DE102004030284B4 - Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung - Google Patents

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Abstract

Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung, mit: einem kontinuierlich variablen Toroidgetriebe (24), einem Planetengetriebe (25b), und einer Kupplungsvorrichtung, die das kontinuierlich variable Toroidgetriebe (24) mit dem Planetengetriebe (25b) verbindet, wobei die Kupplungsvorrichtung umfasst: eine Niedertouren-Kupplung (39b), die verbunden wird, um einen niedertourigen Modus für eine Erhöhung des Übersetzungsverhältnisses der kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung zu realisieren, und die gelöst wird, um einen hochtourigen Modus für eine Verminderung des Übersetzungsverhältnisses zu realisieren, eine Hochtouren-Kupplung (40b), die verbunden wird, um den hochtourigen Modus zu realisieren, und die gelöst wird, um den niedertourigen Modus zu realisieren, und eine Steuereinrichtung zum Schalten des Verbindens und Lösens der Niedertouren-Kupplung (39b) und der Hochtouren-Kupplung (40b), wobei die Steuereinrichtung das Verbinden und Lösen der Niedertouren-Kupplung (39b) und der Hochtouren-Kupplung (40b) steuert, um den Übertragungszustand zu dem niedertourigen Modus oder zu dem hochtourigen Modus zu setzen, wobei die Steuereinrichtung das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen...

Description

  • HINTERGRUND DER ERFINDUNG
  • Erfindungsfelds
  • Die vorliegende Erfindung betrifft eine Verbesserung an einer kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung, die als automatisches Getriebe für ein Kraftfahrzeug verwendet wird und ein kontinuierlich variables Toroidgetriebe umfasst, wobei ein kostengünstiger Aufbau realisiert wird, bei dem keine abrupte Variation des Übersetzungsverhältnisses verursacht wird, wenn zwischen einem niedertourigen Modus und einem hochtourigen Modus gewechselt wird.
  • Stand der Technik
  • Eine gattungsgemäße Getriebevorrichtung ist aus der DE 102 25 659 A1 bekannt.
  • In 16 bis 18 ist ein kontinuierlich variables Toroidgetriebe gezeigt. Das kontinuierlich variable Toroidgetriebe gehört zum Doppelhohlraum-Typ, wobei Eingangsscheiben 2, 2 durch die Umfänge von beiden Endteilen einer Eingangswelle 1 über Kugelkeile 3, 3 gehalten werden. Die zwei Eingangswellen 2, 2 werden also konzentrisch gehalten und können synchron gedreht werden. Weiterhin wird ein Ausgangszahnrad 4 an einem Umfang eines mittleren Teils der Eingangswelle 1 relativ zu der Eingangswelle 1 drehbar gehalten. Weiterhin sind Ausgangsscheiben 5, 5 mit beiden Endteilen eines zylindrischen Teils an einem zentralen Teil des Ausgangszahnrads 4 jeweils durch Keile gehalten. Die zwei Ausgangsscheiben 5, 5 werden also synchron zusammen mit dem Ausgangszahnrad 4 gedreht.
  • Weiterhin ist eine entsprechende Anzahl (normalerweise jeweils zwei bis drei) von Leistungsrollen 6, 6 zwischen den entsprechenden Eingangsscheiben 2, 2 und den entsprechenden Ausgangsscheiben 5, 5 angeordnet. Die entsprechenden Leistungsscheiben 6, 6 werden jeweils durch die inneren Seitenflächen von Drehzapfen 7, 7 über Haltewellen 8, 8 und eine Vielzahl von Rolllagern gehalten. Die entsprechenden Drehzapfen 7, 7 können verschoben werden, wobei sie auf Schwenkwellen 9, 9 zentrieren, die an den entsprechenden Drehzapfen 7, 7 konzentrisch zueinander an beiden Endteilen in entsprechenden Längsrichtungen (nach oben und unten in 16, 18 und nach vorne und hinten in 17) vorgesehen sind. Eine Neigungsbewegung der entsprechenden Drehzapfen 7, 7 wird durchgeführt, indem die entsprechenden Drehzapfen 7, 7 in axialen Richtungen der Schwenkwellen 9, 9 durch hydraulische Stellglieder 10, 10 verschoben werden, wobei die Neigungswinkel der Drehzapfen 7, 7 hydraulisch und mechanisch miteinander synchronisiert werden.
  • Das heißt, wenn die Neigungswinkel der entsprechenden Drehzapfen 7, 7 geändert werden, um das Übersetzungsverhältnis zwischen der Eingangswelle 1 und dem Ausgangszahnrad 4 zu ändern, werden die entsprechenden Drehzapfen 7, 7 durch die entsprechenden Stellglieder 10, 10 jeweils in entgegengesetzten Richtungen (jeweils in der Drehrichtung der entsprechenden Scheiben 2, 5) verschoben. Dabei wird zum Beispiel die Leistungsrolle 6 auf der rechten Seite von 18 in der Zeichnung nach unten verschoben und wird die Leistungsrolle 6 auf der linken Seite von 18 in der Zeichnung nach oben verschoben. Daraus resultiert, dass die tangentialen Kraftrichtungen, die einen Kontakt zwischen den Umfangsflächen der entsprechenden Leistungsrollen 6, 6 und den Innenseitenflächen 2, 2 der entsprechenden Ausgangsscheiben 5, 5 herstellen, geändert werden (es wird ein seitliches Rutschen am Kontaktteil verursacht). Weiterhin werden in Übereinstimmung mit der Änderung der Kraftrichtungen die entsprechenden Drehzapfen in entgegengesetzten Richtungen und auf den Schwenkwellen 9, 9, die axial durch Halteplatten 11, 11 gehalten werden, zentrierend geneigt. Daraus resultiert, dass die Kontaktpositionen zwischen den Umfangsflächen der entsprechenden Leistungsrollen 6, 6 und den Innenseitenflächen der entsprechenden Eingangs- und Ausgangsscheiben 2, 5 geändert werden, sodass das Drehübersetzungsverhältnis zwischen der Eingangswelle 1 und dem Ausgangszahnrad 4 geändert wird.
  • Das Laden und Entladen eines unter Druck stehenden bis zu und von den entsprechenden Stellgliedern 10, 10 wird durch ein einzelnes Steuerventil 12 für eine beliebige Anzahl von entsprechenden Stellgliedern 10, 10 gesteuert, wobei die Bewegung eines einzelnen Drehzapfens 7 zu dem Steuerventil 12 rückgekoppelt wird. Das Steuerventil 12 umfasst eine Hülse 14, die durch einen Schrittmotor 13 in der axialen Richtung verschoben wird (nach vorne und nach hinten in 16, nach links und rechts in 18), wobei eine Spule 15 an einer Innendurchmesserseite der Hülse 14 angebracht ist und in der Axialrichtung verschoben werden kann. Weiterhin wird durch Stangen 17, 17, die die entsprechenden Drehzapfen 7, 7 verbinden, und durch Kolben 16, 16 der Stellglieder 10, 10, wobei ein Endteil der Stange 17, die zu einem Drehzapfen 7 gehört, an einem Nocken 18 befestigt ist, ein Rückkopplungsmechanismus zum Übertragen der Bewegung der Stange 17 gebildet wird, sodass die Verschiebungsgröße in der Axialrichtung und die Verschiebungsgröße in der Drehrichtung der Spule 15 über den Nocken 18 und einen Verbindungsarm 19 synthetisiert werden. Weiterhin ist ein Synchronisationskabel 20 zwischen den entsprechenden Drehzapfen 7, 7 gespannt, um die Neigungswinkel der entsprechenden Drehzapfen 7, 7 bei einem Ausfall des hydraulischen Systems mechanisch zu synchronisieren.
  • Beim Moduswechsel wird ein Flusspfad in einer vorbestimmten Richtung des Steuerventils 12 geöffnet, indem die Hülse 14 durch einen Schrittmotor 13 zu einer vorbestimmten Position geöffnet wird, die einem gewünschten Übersetzungsverhältnis entspricht. Dadurch wird unter Druck stehendes Öl in der vorbestimmten Richtung zu den entsprechenden Stellgliedern 10, 10 geführt, wobei die entsprechenden Stellglieder 10, 10 die Drehzapfen 7, 7 in der vorbestimmten Richtung verschieben. Das heißt, in Übereinstimmung mit der Zufuhr des unter Druck stehenden Öls werden die entsprechenden Drehzapfen 7, 7 auf den entsprechenden Schwenkwellen 9, 9 zentrierend geneigt, wobei sie in den Axialrichtungen der entsprechenden Schwenkwellen 9, 9 verschoben werden. Weiterhin wird die Bewegung (in der Axialrichtung und eine Neigungsverschiebung) jedes Drehzapfens 7 über eine Nockenfläche 21 des Nockens 18, der an dem Endteil der Stange 17 befestigt ist, und über den Verbindungsarm 19 auf die Spule 15 übertragen, um die Spule 15 in der Axialrichtung zu verschieben. Um also den Drehzapfen 7 um eine vorbestimmte Strecke zu verschieben, wird der Flusspfad des Steuerventils 12 geschlossen, sodass das unter Druck stehende Öl nicht zu und von den entsprechenden Stellgliedern 10, 10 geladen bzw. entladen werden kann.
  • Im Betrieb des oben beschrieben kontinuierlich variablen Toroidgetriebes wird die Eingangsscheibe 2 auf einer Seite (links in 16, 17) durch eine Antriebswelle 22 gedreht, die mit einem als Leistungsquelle dienenden Motor oder ähnlichem über eine Druckvorrichtung 23 des Ladenocken-Typs oder des hydraulischen Typs verbunden ist. Deshalb wird das Paar von Eingangsscheiben 2, 2, die durch die beiden Endteile der Eingangswelle 1 gehalten werden, synchron gedreht, wobei sie zueinander gedrückt werden. Weiterhin wird die Drehung über die entsprechenden Leistungsrollen 6, 6 zu den entsprechenden Ausgangsscheiben übertragen und von dem Ausgangszahnrad 4 ausgegeben.
  • Wenn die Drehgeschwindigkeiten der Eingangswelle 1 und des Ausgangszahnrads 4 geändert werden, werden bei einer Übersetzungsreduktion zwischen der Eingangswelle 1 und dem Ausgangszahnrad 4 die entsprechenden Drehzapfen 7, 7 durch entsprechende Stellglieder 10, 10 in der Axialrichtung der entsprechenden Schwenkwellen 9, 9 bewegt, um sich zu den in 17 gezeigten Positionen zu neigen. Weiterhin werden wie in 17 gezeigt die Umfangsflächen der entsprechenden Leistungsrollen 6, 6 jeweils in Kontakt mit Teilen der entsprechenden Eingangsscheiben 2, 2 auf den Seiten von Zentren der Innenseitenflächen und mit Teilen der entsprechenden Ausgangsscheiben 5, 5 auf den Seiten von Außenumfängen der Innenseitenflächen gebracht. Wenn dagegen die Übersetzung erhöht wird werden die entsprechenden Drehzapfen 7, 7 in entgegengesetzten Richtungen und gegenüber dem Zustand von 17 derart geneigt, dass die Umfangsflächen der entsprechenden Leistungsrollen 6, 6 jeweils in Kontakt mit Teilen der entsprechenden Eingangsscheiben 2, 2 auf den Seiten der Außenumfänge an den Innenseitenflächen und mit Teilen der entsprechenden Ausgangsscheiben 5, 5 auf den Seiten von Zentren der Innenseitenflächen gebracht. Ein mittleres Übersetzungsverhältnis wird zwischen der Eingangswelle 1 und dem Ausgangszahnrad 4 vorgesehen, wenn die Neigungswinkel der entsprechenden Drehzapfen 7, 7 zu einer mittleren Stellung gesetzt werden.
