DE10115081B4

DE10115081B4 - Stufenloses Riemengetriebe

Info

Publication number: DE10115081B4
Application number: DE10115081A
Authority: DE
Inventors: Shigeji Nakano; Junji Urano; Yoichi Sato
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2000-03-27
Filing date: 2001-03-27
Publication date: 2013-10-31
Anticipated expiration: 2021-03-28
Also published as: DE10115081A1; JP3571607B2; JP2001271896A; US20010027143A1; US6461271B2

Abstract

Stufenlos verstellbares Riemengetriebe, umfassend: einen stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus (70) der einen Riemen (79) aufweist, der über eine mit einer Eingangswelle (20) für die Aufnahme der Antriebskraft eines Motors verbundene Antriebsriemenscheibe (71) und eine mit einer Ausgangswelle (S4, S5) verbundene angetriebene Riemenscheibe (75) geführt ist, und bei dem der Gangwechsel erfolgt, indem ein Antriebszylinder (74) zur Einstellung des Scheibenabstands der Antriebsriemenscheibe (71) und ein angetriebener Zylinder (78) zur Einstellung des Scheibenabstands der angetriebenen Riemenscheibe (75) mit hydraulischem Betriebsöl versorgt werden; ein Reibungsangriffselement (65, 66), das zwischen dem Motor und der Antriebsriemenscheibe (71) oder zwischen der angetriebenen Riemenscheibe (75) und der Ausgangswelle (S4, S5) angeordnet ist und das die Kraftübertragung von dem Motor mit einem von dem Druck des zugeführten Betriebsöls abhängigen Angriffsvermögen steuern kann; und Seitendruck-Zufuhreinrichtungen (100, 110, 120, 124) zur Zufuhr eines ersten Seitendrucks, der die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des CVT (70) bestimmt, zu einem der beiden Zylinder (74, 78) und zur Zufuhr eines zweiten Seitendrucks, durch welchen der Schaltvorgang des CVT-Mechanismus (70) durchgeführt wird, zu dem jeweils anderen der beiden Zylinder (74, 78); dadurch gekennzeichnet, daß der erste Seitendruck dem Reibungsangriffselement (65, 66) als hydraulischer Arbeitsdruck zugeführt wird.

Description

GEBIET DER ERFINDUNG
Die vorliegende Erfindung betrifft ein stufenlos verstellbares Riemengetriebe mit einem stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus, bei dem ein Riemen über eine Antriebsriemenscheibe und über eine angetriebene Riemenscheibe geführt ist, einem Reibungsangriffselement zum Trennen der Kraftübertragung von der Antriebsmaschine und einer Einrichtung zur Steuerung des den Zylinderkammern der beiden Riemenscheiben zugeführten Seitendrucks.
HINTERGRUND DER ERFINDUNG
Ein stufenlos verstellbares Riemengetriebe dieser Art ist solchermaßen konstruiert, daß die Kraftübertragung von einer Antriebsmaschine über einen stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus erfolgt, der eine Antriebsriemenscheibe, eine angetriebene Riemenscheibe und einen über diese beiden Scheiben geführten Riemen und ein Reibungsangriffselement zum Trennen der Kraftübertragung von der Antriebsmaschine aufweist. Derartige Riemengetriebe werden in Fahrzeugen etc. verwendet. Wenn bei Übertragungsdrehmoment des Riemens einen zulässigen Wert übersteigt (nämlich das Drehmoment, bei dessen Überschreiten durch das Übertragungsdrehmoment des Riemens der Riemen schlupft), entsteht Riemenschlupf, der sowohl vom Gesichtspunkt der Reibung als auch der Kosten unerwünscht ist. Durch die JP 4-228960 A , entsprechend DE 690 12 792 T2 , etc. ist ein Verfahren bekannt geworden, mit welchem sich diese Situation vermeiden läßt, indem ein maximales Drehmoment mittels eines Reibungsangriffselements niedriger eingestellt wird als der vorstehend genannte zulässige Wert. Wenn sich das Übertragungsdrehmoment des Riemens erhöht, beginnt gemäß diesem Verfahren das Reibungsangriffselement zu rutschen, bevor das Drehmoment den vorgenannten zulässigen Wert übersteigt, so daß ein Überschreiten dieses zulässigen Werts durch das Übertragungsdrehmoment des Riemens nicht möglich ist. Erwünscht ist dabei, daß das Übertragungsdrehmoment dieses Reibungsangriffselements einem Wert entspricht, der möglichst nahe an dem vorgenannten zulässigen Wert liegt. Da sich aber der zulässige Wert in Abhängigkeit von der auf den Riemen ausgeübten Klemmkraft der Riemenscheibe (Seitendruck) konstant ändert, ist es üblich, das Übertragungsdrehmoment des Reibungsangriffselements mit Hilfe eines linearen Magnetventils etc. elektronisch zu steuern.
Ein lineares Magnetventil, das bei einer derartigen Konstruktion zur Durchführung der Steuerung des Übertragungsdrehmoments des Reibungsangriffselements verwendet wird, ist jedoch teuer und bedingt das Problem hoher Herstellungskosten.
ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG
Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein stufenlos verstellbares Riemengetriebe derart zu schaffen, daß der Riemenschlupf mit Hilfe einer einfachen Konstruktion ohne die Verwendung eines linearen Magnetventils verhindert werden kann.
Diese Aufgabe wird bei einem Gegenstand nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 erfindungsgemäß durch dessen kennzeichnende Merkmale gelöst.
Ein erfindungsgemäßes stufenlos verstellbares Riemengetriebe umfaßt einen stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus, bei welchem ein Riemen über eine mit einer Eingangswelle (z. B. die Eingangswelle 20 in den Ausführungsbeispielen) zur Einleitung der Antriebskraft von einer Antriebsmaschine (in den Ausführungsbeispielen z. B. ein Motor) verbundene Antriebsriemenscheibe und eine mit einer Ausgangswelle (z. B. die linke und die rechte Achswelle S4, S5 in den Ausführungsbeispielen) verbundene angetriebene Riemenscheibe geführt ist und der Schaltvorgang durch die Zuleitung einer hydraulischen Betriebsflüssigkeit zu einem Antriebszylinder für die Einstellung des Scheibenabstands der Antriebsriemenscheibe und zu einem angetriebenen Zylinder für die Einstellung des Scheibenabstands der angetriebenen Riemenscheibe durchgeführt wird; ein Reibungsangriffselement, das zwischen der Antriebsmaschine und der Antriebsriemenscheibe oder zwischen der angetriebenen Riemenscheibe und der Ausgangswelle angeordnet ist und das mit einem von dem Arbeitsdruck des zugeführten Hydrauliköls abhängigen Angriffsvermögen die Antriebskraft von der Antriebsmaschine überträgt oder diese Übertragung durch Aufhebung des Drucks unterbrechen kann; und Einrichtungen für die Seitendruckzufuhr (z. B. in der dargestellten Ausführungsform die Hydraulikpumpe 100, das Regelventil 110, das lineare Magnetventil 120 zur Steuerung des ersten Seitendrucks und das lineare Magnetventil 124 zur Steuerung des zweiten Seitendrucks), die einen ersten Seitendruck, der die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus bestimmt, zu einem der beiden Zylinder leiten und die einen zweiten Seitendruck, durch welchen der Schaltvorgang des stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus durchgeführt wird, zu dem anderen der beiden Zylinder leiten, wobei der erste Seitendruck dem Reibungsangriffselement als hydraulischer Arbeitsdruck zugeführt wird.
Bei einem erfindungsgemäßen stufenlos verstellbaren Riemengetriebe wird der erste Seitendruck, der die Übertragungskapazität des stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus, d. h. das ohne Verursachung eines Riemenschlupfes zwischen den beiden Riemenscheiben übertragbare Drehmoment bestimmt, als hydraulischer Arbeitsdruck des Reibungsangriffselements verwendet, und die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des Reibungsangriffselements wird zusammen mit der Übertragungsdrehmoment-Kapazität des stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus variiert. Folglich kann, wenn die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des Reibungsangriffselements wie erforderlich etwas geringer eingestellt wird als die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus (z. B. wird der erste Seitendruck dem Reibungsangriffselement nach einer erfolgten Druckreduzierung zugeführt oder nach einer erfolgten Einstellung der das Reibungsangriffselement bildenden Reibscheiben und/oder deren Reibungskoeffizienten), der Schlupf des Reibungsangriffselements sogar dann vor dem Auftreten des Riemenschlupfes in dem stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus induziert werden, wenn in den stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus ein die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus überschreitendes Drehmoment eingeleitet wird, wodurch eine Beschädigung des Riemens aufgrund von Schlupf verhindert werden kann. Auch läßt sich mit dieser Konstruktion die Steuerung des Angriffsvermögens des Reibungsangriffselements ohne die Notwendigkeit eines teueren linearen Magnetventils bewerkstelligen, so daß die Herstellungskosten im Vergleich zu einer Lösung mit einem für diesen Zweck vorgesehenen linearen Magnetventil erheblich reduziert werden können. Auch was die Zuverlässigkeit im Hinblick auf den Riemenschlupf anbelangt, ist die erfindungsgemäße Konstruktion jener mit einem linearen Magnetventil überlegen und bietet darüber hinaus auch eine größere Sicherheit.
Weitere Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsformen im Zusammenhang mit den anliegenden Zeichnungen, die lediglich zur Darstellung der Erfindung dienen, ohne diese einzuschränken. Änderungen und Modifikationen sind möglich, ohne den Rahmen der Erfindung zu verlassen.
FIGURENKURZBESCHREIBUNG
1 ist eine schematische Darstellung der Konstruktion einer Kraftübertragungsvorrichtung für ein Fahrzeug, bei dem ein stufenlos verstellbares Riemengetriebe gemäß der Erfindung angewendet wird;
2 ist ein Diagramm des Hydraulikkreises zur Darstellung der Konstruktion der vorgenannten Kraftübertragungsvorrichtung für ein Fahrzeug;
3 ist ein Diagramm des Hydraulikkreises zur Darstellung der Konstruktion der vorgenannten Kraftübertragungsvorrichtung für ein Fahrzeug;
4 ist ein Diagramm des Hydraulikkreises zur Darstellung der Konstruktion der vorgenannten Kraftübertragungsvorrichtung für ein Fahrzeug;
5 ist ein Diagramm zur Darstellung der Relation zwischen der Kombination von Signaldruckausgängen aus dem ersten und dem zweiten Magnetventil und dem Steuer- und Arbeitsdruck des Überbrückungsmechanismus und des Reibungsanriffselements gemäß einer ersten Ausführungsform;
6 ist ein Diagramm des Hydraulikkreises zur Darstellung der Konstruktion einer Kraftübertragungsvorrichtung für ein Fahrzeug, bei dem ein erfindungsgemäßes stufenlos verstellbares Riemengetriebe angewendet wurde, gemäß einer zweiten Ausführungsform der Erfindung; und
7 ist ein Diagramm zur Darstellung der Relation zwischen der Kombination von Signaldruckausgängen aus dem ersten und dem zweiten Magnetventil und der Kapazität für die Steuer- und Betriebsflüssigkeitszufuhr des Überbrückungsmechanismus und des Reibangriffselements gemäß einer zweiten Ausführungsform.
BESCHREIBUNG DER BEVORZUGTEN AUSFÜHRUNGSFORMEN
Bevorzugte Ausführungsformen der Erfindung werden nachfolgend unter Bezugnahme auf die Zeichnungen beschrieben. In der ersten dargestellten Ausführungsform wird ein erfindungsgemäßes stufenlos verstellbares Riemengetriebe auf ein Fahrzeug angewendet. 1 zeigt eine schematische Darstellung der Kraftübertragungsvorrichtung eines Fahrzeugs, die solch ein stufenlos verstellbares Riemengetriebe enthält.
Dieses Kraftübertragungssystem eines Fahrzeugs hat ein stufenlos verstellbares Riemengetriebe CVT, das die von der Antriebsmaschine (Motor) eingeleitete Antriebskraft mit stufenloser Übersetzung abgibt, und einen Drehmomentwandler 30, der eine Kraftübertragung durchführt und zwischen dem Motor und dem CVT angeordnet ist. Das CVT befindet sich in einem Getriebegehäuse 10, wobei eine Getriebeeingangswelle S1, eine Getriebeausgangswelle S2, eine Vorgelegewelle S3 und rechte und linke Achswellen S4, S5 durch in dem Getriebegehäuse 10 montierte Lager frei drehbar gelagert sind. Die Eingangswelle 20 und die Getriebeeingangswelle S1 sind koaxial angeordnet, und die Getriebeausgangswelle S2 ist durch einen vorgegebenen Abstand von der Eingangswelle 20 (oder der Getriebeeingangswelle S1) getrennt und parallel zu dieser angeordnet. Die Vorgelegewelle S3 ist durch einen vorgegebenen Abstand von der Getriebeausgangswelle S2 getrennt parallel zu dieser angeordnet, und die rechte und die linke Achswelle S4, S5 sind koaxial angeordnet und erstrecken sich durch einen vorgegebenen Abstand getrennt parallel zur Vorgelegewelle S3.
