wandler eingeschaltet ist, und in die zweite Position geschaltet, wenn der hydrodynamische Wandler ausgeschaltet ist. Im letzteren Fall gilt das zuvor mit Bezug auf den optional vorgesehenen Retarder Ausgeführte entsprechend. Eine Schaltung des schaltbaren Wärmetauschers in Strömungsrichtung des Öls vergleichsweise weiter hinten in die zweite Position sollte auch bei ausgeschaltetem hydrodynamischem Wandler vermieden werden, wenn eine weitere intensive Wärmequelle im Getriebeölkreislauf eingeschaltet ist, beispielsweise ein Retarder.

Um die gewünschten Umschaltungen des schaltbaren Wärmetauschers und insbesondere, sofern vorgesehen, des schaltbaren Retarderwärmetauschers zu erreichen, kann eine oder eine Vielzahl von Steuereinrichtungen vorgesehen sein, die eine entsprechende Steuerlogik umfassen, um den Wärmetauscher gemäß der beschriebenen Abhängigkeiten zu schalten. Die eine Steuereinrichtung oder die Vielzahl von Steuereinrichtungen kann ferner vorteilhaft zugleich dazu verwendet werden, um den Retarder und/oder den hydrodynamischen Wandler ein- und auszuschalten. Selbstverständlich können weitere Steueraufgaben durch die Steuereinrichtung unternommen werden. Dabei ist es beliebig, ob die

Steuerlogik in einer einzigen Steuereinrichtung oder verteilt über mehrere

Steuereinrichtungen vorgesehen ist.

Das erfindungsgemäße Verfahren zeichnet sich durch die Schritte des Fördems von Öl aus dem Ölsumpf mittels der Ölpumpe, des Stauens des geförderten Öls mittels des Arbeitsdruckventils und des Kühlens des Öls mittels des

Wärmetausches aus, wobei in dem beschriebenen ersten Betriebszustand der Wärmetauscher hinsichtlich der Strömung des Öls im Getriebeölkreislauf, ausgehend von der Ölpumpe in Strömungsrichtung vor das Arbeitsdruckventil (erste Position) und in einem zweiten Betriebszustand hinter das

Arbeitsdruckventil (zweite Position) geschaltet wird. Der erste Betriebszustand kann, wie zuvor erläutert, durch Zuschalten eines hydrodynamischen Retarders und/oder eines hydrodynamischen Wandlers gekennzeichnet sein, also durch einen Betriebszustand, in dem eine vergleichsweise große Wärmemenge in den Getriebeölkreislauf eingebracht wird. Der zweite Betriebszustand kann dadurch gekennzeichnet sein, dass die wärmeintensiven Aggregate, das heißt

insbesondere der hydrodynamische Wandler und der hydrodynamische Retarder, ausgeschaltet sind. Auch hier ist gemäß einer alternativen Ausgestaltung der Erfindung eine erste

Position in Strömungsrichtung des Öls vor den Schaltventilen und/oder sonstigen Getriebekomponenten und/oder anderen Aggregaten außerhalb des Getriebes beziehungsweise bei Anordnung derselben in einer oder hinter einer

abzweigenden Versorgungsleitung vor der Abzweigstelle möglich, wobei dann die zweite Position entsprechend hinter der Abzweigstelle oder den

Schaltventilen/Getriebekomponenten/anderen Aggregaten vorgesehen ist.

Die Erfindung soll nun nachfolgend anhand eines Ausführungsbeispieles exemplarisch erläutert werden.