  • Wenn das kontinuierlich variable Toroidgetriebe mit dem oben beschriebenen Aufbau und Betrieb in einem kontinuierlich variablen Getriebe für ein Kraftfahrzeug integriert wird, kann gemäß dem Stand der Technik eine kontinuierlich variable Getriebevorrichtung vorgesehen werden, indem das Toroidgetriebe mit einem Planetengetriebemechanismus verbunden wird. 19 zeigt eine kontinuierlich variable Getriebevorrichtung aus dem Stand der Technik, die in USP 6,251,039 beschrieben wird. Die kontinuierlich variable Getriebevorrichtung wird neutral geschaltet, wobei ein Drehzustand einer Ausgangswelle zu einer regulären und einer entgegengesetzten Drehung geschaltet werden kann, indem ein stationärer Zustand zwischengeschaltet wird, in dem sich die Eingangswelle in einer Richtung dreht. Die kontinuierlich variable Getriebevorrichtung wird durch ein kontinuierlich variables Toroidgetriebe 24 und durch ein Planetengetriebe 25 gebildet. Das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24 umfasst die Eingangswelle 1, das Paar von Eingangsscheiben 2, 2, die Ausgangsscheibe 5a und die Vielzahl von Leistungsrollen 6, 6. In dem dargestellten Beispiel wird die Ausgangsscheibe 5a durch einen Aufbau gebildet, in dem Außenseitenflächen des Paares aus Ausgangsscheiben gegeneinander stoßen, um miteinander verbunden zu werden.
  • Das Planetengetriebe 25 umfasst einen Träger 26, der an einer Seite mit der Eingangswelle 1 und der Eingangsscheibe 2 verbunden ist (rechte Seite in 19). Eine erste Übertragungswelle 28, deren beide Endteile jeweils an Planetengetriebeelementen 27a, 27b befestigt sind, wird drehbar durch einen mittleren Teil in einer Durchmesserrichtung des Trägers 26 gehalten. Weiterhin wird eine zweite Übertragungswelle 31, deren beide Endteile jeweils an Sonnenrädern 29a, 29b befestigt sind, drehbar auf einer Seite gegenüber der Eingangswelle 1 gehalten, wobei dazwischen konzentrisch der Träger 26 mit der Eingangswelle 1 gehalten wird. Weiterhin sind die Planetengetriebeelemente 27a, 27b und ein Sonnenrad 32, das fest an einem vorderen Endteil (rechter Endteil in 19) einer hohlen Drehwelle 32 gehalten wird, wobei ein Basisendteil (linker Endteil in 19) mit der Ausgangsscheibe 5a verbunden ist, oder ein Sonnenrad 29a, das fest an einem Endteil (linker Endteil in 19) der zweiten Übertragungswelle 30 gehalten wird, miteinander verbunden. Weiterhin ist das Planetengetriebeelement 27a auf einer Seite (linke Seite in 19) über ein anderes Planetengetriebeelement 33 mit einem Ringzahnrad 34 verbunden, das drehbar auf einem Umfang des Trägers 26 vorgesehen ist.
  • Die Planetengetriebeelemente 36a, 36b werden drehbar durch einen zweiten Träger 35 auf einem Umfang des Sonnenrads 29b gehalten, das an dem anderen Endteil (rechten Endteil in 19) der zweiten Übertragungswelle befestigt ist. Weiterhin ist der zweite Träger 35 an einem Basisendteil (linken Endteil in 19) einer Ausgangswelle 37 befestigt, die konzentrisch mit der Eingangswelle 1 und der zweiten Übertragungswelle 30 angeordnet ist. Weiterhin sind die entsprechenden Planetengetriebeelemente 36a, 36b miteinander verbunden, wobei das Planetengetriebeelement 36a auf einer Seite mit dem Sonnenrad 29b verbunden ist, während das Planetengetriebeelement 36b auf der anderen Seite in mit dem zweiten Ringzahnrad 38 verbunden ist, das drehbar an einem Umfang des zweiten Trägers 35 vorgesehen ist. Das Ringzahnrad 34 und der zweite Träger können weiterhin durch eine Niedertouren-Kupplung 39 verbunden und gelöst werden, während das zweite Ringzahnrad 38 und ein fixer Teil eines Gehäuses oder ähnliches durch eine Hochtouren-Kupplung 40 verbunden oder gelöst werden können.
  • Bei der oben beschriebenen kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung von 19 wird in einem sogenannten niedertourigen Modus, in dem die Niedertouren-Kupplung 39 verbunden ist und die Hochtouren-Kupplung 40 gelöst ist, die Leistung der Eingangswelle 1 über das Ringzahnrad 34 auf die Ausgangswelle 37 übertragen. Indem das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 geändert wird, wird das Übersetzungsverhältnis der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung, d. h. das Übersetzungsverhältnis zwischen der Eingangswelle 1 und der Ausgangswelle 37 geändert. In einem derartigen niedertourigen Modus kann das Übersetzungsverhältnis der gesamten kontinuierlich variablen Vorrichtung stufenlos geändert werden. Indem also das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 angepasst wird, während die Eingangswelle 1 in einer Richtung gedreht wird, kann der Drehzustand der Ausgangswelle 37 zu einer regulären Drehung und zu einer umgekehrten Drehung gewandelt werden, indem dazwischen ein stationärer Zustand eingefügt wird.
  • Weiterhin wird bei einer Fahrt mit höherer Geschwindigkeit oder mit konstanter Geschwindigkeit in einem derartigen niedertourigen Modus ein Drehmoment, das durch das kontinuierlich variable Getriebe 24 hindurchgeht, von der Eingangswelle 1 über den Träger 26, die erste Übertragungswelle 28, das Sonnenrad 32 und die hohle Drehwelle 31 auf die Ausgangsscheibe 5a übertragen und von der Ausgangsscheibe 5a über entsprechende Leistungsrollen 6, 6 auf die entsprechenden Eingangsscheiben 2, 2 ausgeübt. Das heilt, das bei einer Fahrt mit höherer oder konstanter Geschwindigkeit durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24 hindurchgehende Drehmoment wird in einer Richtung gedreht, in der die entsprechenden Eingangsscheiben 2, 2 das Drehmoment von den entsprechenden Leistungsrollen 6, 6 empfangen.
  • Im Gegensatz dazu wird in einem sogenannten niedertourigen Modus, in dem die Niedertouren-Kupplung 39 gelöst ist und die Hochtouren-Kupplung 40 verbunden ist, die Leistung der Eingangswelle 1 über die erste und die zweite Übertragungswelle 28, 30 auf die Ausgangswelle 37 übertragen. Indem weiterhin das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 geändert wird, wird das Übersetzungsverhältnis der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung geändert. Je größer in diesem Fall das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 ist, desto größer ist das Übersetzungsverhältnis der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung. Wenn dagegen mit beschleunigter oder konstanter Geschwindigkeit in einem hochtourigen Modus gefahren wird, wird ein durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 25 hindurchgehendes Drehmoment von den entsprechenden Eingangsscheiben 2, 2 über die entsprechenden Leistungsrollen 6, 6 auf die Ausgangsscheibe 5a übertragen.
  • Weiterhin gibt USP6,171,210 eine kontinuierlich variable Getriebevorrichtung wie in 20 gezeigt an. Die kontinuierlich variable Getriebevorrichtung gehört dem sogenannten Leistungsteilungstyp an und wird durch eine Kombination aus einem kontinuierlich variablen Toroidgetriebe 24a und einem Planetengetriebe 25a gebildet. Weiterhin wird die Leistung in einem niedertourigen Modus nur durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24a übertragen, während die Leistung in einem hochtourigen Modus hauptsächlich durch das Planetengetriebe 25a übertragen wird, wobei das Übersetzungsverhältnis des Planetengetriebes 25a dadurch gesteuert wird, dass das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24a geändert wird.
  • Deshalb ist ein Basisendteil (ein rechter Endteil in 20) der Eingangswelle 1, die sich durch den zentralen Teil des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24a erstreckt und an ihren beiden Endteilen das Paar von Eingangsscheiben 2, 2 hält, über eine Hochtouren-Kupplung 40a mit einem Ringzahnrad 41 des Planetengetriebes 25a verbunden. Weiterhin sind eine Start-Kupplung 44 und eine hydraulische Druckvorrichtung 23a in hintereinander in der Leistungsübertragungsrichtung zwischen einem Eingangsendteil (rechter Endteil in 20) einer Kurbelwelle 43 eines als Antriebsquelle dienenden Motors 42 und einem Eingangsendteil (= Basisendteil = linker Endteil in 20) der Eingangswelle verbunden. Die Druckvorrichtung 23a wird dadurch gebildet, dass die Eingangsscheibe 2 auf der Seite des Basisendes öldicht in einen Zylinder 96 eingesteckt ist, wobei sie eine Drehkraft überragen kann.
  • Weiterhin ist eine Ausgangswelle 37a für die Leistungsausgabe auf der Basis der Drehung der Eingangswelle 1 konzentrisch mit der Eingangswelle 1 angeordnet. Weiterhin ist das Planetengetriebe 25a an einem Umfang der Ausgangswelle 37a vorgesehen. Ein Sonnenrad 45 des Planetengetriebes 25a ist an einem Eingangsendteil (linken Endteil in 20) der Ausgangswelle 37a befestigt. Deshalb wird die Ausgangswelle 37a in Übereinstimmung mit der Drehung des Sonnenrads 45 gedreht. Das Ringzahnrad 41 wird an einem Umfang des Sonnenrads 45 konzentrisch mit dem Sonnenrad 45 und drehbar gehalten. Weiterhin sind eine Vielzahl von Sätzen von Planetengetriebeelementen 46a und 46b zwischen einer Innenumfangsfläche des Ringzahnrads 41 und einer Außenumfangsfläche des Sonnenrads 45 vorgesehen. Die entsprechenden Sätze der Planetengetriebeelemente 46a und 46b sind miteinander verbunden, wobei die Planetengetriebeelemente 46a auf einer Außendurchmesserseite mit dem Ringzahnrad 41 verbunden sind und die Planetengetriebeelemente 46b auf einer Innendurchmesserseite mit dem Sonnenrad 45 verbunden sind. Die entsprechenden Planetengetriebeelemente 46a und 46b werden drehbar durch einen Träger 47 gehalten. Weiterhin wird der Träger 47 drehbar durch einen mittleren Teil der Ausgangswelle 37a gehalten.
  • Weiterhin sind der Träger 47 und das Paar von Ausgangsscheiben 5,5 des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 in einem Zustand verbunden, in dem sie die Drehkraft über einen ersten Leistungsübertragungsmechanismus 48 übertragen können. Der erste Leistungsübertragungsmechanismus 48 wird dadurch gebildet, dass beide Endteile einer Übertragungswelle 49 und die entsprechenden Ausgangsscheiben 5, 5 oder der Träger 47 durch einen Kettenübertragungsmechanismus oder einen Zahnradübertragungsmechanismus verbunden sind. Weiterhin wird der Träger 47 mit einer Geschwindigkeit in Übereinstimmung mit dem Übersetzungsverhältnis des Kettenübertragungsmechanismus oder des Zahnradübertragungsmechanismus in Übereinstimmung mit der Drehung der entsprechenden Ausgangsscheiben 5, 5 in einer zu den Ausgangsscheiben 5, 5 umgekehrten Richtung gedreht. Dabei können die Eingangswelle 1 und das Ringzahnrad 41 in einem Zustand verbunden werden, in dem die Drehkraft über eine andere Übertragungswelle 50 übertragen wird, die konzentrisch mit der Eingangswelle 1 und der Hochtouren-Kupplung 40a angeordnet ist. Das heißt, die Übertragungswelle 50 wird in einer Richtung und mit einer Geschwindigkeit gedreht, die jeweils der Eingangswelle 1 entsprechen, wenn die Hochtouren-Kupplung 40a verbunden ist.