Die Antriebskraft von dem Motor (nicht dargestellt) wird über den Drehmomentwandler 30 in die Eingangswelle 20 eingeleitet. Der Drehmomentwandler 30 ist derart gebaut, daß er ein Pumpenrad 31, ein Turbinenrad 32 und ein Leitrad 33 aufweist. Das Pumpenrad 31 bildet eine Einheit mit der seine Peripherie abdeckenden Wandlerabdeckung 34 und ist mittels einer Zahnkranzscheibe 36, an der ein Anlasserritzel montiert ist, an der Motorkurbelwelle Es befestigt. Das Turbinenrad 32 ist über eine Turbinenradnabe 32a mit der Eingangswelle gekoppelt. Das Leitrad 33 ist über eine Einwegkupplung 37 an einer Leitradwelle 40 befestigt. Außerdem ist eine Nabe 31a des Pumpenrads durch ein Lager 12 frei drehbar gelagert.
Ein Überbrückungsmechanismus 50 enthält eine Überbrückungskupplung 51 und ist an dem Drehmomentwandler 30 vorgesehen. Die Anordnung ist dergestalt, daß die Antriebskraft von dem Motor durch den Eingriff der zwei Elemente 51, 34 direkt auf die Eingangswelle 20 übertragen werden kann, indem ein an der Turbinenradnabe 32a montierter Kolben der Überbrückungskupplung 51 an die Innenfläche der Wandlerabdeckung 34 gedrückt wird. Dieser Betrieb des Kolbens der Überbrückungskupplung 51 wird bewerkstelligt durch die Zuleitung/Ableitung von Hydrauliköl in/aus zwei Hydraulikkammern, die durch das Abteilen des Innenraums des Drehmomentwandlers 30 mittels der Überbrückungskupplung 51 gebildet werden, und zwar eine (als Hydraulikkammer 52 auf der Turbinenseite bezeichnete) Hydraulikkammer, die näher als der Kolben der Überbrückungskupplung 51 an dem Turbinenrad 32 liegt, und eine (als Hydraulikkammer 53 auf der Abdeckungsseite bezeichnete) Hydraulikkammer, die näher als der Kolben der Überbrückungskupplung an der Wandlerabdeckung 34 liegt.
Die Antriebskraft von der Eingangswelle 20 wird über einen Umschaltmechanismus 60 für die Vorwärts/Rückwärtsbewegung auf die Getriebeeingangswelle S1 übertragen. Der Umschaltmechanismus 60 für die Vorwärts/Rückwärtsbewegung hat ein an der Getriebeeingangswelle S1 befestigtes Sonnenrad 61, eine Vielzahl von Ritzeln 62, die sich in Außenkontakt mit dem Sonnenrad 61 befinden, einen Träger 63, welcher hinsichtlich der Getriebeeingangswelle S1 frei drehbar ist und die Vielzahl von Ritzeln 62 frei drehbar trägt, und ein Hohlrad 64, das an der Eingangswelle 20 befestigt ist und sich in Innenkontakt mit der Vielzahl von Ritzeln 62 befindet. Die Getriebeeingangswelle S1 und das Hohlrad 64 können durch die hydraulische Betätigung einer Vorwärtskupplung 65 in Eingriff gebracht werden. Der Eingriff zwischen dem Träger 63 und dem Getriebegehäuse 10 wird durch die hydraulische Betätigung einer Rückwärtsbremse 66 bewerkstelligt.
Wenn die Vorwärtskupplung 65 eingerückt ist und die Rückwärtsbremse 66 gelöst ist, drehen sich die Eingangswelle 20, das Hohlrad 64, das Ritzel 62, das Sonnenrad 61 und der Träger 63 einheitlich, so daß sich die Getriebeeingangswelle S1 in der gleichen Richtung wie die Eingangswelle 20 dreht. Wenn die Vorwärtskupplung 65 ausgerückt und die Rückwärtsbremse 66 angezogen ist, wird die Drehung der Eingangswelle 20 über die Ritzel 62, deren Drehwellen durch den Träger 63 fixiert sind, auf das Sonnenrad 63 übertragen, so daß sich die Getriebeeingangswelle S1 in der der Eingangswelle 20 entgegengesetzten Richtung dreht.
Die Kraftübertragung von der Getriebeeingangswelle S1 auf die Getriebeausgangswelle S2 erfolgt über einen stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus 70, der aus einer an der Getriebeeingangwelle S1 vorgesehenen Antriebsriemenscheibe 71, einer an der Getriebeausgangswelle S2 vorgesehenen angetriebenen Riemenscheibe 75 und einem über diese beiden Riemenscheiben 71 und 75 geführten Riemen (V-Riemen aus Metall) gebildet ist.
Die Antriebsriemenscheibe 71 besteht aus einer an der Getriebeeingangswelle S1 befestigten festen Scheibenhälfte 72 und aus einer einstellbaren Scheibenhälfte 73, die der festen Scheibenhälfte 72 zugewandt und in axialer Richtung an der Getriebeeingangswelle S1 frei verschiebbar ist. Der Abstand zwischen der festen Scheibenhälfte 72 und der einstellbaren Scheibenhälfte 73 läßt sich variieren, indem die einstellbare Scheibenhälfte 73 durch das Zuleiten/Ableiten von Hydrauliköl zu/aus dem Antriebszylinder 74 verschoben wird. Auch die angetriebene Riemenscheibe 75 besteht aus einer festen Scheibenhälfte 76, die an der Getriebeausgangswelle S2 befestigt ist, und einer einstellbaren Scheibenhälfte 77, die der festen Scheibenhälfte 76 zugewandt und in axialer Richtung entlang der Getriebeausgangswelle S2 frei verschiebbar ist. Der Abstand zwischen der festen Scheibenhälfte 76 und der einstellbaren Scheibenhälfte 77 kann durch das Zuleiten/Ableiten von Hydrauliköl in/aus dem angetriebenen Zylinder 78 durch ein Verschieben der einstellbaren Scheibenhälfte 77 variiert werden. Solchermaßen läßt sich der Radius, mit welchem der Riemen 79 um die Riemenscheiben herumgeführt ist, durch eine Einstellung des Abstands dieser beiden Riemenscheiben 71, 75 ändern, und das Übersetzungsverhältnis zwischen den beiden Wellen S1, S2 kann somit stufenlos verändert werden.
Die in die Getriebeausgangswelle S2 eingeleitete Antriebskraft wird über ein Zahnrad G1 und ein Zahnrad G2 auf die Vorgelegewelle S3 und über ein abschließendes Antriebszahnrad G3 und ein abschließendes angetriebenes Zahnrad G4 auf einen Differentialmechanismus 80 übertragen. Die in den Differentialmechanismus 80 eingeleitete Antriebskraft wird proportioniert und auf die linke und auf die rechte vordere Achswelle S4, S5 übertragen, wodurch das linke und das rechte (Vorder)Rad (nicht dargestellt), die an diesen beiden Wellen S4 und S5 gelagert sind, angetrieben werden.
Auf diese Weise wird mit einer derartigen Kraftübertragungsvorrichtung eines Fahrzeugs die in die Eingangswelle 20 eingeleitete Antriebskraft von der Antriebsmaschine über den Drehmomentwandler 30 durch den Vorwärts/Rückwärts-Umschaltmechanismus 60 und den stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus 70 auf das linke und das rechte Vorderrad übertragen. Dadurch kann der Fahrbetrieb des Fahrzeugs stattfinden, wobei das Übersetzungsverhältnis nach Belieben stufenlos geändert kann, indem der stufenlos verstellbare Getriebemechanismus 70 wie vorstehend beschrieben betätigt wird. Der Wechsel der Fahrtrichtung des Fahrzeugs erfolgt durch die Betätigung des Vorwärts/Rückwärts-Umschaltmechanismus 60.
In den 2 bis 4 sind jeweils Hydraulikkreis-Diagramme gezeigt, die einen Teil der Konstruktion dieser Kraftübertragungsvorrichtung eines Fahrzeugs darstellen. In diesen Figuren kennzeichnen die eingekreisten Buchstaben A bis F und G bis I untereinander verbundene Hydraulikleitungen.
Abgesehen von dem vorstehend genannten Drehmomentwandler 30, der Antriebsriemenscheibe 71, der angetriebenen Riemenscheibe 75, der Vorwärtskupplung 65 und der Rückwärtsbremse 66 umfaßt die Konstruktion dieser Kraftübertragungsvorrichtung eine Hydraulikpumpe 100, ein Regelventil 110, ein lineares Magnetventil 120 zur Steuerung des ersten Seitendrucks und ein lineares Magnetventil 124 zur Steuerung des zweiten Seitendrucks, ein Reduziesventil 129, ein Modulatorventil 130, ein lineares Magnetventil 140, ein erstes Magnetventil 150, ein zweites Magnetventil 160, ein Kupplungsschaltventil 170, einen Wählschieber 180, ein Überbrückungsschaltventil 190, ein Überbrückungssteuerventil 200 und eine elektrische Steuereinheit (nicht dargestellt) etc. Die Steuerung des Betriebs des linearen Magnetventils 120 zur Steuerung des ersten Seitendrucks, des linearen Magnetventils 140 zur Steuerung des zweiten Seitendrucks, des ersten Magnetventils 150 und des zweiten Magnetventils 160 erfolgt durch die elektrische Steuereinheit gemäß den durch nicht dargestellte Sensoren erfaßten Parameter wie Motordrehzahl, Öffnungsgrad der Drosselklappe, Fahrzeuggeschwindigkeit und Betriebsöltemperatur.
Die Hydraulikpumpe 100 saugt Hydrauliköl aus dem Hydraulikbehälter T und leitet dieses in die Hydraulikleitung 301, die mit dem Regelventil 110 kommuniziert. In 3 ist als Beispiel für eine Hydraulikpumpe 100 eine Flügelpumpe dargestellt, wobei die Pumpe 100 nicht notwendigerweise eine Flügelpumpe sein muß.
Das Regelventil 110 hat einen Schieber 111, der innerhalb des Gehäuses nach rechts und nach links verschoben werden kann, und eine auf der rechten Seite des Schiebers 111 angeordnete Feder 112 zur konstanten Vorspannung des Schiebers 111 nach links. In der Nähe der Mitte dieses Regelventils 110 ist eine Hydraulikkammer 113 vorgesehen, die mit der vorgenannten Hydraulikleitung 301 verbunden ist, welche mit der Hydraulikdruckpumpe 100 und der mit dem angetriebenen Zylinder 78 kommunizierenden Hydraulikleitung 302 in kommunizierender Verbindung steht. Deshalb strömt das von der Hydraulikpumpe 100 abgegebene Hydrauliköl durch die Hydraulikkammer 113 in den angetriebenen Zylinder 78; das Hydrauliköl in der Hydraulikleitung 301 übt eine nach rechts gerichtete Vorspannkraft auf den Schieber 111 aus, indem es aus der Hydraulik-Zweigleitung 301a in die Hydraulikkammer 115 eintritt, so daß die Hydraulikkammer 113 und die Hydraulikkammer 114 kommunizierend verbunden werden, wobei sich der Schieber 111 in einer Position befindet, in der sich diese nach rechts gerichtete Vorspannkraft und die durch die Feder 112 erzeugte, nach links gerichtete Vorspannkraft im Gleichgewicht befinden. Ein Teil des Hydrauliköls in der Hydraulikkammer 113 wird als überschüssige Betriebsflüssigkeit aus der Hydraulikleitung 303 abgeleitet. Auf diese Weise wird der Druck in der Hydraulikleitung 302 auf einen vorgeschriebenen Wert (Arbeitsdruck) geregelt. Das aus der Hydraulikleitung 303 abgegebene überschüssige Hydrauliköl wird, wie noch beschrieben, dem Drehmomentwandler 30 zugeleitet oder als Schmieröl für die verschiedenen Teile des stufenlos verstellbaren Riemengetriebes CVT verwendet.