Es zeigen:

Figur 1 einen erfindungsgemäß ausgebildeten Getriebeöl kreislauf; Figur 2 den Ölfluss in dem Getriebeölkreislauf gemäß der Figur 1 im ersten

Gang des Getriebes bei ausgeschaltetem Retarder; Figur 3 den Ölfluss im ersten Gang des Getriebes, jedoch bei eingeschaltetem Retarder;

Figur 4 den Ölfluss im zweiten und jedem höheren Gang bei

ausgeschaltetem Retarder;

Figur 5 den Ölfluss im zweiten und jedem höheren Gang bei

eingeschaltetem Retarder. In der Figur 1 ist ein Getriebeölkreislauf in einem Ausschnitt dargestellt,

umfassend eine Ölpumpe 1 , die Öl aus einem Ölsumpf 2 frei fördert. Im gezeigten Ausführungsbeispiel sind in Strömungsrichtung des Öls vor der Ölpumpe 1 , die beispielsweise als Zahnradpumpe ausgeführt sein kann, ein Ölsieb 9 und in Strömungsrichtung hinter der Ölpumpe 1 ein Feinfilter 10 vorgesehen. Diese Elemente stellen jedoch nur Optionen dar und müssen nicht zwingend ausgeführt werden.

Im weiteren Verlauf der Strömung des Öls hinter der Ölpumpe 1 ist ein

Wärmetauscher 3, welcher den erfindungsgemäß schaltbaren Wärmetauscher darstellt, im Ölkreislauf angeordnet. Vorliegend ist der Wärmetauscher 3 mittels eines Bypasses mit einem Rückschlagventil umgehbar, welcher bei einem vorgegebenen Öffnungsdruck Öl am Wärmetauscher 3 vorbeileitet, um einen übermäßigen Druckverlust zu vermeiden. Der Öffnungsdruck kann beispielsweise zwischen 1 und 5 bar, insbesondere bei 2 bar Druckdifferenz zwischen dem

Einlass des Wärmetauschers 3 und dem Auslass des Wärmetauschers 3 liegen. Der Wärmetauscher 3 könnte auch als Sumpfwärmetauscher bezeichnet werden.

Dem Wärmetauscher 3 ist in Strömungsrichtung des Öls ein erstes Schaltventil 11 vorgeschaltet und ein zweites Schaltventil 12 nachgeschältet, welche dazu dienen, den Wärmetauscher 3 hinsichtlich seiner Positionierung im Ölkreislauf vor oder hinter das Arbeitsdruckventil 4 zu schalten, wie nachfolgend noch erläutert wird. Das Arbeitsdruckventil 4 dient dem Anstauen eines Arbeitsdruckes auf der Arbeitsdruckebene 13, die durch einen entsprechenden Kanal beziehungsweise eine entsprechende Leitung gebildet wird, (auch Arbeitsdruckschiene oder Line genannt), von welcher Leitungen mit Schaltventilen 5 abzweigen und zu

verschiedenen Getriebekomponenten (nicht dargestellt) führen. Durch die

Schaltventile 5 wird bestimmt, ob eine bestimmte Getriebekomponente (oder ein anderes Aggregat außerhalb des Getriebes) mit dem Drucköl aus der

Arbeitsdruckebene 13 beaufschlagt wird, indem das entsprechende Schaltventil 5 in der abzweigenden Leitung mehr oder minder geöffnet wird.

Im gezeigten Ausführungsbeispiel sind an der Arbeitsdruckebene 13 ferner ein Retarderdruckventil 14, sowie ein Wandlerdruckabsenkungsventil 15

angeschlossen. Mittels des Retarderdruckventils 14 wird in einer

Steuerdruckleitung 16 ein vorgegebener Steuerdruck eingestellt, der zum einen dem Einschalten und Ausschalten des Retarders 6 und zum anderen zum

Einstellen eines vorgegebenen Überlagerungsdruckes im Retarder 6 im

eingeschalteten Zustand des Retarders 6, um ein vorgegebenes Bremsmoment des Retarders einzustellen, dient. Hierzu ist in der Steuerdruckleitung 16 ein Retarderschaltventil 17 vorgesehen, das in einem ersten Schaltzustand den Retarder 6 mit dem Ölsumpf 2 (oder einem separaten Ölsumpf) verbindet, und in einem zweiten Schaltzustand Öl aus dem Getriebeölkreislauf, insbesondere durch die Ölpumpe 1 gefördertes Öl, in den Arbeitsraum des Retarders 6 einleitet, wobei dann, wie nachfolgend noch erläutert wird, im vorliegenden Ausführungsbeispiel ein Retarderölkreislauf innerhalb des Getriebeölkreislaufes ausgebildet wird, in welchem ein Retarderwärmetauscher 8 zum Abführen der durch den Retarder 6 in das Öl eingebrachten Wärme vorgesehen ist.