  • Weiterhin ist eine Niedertouren-Kupplung 39a zwischen einem äußeren Umfangsrandteil des Trägers 47 und einem Endteil (rechten Endteil in 20) in der Axialrichtung des Ringzahnrads 41 vorgesehen. Weiterhin ist eine Rückwärts-Kupplung 51 zwischen dem Ringzahnrad 41 und einem festen Teil eines Gehäuses (nicht gezeigt) der kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung oder ähnlichem vorgesehen.
  • Bei einer kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung mit dem oben beschriebenen Aufbau ist zuerst in dem niedertourigen Modus die Niedertouren-Kupplung 39a verbunden, während die Hochtouren-Kupplung 40a und die Rückwärts-Kupplung 51 gelöst sind. Wenn die Start-Kupplung 44 in diesem Zustand verbunden wird und die Eingangswelle 1 gedreht wird, überträgt nur das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24a Leistung von der Eingangswelle 1 zu der Ausgangswelle 37a. Wenn mit niedriger Geschwindigkeit gefahren wird, wird das Übersetzungsverhältnis zwischen den entsprechenden Paaren von Eingangsscheiben 2, 2 und Ausgangsscheiben 5, 5 ähnlich wie bei dem kontinuierlich variablen Getriebe von 16 bis 18 gesteuert. Weiterhin wird bei einer Beschleunigung oder bei einer konstanten Geschwindigkeit in dem oben beschriebenen niedertourigen Modus ein durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24a hindurchgehendes Drehmoment von den entsprechenden oben beschriebenen Eingangsscheiben 2, 2 über die Leistungsrollen zu den entsprechenden oben beschriebenen Ausgangsscheiben 5, 5 übertragen.
  • Im Gegensatz dazu ist in dem hochtourigen Modus die oben beschriebene Hochtouren-Kupplung 40a verbunden, während die oben beschriebene Niedertouren-Kupplung 39a und die Rückwärts-Kupplung 51 gelöst sind. Wenn die Eingangswelle 1 in diesem Zustand gedreht wird, wird die Leistung von der Eingangswelle 1 über die Übertragungswelle 50 und das Planetengetriebe 25a zu der Ausgangswelle 37a übertragen. Das heißt, wenn die Eingangswelle mit hoher Geschwindigkeit gedreht wird, wird die Drehung über die Hochtouren-Kupplung 40a und die Übertragungswelle 50 zu dem Ringzahnrad 41 übertragen. Weiterhin wird die Drehung des Ringzahnrads 41 über die Vielzahl von Sätzen der Planetengetriebeelemente 46a und 46b zu dem Sonnenrad 45 übertragen, um die an dem Sonnenrad 45 befestigte Ausgangswelle 37a zu drehen. Wenn die Drehgeschwindigkeit der entsprechenden Planetengetriebeelemente 46a und 46b geändert wird, kann durch das Ändern des Übersetzungsverhältnisses des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24a das Übersetzungsverhältnis der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung gesteuert werden.
  • Je langsamer also in dem hochtourigen Modus die Drehgeschwindigkeit der entsprechenden Planetengetriebeelemente 46a und 46b ist, desto schneller wird die Drehgeschwindigkeit der an dem Sonnenrad 45 befestigten Eingangswelle 37a. Je stärker also in dem hochtourigen Modus das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24a zu einer Reduktionsseite geändert wird, desto stärker wird das Übersetzungsverhältnis der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung zu einer niederen Drehzahl geändert. Wenn mit hoher Geschwindigkeit gefahren wird, wird nicht das Drehmoment von der Eingangsscheibe 2 sondern von der Ausgangsscheibe 5 auf das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 34a ausgeübt (es wird ein Minus-Drehmoment ausgeübt, wenn das Drehmoment bei niedriger Geschwindigkeit ein Plus-Drehmoment ist). Wenn also die Hochtouren-Kupplung 40a verbunden ist, wird das von dem Motor 42 zu der Eingangswelle 1 übertragene Drehmoment über die Übertragungswelle 50 zu dem Ringzahnrad 41 des Planetengetriebes 24a übertragen. Deshalb wird ein von der Seite der Eingangswelle 1 zu den entsprechenden Eingangsscheiben 2, 2 des kontinuierlich variablen Toroidgetriebs 24a übertragenes Drehmoment beinahe aufgehoben.
  • Ein Teil des über die Übertragungswelle 50 zu dem Ringzahnrad 41 übertragenen Drehmoments wird von den entsprechenden Planetengetriebeelementen 46a und 46b über den Träger 47 und den ersten Leistungsübertragungsmechanismus 48 zu den entsprechenden Ausgangsscheiben 5, 5 übertragen. Je stärker also das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebs 24a zu der niederen Drehzahl geändert wird, desto kleiner ist das von den Ausgangsscheiben 5, 5 auf das kontinuierlich variable Toroidgetriebe ausgeübte Drehmoment, um das Übersetzungsverhältnis der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung zu der höheren Drehzahl zu ändern. Wenn also mit hoher Geschwindigkeit gefahren wird, wird das in das kontinuierlich variable Toroidgetriebe eingegebene Drehmoment reduziert, wird die Übertragungseffizienz der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung erhöht und kann die Lebensdauer der Teile des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24a verlängert werden. Wenn beschleunigt wird oder mit einer konstanten Geschwindigkeit in dem hochtourigen Modus gefahren wird, wird das durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24a hindurchgehende Drehmoment von den Ausgangsscheiben 5, 5 über die entsprechenden Leistungsrollen zu den Eingangsscheiben 2, 2 übertragen.
  • Wenn die Ausgangswelle 37a umgekehrt gedreht wird, damit das Kraftfahrzeug rückwärts fährt, sind die Niedertouren-Kupplung 39a und die Hochtouren-Kupplung 40a gelöst und ist die Rückwärts-Kupplung 51 verbunden. Daraus resultiert, dass das Ringzahnrad 41 fixiert wird, während die entsprechenden Planetengetriebeelemente 46a und 46b am Umfang des Sonnenrads 45 gedreht werden und mit dem Ringzahnrad 41 und dem Sonnenrad 45 verbunden werden. Weiterhin werden das Sonnenrad 45 und die an dem Sonnenrad 45 befestigte Ausgangswelle 37a in einer gegenüber der Fahrt bei langsamer oder hoher Geschwindigkeit umgekehrten Richtung gedreht.
  • Bei der kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung, die durch die Kombination aus dem kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 oder 24a mit dem Planetengetriebe 25 oder 25a über die Kupplungsvorrichtung gebildet wird und den niedertourigen Modus und den hochtourigen Modus aufweist, werden unabhängig davon, ob die kontinuierlich variable Getriebevorrichtung durch den oben beschriebenen neutralen geschalteten Typ oder durch den oben beschriebenen Leistungsteilungstyp gebildet wird, beim Wechseln zwischen dem niedertourigen Modus und dem hochtourigen Modus die Größe und die Richtung des durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24 oder 24a hindurchgehenden Drehmoments abrupt geändert. Dabei werden entsprechende Teile des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 oder 24a in der Richtung des durch die Vorrichtung hindurchgehenden Drehmoments und in Übereinstimmung mit der Größe des durch die Vorrichtung hindurchgehenden Drehmoments verschoben oder elastisch verformt. In Übereinstimmung mit der Verschiebung oder elastischen Verformung wird weiterhin eine sogenannte Drehmomentverschiebung erzeugt, in der das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 oder 24a geändert wird.
  • Wenn also keine entsprechenden Maßnahmen getroffen werden, wird beim Wechselnd der Modi der kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung das Übersetzungsverhältnis der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung abrupt durch die Drehmomentverschiebung variiert. Wenn das Übersetzungsverhältnis auf diese Weise geändert wird, wird ein Ruck erzeugt, der ein unangenehmes Gefühl für die Fahrzeuginsassen erzeugt und einen Teil eines Leistungsübertragungssystems beeinträchtigt. Diese abrupte Variation ist also unvorteilhaft. Im Gegensatz dazu sind in USP6-074,320 , JP-A-2001-50375 , JP-A-2001-50380 , JP-A-2001-235022 und USP6,569,051 Technologien zum Verhindern einer abrupten Variation des Übersetzungsverhältnisses beim Moduswechsel beschrieben.
  • Dabei wird gemäß dem in USP6,074,320 beschriebenen Stand der Technik der Modus in einem Zustand gewechselt, in dem eine Drehgeschwindigkeit der über ein kontinuierlich variables Toroidgetriebe in ein Planetengetriebe eingegebenen Leistung und die Drehgeschwindigkeit einer direkt ohne Durchgang durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe in das Planetengetriebe eingegebenen Leistung übereinstimmen. Weiterhin wird bei dem in JP-A-2001-50375 , JP-A-2001-50380 und JP-A-2001-235022 beschriebenen Stand der Technik das Verbinden und Lösen von entsprechenden Kupplungen zum Wechseln der Modi in einen halb-gekuppelten Zustand vorgenommen. Weiterhin werden gemäß dem in USP6,569,051 beschriebenen Stand der Technik die Modi durch elektromagnetische Kupplungen gewechselt.
  • Gemäß dem Stand der Technik kann eine abrupte Variation des Übersetzungsverhältnisses aufgrund einer Drehmomentverschiebung nicht alleine dadurch verhindert werden, dass die Schaltmodi wie in USP6,074,320 beschrieben in einem Zustand mit übereinstimmenden Drehgeschwindigkeiten gewechselt werden. Wenn die entsprechenden Kupplungen wie in JP-A-2001-50375 , JP-A-2001-50380 und JP-A-2001-235022 in dem halb-gekuppelten Zustand verbunden und gelöst werden, ist eine feine Steuerung erforderlich, wodurch die Vorrichtung insgesamt komplizierter wird, die Kosten erhöht werden und auch das Risiko eines Ausfalls größer wird. Beim Wechseln zwischen den Modi mithilfe von elektromagnetischen Kupplungen kann eine abrupte Variation des Übersetzungsverhältnisses aufgrund einer Drehmomentverschiebung nicht verhindert werden, wobei zudem die Gefahr eines Ausfalls größer ist.
  • ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG
  • Angesichts der oben beschriebenen Umstände bezweckt die vorliegende Erfindung, einen kostengünstigen Aufbau anzugeben, bei dem das Auftreten einer abrupten Variation des Übersetzungsverhältnisses sicher verhindert werden kann, wenn zwischen einem niedertourigen Modus und einem hochtourigen Modus gewechselt wird, wobei das Risiko eines Ausfalls klein ist.
  • Erfindungsgemäß wird eine kontinuierlich variable Getriebevorrichtung nach Anspruch 1 bereitgestellt. Vorteilhafte Ausgestaltungen sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben.