Die Federkammer 116 des Regelventils 110 kommuniziert über die Hydraulikleitung 304 mit dem linearen Magnetventil 120 zur Steuerung des ersten Seitendrucks. Dieses lineare Magnetventil 120 für die Steuerung des ersten Seitendrucks hat einen in dem Gehäuse nach rechts und nach links bewegbaren Schieber 121, eine Feder 122, die den Schieber 121 konstant in Richtung nach rechts vorspannt und die auf der linken Seite des Schiebers 121 angeordnet ist, und einen auf der rechten Seite des Schiebers 121 vorgesehenen Elektromagnet 123. Der Schieber 121 ist derart angeordnet, daß er sich um einen von der Anziehungskraft des durch die elektrische Steuereinheit gesteuerten Elektromagnets 123 abhängigen Betrag nach links bewegt. Ein angepaßter Druck wird erzeugt durch das Einstellen eines Sekundärdrucks des Arbeitsdrucks (ein durch Reduzieren des Arbeitsdrucks mittels des Reduzierventils 129 erreichter Druck), der durch die Hydraulikleitung 308 (mit dem an einem bestimmten Punkt ihres Weges angeordneten Reduzierventil), sowie Zweigleitungen 309, 335 und 335a der Hydraulikleitung 302 zugeführt wird. Dieser Druck kann auf diese Weise in die Hydraulikleitung 304 geleitet werden. Dieser angepaßte Druck wird auf eine Größe eingestellt, die zum Beispiel dem Öffnungsgrad der Drosselklappe entspricht. Solchermaßen kann der Arbeitsdruck erhöht werden, indem durch Erzeugen einer zusätzlichen Vorspannung an dem Schieber 111 in Richtung nach links eine Erhöhung des mit Hilfe des Reglers eingestellten Drucks bewirkt wird. In charakteristischer Weise ist der Arbeitsdruck derart eingestellt, daß er sich erhöht, wenn der Öffnungsgrad des Beschleunigers größer wird, wie zum Beispiel bei der Beschleunigung des Fahrzeugs oder bei einer Fahrt bergauf.
Auch die auf der linken Seite des Schiebers 111 gebildete Hydraulikkammer 117 wird über die Hydraulikleitungen 305, 306, 307 mit dem ersten Magnetventil 150 kommunizierend verbunden, so daß durch die Wirkung eines (noch zu beschreibenden) ersten Signaldrucks, der durch die Betätigung des ersten Magnetventils 150 in Reaktion auf einen Befehl der elektrischen Steuereinheit ausgegeben wird, der Schieber 111 mit einer Vorspannkraft nach rechts beaufschlagt wird, wodurch die Einstellung des Arbeitsdrucks auf einen niedrigeren Wert als normalerweise ermöglicht wird. Im Folgenden wird der normal hohe Arbeitsdruck, der in einer Situation eingestellt ist, in der der erste Signaldruck nicht in der Hydraulikkammer 117 wirkt, als „Hochdruck-Arbeitsdruck” bezeichnet, und die Position (linksseitige Position) des Schiebers 111 wird unter diesen Umständen als die dem „Hochdruck entsprechende Position” bezeichnet, und der Arbeitsdruck, der niedriger als der Normalwert ist und der in einer Situation eingestellt wird, in der der erste Signaldruck in der Hydraulikkammer 117 wirkt, wird als „Niederdruck-Arbeitsdruck” bezeichnet, und die Position (rechtsseitige Position) des Schiebers 111 wird unter diesen Umständen als die dem „Niederdruck entsprechende Position” bezeichnet.
Das lineare Magnetventil 124 zur Steuerung des zweiten Seitendrucks hat einen Schieber 125, der in dem Gehäuse nach links und nach rechts bewegt werden kann, eine Feder 126, die auf der linken Seite dieses Schiebers 125 angeordnet ist und die den Schieber 125 normalerweise nach rechts vorspannt, und einen auf der rechten Seite des Schiebers 125 vorgesehenen Elektromagnet 127. Dieser Schieber 125 wird um einen Betrag, der der von der elektrischen Steuereinheit in Übereinstimmung mit beispielsweise dem Öffnungsgrad des Drosselventils gesteuerten Anziehungskraft des Elektromagnets 127 entspricht, nach links bewegt und stellt dadurch den Arbeitsdruck ein, der durch die Hydraulikleitung 302a, die ein Leitungszweig der Hydraulikleitung 302 ist, zugeleitet wird.
Der Druck (d. h. Arbeitsdruck), der durch die Druckeinstellung mittels des Regelventils 110 und des linearen Magnetventils 120 zur Steuerung des ersten Seitendrucks von dem Entladedruck aus der Hydraulikpumpe 100 gewonnen wird, wird dem angetriebenen Zylinder 78 als ein Druck zugeleitet, der die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus 70, d. h. das Drehmoment bestimmt, das ohne Entstehen von Schlupf an dem Riemen 79 zwischen den beiden Riemenscheiben 71, 75 übertragen werden kann. Dieser dem angetriebenen Zylinder 78 zugeführte Druck wird im Folgenden „erster Seitendruck” genannt. Desgleichen wird der durch die Reduzierung des ersten Seitendrucks mit Hilfe des linearen Magnetventils 124 für die Steuerung des zweiten Seitendrucks erreichte Druck dem Antriebszylinder 74 als ein Druck zugeführt, der eine Änderung des Übersetzungsverhältnisses des stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus 70 durchführt, d. h. der den Scheibenabstand der angetriebenen Riemenscheibe 71 ändert. Im Folgenden wird der diesem Antriebszylinder 74 zugeführte Druck als „zweiter Seitendruck” bezeichnet. Es ist anzumerken, daß auch der Scheibenabstand der angetriebenen Riemenscheibe 75 in Übereinstimmung mit der Änderung des Scheibenabstands dieser angetriebenen Riemenscheibe 71 geändert wird.
Auf diese Weise wird der Vorgang der Änderung des Übersetzungsverhältnisses des stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus 70 durch eine Änderung des Wicklungsradius des Riemens 79 durchgeführt, indem der Scheibenabstand der Antriebsriemenscheibe 71 (der Scheibenabstand der angetriebenen Riemenscheibe 75 wird in Übereinstimmung mit der Änderung des Scheibenabstands der Antriebsriemenscheibe 71 geändert) durch Ändern des der Antriebsriemenscheibe 71 zugeleiteten zweiten Seitendrucks geändert wird, während die angetriebene Riemenscheibe 75 konstant mit dem ersten Seitendruck versorgt wird. Der Vorgang der Änderung des Übersetzungsverhältnisses des stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus 70 kann deshalb durch die elektromagnetisch betriebene Steuerung der linearen Magnetventile 120, 124 für die Steuerung des ersten Seitendrucks und des zweiten Seitendrucks bewerkstelligt werden. Da der zweite Seitendruck durch eine Druckreduzierung des ersten Seitendrucks erreicht wird, stehen der dem angetriebenen Zylinder 78 zugeführte erste Seitendruck und der dem Antriebszylinder 74 zugeleitete zweite Seitendruck in einem Verhältnis „erster Seitendruck > zweiter Seitendruck”. Da aber, wie vorstehend erwähnt, der Druckaufnahmebereich des Antriebszylinders 74 größer ist als der Druckaufnahmebereich des angetriebenen Zylinders 78, kann eine Änderung des Übersetzungsverhältnisses ungehindert durchgeführt werden, indem die Andruckkraft des Antriebszylinders 74 (d. h. die in Richtung der Verringerung des Scheibenabstands wirkende Druckkraft) höher bemessen wird als die des angetriebenen Zylinders 78.
Das Modulatorventil 130 hat einen Schieber 131, der sich in dem Gehäuse in Richtung nach links und nach rechts bewegen kann, und eine auf der rechten Seite dieser Spule vorgesehene Feder 132 zur konstanten Vorspannung des Schiebers 131 nach links. Dieses Modulatorventil 130 speist in die Hydraulikleitung 311 einen Modulatordruck, der gewonnen wird durch die Einstellung eines Sekundärdrucks des durch die Hydraulikleitungen 302, 308 (die an einem Punkt entlang ihres Weges mit einem Reduzierventil 129 versehen sind) zugeführten Arbeitsdrucks. Doch abgesehen von der durch die Feder 132 erzeugten Vorspannkraft nach links wirkt auch eine nach rechts gerichtete Vorspannkraft auf den Schieber 131, die durch die Wirkung des Drucks in der Hydraulikleitung 311 als dynamischer Druck erzeugt wird, weshalb der Modulatordruck auf einen Wert eingestellt wird, der den durch die Feder 132 erzeugten Vorspanndruck ausgleicht.
Das lineare Magnetventil 140 hat einen Schieber 141, der in dem Gehäuse nach rechts und nach links bewegt werden kann, eine auf der linken Seite dieses Schiebers 141 angeordnete Feder 142, die den Schieber 141 konstant nach links vorspannt, und einen auf der rechten Seite des Schiebers 141 vorgesehenen Elektromagnet 143. Dieser Schieber 141 wird um einen Betrag, der der von der elektrischen Steuereinheit gesteuerten Anziehungskraft des Elektromagnets 143 entspricht, nach links bewegt, so daß durch die Einstellung des Drucks des durch die Hydraulikleitungen 302, 308, 312 gespeisten Arbeitsdrucks ein Steuerdruck erzeugt wird, der in die Hydraulikleitung 313 gespeist wird.
Das erste Magnetventil 150 hat einen Schieber 151, der in dem Gehäuse nach rechts und nach links bewegt werden kann, eine (nicht dargestellte) Feder zur konstanten Vorspannung des Schiebers 151 nach links, und einen auf der rechten Seite des Schiebers 151 vorgesehenen Elektromagnet 153. Dieser Schieber 151 wird in Reaktion auf die Erzeugung einer durch die elektrische Steuereinheit gesteuerten Anziehungskraft in dem Elektromagnet 153 nach rechts bewegt, so daß die Hydraulikleitung 314 und der Leitungszweig der Hydraulikleitung 311 den Strömungsweg des Modulatordrucks bilden und dann kommunizierend verbunden werden, wodurch der Modulatordruck als der oben zitierte erste Signaldruck an die Hydraulikleitung 305 ausgegeben werden kann. Im Folgenden wird der Zustand, in dem der Schieber 151 durch die elektrische Steuereinheit nicht nach rechts verschoben ist, sondern sich auf der linken Seite befindet, als „AUS”-Zustand des ersten Magnetventils 150 bezeichnet, und der Zustand, in dem der Schieber 151 durch die elektrische Steuereinheit nach rechts verschoben ist, wird als „AN”-Zustand des ersten Magnetventils 150 bezeichnet.
Das zweite Magnetventil 160 hat einen Schieber 161, der in dem Gehäuse nach rechts und nach links bewegt werden kann, eine den Schieber 161 konstant nach links vorspannende Feder (nicht gezeigt) und einen auf der rechten Seite des Schiebers 161 vorgesehenen Elektromagnet 163. Dieser Schieber 161 wird in Reaktion auf die Erzeugung einer von der elektrischen Steuereinheit gesteuerten Anziehungskraft in dem Elektromagnet 163 nach rechts bewegt und stellt dadurch die kommunizierende Verbindung zwischen der Hydraulik-Zweigleitung 315 und der Hydraulikleitung 316 der Hydraulikleitung 311 her, die den Strömungsweg des Modulatordrucks bilden, wodurch der Modulatordruck als zweiter Signaldruck an die Hydraulikleitung 316 ausgegeben werden kann. Im Folgenden wird der Zustand, in dem der Schieber 161 durch die elektrische Steuereinheit nicht nach rechts bewegt wird, sondern sich auf der linken Seite befindet, als „AUS”-Zustand des zweiten Magnetventils bezeichnet, und der Zustand, in dem der Schieber 161 durch die elektrische Steuereinheit nach rechts bewegt wird, wird als „AN”-Zustand des zweiten Magnetventils 160 bezeichnet.
Das Kupplungsschaltventil 170 hat einen Schieber 171, der in dem Gehäuse nach links und nach rechts bewegt werden kann, und eine Feder 172, die den Schieber 171 konstant nach links vorspannt und die auf der rechten Seite des Schiebers 171 angeordnet ist. Auf der linken Seite des Schiebers 171 befindet sich eine Hydraulikkammer 173, die mit dem Leitungszweig 317 der Hydraulikleitung 305, welche der Strömungsweg des ersten Signaldrucks ist, kommunzierend verbunden ist, wobei die Vorspannkraft in Richtung nach rechts durch die Wirkung dieses ersten Signaldrucks auf den Schieber 171 ausgeübt werden kann. Auf der rechten Seite des Schiebers 171 befindet sich eine Hydraulikkammer 174, die mit dem Leitungszweig 318 der den Strömungsweg für den zweiten Signaldruck bildenden Hydraulikleitung 316 kommunizierend verbunden ist, wobei die nach links gerichtete Vorspannkraft durch die Wirkung dieses zweiten Signaldrucks auf den Schieber 171 ausgeübt werden kann. Wenn auf beide Hydraulikkammern 173, 174 kein Signaldruck wirkt, befindet sich der Schieber 171 aufgrund der Vorspannkraft der Feder 172 auf der linken Seite, wenn aber ausgehend von diesem Zustand der erste Signaldruck auf die Hydraulikkammer 173 wirkt, überwindet die durch den ersten Signaldruck erzeugte Vorspannkraft die Vorspannkraft der Feder 172 und bewirkt eine Positionierung des Schiebers 171 auf der rechten Seite. Somit wird, wenn der zweite Signaldruck auf die Hydraulikkammer 174 wirkt, der Schieber 171 ungeachtet des auf die Hydraulikkammer 173 wirkenden ersten Signaldrucks auf der linken Seite positioniert.