Ferner beaufschlagt die Steuerdruckleitung 16, in welcher ein Steuerdruck in Abhängigkeit der Stellung des Retarderdruckventils 14 eingestellt wird, das erste Schaltventil 11 vor dem Wärmetauscher 3 und das zweite Schaltventil 12 hinter dem Wärmetauscher 3, um die gewünschte Umschaltung des Wärmetauschers 3 hinsichtlich seiner Position im Getriebeölkreislauf zu bewirken, immer dann, wenn der Retarder 6 eingeschaltet wird und ausgeschaltet wird.

Entsprechend der (ersten) Steuerdruckleitung 16 zur Steuerung beziehungsweise

c

zum Einschalten und Ausschalten des Retarders 6 ist eine zweite

Steuerdruckleitung 18 vorgesehen, die am Wandlerdruckabsenkungsventil 15 angeschlossen ist, wobei der Steuerdruck in der zweiten Steuerdruckleitung 18 durch die Stellung des Wandlerdruckabsenkungsventils 15 bestimmt wird. Durch den Steuerdruck kann der Druck im Arbeitsraum des hydrodynamischen Wandlers 20 gezielt abgesenkt werden, um die mit dem Wandler übertragene

Antriebsleistung zu vermindern.

Eine dritte Steuerdruckleitung 19 beaufschlagt das erste Schaltventil 11 vor dem Wärmetauscher 3 und das zweite Schaltventil 12 hinter dem Wärmetauscher 3 immer dann mit Steuerdruck, wenn der Wandler 20 eingeschaltet wird. Hierzu ist ein entsprechendes Steuerdruckventil 21 , vorliegend in einer Leitung abzweigend von der Arbeitsdruckebene 13, vorgesehen.

Die Getriebekomponenten, die über die Schaltventile 5 angesteuert werden, sind beispielsweise Kupplungen, Bremsen oder Klauen, um bestimmte Gänge in dem Getriebe einzustellen oder um den Wandler 20 ein- oder auszuschalten.

Für den, vorliegend mit Öl aus dem Getriebeölkreislauf als Arbeitsmedium beaufschlagten Retarder 6 ist ein Retarderwärmetauscher 8 vorgesehen, dessen Position hinsichtlich der Durchströmung mit Öl im Getriebeölkreislauf ebenfalls umgeschaltet werden kann. Hierfür sind in Strömungsrichtung des Öls vor dem

Retarderwärmetauscher 8 ein erstes Retarderwärmetauscherschaltventil 22 und hinter dem Retarderwärmetauscher 8 ein zweites

Retarderwärmetauscherschaltventil 23 vorgesehen, die parallel zum ersten Schaltventil 11 und zweiten Schaltventil 12 vor und hinter dem Wärmetauscher 3 mit Steuerdruck aus der ersten Steuerdruckleitung 16 beaufschlagt werden. Ferner kann, wie dargestellt, der Retarder 6 mit dem Ölsumpf 2 (oder einem separaten Ölsumpf) über eine Leitung mit vergleichsweise kleinem Querschnitt verbunden sein, beziehungsweise kann über undichte Stellen im Retarder 6 austretendes Öl in den Ölsumpf 2 (oder den separaten Ölsumpf) in den Ölkreislauf zurückgeführt werden. Bei dem gezeigten Ausführungsbeispiel kann ferner eine Verbindung des Retarders 6 beziehungsweise des für den Retarder 6 gebildeten Öfkreislaufes über das erste Retarderwärmetauscherschaltventil 22 und/oder das zweite Retarderwärmetauscherschaltventil 23 mit dem Ölsumpf 2 (oder einem separaten Ölsumpf) hergestellt werden, um den Arbeitsraum des Retarders zu entleeren, wenn der Retarder 6 ausgeschaltet wird.