  • Wenn gemäß der Erfindung zwischen dem niedertourigen Modus und dem hochtourigen Modus gewechselt wird, wird eine Zeitperiode vorgesehen, während der die Niedertouren-Kupplung und die Hochtouren-Kupplung verbunden sind, wobei die Zeitperiode jedoch eine kurze Zeitdauer aufweist, sodass die durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe beim Wechseln der Modi erzeugte Drehmomentverschiebung reduziert werden kann. In dem Zustand, in dem die beiden Kupplungen verbunden sind, wird das durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe hindurchgehende Drehmoment beinahe aufgehoben. Es wird von einem vorausgehenden Modus in den Verbindungszustand beider Kupplungen eingetreten und danach zu einem neuen Modus gewechselt. Wenn also zwischen den verschiedenen Modi gewechselt wird, wird das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes verübergehend zu einem Zustand zurückgeführt, der nicht durch das hindurchgehende Drehmoment beeinflusst wird (neutraler Zustand). Die Drehmomentverschiebung wird in zwei Stufen zwischen dem vorausgehenden Modus und dem neutralen Zustand und zwischen dem neutralen Zustand und dem neuen Modus erzeugt. Die Drehmomentverschiebung wird also nicht abrupt zwischen den verschiedenen Modi erzeugt. Das heißt, zwischen den entsprechenden Modi und dem neutralen Zustand variiert die elastische Verformung von entsprechenden Teilen auf der Basis einer Variation in dem Drehmoment, was eine Variation des Übersetzungsverhältnisses des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes mit sich bringt. Gleichzeitig wird auch eine Gleitrate eines Zugteils geändert. Deshalb wird die Variation des Übersetzungsverhältnisses der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung auf der Basis der Drehmomentverschiebung des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes auf Stufen verteilt, sodass das unangenehme Gefühl für die Fahrzeuginsassen abgeschwächt wird. Indem weiterhin verhindert wird, dass ein Ruck auf das Antriebssystem einwirkt, kann die Lebensdauer der Teile des Antriebssystems verlängert werden.
  • Die Erfindung trägt also zu der Realisierung einer kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung bei, die eine hohe Effizienz erzielt, indem sie ein kontinuierlich variables Toroidgetriebe mit einem Planetengetriebe kombiniert, wobei das beim Wechseln der Modi erzeugte unangenehme Gefühl für die Fahrzeuginsassen abgeschwächt wird.
  • KURZBESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN
  • Die vorliegende Erfindung wird durch die folgende Beschreibung mit Bezug auf die beigefügten Zeichnungen verdeutlicht.
  • 1 ist eine schematische Schnittansicht einer Hälfte einer beispielhaften kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung gemäß der Erfindung.
  • 2 ist ein Diagramm, das die Beziehung zwischen einem Übersetzungsverhältnis der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung und dem Übersetzungsverhältnis einer kontinuierlich variablen Toroidgetriebeeinheit in der kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung zeigt.
  • 3 ist ein hydraulisches Schaltdiagramm zum Steuern eines Übersetzungsverhältnisses in einer ersten Ausführungsform der Erfindung.
  • 4 ist ein Diagramm, das den Betriebszustand von entsprechenden Teilen beim Wechseln zwischen Modi zeigt.
  • 5 ist ein Diagramm, das einen Zustand zum Ändern des Übersetzungsverhältnisses der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung in Übereinstimmung mit der Drehgeschwindigkeit und dem Drehmoment eines Motors zeigt.
  • 6 ist ein Diagramm, das die Beziehung zwischen dem hindurchgehenden Drehmoment, dem Übersetzungsverhältnis der kontinuierlich variablen Toroidgetriebeeinheit und dem Übersetzungsverhältnis der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung in einem niedertourigen Modus zeigt.
  • 7 ist ein hydraulisches Schaltdiagramm in Entsprechung zu einem Teil A von 3, das eine zweite Ausführungsform der Erfindung zeigt.
  • 8 ist ein hydraulisches Schaltdiagramm in Entsprechung zu einem Teil B von 3, das eine dritte Ausführungsform der Erfindung zeigt.
  • 9 ist ein Diagramm in Entsprechung zu einem Teil C der 8, das einen nicht-Fahrzustand zeigt.
  • 10 ist ein 9 ähnliches Diagramm, das einen Fahrzustand zeigt.
  • 11 ist ein Diagramm, das die Bewegungen von entsprechenden Teilen beim Wechseln von einem nicht-Fahrzustand zu einem Fahrzustand zeigt, wobei die elastische Kraft einer Kompressionsfeder für eine Hochtouren-Kupplung erhöht wird.
  • 12 ist ein Diagramm, das die Bewegungen von entsprechenden Teilen beim Wechseln von einem nicht-Fahrzustand zu einem Fahrzustand zeigt, wobei die elastische Kraft reduziert wird.
  • 13 ist ein 7 ähnliches Diagramm, das eine vierte Ausführungsform der Erfindung zeigt.
  • 14 ist ein 7 ähnliches Diagramm, das eine fünfte Ausführungsform der Erfindung zeigt.
  • 15 ist ein Diagramm in Entsprechung zu einem Teil F von 13, das eine sechste Ausführungsform der Erfindung zeigt.
  • 16 ist eine Schnittansicht, die ein Beispiel für ein kontinuierlich variables Getriebe aus dem Stand der Technik zeigt.
  • 17 ist eine Schnittansicht entlang der Linie D-D von 16.
  • 18 ist eine Schnittansicht entlang der Linie E-E von 16.
  • 19 ist eine schematische Ansicht eines ersten Beispiels einer kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung aus dem Stand der Technik.
  • 20 ist eine schematische Ansicht eines zweiten Beispiels einer kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung aus dem Stand der Technik.
  • AUSFÜHRLICHE BESCHREIBUNG DER BEVORZUGTEN AUSFÜHRUNGSFORMEN
  • Bei der Realisierung der Erfindung wird vorzugsweise die Niedertouren-Kupplung verbunden, indem ein Hydraulikdruck in eine Hydraulikkammer für die Niedertouren-Kupplung eingeführt wird, während die Hochtouren-Kupplung verbunden wird, indem ein Hydraulikdruck in eine Hydraulikkammer für die Hochtouren-Kupplung eingeführt wird.
  • Das Einführen des Hydraulikdrucks in die Hydraulikkammer für die Niedertouren-Kupplung wird durch ein Schaltventil für die Niedertouren-Kupplung gesteuert, wobei eine Spule gegen die elastische Kraft eines elastischen Glieds in Übereinstimmung mit der Einführung des Hydraulikdrucks in eine Pilotkammer für die Niedertouren-Kupplung verschoben wird.
  • Das Einführen des Hydraulikdrucks in die Hydraulikkammer für die Hochtouren-Kupplung wird durch ein Schaltventil für die Hochtouren-Kupplung gesteuert, wobei eine Spule gegen die elastische Kraft eines elastischen Glieds in Übereinstimmung mit der Einführung des Hydraulikdrucks in die Pilotkammer für die Hochtouren-Kupplung verschoben wird.
  • Das Einführen des Hydraulikdrucks in die Pilotkammer für die Niedertouren-Kupplung und das Einführen des Hydraulikdrucks in die Pilotkammer für die Hochtouren-Kupplung werden durch ein Wechselschaltventil mit einer Wechselschaltspule gesteuert, die gegen die elastische Kraft eines elastischen Schaltglieds verschoben wird, indem der Hydraulikdruck in eine Wechselschaltpilotkammer eingeführt wird.
  • Das Einführen des Hydraulikdrucks in die Wechselschaltpilotkammer wird durch das Betätigen eines elektrischen Schaltventils gesteuert.
  • Es wird zwischen dem Einführen des Hydraulikdrucks in die Pilotkammer für die Niedertouren-Kupplung und in die Pilotkammer für die Hochtouren-Kupplung durch Verschieben der Wechselschaltspule gewechselt, indem der Hydraulikdruck durch das Betätigen des elektrischen Schaltventils in die Wechselschaltpilotkammer eingeführt wird, wobei während der Zeitperiode, in der die Spule für die Niedertouren-Kupplung oder die Spule für die Hochtouren-Kupplung in Übereinstimmung mit der Pilotkammer, in die der Hydraulikdruck gemäß dem Wechsel eingeführt wird, verschoben wird, sowohl die Niedertouren-Kupplung als auch die Hochtouren-Kupplung verbunden sind.
  • Bei dem oben beschriebenen Aufbau ist das Schaltventil für die Niedertouren-Kupplung vorzugsweise derart beschaffen, dass der in die Hydraulikkammer für die Niedertouren-Kupplung eingeführte Druck in Übereinstimmung mit der Einführung des Hydraulikdrucks in die Pilotkammer für die Niedertouren-Kupplung reduziert wird, wobei der in die Pilotkammer für die Niedertouren-Kupplung eingeführte Hydraulikdruck durch den in die Hydraulikkammer für die Hochtouren-Kupplung eingeführten Hydraulikdruck gebildet wird. Weiterhin ist das Schaltventil für die Hochtouren-Kupplung derart beschaffen, dass der in die Hydraulikkammer für die Hochtouren-Kupplung eingeführte Hydraulikdruck in Übereinstimmung mit der Einführung des Hydraulikdrucks in die Pilotkammer für die Hochtouren-Kupplung reduziert wird, wobei der in die Pilotkammer der Hochtouren-Kupplung eingeführte Hydraulikdruck durch den in die Hydraulikkammer für die Niedertouren-Kupplung eingeführten Hydraulikdruck gebildet wird.
  • Wenn bei diesem Aufbau nur ein Teil des elektrischen Schaltventils betätigt wird, kann danach auf der Basis einer Verzögerungszeit für das Betätigen des hydraulischen Ventils eine kurze Zeitperiode vorgesehen werden, während der beide Kupplungen verbunden sind. Es kann also ein kostengünstiger Aufbau erhalten werden, der einfach zu steuern ist und nicht zu Ausfällen neigt.
  • Bei dem oben beschriebenen Aufbau ist vorzugsweise an einer mittleren Position eines ersten Druckeinführpfads zum Einführen des in die Hydraulikkammer für die Hochtouren-Kupplung eingeführten Hydraulikdrucks in die Pilotkammer für die Niedertouren-Kupplung eine erste Widerstandseinrichtung vorgesehen, die einen Widerstand gegen das Hindurchgehen eines unter Druck stehenden Öls bildet und eine Druckerhöhung in der Pilotkammer für die Niedertouren-Kupplung im Vergleich zu einer Druckerhöhung in der Hydraulikkammer für die Hochtouren-Kupplung verlangsamt. Weiterhin ist an einer mittleren Position eines zweiten Druckeinführpfads zum Einführen des in die Hydraulikkammer für die Niedertouren-Kupplung eingeführten Hydraulikdrucks in die Pilotkammer für die Hochtouren-Kupplung eine zweite Widerstandseinrichtung vorgesehen, die einen Widerstand gegen das Hindurchgehen eines unter Druck stehenden Öls bildet und eine Druckerhöhung in der Pilotkammer für die Hochtouren-Kupplung im Vergleich zu einer Druckerhöhung in der Hydraulikkammer für die Niedertouren-Kupplung verlangsamt.
  • Bei diesem Aufbau kann die Zeitperiode, während der sowohl die Niedertouren-Kupplung als auch die Hochtouren-Kupplung verbunden sind, zuverlässig vorgesehen werden, indem eine Verzögerungszeitperiode für das Betätigen des hydraulischen Ventils sichergestellt wird.