Das manuelle Ventil 180 hat einen Schieber 181, der in dem Gehäuse nach rechts und nach links bewegbar ist. Dieser Schieber 181 sorgt für den Wechsel der Schaltstellung, z. B. N, D, R etc., indem er durch eine manuelle Betätigung eines manuellen Schalthebels (nicht dargestellt) neben dem Fahrersitz in Richtung nach links oder nach rechts bewegt wird. Auf diese Weise kann der Einrückvorgang der Vorwärtskupplung 65 und der Rückwärtsbremse 66 durchgeführt werden, indem Hydrauliköl in der Hydraulikleitung 319 durch das sich in Position D befindende Kupplungsschaltventil 170 aus der Hydraulikleitung 320 für die Vorwärtsbewegung der Vorwärtskupplung 65 oder, in der Position R, aus der Hydraulikleitung 321 für die Rückwärtsbewegung der Rückwärtsbremse 66 zugeführt wird. Es ist anzumerken, daß in der Position N (Position von 2) weder der Vorwärtskupplung 65 noch der Rückwärtsbremse 66 Hydrauliköl aus der Hydraulikleitung 319 zugeleitet wird, so daß der Eingriff aufgehoben ist und keine Kraftübertragung vom Motor erfolgt (d. h. die Kraftübertragung getrennt ist).
Das Überbrückungsschaltventil 190 hat einen Schieber 191, der in dem Gehäuse nach rechts und nach links bewegbar ist, und eine auf der linken Seite des Schiebers 191 angeordnete Feder zur konstanten Vorspannung des Schiebers 191 nach rechts. Auf der rechten Seite des Schiebers 191 ist eine Hydraulikkammer 193 vorgesehen, die mit der mit dem Kupplungsschaltventil 170 kommunizierenden Hydraulikleitung 322 kommunizierend verbunden ist, wodurch durch die Ausübung des ersten Signaldrucks oder des zweiten Signaldrucks eine nach links gerichtete Vorspannkraft auf den Schieber 191 wirken kann. Nachfolgend wird die (rechte) Position des Schiebers 191 in einem Zustand, in dem weder der erste Signaldruck noch der zweite Signaldruck auf die Hydraulikkammer 193 wirken, als nichtbetätigte Position des Überbrückungsmechanismus 50 bezeichnet, während die (linke) Position des Schiebers 191 in dem Zustand, in dem entweder der erste oder der zweite Signaldruck auf die Hydraulikkammer 193 wirkt, als betätigte Position des Überbrückungsmechanismus 50 bezeichnet wird.
Das Überbrückungssteuerventil 200 weist einen in dem Gehäuse nach links und nach rechts bewegbaren Schieber 201 und eine auf der linken Seite dieses Schiebers 201 vorgesehene Feder 202 auf, die den Schieber 201 konstant in Richtung nach rechts vorspannt. Eine nach links gerichtete Vorspannkraft wird durch die Wirkung des oben genannten (durch die Einstellung mittels des linearen Magnetventils erzeugten) Steuerdrucks, der durch die Hydraulikleitungen 313, 323 in die auf der rechten Seite der Schiebers 201 angeordnete Hydraulikkammer 203 gespeist wird, auf den Schieber 201 ausgeübt. Die Speisung der Hydraulikleitung 325 mit dem Angriffssteuerdruck für den Überbrückungsmechanismus 50 erfolgt durch die Druckregulierung des Hydrauliköl-Überschusses aus dem Regelventil 110, der mit Hilfe dieses Überbrückungssteuerventils 200 durch die Hydraulikölleitungen 303, 324 zugeleitet wird. Dieser Angriffssteuerdruck ist ein von der Position des Schiebers 201 abhängiger Druck. Dieser kann somit berwirkt werden durch die Steuerung der Größe des Steuerdrucks von einem linearen Magnetventil 140, welches die Positionssteuerung dieses Schiebers 201 durchführt, d. h. durch die von der elektrischen Steuereinheit durchgeführte Steuerung des Antriebsbetrags des Schiebers 141 des linearen Magnetventils 140.
Wenn (1) das erste Magnetventil 150 an diesem Punkt auf AUS steht und das zweite Magnetventil 160 auf AUS steht, wirkt auf keine der beiden Hydraulikkammern 173, 174 ein Signaldruck, so daß der Schieber 171 dieses Ventils 170 wie vorstehend beschrieben auf der linken Seite positioniert ist. An diesem Punkt kommuniziert der Leitungszweig 326 der Hydraulikleitung 313 mit der Hydraulikleitung 319, die mit dem Wählschieber 181 kommunizierend verbunden ist, so daß der durch die Druckeinstellung mittels des linearen Magnetventils 140 erzeugte Steuerdruck der Vorwärtskupplung 65 und der Rückwärtsbremse 66 (die im Folgenden als Reibungsangriffselemente bezeichnet werden) zugeleitet wird. Die Steuerung (Steuerung zur Optimierung des Angriffsvermögens) des Angriffsvermögens der Reibungsangriffselemente kann deshalb mittels des linearen Magnetventils 140 von der elektrischen Steuereinheit durchgeführt werden.
Obwohl an diesem Punkt das Kupplungsschaltventil 170 den Leitungszweig 327 der Hydraulikleitung 116 mit der Hydraulikleitung 322 kommunizierend verbindet, wird, da das zweite Magnetventil 160 auf AUS steht, der zweite Signaldruck nicht ausgegeben, so daß der Schieber 191 des Überbrückungsschaltventils durch die Feder 192 in die rechte Position vorgespannt wird (in der nichtbetätigten Position des Überbrückungsmechanismus 50 positioniert ist). Der Leitungszweig 328 der Hydraulikleitung 303 kommuniziert dann mit der Hydraulikleitung 329, die mit der abdeckungsseitigen Hydraulikkammer 53 des Überbrückungsmechanismus 50 kommunizierend verbunden ist, so daß die mit der turbinenseitigen Hydraulikkammer 52 des Überbrückungsmechanismus 50 kommunizierend verbundene Hydraulikleitung 330 mit der Hydraulikleitung 331 kommuniziert. Infolgedessen wird der Hydrauliköl-Überschuss aus dem Regelventil 110 von den Hydraulikleitungen 303, 328, 329 zur abdeckungsseitigen Hydraulikkammer 53 geleitet, und das hydraulische Betriebsöl in dem Drehmomentwandler 30 wird von den Hydraulikleitungen 330, 331 oder von den Hydraulikleitungen 332, 333 oder von den Hydraulikleitungen 332, 334 an einen Ölkühler abgegeben.
Durch einen solchen Förderstrom des hydraulischen Betriebsöls wird der Druck in der abdeckungsseitigen Hydraulikkammer 53 höher als der Druck in der turbinenseitigen Hydraulikkammer 52, wodurch zwischen den beiden Hydraulikkammern 52 und 53 eine Druckdifferenz entsteht, deren Folge die Vorspannung des Kolbens der Überbrückungskupplung 51 in Richtung auf das Turbinenrad 32 ist. Deshalb greift der Kolben der Überbrückungskupplung 51 nicht an der Wandlerabdeckung 34 an, und der Überbrückungsmechanismus 50 wird in die nichtbetätigte Position überführt. Hier ist anzumerken, daß in diesem Zustand die Kurbelwelle Es und die Eingangswelle 20 nicht miteinander verbunden sind (oder voneinander abgekoppelt sind). Da das erste Magnetventil 150 dann auf AUS steht, wirkt der erste Signaldruck nicht auf die Hydraulikkammer 117 des Regelventils 110, und der Schieber 111 befindet sich in der dem hohen Druck entsprechenden Position auf der linken Seite, so daß der Arbeitsdruck in der Hydraulikleitung 302 auf den Hochdruck-Arbeitsdruck eingestellt ist.
Wenn (2) das erste Magnetventil 150 auf AN steht und das zweite Magnetventil 160 auf AUS, wirkt der erste Signaldruck auf die Hydraulikkammer 173 des Kupplungsschaltventils 170, und der zweite Signaldruck wirkt nicht auf die Hydraulikkammer 174, weshalb der Schieber 171 auf der rechten Seite positioniert ist. An diesem Punkt kommuniziert der Leitungszweig 335 der Hydraulikleitung 309, welche ein Förderweg eines durch Reduzierung des Arbeitsdrucks (dieser ist gleich dem dem angetriebenen Zylinder 78 zugeführten ersten Seitendruck) mittels des Reduzierventils 129 erhaltenen Sekundärdrucks ist, mit der Hydraulikleitung 319, die mit dem Wählschieber 180 kommunizierend verbunden ist, so daß der Sekundärdruck des Arbeitsdrucks (erster Seitendruck) dem Reibungsangriffselement zugeleitet wird, welches dadurch in seiner voll eingerückten Stellung gehalten wird.
Da das Kupplungsschaltventil 170 an diesem Punkt die Kommunikation des Leitungszweigs 336 mit der Hydraulikleitung 306 herstellt, wirkt der von dem ersten Magnetventil 150 ausgegebene Signaldruck auf die Hydraulikkammer 193 des Überbrückungsventils 190 und bewirkt eine Positionierung des Schiebers 191 dieses Ventils 190 auf der linken Seite (Anordnung in der betätigten Position des Überbrückungsmechanismus 50). An diesem Punkt kommuniziert die der Leitungszweig 328 mit der Hydraulikleitung 330, und die Hydraulikleitung 325 kommuniziert mit der Hydraulikleitung 329, so daß überschüssiges Hydrauliköl aus dem Regelventil 110 von den Hydraulikleitungen 303, 324, 325, 329 zur abdeckungsseitigen Hydraulikkammer 53 befördert wird und von den Hydraulikleitungen 303, 328, 330 auch zur turbinenseitigen Hydraulikkammer 52. Zudem wird hydraulisches Betriebsöl in dem Drehmomentwandler 30 durch die Hydraulikleitungen 332, 333 oder die Hydraulikleitungen 332, 334 an einen Ölkühler abgegeben.
Auf diese Weise werden die beiden Hydraulikkammern 52 und 53 durch verschiedene Komponenten gleichzeitig mit hydraulischem Betriebsöl versorgt, jedoch ist der der abdeckungsseitigen Hydraulikkammer 53 zugeführte Betriebsöldruck (dynamischer Druck des Drehmomentwandlers) der Angriffssteuerdruck, der durch die in dem Überbrückungssteuerventil 200 durchgeführte Druckeinstellung erzeugt wird und der niedriger ist als der von dem Regelventil 110 der turbinenseitigen Hydraulikkammer 52 direkt zugeführte Betriebsöldruck (Innendruck des Drehmomentwandlers), so daß zwischen den beiden Hydraulikkammern 52 und 53 eine Druckdifferenz geschaffen wird, die eine Vorspannung des Kolbens 51 der Überbrückungskupplung in Richtung auf die Wandlerabdeckung 34 bewirkt. Als Ergebnis gelangt der Kolben der Überbrückungskupplung 51 in Eingriff mit der Wandlerabdeckung 34, und der Überbrückungsmechanismus 50 wird in den betätigten Zustand überführt. In dieser Situation sind die Kupplungswelle Es und die Eingangswelle 20 miteinander gekoppelt.
Da der der abdeckungsseitigen Hydraulikkammer 53 zugeleitete Angriffssteuerduck wie vorstehend beschrieben durch einen Steuerdruck gesteuert werden kann, der durch eine von dem linearen Magnetventil 140 durchgeführte Druckeinstellung erzeugt wird, kann die Angriffssteuerung (Steuerung zum Erreichen eines optimalen Angriffsvermögens) des Überbrückungsmechanismus 50 über das lineare Magnetventil 140 von der elektrischen Steuereinheit durchgeführt werden.
Da wie vorstehend beschrieben der der abdeckungsseitigen Hydraulikkammer 53 zugeführte Angriffssteuerdruck durch einen Steuerdruck gesteuert werden kann, der durch eine von dem linearen Magnetventil 140 durchgeführte Drucksteuerung erzeugt wird, kann die Angriffssteuerung (Steuerung zum Erreichen eines optimalen Angriffsvermögens) des Überbrückungsmechanismus 50 über das lineare Magnetventil 140 durch die elektrische Steuereinheit erfolgen. Insbesondere wird der Betrag der nach links gerichteten Bewegung des Schiebers 201 des Überbrückungssteuerventils 200 mit zunehmendem Steuerdruck größer, und der Druck des der abdeckungsseitigen Hydraulikkammer 53 zugeleiteten hydraulischen Betriebsöls wird entsprechend geringer, so daß das Angriffsvermögen (Angriffsvermögen des Kolbens 51 der Überbrückungskupplung an der Wandlerabdeckung 34) des Überbrückungsmechanismus 50 vergrößert werden kann.