In der Figur 2 ist nun der Ölfluss im Getriebeölkreislauf dargestellt, wenn der erste Gang im Getriebe eingelegt ist und der Retarder 6 ausgeschaltet ist, und zwar anhand eines Ausschnittes der Figur 1. Sich entsprechende Bauteile sind mit sich entsprechenden Bezugszeichen bezeichnet.

Im ersten Gang wird Antriebsleistung über den hydrodynamischen Wandler 20 (in der Figur 2 nicht dargestellt) hydrodynamisch von einer Antriebsmaschine (nicht dargestellt), insbesondere Verbrennungsmotor, auf Antriebsräder (nicht

dargestellt) des Fahrzeugs übertragen. Dementsprechend fällt im

hydrodynamischen Wandler 20 Wärme an, welche durch das Öl des

Getriebeölkreislaufes aufgenommen wird und, sofern das Öl vor der

Arbeitsdruckebene 13 nicht ausreichend gekühlt wird, zu einer Überhitzung von elektronischen Bauteilen in den Schaltventilen 5 führen könnte. Dementsprechend ist der Wärmetauscher 3, und im vorliegenden Ausführungsbeispiel parallel hierzu der Retarderwärmetauscher 8 in Strömungsrichtung des Öls, ausgehend von dem Ölsumpf 2 beziehungsweise der Ölpumpe 1 , dem Arbeitsdruckventil 4

vorgeschaltet. Im Einzelnen strömt das Öl aus der Ölpumpe 1 durch das erste Schaltventil 11 , dann parallel durch den Wärmetauscher 3 und den

Retarderwärmetauscher 8, wieder vereint durch das zweite Schaltventil 12, durch das Arbeitsdruckventil 4, anschließend durch eine zweite Leitung im ersten

Schaltventil 11 , durch eine zweite Leitung im zweiten Schaltventil 12 und zum hydrodynamischen Wandler (über die durchgezogene fette Linie links oben in der Figur 2). Somit wird das Öl sowohl in dem Wärmetauscher 3 als auch in dem Retarderwärmetauscher 8 gekühlt, bevor es zur Arbeitsdruckebene 13, die vor dem Arbeitsdruckventil 4 abzweigt, und damit den Schaltventilen 5, strömt. In dem in der Figur 2 gezeigten Schaltzustand ist die dritte Steuerdruckleitung 19 mit Steuerdruck beaufschlagt, was bewirkt, dass das erste Schaltventil 11 und das zweite Schaltventil 12 in den gezeigten Stellungen verbleiben. Aufgrund dessen, dass die erste Steuerdruckleitung 16 drucklos ist beziehungsweise mit einem Steuerdruck unterhalb eines Grenzwertes beaufschlagt ist, sind das erste

Retarderwärmetauscherschaltventil 22 und das zweite

Retarderwärmetauscherschaltventil 23 in jener gezeigten Stellung positioniert, bei welcher der Retarder 6 mit dem Ölsumpf 2 (oder einem separaten Ölsumpf) verbunden ist, ergänzend zu der Ölsumpfverbindung über das in der Figur 1 gezeigte Retarderschaltventil 17, welches ebenfalls nicht mit einem ausreichenden Steuerdruck in der ersten Steuerdruckleitung 16 angesteuert wird.

Bei den hier gezeigten Ausführungsbeispielen sind die an den

Steuerdruckleitungen angeschlossenen Ventile als Wegeventile oder

Wegeschieber ausgeführt, die entgegen dem jeweiligen Steuerdruck vorgespannt sind, beispielsweise mittels einer Druckfeder.