  • Bei dem oben beschriebenen Aufbau wird weiterhin die elastische Kraft des elastischen Glieds zum elastischen Drücken der Spule in dem Schaltventil für die Niedertouren-Kupplung oder die Hochtouren-Kupplung, das geöffnet wird, um den Hydraulikdruck in die Hydraulikkammer der Kupplung einzuführen, die beim Starten nicht verbunden werden sollte (Hochtouren-Kupplung), im Fahrzustand hoch gesetzt und im nicht-Fahrzustand niedrig gesetzt.
  • Das elastische Glied für die Kupplung wird vorzugsweise durch eine Kompressionsfeder gebildet. Die Kompressionsfeder ist zwischen der Spule und dem Druckkolben vorgesehen, der in der Axialrichtung im Inneren eines Zylinders verschoben werden kann, der an einer Position gegenüber der Pilotkammer für die Kupplung in der Axialrichtung angeordnet ist, wobei dazwischen die Spule angeordnet ist. Wenn der Fahrzustand gewählt wird, wird der Druckkolben durch den in den Zylinderteil eingeführten Hydraulikdruck zu der Seite der Spule verschoben, um die elastische Kraft der Kompressionsfeder zu erhöhen. Wenn dagegen bei Auswahl des nicht-Fahrzustands der Hydraulikdruck in dem Zylinderteil nicht erzeugt wird, wird der Druckkolben von der Spule entfernt, um die elastische Kraft für die Kompressionsfeder zu reduzieren.
  • Wenn bei diesem Aufbau zwischen dem niedertourigen Modus und dem hochtourigen Modus im Fahrzustand gewechselt wird, kann die Zeitperiode, während der sowohl die Niedertouren-Kupplung als auch die Hochtouren-Kupplung verbunden sind, zuverlässig vorgesehen werden. Und wenn aus dem nicht-Fahrzustand heraus der Fahrzustand gewählt wird, kann eine Verbindung der nicht zu verbindenden Kupplung verhindert werden, obwohl die Zeitperiode eine kurze Zeitdauer aufweist.
  • Bei der Realisierung der Erfindung wird vorzugsweise die Niedertouren-Kupplung verbunden, indem der Hydraulikdruck in die Hydraulikkammer für die Niedertouren-Kupplung über einen Druckeinführpfad auf der Seite der Niedertouren-Kupplung eingeführt wird, und gelöst, indem der Hydraulikdruck aus der Hydraulikkammer für die Niedertouren-Kupplung über einen Druckabführpfad auf der Seite der Niedertouren-Kupplung abgeführt wird. Weiterhin wird die Hochtouren-Kupplung verbunden, indem der Hydraulikdruck in die Hydraulikkammer für die Hochtouren-Kupplung über den Druckeinführpfad auf der Seite der Hochtouren-Kupplung eingeführt wird, und gelöst, indem der Hydraulikdruck aus der Hydraulikkammer für die Hochtouren-Kupplung über den Druckabführpfad auf der Seite der Hochtouren-Kupplung abgeführt wird. Indem weiterhin der Widerstand der entsprechenden Druckabführpfade auf der Seite der Niedertouren-Kupplung und auf der Seite der Hochtouren-Kupplung im Vergleich zu einem Widerstand der entsprechenden Druckeinführpfade auf der Seite der Niedertouren-Kupplung und auf der Seite der Hochtouren-Kupplung erhöht wird, wird die Zeitperiode zum Überführen der Niedertouren-Kupplung und der Hochtouren-Kupplung von dem verbundenen Zustand zu dem gelösten Zustand im Vergleich zu der Zeitperiode zum Überführen der entsprechenden Kupplungen von dem gelösten Zustand zu dem verbundenen Zustand verlängert.
  • Bei diesem Aufbau kann auf der Basis einer Differenz zwischen der Zeitperiode zum Verbinden einer nicht verbundenen Kupplung und der Zeitperiode zum Lösen einer verbundenen Kupplung eine kurze Zeitdauer für die Zeitperiode zum Verbinden der beiden Kupplungen vorgesehen werden. Deshalb kann ein kostengünstiger Aufbau realisiert werden, der einfach zu steuern ist und nicht zu Ausfällen neigt.
  • Bei dem oben beschriebenen Aufbau ist vorzugsweise weiterhin an einer mittleren Position des Hydraulikdruck-Abführpfads auf der Seite der Niedertouren-Kupplung eine Verengung auf der Seite der Niedertouren-Kupplung vorgesehen, die einen Widerstand gegen den Fluss des unter Druck stehenden Öls durch den Hydraulikdruck-Abführpfad auf der Seite der Niedertouren-Kupplung bildet. Weiterhin ist an einer mittleren Position des Hydraulikdruck-Abführpfads auf der Seite der Hochtouren-Kupplung eine Verengung auf der Seite der Hochtouren-Kupplung vorgesehen, die einen Widerstand gegen den Fluss des unter Druck stehenden Öls durch den Hydraulikdruck-Abführpfad auf der Seite der Hochtouren-Kupplung bildet.
  • Bei diesem Aufbau kann die Zeitperiode zum Überführen der zwei Kupplungen vom verbundenen Zustand zum nicht-verbundenen Zustand verlängert werden, und kann eine kurze Zeitdauer für die Zeitperiode der Verbbindung der beiden Kupplungen unter Verwendung eines einfachen Aufbaus vorgesehen werden, Bei dem oben beschriebenen Aufbau wird vorzugsweise weiterhin ein einzelner Hydraulikdruck-Abführpfad gebildet, indem ein nachgeordneter Teil des Hydraulikdruck-Abführpfads auf der Seite der Niedertouren-Kupplung und ein nachgeordneter Teil des Hydraulikdruck-Abführpfads auf der Seite der Hochtouren-Kupplung miteinander verbunden werden. Weiterhin ist eine einzelne Verengung an einem Teil des einzelnen Hydraulikdruck-Abführpfads vorgesehen, die sowohl als Verengung auf der Seite der Niedertouren-Kupplung als auch als Verengung auf der Seite der Hochtouren-Kupplung dient.
  • Bei diesem Aufbau kann das Vorsehen einer kurzen Zeitperiode der Verbindung der beiden Kupplungen weiter vereinfacht werden, indem die Zeitperiode zum Überführen der beiden Kupplungen von dem verbundenen Zustand zu dem nicht-verbundenen Zustand verlängert wird.
  • Bei der Realisierung der Erfindung sind vorzugsweise weiterhin an einem Teil, der den einzelnen Niederdruck-Hydraulikpfad bildet, indem der Druckeinführpfad auf der Seite der Niedertouren-Kupplung mit dem Druckabführpfad auf der Seite der Niedertouren-Kupplung in der Nahe der Hydraulikkammer für die Niedertouren-Kupplung vereint sind, ein Rückschlagventil auf der Seite der Niedertouren-Kupplung, das geöffnet wird, um den Hydraulikdruck in die Hydraulikkammer für die Niedertouren-Kupplung einzuführen, und das geschlossen wird, um den Hydraulikdruck aus der Hydraulikkammer für die Niedertouren-Kupplung abzuführen, sowie eine Verengung auf der Seite der Niedertouren-Kupplung parallel zueinander vorgesehen. Weiterhin sind an einem Teil, der den einzelnen Hochdruck-Hydraulikpfad bildet, indem der Druckeinführpfad auf der Seite der Hochtouren-Kupplung mit dem Druckabführpfad auf der Seite der Hochtouren-Kupplung in der Nähe der Hydraulikkammer für die Hochtouren-Kupplung vereint sind, ein Rückschlagventil auf der Seite der Hochtouren-Kupplung, das geöffnet wird, um den Hydraulikdruck in die Hydraulikkammer für die Hochtouren-Kupplung einzuführen, und das geschlossen wird, um den Hydraulikdruck aus der Hydraulikkammer für die Hochtouren-Kupplung abzuführen, sowie eine Verengung auf der Seite der Hochtouren-Kupplung parallel zueinander vorgesehen.
  • Auch bei diesem Aufbau kann eine kurze Zeitperiode der Verbindung der beiden Kupplungen vorgesehen werden, indem die Zeitperiode zum Überführen der beiden Kupplungen von dem verbundenen Zustand zu dem nicht-verbundenen Zustand mittels eines einfachen Aufbaus verlängert wird.
  • Bei der Realisierung der Erfindung ist vorzugsweise weiterhin an einer mittleren Position des Hydraulikdruck-Abführpfads auf der Seite der Niedertouren-Kupplung ein elektrisches Ventil, ein elektromagnetisches Ventil oder ähnliches vorgesehen, um den Fluss des unter Druck stehenden bis in dem Hydraulikdruck-Abführpfad auf der Seite der Niedertouren-Kupplung für eine vorbestimmten Zeitperiode zu unterbrechen. Weiterhin ist an einer mittleren Position des Hydraulikdruck-Abführpfads auf der Seite der Hochtouren-Kupplung ein elektrisches Ventil, ein elektromagnetisches Ventil oder ähnliches vorgesehen, um den Fluss des unter Druck stehenden Öls in dem Hydraulikdruck-Abführpfad auf der Seite der Hochtouren-Kupplung für eine vorbestimmten Zeitperiode zu unterbrechen.
  • Auch bei diesem Aufbau kann eine kurze Zeitperiode der Verbindung der beiden Kupplungen vorgesehen werden, indem die Zeitperiode zum Überführen der beiden Kupplungen von dem verbundenen Zustand zu dem nicht-verbundenen Zustand mittels eines einfachen Aufbaus verlängert wird.
  • Bei diesem Aufbau wird vorzugsweise ein einzelner Hydraulikdruck-Abführpfad gebildet, indem ein nachgeordneter Teil des Hydraulikdruck-Abführpfads auf der Seite der Niedertouren-Kupplung und ein nachgeordneter Teil des Hydraulikdruck-Abführpfads auf der Seite der Hochtouren-Kupplung miteinander vereint wird. Weiterhin ist ein einzelnes elektrisches Ventil, elektromagnetisches Ventil oder ähnliches an einem Teil des einzelnen Hydraulikdruck-Abführpfads vorgesehen, das als elektrisches Ventil für die Seite der Niedertouren-Kupplung und für die Seite der Hochtouren-Kupplung dient.
  • Bei diesem Aufbau kann das Vorsehen der kurzen Zeitperiode der Verbindung der beiden Kupplungen weiter vereinfacht werden, indem die Zeitperiode zum Überführen der beiden Kupplungen von dem verbundenen zu dem nicht-verbundenen Zustand verlängert wird.
  • Bei der Realisierung der Erfindung wird die Erfindung weiterhin vorzugsweise als Getriebe für ein Kraftfahrzeug verwendet, wobei die Zeitperiode, während der ein elektrisches Ventil, ein elektromagnetisches Ventil oder ähnliches den Fluss des unter Druck stehenden Öls durch den Hydraulikdruck-Abführpfad unterbricht, in Übereinstimmung mit der Fahrsituation des Fahrzeugs gesteuert werden kann.
  • Wenn das Öffnen und Schließen des elektrischen Ventils in Übereinstimmung mit der Fahrsituation gesteuert wird, kann auf die Fahrzeuggeschwindigkeit, den Gaspedalbetätigungsgrad, den Beschleunigungsgrad, den Verlangsamungsgrad, das durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe hindurchgehende Drehmoment und/oder ähnliches Bezug genommen werden.
  • Wenn die Zeitperiode zum Unterbrechen des Hindurchgehens des unter Druck stehenden Öls durch den Hydraulikdruck-Abführpfad durch das elektrische Ventil in Übereinstimmung mit der Fahrsituation gesteuert wird, kann der beim Wechseln des Modus erzeugte Ruck weiter abgeschwächt werden, indem die beiden Kupplungen sanfter verbunden und gelöst werden.