Es ist zu beachten, daß in diesem Fall (2) das erste Magnetventil 150 auf AN steht, so daß der erste Signaldruck auf die Hydraulikkammer 117 des Regelventils 110 wirkt und den Schieber 111 in die dem niedrigen Druck entsprechende Position auf der rechten Seite bringt, mit dem Ergebnis, daß der Arbeitsdruck der Hydraulikleitung 302 auf den Niederdruck-Arbeitsdruck eingestellt wird. Der durch Druckreduzierung dieses Niederdruck-Arbeitsdrucks erhaltene Sekundärdruck wird, wie vorstehend beschrieben, den Reibungsangriffselementen zugeführt und zum Erreichen eines vollen Angriffs verwendet, weshalb die Größe des Sekundärdrucks dieses Niederdruck-Arbeitsdrucks auf einem diese Bedingung erfüllenden gewünschten Wert zu halten ist und einen Druck aufweisen sollte, der ausreicht, um die üblichen Schaltvorgänge (Betätigung der Riemenscheiben 71 und 75) während des konstanten Betriebs (bei hoher Geschwindigkeit) ruckfrei durchzuführen.
Im Fall (3), in dem das erste Magnetventil 150 auf AN steht und das zweite Magnetventil 160 auf AN steht, wirkt der erste Signaldruck auf die Hydraulikkammer 173 des Kupplungsschaltventils 170 und der zweite Signaldruck auf die Hydraulikkammer 174, so daß der Schieber 171 dieses Ventils 170 auf der linken Seite positioniert wird. In der gleichen Weise wie vorstehend im Zusammenhang mit dem Fall (1) beschrieben, kommuniziert der Leitungszweig 326 der Hydraulikleitung 313 mit der mit dem Wählschieber 181 kommunizierenden Hydraulikleitung 319, und der durch die Druckeinstellung mittels des linearen Magnetventils 140 erzeugte Steuerdruck wird dem Reibungsangriffselement zugeführt, so daß die Angriffssteuerung des Reibungsangriffselements über das lineare Magnetventil 140 von der elektrischen Steuereinheit durchgeführt werden kann.
An diesem Punkt schaltet das Kupplungsschaltventil 170 die kommunizierende Verbindung des Leitungszweiges 327 der Hydraulikleitung 316 mit der Hydraulikleitung 322, so daß der von dem zweiten Magnetventil 160 ausgegebene zweite Signaldruck auf die Hydraulikkammer 193 des Überbrückungs-Schaltventils 190 ausgeübt wird und bewirkt, daß der Schieber 191 dieses Ventils 190 auf der linken Seite (in der betätigten Position des Überbrückungsmechanismus 50) positioniert wird. Infolgedessen kann der zur abdeckungsseitigen Hydraulikkammer 53 geleitete Angriffssteuerdruck genau wie oben im Fall (2) beschrieben durch den Steuerdruck gesteuert werden, der durch die Druckeinstellung mittels des linearen Magnetventils gewonnen wird, weshalb die Angriffssteuerung des Überbrückungsmechanismus 50 ebenfalls über das lineare Magnetventil 140 (das den gleichen Steuerdruck verwendet) durch die elektrische Steuereinheit erfolgen kann. Da das erste Magnetventil 150 auf AN steht, wirkt der erste Signaldruck auf die Hydraulikkammer 117 des Regelventils 110, und genauso wie im Fall (2) wird der Arbeitsdruck in der Hydraulikleitung 302 auf den Niederdruck-Arbeitsdruck eingestellt.
Wenn des weiteren im Fall (4) das erste Magnetventil 150 auf AUS und das zweite Magnetventil 160 auf AN steht, wirkt der erste Signaldruck nicht auf die Hydraulikkammer 173 des Kupplungsschaltventils 170; vielmehr wird, da der zweite Signaldruck auf die Hydraulikkammer 174 wirkt, der Schieber 171 auf der linken Seite positioniert. Auf diese Weise wird genauso wie im Fall (1) oder (3) der Leitungszweig 326 der Hydraulikleitung 313 in kommunizierende Verbindung mit der Hydraulikleitung 319 gebracht, die wiederum mit dem Wählschieber 181 kommunizierend verbunden ist, so daß der durch die Druckeinstellung mittels des linearen Magnetventils 140 erzeugte Steuerdruck dem Reibungsangriffselement zugeleitet wird, mit dem Ergebnis, daß die Angriffssteuerung des Reibungsangriffselements über das lineare Magnetventil 140 durch die elektrische Steuereinheit erfolgen kann.
An diesem Punkt schaltet das Kupplungsschaltventil 170 die kommunizierende Verbindung des Leitungszweiges 327 der Hydraulikleitung 316 mit der Hydraulikleitung 322, so daß demzufolge der von dem zweiten Magnetventil 160 ausgegebene zweite Signaldruck auf die Hydraulikkammer 193 des Überbrückungsschaltventils 190 wirkt und bewirkt, daß der Schieber 191 dieses Ventils 190 auf der linken Seite (betätigte Position des Überbrückungsmechanismus 50) positioniert wird. Infolgedessen kann der der abdeckungsseitigen Hydraulikkammer 53 zugeleitete Angriffssteuerdruck genauso wie im vorgeschilderten Fall (2) oder (3) durch den Steuerdruck gesteuert werden, der durch die Druckeinstellung mittels des linearen Magnetventils 140 erzeugt wird, und ebenso wie im Fall (3) kann die Angriffssteuerung des Überbrückungsmechanismus 50 über das lineare Magnetventil 140 (das den gleichen Arbeitsdruck verwendet) von der elektrischen Steuereinheit durchgeführt werden. Anders als im Fall (3) steht das erste Magnetventil 150 in diesem Fall jedoch auf AUS, weshalb der erste Signaldruck nicht auf die Hydraulikkammer 117 des Regelventils 110 wirkt und der Arbeitsdruck in der Hydraulikleitung 302 dadurch in gleicher Weise wie im Fall (1) auf den Hochdruck-Arbeitsdruck eingestellt ist.
Das vorstehend Beschriebene ist in der in 5 gezeigten Tabelle zusammengefaßt dargestellt. Wie diese Tabelle zeigt, wird der Überbrückungsmechanismus 50 ebenso wie im vorgeschilderten Fall (1) durch die mittels der elektrischen Steuerung erfolgende Einstellung sowohl des ersten Magnetventils 150 als auch des zweiten Magnetventils 160 auf AUS ausgerückt (in den nichtbetätigten Zustand gebracht), so daß eine Angriffssteuerung nicht stattfinden kann; jedoch kann die Angriffssteuerung des Reibungsangriffselements über das lineare Magnetventil 140 von der elektrischen Steuereinheit durchgeführt werden. Der Hochdruck-Arbeitsdruck wird dann als der Arbeitsdruck eingestellt (das durch diesen Hochdruck-Arbeitsdruck eingestellte Fördervolumen des Hydrauliköls entspricht dem großen Volumen in der noch zu beschreibenden zweiten Ausführungsform). Eine solche Einstellung erfolgt also dann, wenn beispielsweise der Wählhebel vor dem Abfahren des Fahrzeugs von N nach D (oder von N nach R) verschoben wird und dies möglichst ruckfrei geschehen soll, indem das sich zu diesem Zeitpunkt außer Angriff befindende Reibungsangriffselement graduell in Angriff gebracht wird, oder dann, wenn in einem Bereich des Fahrbetriebs die Last hoch und die Ausgangsdrehzahl (Fahrzeuggeschwindigkeit) gering ist, zum Beispiel nach dem Anfahren des Fahrzeugs, und wenn wegen der Erzeugung eines höheren Drehmoments durch den Drehmomentwandler 30 der hohe Arbeitsdruck des Betriebsöls für den nichtüberbrückten Betrieb des CVT dennoch notwendig ist.
Obwohl das Reibungsangriffselement sich aufgrund der von der elektrischen Steuereinheit vorgenommenen Einstellung des ersten Magnetventils 150 auf AN und des zweiten Magnetventils 160 auf AUS in voller Angriffsposition befindet, kann sein Angriffsvermögen wie im oben geschilderten Fall (2) in Übereinstimmung mit dem ersten Seitendruck (Arbeitsdruck) variiert werden, der dem angetriebenen Zylinder 78 wie vorstehend beschrieben zugeführt wird, wodurch eine Steuerung der Übertragungsdrehmoment-Kapazität gemäß den Fahrbedingungen möglich wird. Des weiteren wird der Überbrückungsmechanismus 50 in den betätigten Zustand überführt, und seine Angriffssteuerung kann über das lineare Magnetventil 140 von der elektrischen Steuereinheit bewerkstelligt werden. Unter diesen Bedingungen wird der Niederdruck-Arbeitsdruck als Arbeitsdruck eingestellt (das auf diesen Niederdruck-Arbeitsdruck eingestellte Fördervolumen des Hydrauliköls entspricht der großen Volumen in der zu beschreibenden zweiten Ausführungsform), weshalb eine solche Einstellung zum Beispiel in einem Fahrbereich wie Fahrt bei niedriger Geschwindigkeit vorgenommen wird, in dem, obwohl die Last verhältnismäßig gering und die Ausgangsdrehzahl ziemlich hoch ist, so daß das Reibungsangriffselement im vollen Angriffszustand bleiben könnte, das Angriffsvermögen des Überbrückungsmechanismus 50 von Null auf einen dem Motordrehmoment angepaßten Wert geändert werden muß und darüber hinaus hoher Druck für den Betrieb des CVT erforderlich ist.
Auch kann wie im Fall (3) die Angriffssteuerung sowohl des Überbrückungsmechanismus 50 als auch des Reibungsangriffselements durch die elektrische Steuereinheit erfolgen, indem mit Hilfe der elektrischen Steuereinheit unter Verwendung des gleichen Steuerwerts (der durch die Druckeinstellung mittels des linearen Magnetventils 140 erzeugte Steuerdruck) sowohl das erste Magnetventil 150 als auch das zweite Magnetventils 160 auf AN gestellt wird. Hier wird genauso wie im Fall (2) der Niederdruck-Arbeitsdruck als Arbeitsdruck eingestellt, weshalb eine solche Einstellung zum Beispiel in einem Fahrbereich wie konstante Fahrt (bei hoher Geschwindigkeit) erfolgt, in dem die Last gering und die Ausgangsdrehzahl hoch ist und das Angriffsvermögen des Überbrückungsmechanismus 50 sich in Übereinstimmung mit dem Motordrehmoment ändert. Dagegen muß sich das Angriffsvermögen des Reibungsangriffselements in einem mit dem der Änderung des Angriffsvermögens des Überbrückungsmechanismus 50 identischen Ausmaß ändern, wobei dennoch kein hoher Druck für den Betrieb des CVT erforderlich ist. Bei gleichem Steuerdruck gilt jedoch als gewünschtes Verhältnis: Angriffsvermögen des Überbrückungsmechanismus < Angriffsvermögen des Reibungsangriffselements.
Ferner kann in einem Fall wie dem oben geschilderten Fall (4) durch die mittels der elektrischen Steuereinheit erfolgende Einstellung des ersten Magnetventils 150 auf AUS und des zweiten Magnetventils 160 auf AN in gleicher Weise wie im Fall (3) beschrieben sowohl die Angriffssteuerung des Überbrückungsmechanismus 50 als auch die Angriffssteuerung des Reibungsangriffselements unter Verwendung des gleichen Steuerwerts (durch die Einstellung mittels des linearen Magnetventils 140 erzeugter Steuerdruck) von der elektrischen Steuereinheit durchgeführt werden. Der Unterschied zu Fall (3) ist, daß, da der Hochdruck-Arbeitsdruck als Arbeitsdruck eingestellt ist, eine derartige Einstellung stattfindet, wenn bei konstantem Fahrbetrieb eine abrupte Verzögerung erfolgt, d. h. ein rascher Wechsel des Übersetzungsverhältnisses zur LOW-Seite durch eine ebenso rasche Betätigung der beiden Riemenscheiben 71 und 75 unter Verwendung der Betriebsölzufuhr mit hohem Druck und großem Fördervolumen durchgeführt werden muß (insbesondere, wenn das Fahrzeug nach einer abrupten Verzögerung gestoppt wird).