In der Figur 3 ist nun der Betriebszustand gezeigt, in dem zusätzlich der Retarder 6 eingeschaltet ist. In diesem Fall ist die erste Steuerdruckleitung 16 zusätzlich mit Steuerdruck beaufschlagt, was zwar an der Schaltstellung des ersten Schaltventils 11 und des zweiten Schaltventils 12 nichts ändert (diese Ventile sind bereits durch den Steuerdruck der dritten Steuerdruckleitung 19 beaufschlagt und somit entgegen der Kraft der Feder in den gezeigten Schaltzustand verschoben), das heißt, der Wärmetauscher 3 bleibt nach wie vor in Strömungsrichtung des Öls vor das Arbeitsdruckventil 4 geschaltet, jedoch werden das erste

Retarderwärmetauscherschaltventil 22 und das zweite

Retarderwärmetauscherschaltventil 23 derart umgeschaltet, dass nun der

Retarderwärmetauscher 8 in Strömungsrichtung des Öls zusammen mit dem Retarder 6 hinter das Arbeitsdruckventil 4 geschaltet ist, und zwar vorliegend derart, dass innerhalb des Getriebeölkreislaufes ein Retarderölkreislauf 24 gebildet wird, in welchem im Retarder 6 Wärme in das Öl eingeleitet und im Retarderwärmetauscher 8 aus dem Öl abgeführt wird.

Durch die gewählte Reihenfolge der Durchströmung der einzelnen Aggregate im Getriebeölkreislauf wird Folgendes erreicht: Aufgrund dessen, dass durch den hydrodynamischen Retarder 6 ein Wärmeeintrag in den Ölsumpf 2 erfolgt, insbesondere durch Undichtigkeiten im Retarder 6, kann das durch die Ölpumpe 1 geförderte Öl eine vergleichsweise hohe Temperatur aufweisen, welche ungünstig für die Schaltventile 5 beziehungsweise die in den Schaltventilen 5 enthaltenen elektrischen Bauteile ist. Der Wärmetauscher 3 (Sumpfwärmetauscher) ist daher in Strömungsrichtung des Öls vor das Arbeitsdruckventil 4 und somit auch vor die Arbeitsdruckebene 13 geschaltet. Ein weiterer Grund für das Vorschalten des Wärmetauschers 3 vor das Arbeitsdruckventil 4 und damit die Arbeitsdruckebene 13 ist der eingeschaltete hydrodynamische Wandler, welcher ebenfalls einen Wärmeeintrag in den Ölsumpf 2 bewirken kann, siehe die gezeigte Verbindung des hydrodynamischen Wandlers 20 mit dem Ölsumpf 2 gemäß der Figur 1. Der Wärmetauscher 3 reduziert die Temperatur des durch die Ölpumpe 1 geförderten Öls auf ein Temperaturniveau, das für die Schaltventile 5 unkritisch ist.

Der in den Figuren 2 und 3 gezeigte Betriebszustand mit eingeschaltetem _ hydrodynamischem Wandler oder mit gemeinsam eingeschaltetem

hydrodynamischem Wandler und hydrodynamischem Retarder wird vorliegend auch als erster Betriebszustand bezeichnet.

In der Figur 4 ist nun der vorliegend als zweiter Betriebszustand bezeichnete Zustand dargestellt, in welchem die„Wärmequellen" hydrodynamischer Wandler und hydrodynamischer Retarder ausgeschaltet sind. In diesem zweiten

Betriebszustand pumpt die Ölpumpe 1 das Öl aus dem Ölsumpf 2 zunächst durch die gewählte Schaltstellung des ersten Schaltventils 11 und des zweiten

Schaltventils 12 (weder in der ersten Steuerdruckleitung 16 noch in der dritten Steuerdruckleitung 19 liegt ein Steuerdruck an, welcher die Ventile entgegen der Kraft der Feder schaltet) am Wärmetauscher 3 vorbei in die Arbeitsdruckebene 13 beziehungsweise durch das Arbeitsdruckventil 4. Somit wird das Öl aus dem Ölsumpf 2 zwar nicht gekühlt, bevor es in die Arbeitsdruckebene 13 und das Arbeitsdruckventil 4 eintritt, was jedoch im vorliegenden Fall unkritisch ist, da kein größerer Wärmeeintrag in das Öl im Ölsumpf 2 erfolgt. Als erheblicher Vorteil ergibt sich, dass ein Druckverlust über dem Wärmetauscher 3, der 2 bis 3 bar betragen kann, in Strömungsrichtung vor dem Hauptdruckventil eingespart werden kann, was eine 20 - 30 % geringere Leistungsaufnahme der Ölpumpe 1

ermöglicht und somit, bei Anwendung in einem Kraftfahrzeug, Antriebsleistung, insbesondere des Verbrennungsmotors, der die Ölpumpe 1 antreibt,

kraftstoffsparend reduziert.