  • Weiterhin ist vorzugsweise ein manuelles Schaltventil mit derselben Funktion wie das elektrische Schaltventil parallel zu dem elektrischen Schaltventil vorgesehen, wobei weiterhin ein Wahlschalter vorgesehen ist, um zwischen dem elektrischen Schaltventil und dem manuellen Schaltventil zu wählen.
  • Wenn bei diesem Aufbau das elektrische Schaltventil ausfällt, kann eine Grundfahrfunktion sichergestellt werden, um das Fahrzeug zu einer Werkstatt fahren zu können, indem manuell zwischen dem niedertourigen Modus und dem hochtourigen Modus gewechselt wird.
  • [Ausführungsbeispiel 1]
  • 1 bis 5 zeigen eine erste Ausführungsform der Erfindung. In dieser Ausführungsform ist die Erfindung auf ein kontinuierlich variables Getriebe des neutral geschalteten Typs angewendet. Zusätzlich zu einer Funktion zum Beschränken einer abrupten Änderung des Übersetzungsverhältnisses auf der Basis einer Drehmomentverschiebung beim Wechseln der Modi wird eine effektive Steuerung des auf die Ausgangswelle ausgeübten Drehmoments zu einem gewünschten Wert vorgesehen, wenn das Übersetzungsverhältnis der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung extrem erhöht wird, wobei die Ausgangswelle gestoppt wird, während die Eingangswelle gedreht wird. obwohl die kontinuierlich variable Getriebevorrichtung von 1 weiterhin mit einer Funktion versehen ist, die derjenigen der oben beschriebenen kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung aus dem Stand der Technik von 19 ähnlich ist, wird die Einbeziehung eines Teils des Planetengetriebes 25b durch einen besonderen Aufbau des Planetengetriebes 25b unterstützt.
  • Entsprechende Paare aus Planetengetriebeelementen 52a, 52b, 53a, 53b werden drehbar durch beide Seitenflächen eines Trägers 26a gehalten, der mit der Eingangswelle 1 und dem Paar von Eingangsscheiben 2, 2 gedreht wird. Von den entsprechenden Planetengetriebeelementen 52a, 52b, 53a, 53b bilden jeweils die Planetengetriebeelemente 52a, 52b und die Planetengetriebeelemente 53a, 53b Paare, die miteinander verbunden sind, wobei die Planetengetriebeelemente 52a, 53a auf einer Innendurchmesserseite mit einem ersten und einem zweiten Sonnenrad 55, 56 verbunden sind, die an einer hohlen Drehwelle 31a befestigt sind, die wiederum mit der Ausgangscheibe 5a und einer Übertragungswelle 54 verbunden ist, während die Planetengetriebeelemente 52b, 53b jeweils auf einer Innendurchmesserseite mit einem Ringzahnrad 34a verbunden sind. Weiterhin werden die hohle Drehwelle 31 und die Übertragungswelle 54 derart gehalten, dass sie sich unabhängig voneinander und konzentrisch mit der Eingangswelle 1 drehen können.
  • Die Planetengetriebeelemente 59a, 59b werden drehbar durch einen zweiten Träger 58 gehalten, der an einem Umfang eines dritten Sonnenrads 57 an dem anderen Endteil (rechten Endteil in 1) der Übertragungswelle 54 vorgesehen ist. Weiterhin ist der zweite Träger 58 an einem Basisendteil (linken Endteil in 1) einer Ausgangswelle 37b befestigt, die konzentrisch mit der Eingangswelle 1 angeordnet ist. Weiterhin sind die entsprechenden Planetengetriebeelemente 59a, 59b miteinander verbunden, wobei das Planetengetriebeelement 59a auf einer Innendurchmesserseite mit dem dritten Sonnenrad 57 verbunden ist und wobei das Planetengetriebeelement 59b auf einer Außendurchmesserseite in Kontakt mit einem zweiten Ringzahnrad verbunden ist, das drehbar an einem Umfang des zweiten Trägers 58 vorgesehen ist. Weiterhin können das Ringzahnrad 34a und der zweite Träger 58 durch eine Niedertouren-Kupplung 39b miteinander verbunden und voneinander gelöst werden, während das zweite Ringzahnrad 38a und ein fixer Teil eines Gehäuses oder ähnliches durch eine Hochtouren-Kupplung 40b miteinander verbunden und voneinander gelöst werden können.
  • Wenn bei der derart aufgebauten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung die Niedertouren-Kupplung 39b verbunden ist die Hochtouren-Kupplung 40b gelöst ist, wird die Leistung der Eingangswelle 1 über das Ringzahnrad 34a zu der Ausgangswelle 37b übertragen. Indem weiterhin das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 geändert wird, wird das Übersetzungsverhältnis ecvt der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung, d. h. das Drehzahlverhältnis zwischen der Eingangswelle 1 und der Ausgangswelle 37b geändert. Die Beziehung zwischen dem Übersetzungsverhältnis ecvu des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 und dem Übersetzungsverhältnis ecvt der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung wird durch die folgende Gleichung (1) wiedergegeben, wobei das Verhältnis zwischen der Zahnanzahl m34 des Ringzahnrads 34a und der Zahnanzahl m55 des ersten Sonnenrads 55 durch i1 (= m34/m55) angegeben wird. ecvt= (ecvu + i1 – 1)/i1 (1)
  • Wenn weiterhin das Zahnanzahl-Verhältnis i1 zum Beispiel gleich 2 ist, ändert sich die Beziehung der zwei Übersetzungsverhältnisse ecvu, ecvt wie durch das Liniensegment α von 2 angegeben.
  • Wenn dagegen die Niedertouren-Kupplung 39b gelöst ist und die Hochtouren-Kupplung 40b verbunden ist, wird die Leistung der Eingangswelle 1 über die entsprechenden Planetengetriebeelemente 52a, 52b, das Ringzahnrad 34a, die entsprechenden Planetengetriebeelemente 53a, 53b, die Übertragungswelle 54, die entsprechenden Planetengetriebeelemente 59a, 59b und den zweiten Träger 58 zu der Ausgangswelle 37b übertragen. Indem weiterhin das Übersetzungsverhältnis ecvu des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 geändert wird, wird das Übersetzungsverhältnis ecvt der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung geändert. Die Beziehung zwischen dem Übersetzungsverhältnis ecvu des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 und dem Übersetzungsverhältnis ecvt der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung wird durch die folgende Gleichung (2) wiedergegeben. In der Gleichung (2) gibt i1 das Verhältnis (m34/m55) zwischen der Zahnanzahl m34 des Ringzahnrads 34a und der Zahnanzahl m55 des ersten Sonnenrads 55 an, gibt i2 das Verhältnis (m34/m56) zwischen der Zahnanzahl m34 des Ringzahnrads 34a und der Zahnanzahl m56 des zweiten Sonnenrads 56 an und gibt i3 das Verhältnis (m38/m57) zwischen der Zahnanzahl m38 des zweiten Ringzahnrads 38a und der Zahnanzahl m57 des dritten Sonnenrads 57 an. ecvt = {1/(1 – i3))·{1 + (i2/i1)(ecvu – 1)} (2)
  • Weiterhin wird die Beziehung zwischen den zwei Übersetzungsverhältnissen ecvu, ecvt bei einer Änderung von i1 = 2, i2 = 2,2 und i3 = 2,8 in den entsprechenden Verhältnissen durch das Liniensegment β von 2 wiedergegeben.
  • Beim Betrieb der kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung mit dem oben beschriebenen Aufbau wird in einem Verbindungsbereich der Liniensegmente α, β von 2 zwischen dem niedertourigen Modus und dem hochtourigen Modus auf der Basis der Verbindung und Lösung der Niedertouren-Kupplung 39b und der Hochtouren-Kupplung 40b gewechselt. Weiterhin werden auf der Basis des oben genannten Wechsels die Richtung und die Größe des durch das kontinuierlich variable Getriebe 24 hindurchgehenden Drehmoments geändert. Dabei wird durch den Hydraulikkreis von 3 beim Wechseln der Modi eine Zeitperiode der vollständigen Verbindung der Niedertouren-Kupplung 39e und der Hochtouren-Kupplung 40b (nicht im halb-gekuppelten Zustand) mit einer kurzen Zeitdauer vorgesehen.
  • Dazu wird in der Ausführungsformen die Niedertouren-Kupplung 39a des Mehrfach-Nassplatten-Typs verbunden, indem ein Hydraulikdruck in eine Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung eingeführt wird. Weiterhin wird die Hochtouren-Kupplung 40b des Mehrfach-Nassplatten-Typs verbunden, indem ein Hydraulikdruck in eine Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung eingeführt wird. Weiterhin wird ein Hydraulikdruck auf der Basis eines unter Druck stehenden bis, das aus einem Ölvorrat 62 (einer Ölpfanne am unteren Teil der kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung) gesaugt wird, durch eine Druckpumpe 63 ausgestoßen wird und durch ein Druckreduktionsventil 65 zu einem vorbestimmten Druck gesteuert wird, nachdem es ein manuelles Schaltventil 64 passiert hat, in die Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung 60 und/oder in die Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung 61 eingeführt.
  • Zuerst wird das Einführen des Hydraulikdrucks in die Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung durch ein Schaltventil 66 geschaltet. Das Schaltventil 66 verbindet die Hydraulikkammer 60 mit dem Ölvorrat 62 oder einer Ausgabeöffnung des Druckreduktionsventils 65 in Übereinstimmung mit einer Verschiebung einer Spule 67 in einer Axialrichtung. Um die Spule 67 in der Axialrichtung zu verschieben, ist ein Ende (das rechte Ende in 3) in der Axialrichtung der Spule 67 mit einer Kompressionsfeder 68 versehen, die ein elastisches Glied ist, während das andere Ende (das linke Ende in 3) in der Axialrichtung mit einem Pilotglied 69 versehen ist.
  • Um in Übereinstimmung mit dem Schaltventil 66 für die Niedertouren-Kupplung das Einführen des Hydraulikdrucks in die Pilotkammer 69 zu stoppen, wird die Spule 67 auf der Basis der elastischen Kraft der Kompressionsfeder 68 zu einem in 3 gezeigten Zustand verschoben, um den Hydraulikdruck in die Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung einzuführen. Dadurch wird die Niedertouren-Kupplung 39b in einen verbundenen Zustand versetzt. Um dagegen den Hydraulikdruck in die Pilotkammer 69 für die Niedertouren-Kupplung einzuführen, wird die Spule 67 zu einer der Position von 3 entgegengesetzten Position gegen die elastische Kraft der Kompressionsfeder 68 verschoben, damit die Niedertouren-Kupplung die Hydraulikkammer 60 mit dem Ölvorrat 62 verbindet. Dadurch wird die Niedertouren-Kupplung 39b zu einem nicht-verbunden Zustand versetzt.
  • Weiterhin wird das Einführen des Hydraulikdrucks in die Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung durch ein Schaltventil 70 für die Hochtouren-Kupplung geschaltet. Das Schaltventil 70 verbindet die Hydraulikkammer 61 mit der Ausgabeöffnung des Druckreduktionsventils 65 oder dem Ölvorrat 62 in Übereinstimmung mit einer Verschiebung einer Spule 71 in der Axialrichtung. Um die Spule 71 in der Axialrichtung zu verschieben, ist an einem Ende (an dem linken Ende in 3) in der Axialrichtung der Spule 71 eine Kompressionsfeder 72 vorgesehen, die ein elastisches Glied ist, während an dem anderen Ende (an dem rechten Ende in 3) in der Axialrichtung eine Pilotkammer 73 für die Hochtouren-Kupplung vorgesehen ist.