Somit wird, obwohl das Reibungsangriffselement wie in dem vorstehend geschilderten Fall (2) in voller Angriffslage bleibt, bei einem stufenflos verstellbaren Riemengetriebe CVT gemäß vorliegender Erfindung als Druck des hydraulischen Betriebsöls der erste Seitendruck verwendet, der die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des CVT-Mechanismus 70, d. h. das ohne Verursachung von Schlupf an dem Riemen 79 zwischen den beiden Riemenscheiben 71 und 75 übertragbare Drehmoment bestimmt, weshalb sich die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des Reibungsangriffselements mit der Übertragungsdrehmoment-Kapazität des CVT-Mechanismus 70 ändert. Wenn daher die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des Reibungsangriffselements wie erforderlich etwas niedriger als die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des CVT-Mechanismus 70 eingestellt wird, kann selbst bei Einleiten eines die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des CVT-Mechanismus 70 überschreitenden Drehmoments in den CVT-Mechanismus bewirkt werden, daß sich der Schlupf des Reibungsangriffselements vor dem Riemenschlupf in dem CVT-Mechanismus 70 einstellt, wodurch eine durch Schlupf bedingte Beschädigung des Riemens 79 verhindert werden kann. Auch läßt sich mit dieser Konstruktion das Angriffsvermögen des Reibungsangriffselements steuern, ohne daß hierfür ein teueres lineares Magnetventil benötigt wird. Die Herstellungskosten können daher im Vergleich zu der Konstruktion mit einem zu diesem Zweck vorgesehenen linearen Magnetventil erheblich verringert werden. Hinzu kommt, daß die erfindungsgemäße Konstruktion jener mit dem linearen Magnetventil auch den Riemenschlupf betreffend zuverlässiger ist und somit eine größere Sicherheit bietet. An dieser Stelle sei bemerkt, daß für die vorstehend beschriebene notwendige Einstellung abgesehen von der Druckspeisung des Reibungsangriffselements nach erfolgter Reduzierung des ersten Seitendrucks wie vorausgehend beschrieben auch die Anzahl der das Reibungsangriffselement Reibscheiben oder aber deren Reibungskoeffizient geändert werden könnte.
Im Folgenden wird eine zweite Ausführungsform des erfindungsgemäßen CVT Mechanismus beschrieben. Ebenso wie in der vorhergehenden Ausführungsform wird dieser CVT-Mechanismus auf die Kraftübertragungsvorrichtung eines Fahrzeugs angewandt, so daß die diesbezügliche Beschreibung von 1 entfallen kann. Die 2, 4 und 6 sind Hydraulikkreis-Diagramme zur Darstellung der Konstruktion dieser Kraftübertragungsvorrichtung (wobei die die 2 und 4 betreffende Konstruktion die gleiche ist wie in der ersten Ausführungsform, so daß nachfolgend auf die diesbezügliche Beschreibung Bezug genommen wird). In beiden Zeichnungen kennzeichnen die eingekreisten Buchstaben A bis F und G bis I Hydraulikleitungen, die untereinander verbunden sind.
Die Konstruktion der in dieser zweiten Ausführungsform beschriebenen Kraftübertragungsvorrichtung hat viele Merkmale gemeinsam mit der Konstruktion gemäß der beschriebenen ersten Ausführungsform. Es gibt jedoch drei Unterschiede: (1) die Hydraulikpumpe 100 ist eine Flügelpumpe mit jeweils zwei Eintritts- und Austrittsöffnungen, und das Fördervolumen der Hydraulikpumpe 100 ist variabel gestaltet, indem ein Umschaltventil 101 zum Umschalten des Fördervolumens und ein Rückschlagventil 105 vorgesehen sind (wobei im Folgenden die Hydraulikpumpe 100, das Umschaltventil 101, das Rückschlagventil 105 und die diesbezüglichen Hydraulikleitungen zusammen als Betriebsöl-Zufuhrvorrichtung bezeichnet werden; (2) die den Strömungsweg des von dem ersten Magnetventil 150 ausgegebenen ersten Signaldrucks bildende Hydraulikleitung 307 ist nicht mit der Hydraulikkammer 117 des Regelventils 110, sondern mit der Hydraulikkammer 104 des oben genannten Umschaltventils 101 zum Umschalten des Fördervolumens verbunden; und (3) der durch die Druckeinstellung mittels eines Modulatorventils 130 erhaltene Modulatordruck wird durch den Leitungszweig 340 der Hydraulikleitung 311 der Hydraulikkammer 117 des Regelventils 110 zugeführt, wodurch der Schieber 111 mit einer nach rechts gerichteten Vorspannkraft beaufschlagt wird.
Zunächst wird die Vorrichtung für die Zufuhr von hydraulischem Betriebsöl erläutert. Wie 6 zeigt, hat die in dieser Betriebsöl-Zufuhrvorrichtung enthaltene Hydraulikpumpe 100 eine erste und eine zweite Eintrittsöffnung P1 und P2 und eine erste und eine zweite Austrittsöffnung Q1 und Q2, wobei die erste Eintrittsöffnung P1 und die zweite Eintrittsöffnung P2 durch die Hydraulikleitung 341 mit einem Hydraulikbehälter T verbunden sind und wobei die zweite Austrittsöffnung Q2 mit der vorstehend beschriebenen Hydraulikleitung 301 verbunden ist, die über die Hydraulikleitung 342 mit dem Regelventil 110 kommuniziert.
Das Umschaltventil 101 zum Umschalten des Fördervolumens hat einen Schieber 102, der sich in dem Gehäuse in Richtung nach links und nach rechts bewegen kann, und eine auf der rechten Seite dieses Schiebers 102 vorgesehene Feder 103 zur konstanten Vorspannung des Schiebers 102 nach links. Eine mit dem ersten Magnetventil 150 wie oben beschrieben kommunizierend verbundene Hydraulikleitung 307 ist mit der auf der linken Seite des Schiebers 102 vorgesehenen Hydraulikkammer 104 kommunizierend verbunden. Der Schieber 102 wird mit einer Vorspannkraft beaufschlagt, indem der erste Signaldruck zugeführt wird, der ausgegeben wird, wenn sich das Magnetventil auf AN befindet, wodurch der Schieber auf der rechten Seite positioniert werden kann. Die Hydraulikleitung 344, die über die Hydraulikleitung 343 mit der ersten Austrittsöffnung Q1 der Hydraulikpumpe 100 verbunden ist, ist mit dem Umschaltventil 101 zum Umschalten des Fördervolumens verbunden. Befindet sich der Schieber 102 auf der linken Seite, so kommuniziert die Hydraulikleitung 344 mit der mit der Hydraulikleitung 301 kommunizierenden Hydraulikleitung 345. Ist der Schieber 102 dagegen auf der rechten Seite positioniert, wird die Kommunikation zwischen den Hydraulikleitungen 344 und 345 durch den Schieber 102 unterbrochen.
Das Rückschlagventil 105 weist einen Schieber 106 auf, der sich in dem Gehäuse nach links und nach rechts bewegen kann, und eine auf der rechten Seite des Schiebers 106 vorgesehene Feder 107 zur konstanten Vorspannung des Schieber 106 nach links. Ein Leitungszweig 346 der Hydraulikleitung 343 kommuniziert mit der Hydraulikkammer 108, die auf der linken Seite des Schiebers 106 vorgesehen ist. Der Druck des Betriebsöls, das von der ersten Austrittsöffnung Q1 der Hydraulikpumpe 100 abgegeben wird, wirkt konstant auf die Hydraulikkammer 108, die für die Zuleitung einer den Schieber 106 nach rechts vorspannenden Kraft sorgt (jedoch wirkt diese Vorspannkraft nicht, wenn die erste Austrittsöffnung Q1 mit dem Hydraulikflüssigkeitsbehälter T kommunizerend verbunden ist).
Wenn das erste Magnetventil 150 auf AUS steht und der erste Signaldruck nicht auf die Hydraulikkammer 104 des Umschaltventils 101 zum Umschalten des Fördervolumens wirkt, befindet sich der Schieber 102 des Umschaltventils 101 aufgrund der Vorspannkraft der Feder 103 auf der linken Seite, da aber wie vorstehend beschrieben die Hydraulikleitung 344 und die Hydraulikleitung 345 miteinander verbunden sind, fließt das von der ersten Austrittsöffnung der Hydraulikpumpe 100 abgegebene Hydrauliköl mit dem von der zweiten Austrittsöffnung Q2 der Hydraulikmpumpe 100 abgegebenen Hydrauliköl ineinander und wird in die Hydraulikleitung 301 gespeist. Im Folgenden wird das Fördervolumen der Hydraulikpumpe 100 in dem Fall, in dem das Hydrauliköl aus der ersten Austrittsöffnung Q1 mit dem Hydrauliköl aus der zweiten Austrittsöffnung Q2 ineinanderfließt und solchermaßen der Hydraulikleitung 301 zugeführt wird, als „großes Fördervolumen” bezeichnet, und die Position des Schiebers 102 (linksseitige Position) wird unter diesen Bedingungen als die „dem großen Fördervolumen entsprechende Position” bezeichnet.
Obwohl an diesem Punkt das Hydrauliköl in den Hydraulikleitungen 343, 344 von der Hydraulikleitung 347 in die Hydraulikleitung 348 eindringt, da der Leitungszweig 349 dieser Hydraulikleitung 348, mit der Federkammer 109 des Rückschlagventils 105 kommuniziert, wirkt die Vorspannkraft in Richtung nach links auf den Schieber 106 des Ventils 105. Ähnlich wirkt auch das Hydrauliköl in der Hydraulikleitung 343 auf die Hydraulikkammer 108 des Rückschlagventils 105 durch die Hydraulikleitung 346, so daß eine nach rechts gerichtete Vorspannkraft auf den Schieber 105 ausgeübt wird. Da aber die nach links gerichtete Vorspannkraft und die nach rechts gerichtete Vorspannkraft gleich groß sind, bleibt der Schieber 106 in einem Zustand, in dem er durch die Vorspannkraft der Feder 107 nach links vorgespannt ist (in diesem Zustand kommunizieren die Hydraulikleitung 346 und der Leitungszweig 350 der Hydraulikleitung 348 nicht).
Wenn dagegen das erste Magnetventil 150 auf AN steht und der erste Signaldruck auf die Hydraulikkammer des Umschaltventils 101 zum Umschalten des Fördervolumens wirkt, überwindet die durch diesen ersten Signaldruck erzeugte, nach rechts gerichtete Vorspannkraft die durch die Feder 103 erzeugte, nach links gerichtete Vorspannkraft, mit dem Ergebnis, daß der Schieber 102 dieses Ventils 101 auf der rechten Seite positioniert wird. An diesem Punkt wird die Kommunikation zwischen der Hydraulikleitung 344 und der Hydraulikleitung 345 abgeschnitten, und die Hydraulikleitung 344 wird mit dem Leitungszweig 351 der Hydraulikleitung 341 verbunden, die mit dem Ölbehälter T kommunizierend verbunden ist, so daß von der ersten Austrittsöffnung Q1 der Hydraulikpumpe 100 abgegebenes Hydrauliköl in den Ölbehälter T zurückgeleitet wird. Deshalb ist die Menge des in die Hydraulikleitung 301 gespeisten Hydrauliköls lediglich das Fördervolumen der zweiten Austrittsöffnung Q2, so daß die von der Hydraulikpumpe 100 in die Hydraulikleitung 301 gespeiste Fördermenge im Vergleich zu dem weiter oben genannten großen Fördervolumen halbiert wird. Im Folgenden wird das Fördervolumen der Hydraulikpumpe 100 in dem Fall, in dem Hydrauliköl lediglich von der ersten Austrittsöffnung Q1 abgegeben und solchermaßen in die Hydraulikleitung 301 gespeist wird, als „kleines Fördervolumen” bezeichnet, während die Position des Schiebers 102 (Position auf der rechten Seite) unter diesen Bedingungen als die „Position entsprechend dem kleinen Fördervolumen” bezeichnet wird.
Während an diesem Punkt der Förderdruck aus der ersten Austrittsöffnung Q1 über die Hydraulikleitungen 343, 344, 347, 348 und 349 auf die Federkammer 109 des Rückschlagventils 105 wirkt, wird die Hydraulikkammer 108 dieses Ventils 105 lediglich mit einem Druck etwa in Höhe des Atmosphärendrucks beaufschlagt (da die Hydraulikleitung 343 mit dem Ölbehälter T kommuniziert), so daß keine Vorspannkraft nach rechts auf den Schieber 106 wirkt und dieser Schieber 106 einen in Richtung nach links vorgespannten Zustand einnimmt. Folglich ist auch die zweite Austrittsöffnung Q2 nicht in der Lage, durch die Kommunikation der Hydraulikleitung 346 und der Hydraulikleitung 350 mit dem Ölbehälter T zu kommunizieren, so daß das von der zweiten Austrittsöffnung Q2 abgegebene Hydrauliköl auf dem erforderlichen Druck gehalten wird.