In Strömungsrichtung hinter dem Arbeitsdruckventil 4 strömt das Öl dann durch die wiederum parallel geschalteten Wärmetauscher 3 und Retarderwärmetauscher 8 und wird in beiden Wärmetauschern gekühlt. Die Parallelschaltung der beiden Wärmetauscher bewirkt, wie auch bei dem in der Figur 2 gezeigten Schaltzustand, eine Druckverlustreduzierung aufgrund des für den Ölstrom zur Verfügung stehenden vergleichsweise größeren gemeinsamen Strömungsquerschnitt, der durch die beiden Wärmetauscher ausgebildet wird. Somit kann auch hierdurch nochmals eine Wirkungsgradsteigerung beziehungsweise Verlustreduzierung im Ölkreislauf erreicht werden. Die gezeigte Stellung des ersten

Retarderwärmetauscherschaltventils 22 und des zweiten

Retarderwärmetauscherschaltventils 23 wird dadurch erreicht, dass in der ersten Steuerdruckleitung 16 kein beziehungsweise kein ausreichender Steuerdruck ansteht, welcher die Ventile entgegen der Kraft der Feder schalten könnte.

Bei dem in der Figur 4 gezeigten Betriebszustand entsprechen die

Schaltstellungen des ersten Retarderwärmetauscherschaltventils 22 und des zweiten Retarderwärmetauscherschaltventils 23 den Schaltstellungen dieser Ventile gemäß der Figur 2, um die gewünschte Parallelschaltung der beiden Wärmetauscher zu erreichen, wohingegen die Schaltstellungen des ersten Schaltventils 11 und des zweiten Schaltventils 12 gegenüber den Schaltstellungen in den Figuren 2 und 3 umgeschaltet sind, um den Wärmetauscher 3 hinter das Arbeitsdruckventil 4 zu schalten. Wenn das Getriebe nur im ersten Gang mit hydrodynamischem Wandler beziehungsweise einer Leistungsübertragung mittels des hydrodynamischen Wandlers betrieben wird, so entspricht der Betriebszustand gemäß der Figur 4 jenem aller höheren Gänge ohne Einsatz des hydrodynamischen Retarders, beispielsweise der„mechanischen" Gänge 2 bis 5. Wenn mehrere

hydrodynamische Gänge vorgesehen sind, beispielsweise der hydrodynamische Wandler im ersten und im zweiten Gang zum hydrodynamischen (An-)Fahren eingeschaltet ist, würde sich die Nummer der rein mechanischen Gänge

entsprechend erhöhen, beispielsweise auf 3 bis 5. In der Figur 5 ist nun der Betriebszustand gezeigt, in welchem zwar der

hydrodynamische Wandler beziehungsweise die Leistungsübertragung über den hydrodynamischen Wandler ausgeschaltet ist, jedoch der Retarder 6 eingeschaltet ist. Somit erfolgt ein Wärmeeintrag in den Ölsumpf 2 und das erste Schaltventil 11 sowie das zweite Schaltventil 12 werden durch einen entsprechenden Steuerdruck in der ersten Steuerdruckleitung 16 in jene Schaltstellung geschaltet, in welcher der Wärmetauscher 3 in Strömungsrichtung des Öls vor dem Arbeitsdruckventil 4 und damit vor der Arbeitsdruckebene 13 positioniert ist. Der Retarder 6

beziehungsweise der Retarderwärmetauscher 8 hingegen ist durch

entsprechendes Umschalten des ersten Retarderwärmetauscherschaltventils 22 und zweiten Retarderwärmetauscherschaltventils 23 in Strömungsrichtung hinter dem Arbeitsdruckventil 4 positioniert. Dieses Umschalten sowie das Einschalten des Retarders 6 wird wiederum dadurch bewirkt, dass in der Steuerdruckleitung 16 ein Steuerdruck angelegt wird, wohingegen in der dritten Steuerleitung 19 kein Steuerdruck-angelegt ist, da der hydrodynamische Wandler ausgeschaltet ist.