  • In Übereinstimmung mit dem Schaltventil 70 für die Hochtouren-Kupplung wird das Einführen des Hydraulikdrucks in die Pilotkammer 73 gestoppt, indem die Spule 71 auf der Basis der elastischen Kraft der Kompressionsfeder 72 zu einer der Position von 3 entgegengesetzten Position verschoben wird, um den Hydraulikdruck in die Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung einzuführen. Dadurch wird die Hochtouren-Kupplung 40b in einen verbunden Zustand versetzt. Um dagegen den Hydraulikdruck in die Pilotkammer 73 für die Hochtouren-Kupplung einzuführen, wird die Spule 71 gegen die elastische Kraft der Kompressionsfeder 72 zu der in 3 gezeigten Position verschoben, um die Hydraulikkammer 61 mit dem Ölvorrat 62 zu verbinden. Dadurch wird die Hochtouren-Kupplung 40b in den nicht verbundenen Zustand versetzt.
  • Das Einführen des Hydraulikdrucks in die Pilotkammer 69 des Schaltventils 66 für die Niedertouren-Kupplung und in die Pilotkammer 73 des Schaltventils 70 für die Hochtouren-Kupplung wird durch das Wechselschaltventil 74 gesteuert. Das Wechselschaltventil 74 führt den Hydraulikdruck in die Pilotkammer 69 für die Niedertouren-Kupplung oder in die Pilotkammer 73 für die Hochtouren-Kupplung ein und verbindet gleichzeitig die jeweils andere Pilotkammer mit dem Ölvorrat 62 in Übereinstimmung mit einer Verschiebung einer Wechselschaltspule 75 in der Axialrichtung. Um die Wechselschaltspule 75 in der Axialrichtung zu verschieben, ist ein Ende (das linke Ende in 3) der Wechselschaltspule 75 mit einer Wechselschaltpilotkammer 76 versehen, während das andere Ende mit einer Kompressionsfeder 77 versehen ist, die ein elastisches Glied ist. Das Wechselschaltventil 74 wird zu dem in 3 gezeigten Zustand geschaltet, wenn das unter Druck stehende Öl in die Wechselschaltpilotkammer 76 eingeführt wird, um die Pilotkammer 69 für die Niedertouren-Kupplung mit dem Ölvorrat 62 zu verbinden, während gleichzeitig der aus dem Schaltventil 66 ausgegebene Hydraulikdruck zu der Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung und zu der Pilotkammer 73 für die Hochtouren-Kupplung ausgegeben wird. Wenn dagegen das unter Druck stehende Öl nicht in die Wechselschaltpilotkammer 76 eingeführt wird, wechselt der Zustand zu einem dem Zustand von 3 entgegengesetzten Zustand, in dem die Pilotkammer 73 für die Hochtouren-Kupplung mit dem Ölvorrat 62 verbunden wird und gleichzeitig der Hydraulikdruck, der aus dem Schaltventil 70 zu der Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung ausgegeben wird, in die Hydraulikkammer 69 für die Niedertouren-Kupplung eingeführt wird.
  • Das Einführen des Hydraulikdrucks in die Wechselschaltpilotkammer 76 wird durch ein elektromagnetisches Schaltventil 78 gesteuert, das ein elektrisches Schaltventil ist. Das elektromagnetische Schaltventil 78 wird zu einem Zustand, in dem es die Wechselschaltpilotkammer 76 mit einer Ausgabeöffnung der zweiten Druckpumpe 79 verbindet, und zu einem Zustand für die Verbindung mit dem Ölvorrat 62 geschaltet, indem die Spule auf der Basis der Stromversorgung eines Solenoids verschoben wird. Das heißt, das elektromagnetische Schaltventil 78 verschiebt die Spule zu dem in 3 gezeigten Zustand auf der Basis einer elastischen Kraft der Feder, um einen Hydraulikdruck auf der Basis eines unter Druck stehenden Öls von der Ausgabeöffnung der zweiten Druckpumpe 79 in die Wechselschaltpilotkammer 76 einzuführen, wenn das Solenoid nicht mit Strom versorgt wird. Wenn das Solenoid dagegen mit Strom versorgt wird, wird die Spule gegen die elastische Kraft der Feder zu einem dem Zustand von 3 entgegengesetzten Zustand verschoben um die Wechselschaltpilotkammer 76 mit dem Ölvorrat 62 zu verbinden.
  • Die an dem kontinuierlich variablen Toroidgetriebe 24 verursachte Drehmomentverschiebung beim Wechseln der Modi wird abgeschwächt, indem eine Zeitperiode vorgesehen wird, während welcher sowohl die Niedertouren-Kupplung 39b als auch die Hochtouren-Kupplung 40b verbunden sind, wenn zwischen dem niedertourigen Modus und dem hochtourigen Modus in dem oben beschriebenen Hydraulikkreis gewechselt wird. Im Folgenden werden die Gründe erläutert, warum die Drehmomentverschiebung abgeschwächt werden kann, wobei auch der Betrieb zum Wechseln zwischen dem niedertourigen Modus und dem hochtourigen Modus mit Bezug auf 3 und 4 erläutert wird.
  • In dem niedertourigen Modus, ist wie durch die linken Endteile der fetten Linien a, b von 4 angegeben der Hydraulikdruck in der Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung hoch, während der Hydraulikdruck in der Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung niedrig ist. In diesem Zustand ist die Spule 67 des Schaltventils 66 für die Niedertouren-Kupplung auf der linken Seite von 3, was durch den linken Endteil der fetten Linie c von 4 angegeben wird, während die Spule 71 des Schaltventils 70 für die Hochtouren-Kupplung auf der linken Seite von 3 ist, was durch den linken Endteil der fetten Linie d von 4 angegeben wird. Weiterhin wird die Stromversorgung zu dem elektromagnetischen Schaltventil 78 gestoppt, was durch den linken Endteil der fetten Linie e von 4 angegeben wird, wobei sich die Wechselschaltspule 75 des Wechselschaltventils 74 auf der linken Seite von 3 befindet, was durch den linken Endteil der fetten Linie f von 4 angegeben wird.
  • Wenn sich die Fahrtgeschwindigkeit eines Fahrzeugs mit einer kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung erhöht, bestimmt eine Steuereinrichtung (nicht gezeigt) einen Wechsel von dem niedertourigen Modus zu dem hochtourigen Modus und beginnt, das elektromagnetische Schaltventil 78 wie durch den mittleren Teil der fetten Linie e von 4 angegeben mit Strom zu versorgen. Dadurch wird die Spule des elektromagnetischen Schaltventils 78 verschoben, sodass die Wechselschaltpilotkammer 76 des Wechselschaltventils 74 mit dem Ölvorrat 62 kommuniziert, und die Wechselschaltspule 75 des Wechselschaltventils 74 wird in 3 von rechts nach links verschoben, was durch den mittleren Teil der fetten Linie f angegeben wird. Vor dem Beginn der Stromversorgung zu dem elektromagnetischen Schaltventil 78 stoppt die Steuereinrichtung die Drehgeschwindigkeit des zweiten Ringzahnrads 38a im wesentlichen, indem sie das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 steuert.
  • Daraus resultiert, dass die Pilotkammer 73 des Schaltventils 70 für die Hochtouren-Kupplung zu dem Ölvorrat 62 gelöst wird und die Spule 71 für die Hochtouren-Kupplung durch die Kompressionsfeder 72 in 3 nach rechts verschoben wird, was durch den mittleren Teil der fetten Linie d von 4 angegeben wird. Weiterhin wird der Hydraulikdruck in die Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung über das Schaltventil 70 für die Hochtouren-Kupplung eingeführt. Der Hydraulikdruck in der Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung wird erhöht, während der Abstand zwischen einer Vielzahl von Kupplungsplatten der Hochtouren-Kupplung 40b verschmälert wird, sodass eine bestimmte Zeitperiode erforderlich ist, um den Hydraulikdruck in der Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung zu erhöhen, was durch den mittleren Teil der fetten Linie b von 4 angegeben wird. Weiterhin wird das Schalten des Schaltventils 66 für die Niedertouren-Kupplung auf der Basis der Einführung des Hydraulikdrucks wie bei der Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung verzögert.
  • Das heißt, während einer bestimmten Zeitperiode nach dem Beginn des Einführens des Hydraulikdrucks in die Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung wird Energie des Hydraulikdrucks verbraucht, um den Kolben zu verschieben und damit die Abstände zwischen den Kupplungsplatten zu verschmälern, sodass keine ausreichende Energie zu der Pilotkammer 69 des Schaltventils 66 für die Niedertouren-Kupplung zugeführt wird. Die Spule 67 des Schaltventils 66 für die Niedertouren-Kupplung beginnt sich in 3 nach rechts zu verschieben, nachdem der Hydraulikdruck in der Pilotkammer 69 für die Niedertouren-Kupplung derart erhöht wurde, dass er stärker als die elastische Kraft der Kompressionsfeder 68 für die Niedertouren-Kupplung ist. Deshalb wird die Spule 67 für die Niedertouren-Kupplung in 3 nach rechts verschoben, nachdem der Hydraulikdruck in der Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung ausreichend erhöht wurde, was durch den mittleren Teil der fetten Linien c von 4 angegeben wird. Weiterhin wird mit einer Reduktion des Hydraulikdrucks in der Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung begonnen, nachdem die Spule 67 für die Niedertouren-Kupplung ausreichend nach rechts in 3 verschoben wurde, was durch den mittleren Teil der fetten Linie a von 4 angegeben wird, wobei die Niedertouren-Kupplung 39b gelöst wird, wenn der Hydraulikdruck in der Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung ausreichend reduziert ist.
  • Wenn man den Punkt A, bei dem die fette Linie a von 4, die den Öldruck in der Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung wiedergibt, zu fallen beginnt und die Niedertouren-Kupplung 39b die Lösung einleitet, mit dem Punkt B vergleicht, bei dem die fette Linie b von 4, die den Hydraulikdruck in der Hydraulikkammer 61 der Hochtouren-Kupplung wiedergibt, zu steigen beginnt und die Hochtouren-Kupplung 40b die Verbindung abschließt, weist die Zeitperiode, während welcher die beiden Kupplungen 39b, 40b gleichzeitig verbunden sind, eine kurze Zeitdauer auf. Deshalb kann die an dem kontinuierlich variablen Toroidgetriebe 24 erzeugte Drehmomentverschiebung beim Wechseln zwischen den Modi abgeschwächt werden.
  • Wenn die beiden Kupplungen 39b, 40b gleichzeitig verbunden sind, wird die gesamte an der Eingangswelle 1 eingegebene Leistung durch das Planetengetriebe 25b übertragen, wobei das durch das kontinuierlich variable Getriebe 24 hindurchgehende Drehmoment im wesentlichen aufgehoben wird. Aus dem Zustand der Übertragung des Drehmoments von der Ausgangsscheibe 5a zu den Eingangsscheiben 2, 2 im niedertourigen Modus wird zu dem hochtourigen Modus gewechselt, nachdem vorübergehend das hindurchgehende Drehmoment aufgehoben wurde, indem die beiden Kupplungen 39b, 40b verbunden werden. In dem hochtourigen Modus wird die Richtung der Übertragung des Drehmoments gegenüber dem niedertourigen Modus umgekehrt, und das Drehmoment wird von den Eingangsscheiben 2, 2 zu der Ausgangsscheibe 5a übertragen.