Es ist anzumerken, daß im Übergangszustand, in dem der Schieber 102 des Fördervolumen-Umschaltventils 101 von einer Position auf der rechten Seite in eine Position auf der linken Seite umgeschaltet wird, nach Blockieren der Hydraulikleitung 344 durch den Schieber 102 in der Hydraulikleitung 343 sofort ein hoher Druck erzeugt wird, der dann aber von der Hydraulikleitung 346 auf die Hydraulikkammer 108 des Rückschlagventils 105 wirkt und den Schieber 106 des Ventils 105 nach rechts vorspannt, wodurch die Hydraulikleitung 346 und die Hydraulikleitung 350 in kommunizierende Verbindung gebracht werden, so daß der in der Hydraulikleitung 343 erzeugte hohe Druck von der Hydraulikleitung 346 und den Hydraulikleitungen 350, 348, 347 und 345 an die Hydraulikleitung 301 abgegeben wird. Die Schwankung des Förderdrucks als Begleiterscheinung der Positionsänderung des Umschaltventils 101 für die Umschaltung des Fördervolumens wird deshalb auf ein Minimum reduziert, so daß ein Platzen der Hydraulikleitungen ebenfalls verhindert wird.
Wenn bei dieser Konstruktion das erste Magnetventil 150 auf AUS und das zweite Magnetventil 160 ebenfalls auf AUS steht, wird genau wie im Fall (1) der beschriebenen ersten Ausführungsform der Schieber 171 des Kupplungsschaltventils 170 auf der linken Seite positioniert, wodurch die Hydraulikleitung 326 mit der mit dem Wählschieber 181 kommunizierenden Leitungszweig 319 der Hydraulikleitung 313 kommunizieren kann, so daß der durch die Druckeinstellung mittels des linearen Magnetventils 140 erzeugte Steuerdruck dem Reibungsangriffselement zugeführt wird und eine Angriffssteuerung des Reibungsangriffselements (Steuerung zur Optimierung seines Angriffsvermögens) über das lineare Magnetventil 140 durch die elektrische Steuereinheit möglich macht. Da keine Signaldruckausgabe von dem zweiten Magentventil 160 erfolgt, wird der Schieber 191 auf der rechten Seite des Überbrückungsschaltventils 190 positioniert (in der nichtbetätigten Position des Überbrückungsmechanismus 50), so daß aus den bereits an früherer Stelle erläuterten Gründen der Überbrückungsmechanismus 50 in einen ausgerückten (nichtbetätigten) Zustand überführt wird. Da das erste Magnetventil 150 auf AUS steht, wirkt der erste Signaldruck nicht auf die Hydraulikkammer 104 des Umschaltventils 101 zum Umschalten des Fördervolumens, und der Schieber 102 dieses Ventils wird in der dem großen Fördervolumen entsprechenden Position auf der linken Seite angeordnet, so daß die Hydraulikpumpe 100 Hydrauliköl mit großem Fördervolumen fördert.
Wenn als nächstes genau wie im Fall (2) der ersten Ausführungsform das erste Magnetventil 150 auf AN und das zweite Magnetventil 160 auf AUS steht, wird der Schieber 171 des Kupplungsschaltventils 170 auf der rechten Seite positioniert, wodurch die Hydraulikleitung 335, welche der Strömungsweg für den durch Druckreduzierung des Arbeitsdrucks mittels des Reduzierventils 129 erzeugten Sekundärdruck ist, mit der Hydraulikleitung 319 kommunizieren kann, die mit dem Wählschieber 181 kommunizierend verbunden ist, wodurch bewirkt wird, daß der voll angedrückte Zustand des Reibungsangriffselements durch dessen Speisung mit dem Sekundärdruck des Arbeitsdrucks (erster Seitendruck) beibehalten wird. Auch kann der von dem ersten Magnetventil 150 ausgegebene erste Signaldruck auf die Hydraulikkammer 193 des Überbrückungs-Schaltventils 190 wirken, mit dem Ergebnis, daß der Schieber 191 dieses Ventils 190 auf der linken Seite positioniert wird (in der betätigten Position des Überbrückungsmechanismus), so daß der Überbrückungsmechanismus 50 in den betätigten Zustand überführt und die Durchführung seiner Angriffssteuerung (Steuerung zur Optimierung seines Angriffsvermögens) über das lineare Magnetventil 140 durch die elektrische Steuereinheit möglich wird. Da das erste Magnetventil 150 dann auf AN steht, wirkt der erste Signaldruck auf die Hydraulikkammer 104 des Umschaltventils 101 zum Umschalten des Fördervolumens, woraufhin der Schieber 102 dieses Umschaltventils 101 in der dem. kleinen Fördervolumen entsprechenden Stellung auf der rechten Seite positioniert wird, wodurch die Hydraulikpumpe 100 Hydrauliköl mit geringem Fördervolumen liefern kann. Hier ist anzumerken, daß lediglich sichergestellt werden muß, daß dieses Fördervolumen (kleines Fördervolumen) ausreicht, um einen gewöhnlichen Schaltvorgang durchzuführen (Betätigung der Riemenscheiben 71 und 75), d. h. eine abrupte Verzögerung des konstanten Fahrbetriebs auszuschließen.
Genau wie im Fall (3) der ersten Ausführungsform wird in der AN-Position des ersten Magnetventils 150 und auch des zweiten Magnetventils 160 der Schieber 171 des Kupplungsschaltventils 170 auf der linken Seite positioniert und erlaubt so die Kommunikation des Leitungszweigs 326 der Hydraulikleitung 313 mit der mit dem Wählschieber 181 kommunizierenden Hydraulikleitung 319 und die Zufuhr des durch die Druckregulierung mittels des Magnetventils 140 erzeugten Steuerdrucks zu dem Reibungsangriffselement, dessen Angriffssteuerung deshalb über das lineare Magnetventil 140 von der elektrischen Steuereinheit durchgeführt werden kann, wobei der von dem zweiten Magnetventil 160 ausgegebene Signaldruck auf die Hydraulikkammer 193 des Überbrückungsschaltventils 190 wirken kann und bewirkt, daß der Schieber 191 dieses Ventils 190 auf der linken Seite positioniert wird (in der betätigten Position des Überbrückungsmechanismus 50). Dadurch kann der in die abdeckungsseitige Hydraulikkammer 53 gespeiste Angriffssteuerdruck durch den Steuerdruck gesteuert werden, der durch die Druckeinstellung mittels des linearen Magnetventils 140 erzeugt wird, so daß die Angriffssteuerung des Überbrückungsmechanismus 50 ebenfalls über das lineare Magnetventil 140 (unter Verwendung des gleichen Drucks) von der elektrischen Steuereinheit ausgeführt werden kann. Da das erste Magnetventil 150 dann auf AN steht, wirkt der erste Signaldruck auf die Hydraulikkammer 104 des Umschaltventils 101 zum Umschalten des Fördervolumens und bewirkt, daß der Schieber 102 in der dem kleinen Fördervolumen entsprechenden Position auf der rechten Seite angeordnet wird und die Hydraulikpumpe 100 Hydrauliköl mit kleinem Fördervolumen liefert.
Ferner wird, wenn genau wie im Fall (4) der ersten Ausführungsform das erste Magnetventil 150 auf AUS und das zweite Magnetventil auf AN steht, der Schieber 171 des Kupplungsschaltventils 170 auf der linken Seite positioniert, wodurch den Leitungszweig 326 der Hydraulikleitung 313 mit der Hydraulikleitung 319, die mit dem Wählschieber 181 kommuniziert, kommunizieren kann und so eine Zuleitung des durch die Druckeinstellung mittels des linearen Magnetventils 140 erzeugten Steuerdrucks zu dem Reibungsangriffselement ermöglicht. Infolgedessen kann die Angriffssteuerung des Reibungsangriffselements von der elektrischen Steuereinheit druchgeführt werden, und der von dem zweiten Magnetventil 160 ausgegebene zweite Signaldruck kann auf die Hydraulikkammer 193 des Überbrückungsschaltventils 190 wirken, wodurch wiederum bewirkt wird, daß der Schieber 191 dieses Ventils 190 auf der linken Seite (betätigte Position des Überbrückungsmechanismus 50) positioniert wird und daß der der abdeckungsseitigen Hydraulikkammer 53 zugeleitete Angriffssteuerdruck durch den durch die Druckeinstellung mittels des linearen Magnetventils 140 erzeugten Steuerdruck gesteuert werden kann. Die Angriffssteuerung des Überbrückungsmechanismus 50 kann deshalb über das Magnetventil 140 durch die elektrische Steuerung erfolgen. Das heißt, im Gegensatz zu Fall (3) steht das erste Magnetventil auf AUS, so daß der erste Signaldruck nicht auf die Hydraulikkammer 104 des Umschaltventils 101 zum Umschalten des Fördervolumens wirkt. Folglich liefert die Hydraulikpumpe 100 genauso wie in Fall (1), in dem sich der Schieber 102 in der linken Position befindet, die dem großen Fördervolumen entspricht, Hydrauliköl mit großem Fördervolumen.
Das vorstehend Beschriebene ist in der in 7 gezeigten Tabelle zusammengefaßt. Wie ebenfalls in dieser Tabelle gezeigt ist, wird genauso wie in Fall (1) der Überbrückungsmechanismus 50 durch Einstellen sowohl des ersten Magnetventils 150 als auch des zweiten Magnetventils 160 mittels der elektrischen Steuereinheit auf AUS in einen nicht eingerückten (nichtbetätigten) Zustand gebracht, in dem seine Angriffssteuerung nicht durchgeführt werden kann. Jedoch ist die Angriffssteuerung des Reibungsangriffselements über das lineare Magnetventil 140 durch die elektrische Steuereinheit möglich. An diesem Punkt wird die Hydraulikpumpe 100 derart eingestellt, daß sie Hydrauliköl mit großem Fördervolumen liefert (dabei entspricht der Druck dieses Hydrauliköls dem hohen Arbeitsdruck in der vorstehend beschriebenen ersten Ausführungsform), so daß diese Einstellung zum Beispiel erfolgt, wenn vor dem Anfahren des Fahrzeugs die Position des manuellen Wählhebels von N nach D (oder von N nach R) geschaltet wird und es gilt, diesen Vorgang möglichst ruckfrei durchzuführen, indem das vorher ausgerückte Reibungsangriffselement graduell eingerückt wird, oder in Bereichen des Fahrbetriebs, in denen zum Beispiel nach dem Anfahren des Fahrzeugs die Last groß und die Ausgangsdrehzahl (Fahrzeuggeschwindigkeit) gering ist und das Hydrauliköl mit großem Fördervolumen ohne Überbrückung zu dem CVT gefördert werden muß, indem das von dem Drehmomentwandler 30 erzeugte Drehoment erhöht wird.
Wie im vorgeschilderten Fall (2) wird das Reibungsangriffselement in den voll eingerückten Zustand gebracht, indem durch die elektrische Steuereinheit eine Einstellung derart vorgenommen wird, daß das erste Magnetventil 150 in einen AN-Zustand und das zweite Magnetventil 160 in einen AUS-Zustand gebracht wird, jedoch die Steuerung der Übertragungsdrehmoment-Kapazität wie oben beschrieben in Abhängigkeit von den Fahrbedingungen erreicht werden kann, indem das Angriffsvermögen in Übereinstimmung mit dem ersten Seitendruck (Arbeitsdruck), der dem Zylinder 78 der angetriebenen Riemenscheibe 75 zugeleitet wird, variiert wird. Ferner wird der Überbrückungsmechanismus 50 in den betätigten Zustand gebracht, und seine Angriffssteuerung kann mittels des linearen Magnetventils 140 von der Steuereinheit durchgeführt werden. Unter diesen Bedingungen ist die Hydraulikpumpe 100 derart eingestellt, daß sie Hydrauliklöl mit kleinem Fördervolumen (der Druck dieses Hydrauliköls entspricht dem hohen Arbeitsdruck in der vorstehend beschriebenen ersten Ausführungsform) liefert, so daß eine solche Einstellung zum Beispiel bei Fahrt mit niedriger Geschwindigkeit durchgeführt wird, wo die Last vergleichsweise gering und die Ausgangsdrehzahl mäßig hoch ist, wobei das Reibungsangriffselement im voll eingerückten Zustand bleibt, oder in einem Betriebsbereich, in dem das Angriffsvermögen des Überbrückungsmechanismus 50 von Null auf einen dem Motordrehmoment angepaßten Wert geändert werden muß, aber dennoch kein hohes Fördervolumen des Hydrauliköls für den Betrieb des CVT benötigt wird.