In jenen Schaltzuständen, in denen der Retarder 6 eingeschaltet ist (Figuren 3 und 5) und somit der Wärmetauscher 3 in Strömungsrichtung vor dem Arbeitsdruckventil 4 positioniert ist, muss die Ölpumpe 1 eine vergleichsweise größere Leistung aufnehmen, da sie das Öl aus dem Ölsumpf 2 auf ein

Druckniveau fördern muss, dass oberhalb des durch das Arbeitsdruckventil 4 eingestellten Druckes liegt, nämlich mindestens um den Betrag des

Druckverlustes im Wärmetauscher 3 sowie gegebenenfalls der weiteren

vorgesehenen Aggregate (Ölsieb, Feinfilter, Ventile und dergleichen) erhöht ist. In diesen Betriebszuständen ist jedoch eine erhöhte Leistungsaufnahme durch die Ölpumpe 1 nicht schädlich, da dies zu einem Abbremsen des Antriebsmotors, in der Regel des Verbrennungsmotors, der zum Antrieb eines Fahrzeugs verwendet wird, führt, was im Bremsbetrieb (der Retarder 6 ist ja eingeschaltet) erwünscht ist.

Die Erfindung ermöglicht also immer dann eine Einsparung von Antriebsleistung im Traktionsbetrieb des Fahrzeugs außerhalb eines hydrodynamischen Anfahrens (mit dem Wandler) und somit eben in jenem Betriebszustand, der im Betrieb eines Fahrzeugs in der Regel am häufigsten auftritt. Anstelle des hydrodynamischen Wandlers kann auch eine hydrodynamische Kupplung verwendet werden, mit denselben Vorteilen und Wirkungen der erfindungsgemäß vorgesehenen

Umschaltmöglichkeit des Wärmetauschers 3. Abweichend von der zuvor anhand der Figuren erläuterten Ausführungsform kann die erfindungsgemäße Wirkung auch dadurch erreicht werden, dass der

schaltbare Wärmetauscher 3 in dem Betriebszustand, in welchem vergleichsweise wenig Wärme in das Öl eingetragen wird (zweiter Betriebszustand) nicht hinter das Arbeitsdruckventil 4 geschaltet wird, sondern„nur" hinter die Abzweigstelle vor dem Arbeitsdruckventil 4, an welcher die Arbeitsdruckebene 13 abzweigt. Diese Position des schaltbaren Wärmetauschers ist in der Figur 4 in gestrichelten Linien eingezeichnet und mit dem Bezugszeichen 7 versehen. Wenn die Position 7 als zweite Position des schaltbaren Wärmetauschers 3 gewählt wird, wohingegen die erste Position in Strömungsrichtung des Öls vor der Abzweigstelle angeordnet ist, so tritt in der zweiten Position kein Druckverlust durch den schaltbaren

Wärmetauscher 3 vor der Abzweigstelle auf, der durch die Ölpumpe 1

überwunden werden muss. Vielmehr tritt der Druckverlust erst hinter der Abzweigstelle auf, was jedoch unschädlich ist, da dieser Verlust durch eine entsprechend weniger starke Anstauung mittels des Arbeitsdruckventils 4 ausgeglichen werden kann. Auch wenn es vorliegend nicht detailliert dargestellt ist, könnte der

Getriebekreislauf grundsätzlich auch mit einem anderen Medium als Öl betrieben werden, wobei die Erfindung mit derselben Wirkung angewandt werden kann. Der Begriff Ölkreislauf ist demnach umfassend zu verstehen und soll nicht nur das Medium Öl, sondern auch andere gleichwertige Medien einschließen.