Wie im Fall (3) oben läßt sich durch die Verwendung der elektrischen Steuereinheit für die Einstellung sowohl des ersten Magnetventils 150 als auch des zweiten Magnetventils 160 eine Angriffssteuerung sowohl des Überbrückungsmechanismus 50 als auch des Reibungsangriffselements durch diese elektrische Steuereinheit unter Verwendung des gleichen Steuerwerts (durch die Druckeinstellung mittels des linearen Magnetventils 140 erzeugter Steuerdruck) erreichen. Ebenso wie im Fall (2) wird die Hydraulikpumpe 100 derart eingestellt, daß sie mit einem geringen Fördervolumen Hydrauliköl liefert, weshalb eines solche Einstellung zum Beispiel bei konstanter Fahrt (mit hoher Geschwindigkeit) oder in einem Fahrbereich durchgeführt wird, in dem die Last klein und die Ausgangsdrehzahl hoch ist, so daß sich das Angriffsvermögen des Überbrückungsmechanismus 50 mit dem Motordrehmoment erheblich ändert, und in dem das Angriffsvermögen des Reibungsangriffselements identisch mit der Änderung des Angriffsvermögens des Überbrückungsmechanismus 50 geändert werden muß, dennoch aber ein großes Fördervolumen des Hydrauliköls für den Betrieb des CVT nicht benötigt wird (bei gleichem Steuerdruck gilt vorzugsweise: Angriffsvermögen des Überbrückungsmechanismus 50 < Angriffsvermögen des Reibungsangriffselements).
Ferner ist es wie im Fall (4) oben durch die Verwendung der elektrischen Steuereinheit für die Einstellung des ersten Magnetventils 150 auf AUS und des zweiten Magnetventils 160 auf AN möglich, daß, wie im Fall (3), sowohl die Angriffssteuerung des Überbrückungsmechanismus 50 als auch die Angriffssteuerung des Reibungsangriffselements unter Verwendung des gleichen Steuerwerts (durch die Druckeinstellung mittels des Magnetventils 140 erzeugter Steuerdruck) von der elektrischen Steuereinheit ausgeführt wird. Da jedoch im Gegensatz zu Fall (3) die Hydraulikpumpe 100 auf das große Fördervolumen eingestellt ist, wird eine solche Einstellung zum Beispiel dann vorgenommen, wenn während des konstanten Fahrbetriebs eine abrupte Verzögerung stattfindet, d. h. beide Riemenscheiben 71 und 75 unter Zufuhr von Hydrauliköl mit hohem Volumen und hohem Druck abrupt betätigt werden, um so das Übersetzungsverhältnis rasch auf die LOW-Seite zurückzuführen (insbesondere wenn das Fahrzeug nach einer raschen Verzögerung angehalten wird) etc.
Auch im Fall (2) in dieser zweiten Ausführungsform wird das Reibungsangriffselement in voll angedrücktem Zustand gehalten, jedoch wird als Arbeitsdruck des Hydrauliköls der die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des CVT 70, d. h. das ohne Verursachung von Schlupf des Riemens 79 zwischen den beiden Riemenscheiben 71 und 75 übertragbare Drehmoment bestimmende erste Seitendruck verwendet, und es wird dafür gesorgt, daß sich die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des Reibungsangriffselements zusammen mit der Übertragungsdrehmoment-Kapazität des CVT-Mechanismus 70 ändert. Der erzielte Nutzen ist deshalb der gleiche wie im Fall (2) in der ersten Ausführungsform.
Zwar wurde das stufenlos verstellbare Riemengetriebe gemäß vorliegender Erfindung im Rahmen der vorstehenden Ausführungsformen beschrieben, doch ist die Erfindung nicht darauf beschränkt. Das Reibungsangriffselement zum Beispiel (d. h. das Element, das die Trennung des Antriebs zwischen Motor und Ausgangswelle durchführt), welches eine Beschädigung des Riemens verhindert, indem es vor dem Riemen zu schlupfen beginnt, ist nicht auf die Vorwärtskupplung 65 und die Rückwärtsbremse 66 wie in den vorhergehenden Ausführungsformen, die den Vorwärts/Rückwärts-Umschaltmechanismus 60 bilden, beschränkt. Vielmehr kann der gleiche Nutzen wie in den vorhergehenden Ausführungsformen durch ein Element wie beispielsweise eine Anfahrkupplung zwischen dem Motor und der Ausgangswelle erreicht werden, die oder dergleichen Element die Funktion des in vorliegender Erfindung beschriebenen Reibungsangriffselements übernimmt. Auch wurden die vorstehenden Ausführungsbeispiele in Anwendung auf die Kraftübertragungsvorrichtung eines Fahrzeugs beschrieben. Die Erfindung ist jedoch nicht auf Fahrzeuge beschränkt, sondern kann ebenso für andere Maschinen oder Vorrichtungen Anwendung finden.
Während darüber hinaus erfindungsgemäß der erste Seitendruck, der die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des CVT-Getriebemechanismus bestimmt, dem Reibungsangriffselement zugeleitet werden kann, ist es unerheblich, ob dieser erste Seitendruck dem Antriebszylinder oder dem angetriebenen Zylinder zugeführt wird. In der vorstehend beschriebenen zweiten Ausführungsform wurde eine Konstruktion angenommen, wonach der dem angetriebenen Zylinder 78 zugeführte Druck stets der erste Seitendruck war. Wie aber auch bei anderen CVT-Getrieben zu sehen ist, bei denen die Gangschaltung derart konzipiert ist, daß der Druckaufnahmebereich des Antriebszylinders und der Druckaufnahmebereich des angetriebenen Zylinders die gleichen sind und der Arbeitsdruck als zweiter Seitendruck angewandt wird und ein durch die Reduzierung des Arbeitsdrucks erzeugter Druck als erster Seitendruck angewandt wird und dieser erste Druck und zweite Druck den beiden Zylindern getrennt zugeführt werden, lassen sich die Vorteile der vorliegenden Erfindung erzielen, solange der erste Seitendruck stets dem Reibungsangriffselement zugeführt wird, wobei es unerheblich ist, ob diese Zufuhr zum Antriebszylinder oder zum angetriebenen Zylinder erfolgt.
Wie vorstehend beschrieben, wird bei einem erfindungsgemäßen CVT-Getriebe der erste Seitendruck, der die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des CVT-Mechanismus, d. h. das ohne Entstehen von Riemenschlupf zwischen den beiden Riemenscheiben übertragbare Drehmoment bestimmt, als Betriebsöldruck für das Reibungsangriffselement verwendet, so daß sich die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des Reibungsangriffselements mit der Übertragungsdrehmoment-Kapazität des stufenlos verstellbaren Getriebes ändert. Wenn die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des Reibungsangriffselements wie erforderlich etwas niedriger als die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des CVT eingestellt wird (z. B. durch Zufuhr des ersten Seitendrucks zu dem Reibungsangriffselement nach erfolgter Druckreduzierung oder Einstellung der Anzahl der das Reibungsangriffselement bildenden Reibscheiben oder Einstellung deren Reibungskoeffizienten) kann selbst dann, wenn ein die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des CVT überschreitendes Drehmoment in dieses CVT-Getriebe eingeleitet wird, der Schlupf des Reibungsangriffselements induziert werden, bevor sich der Riemenschlupf des CVT-Mechanismus einstellt, so daß sich eine durch Schlupf verursachte Beschädigung des Riemens verhindern läßt. Auch kann mit vorliegender Konstruktion das Angriffsvermögen des Reibungsangriffselement ohne die Notwendigkeit eines teueren linearen Magnetventils gesteuert werden, weshalb sich die Herstellungskosten im Vergleich zu einer Konstruktion mit einem solchen linearen Magnetventil erheblich reduzieren lassen, und auch was die Zuverlässigkeit im Hinblick auf den Riemenschlupf anbelangt, ist die erfindungsgemäße Konstruktion jener mit einem linearen Magnetventil überlegen und bietet darüber hinaus auch eine größere Sicherheit.
Verschiedene Änderungen und Abwandlungen ergeben sich für den Fachmann aus der vorstehenden Beschreibung, ohne den Rahmen der Erfindung zu verlassen, der in den anliegenden Ansprüchen wiedergegeben ist.
Kurz zusammengefaßt betrifft die Erfindung ein stufenlos verstellbares Riemengetriebe, bei welchem ein erster Seitendruck, der als der die Übertragungsdrehoment-Kapazität des CVT-Getriebemechanismus 70 bestimmende Druck in den Zylinder 74 der Antriebsriemenscheibe 71 oder in den Zylinder 78 der angetriebenen Riemenscheibe 75 gespeist wird, einem Reibungsangriffselement zugeführt und dort als Betriebsöldruck verwendet wird. Die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des Reibungseingriffselements wird etwas niedriger als die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des CVT-Mechanismus eingestellt.

Claims

Stufenlos verstellbares Riemengetriebe, umfassend: einen stufenlos verstellbaren Getriebemechanismus (70) der einen Riemen (79) aufweist, der über eine mit einer Eingangswelle (20) für die Aufnahme der Antriebskraft eines Motors verbundene Antriebsriemenscheibe (71) und eine mit einer Ausgangswelle (S4, S5) verbundene angetriebene Riemenscheibe (75) geführt ist, und bei dem der Gangwechsel erfolgt, indem ein Antriebszylinder (74) zur Einstellung des Scheibenabstands der Antriebsriemenscheibe (71) und ein angetriebener Zylinder (78) zur Einstellung des Scheibenabstands der angetriebenen Riemenscheibe (75) mit hydraulischem Betriebsöl versorgt werden; ein Reibungsangriffselement (65, 66), das zwischen dem Motor und der Antriebsriemenscheibe (71) oder zwischen der angetriebenen Riemenscheibe (75) und der Ausgangswelle (S4, S5) angeordnet ist und das die Kraftübertragung von dem Motor mit einem von dem Druck des zugeführten Betriebsöls abhängigen Angriffsvermögen steuern kann; und Seitendruck-Zufuhreinrichtungen (100, 110, 120, 124) zur Zufuhr eines ersten Seitendrucks, der die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des CVT (70) bestimmt, zu einem der beiden Zylinder (74, 78) und zur Zufuhr eines zweiten Seitendrucks, durch welchen der Schaltvorgang des CVT-Mechanismus (70) durchgeführt wird, zu dem jeweils anderen der beiden Zylinder (74, 78); dadurch gekennzeichnet, daß der erste Seitendruck dem Reibungsangriffselement (65, 66) als hydraulischer Arbeitsdruck zugeführt wird.
Stufenlos verstellbares Riemengetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Angriffsvermögen des Reibungsangriffselements (65, 66), welches mit einem hydraulischen Arbeitsdruck des ersten Seitendrucks beaufschlagt wird, geringer ist als die Übertragungsdrehmoment-Kapazität des CVT-Mechanismus (70), der mit dem ersten Seitendruck beaufschlagt wird.
Stufenlos verstellbares Riemengetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Antriebsriemenscheibe (71) eine an der Eingangswelle (S1) befestigte feste Scheibenhälfte (72), eine dieser festen Scheibenhälfte gegenüberstehende, in axialer Richtung frei verschiebbare einstellbare Scheibenhälfte (73) und einen Antriebszylinder (74) zur Beaufschlagung der einstellbaren Scheibenhälfte (73) mit Schubkraft aufweist, wobei der Scheibenabstand zwischen der festen Scheibenhälfte (72) und der einstellbaren Scheibenhälfte (73) der Antriebsriemenscheibe (71) durch Einleiten des ersten Seitendrucks oder des zweiten Seitendrucks in den Antriebszylinder (74) veränderlich einstellbar ist; daß die angetriebene Riemenscheibe (75) eine an der Ausgangswelle (S2) befestigte feste Scheibenhälfte (76), eine dieser gegenüberstehende, in axialer Richtung frei verschiebbare einstellbare Scheibenhälfte (77) und einen angetriebenen Zylinder (78) zur Beaufschlagung der einstellbaren Scheibenhälfte (77) mit Schubkraft aufweist, wobei der Scheibenabstand zwischen der festen Scheibenhälfte (76) und der einstellbaren Scheibenhälfte (77) der angetriebenen Riemenscheibe (75) durch Einleiten des ersten Seitendrucks oder des zweiten Seitendrucks in den angetriebenen Zylinder (78) veränderlich einstellbar ist; und daß das Übersetzungsverhältnis stufenlos verstellbar ist, indem die Scheibenabstände der Antriebsriemenscheibe (71) und der angetriebenen Riemenscheibe (75) durch eine Änderung des Wicklungsradius des Riemens (79) um die Scheiben eingestellt werden.
Stufenlos verstellbares Riemengetriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Seitendruck auf einen Druck einstellt wird, bei welchem das Drehmoment von dem Motor ohne Riemenschlupf auf die Antriebsriemenscheibe (71) und die angetriebene Riemenscheibe (75) übertragen werden kann.
Stufenlos verstellbares Riemengetriebe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der zweite Seitendruck derart eingestellt wird, daß bei Zuleitung des ersten Seitendrucks zu der Antriebsriemenscheibe (71) oder zu der angetriebenen Riemenscheibe (75) der Schaltvorgang durchgeführt werden kann, indem der zweite Seitendruck der jeweils anderen der beiden Riemenscheiben (71, 75) zugeführt wird.