  • Auf diese Weise wird die Vorrichtung für eine kurze Zeitperiode derart betrieben, dass das durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24 hindurchgehende Drehmoment vorübergehend aufgehoben wird, wenn von dem niedertourigen Modus zu dem hochtourigen Modus gewechselt wird, wobei die Richtung des durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24 hindurchgehenden Drehmoments umgekehrt wird. Dadurch wird ein Zustand erhalten, in dem das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Getriebes 24 nicht durch das hindurchgehende Drehmoment beeinflusst wird (neutraler Zustand). Das Drehmoment wird in zwei Stufen zwischen dem vorausgehenden niedertourigen Modus und dem neutralen Zustand sowie zwischen dem neutralen Zustand und dem folgenden hochtourigen Modus erzeugt. In den entsprechenden Stufen wird also eine Variation des Übersetzungsverhältnisses in dem kontinuierlich variablen Toroidgetriebe 24 in Übereinstimmung mit einer Variation des hindurchgehenden Drehmoments erzeugt, wobei die Gleitrate des Zugteils geändert wird. Die Drehmomentverschiebung wird nicht abrupt zwischen dem niedertourigen Modus und dem hochtourigen Modus erzeugt. Daraus resultiert, dass eine Variation des Übersetzungsverhältnisses der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung auf der Basis der Drehmomentverschiebung des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 graduell erfolgt und ein unangenehmes Gefühl für die Fahrzeuginsassen abgeschwächt werden kann. Weiterhin kann die Lebensdauer eines Teils des Antriebssystems verlängert werden, indem verhindert wird, dass ein Ruck auf das Antriebssystem einwirkt. Auch wenn von dem hochtourigen Modus zu dem niedertourigen Modus gewechselt wird, kann die Drehmomentverschiebung entsprechend abgeschwächt werden, wobei jedoch die entsprechenden Teile umgekehrt betrieben werden müssen. Weiterhin stoppt die Steuereinrichtung die Stromversorgung zu dem elektromagnetischen Ventil 78, nachdem die Drehgeschwindigkeit des Ringzahnrads 34a und die Drehgeschwindigkeit des zweiten Trägers 58 im wesentlichen miteinander übereinstimmen, auf der Basis einer Steuerung des Übersetzungsverhältnisses des kontinuierlich variablen Getriebes 24.
  • Wenn die Steuereinrichtung bei diesem Aufbau nur ein einzelnes Teil des elektromagnetischen Schaltventils 78 schaltet, kann auf der Basis von Verzögerungszeitperioden zum Schalten des Wechselschaltventils 74, des Schaltventils 66 für die Niedertouren-Kupplung und des Schaltventils 70 für die Hochtouren-Kupplung, die jeweils hydraulische Ventile sind, die Zeitperiode für die Verbindung der beiden Kupplungen mit einer kurzen Zeitdauer vorgesehen werden. Dadurch kann ein kostengünstiger Aufbau realisiert werden, der einfach zu steuern ist und nicht zu Ausfällen neigt. Weiterhin kann die Länge der Zeitperiode der gleichzeitigen Verbindung der Niedertouren-Kupplung 39b und der Hochtouren-Kupplung 40b auf der Basis der Verzögerungszeitperioden durch die elastischen Kräfte der zwei Kompressionsfedern 68, 72 in den zwei Schaltventilen 66, 70 für die Niedertouren-Kupplung und die Hochtouren-Kupplung gesteuert werden. Weiterhin kann die Länge der Zeitperiode auch gesteuert werden, indem Verengungen an Teilen zwischen den zwei Schaltventilen 66, 70 für die Niedertouren-Kupplung und die Hochtouren-Kupplung und dem Wechselschaltventil 74 vorgesehen werden (zum Beispiel a, b in 3) und die Öffnungsgrade der Verengungen eingeschränkt werden.
  • Weiterhin kann eine Grundfahrfunktion sichergestellt werden, damit das Fahrzeug bei einem Ausfall des elektromagnetischen Schaltventils 78 zu einer Werkstatt gefahren werden kann, indem ein manuelles Schaltventil zum manuellen Schalten zwischen dem niedertourigen Modus und dem hochtourigen Modus, das die gleiche Funktion wie das elektromagnetische Schaltventil aufweist, parallel zu dem elektromagnetischen Ventil 78 vorgesehen wird (nicht gezeigt). Dabei ist an einer Verzweigung zwischen einer parallelen Leitung mit dem manuellen Schaltventil und der Hauptleitung mit dem elektromagnetischen Schaltventil 78 ein Wahlschalter vorgesehen, der ein Dreiwege-Schalter oder ähnliches sein kann, um zwischen der parallelen Leitung und der Hauptleitung zu schalten.
  • Weiterhin umfasst der Hydraulikkreis von 3 eine Funktion zum strikten Steuern des durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24 hindurchgehenden Drehmoments sowie eine Funktion zum Beschränken der Leistung zum Betreiben der entsprechenden Druckpumpen 63, 79, wenn das Übersetzungsverhältnis der kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung im niedertourigen Modus maximal (nahe unendlich) ist. Die Funktion zum strikten Steuern des Drehmoments wird aus dem folgenden Grund vorgesehen. Wie aus dem Liniensegment α von 2 deutlich wird, kann die kontinuierlich variable Übersetzungsvorrichtung von 1 ein sogenanntes unendliches Übersetzungsverhältnis erzeugen, um die Ausgangswelle 37b zu stoppen, nachdem diese die Eingangswelle 1 gedreht hat. Wenn bei der kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung das Übersetzungsverhältnis unendlich oder beinahe unendlich ist, d. h. wenn die Ausgangswelle 37b gestoppt wird, nachdem sie die Eingangswelle 1 gedreht hat, oder sich mit sehr geringer Geschwindigkeit dreht, wird das durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24 hindurchgehende Drehmoment größer als das Drehmoment, das von dem Motor als Antriebsquelle der Eingangswelle 1 ausgeübt wird. Wenn also das Fahrzeug gestoppt wird oder mit sehr geringer Geschwindigkeit fährt, muss das von einer Antriebsquelle in die Eingangswelle 1 eingegebene Drehmoment entsprechend beschränkt werden, damit das durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24 hindurchgehende Drehmoment nicht übermäßig groß wird.
  • Wenn mit sehr geringer Geschwindigkeit gefahren wird und die Ausgangswelle 37b beinahe gestoppt wird, d. h. wenn das Übersetzungsverhältnis der kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung sehr groß ist und die Drehgeschwindigkeit der Ausgangswelle 37b viel langsamer als die Drehgeschwindigkeit der Eingangswelle 1 ist, wird das auf die Ausgangswelle 37b ausgeübte Drehmoment durch eine kleine Variation in dem Übersetzungsverhältnis der kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung beträchtlich variiert. Um also einen ungestörten Fahrbetrieb sicherzustellen, muss das von der Eingangswelle auf die Eingangswelle 1 ausgeübte Drehmoment entsprechend beschränkt werden.
  • Deshalb wird bei dem Hydraulikkreis von 3 ein Betrieb wie in 5 gezeigt ausgeführt, um das von der Antriebsquelle auf die Eingangswelle 1 ausgeübte Drehmoment entsprechend zu beschränken. In diesem Betrieb wird zuerst die Drehgeschwindigkeit des als Antriebsquelle dienenden Motors grob derart gesteuert, dass sie auf einen Punkt a innerhalb des Bereichs w von 5 beschränkt wird. Gleichzeitig wird das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 gesetzt, das erforderlich ist, damit die Drehgeschwindigkeit der Eingangswelle 1 der kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung mit einer gesteuerten Drehgeschwindigkeit des Motors übereinstimmt. Das Setzen wird auf der Basis der oben genannten Gleichung (1) durchgeführt. In dem niedertourigen Modus wird also das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 durch die oben genannte Gleichung (1) gesetzt, um die Drehgeschwindigkeit der Eingangswelle 1 auf einen entsprechenden Wert in Übereinstimmung mit der Drehgeschwindigkeit der Ausgangswelle 37b zu setzen.
  • Weiterhin wird eine Druckdifferenz zwischen dem Paar von Hydraulikgliedern 10a, 10b (siehe 3, 18) in den hydraulischen Stellgliedern 10, 10 zum Verschieben der Drehzapfen 7, 7 des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 in der Axialrichtung der Schwenkwellen 9, 9 durch einen Hydraulikdruck-Sensor (nicht gezeigt) gemessen. Das Messen des Hydraulikdrucks wird vorgenommen, indem die Drehgeschwindigkeit des Motors grob gesteuert wird (die Drehgeschwindigkeit wird konstant gehalten) und das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Getriebes 24 durch die Gleichung (1) wie oben beschrieben entsprechend gesetzt wird. Weiterhin wird das durch das kontinuierlich variable Getriebe 24 hindurchgehende Drehmoment Tcvu anhand der in der Messoperation festgestellten Druckdifferenz berechnet. Weil nämlich die Druckdifferenz proportional zu dem durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24 hindurchgehenden Drehmoment ist, kann das Drehmoment Tcvu anhand der Druckdifferenz berechnet werden, sofern das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 konstant bleibt.
  • Das Drehmoment Tcvu kann auch mittels der folgenden Gleichung (3) berechnet werden. Tcvu = ecvu·TIN/{ecvu + (i1 – 1)ηcvu] (3)
  • In der Gleichung (3) gibt ecvu das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 an, gibt TIN das von dem Motor auf die Eingangswelle 1 ausgeübte Drehmoment an, gibt i1 das Verhältnis zwischen der Zahnanzahl m34 des Ringzahnrads 34a und der Zahnanzahl m55 des ersten Sonnenrads 55 an und gibt ηcvu die Effizienz des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 an.
  • Auf der Basis eines tatsächlich durch das kontinuierlich variable Getriebe 24 hindurchgehenden Drehmoments Tcvu1 und eines hindurchgehenden Drehmoments Tcvu2, das ein anhand der Gleichung (3) berechnetes Ziel ist, ist eine Abweichung ΔT (Tcvu1 – Tcvu2) zwischen dem tatsächlich hindurchgehenden Drehmoment Tcvu1 und dem Zielwert Tcvu2 gegeben. Weiterhin wird das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 in einer Richtung gesteuert, in der die Abweichung ΔT aufgehoben wird (ΔT zu 0 geführt wird).
  • Zum Beispiel soll ein Fall betrachtet werden, in dem wie in 5 gezeigt in einem Bereich, in dem das tatsächlich durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24 hindurchgehende Drehmoment Tcvu1 (gemessener Wert) auf den Zielwert Tcvu2 beschränkt wird, das Drehmoment TIN des Antriebs der Eingangswelle 1 durch den Motor schnell in einer reduzierenden Richtung geändert wird, wenn sich die Drehgeschwindigkeit der Eingangswelle 1 erhöht. Eine Kennlinie des Motors kann auch im Drehbereich mit geringer Geschwindigkeit einfach vorgesehen werden, wenn der Motor ein elektronisch gesteuerter Motor ist. Wenn eine derartige Motorkennlinie vorgesehen wird und wenn der gemessene Wert Tcvu1 des Drehmoments mit einer Abweichung in einer Richtung in Bezug auf den Zielwert Tcvu2 versehen wird, in der die entsprechenden Eingangsscheiben 2, 2 das Drehmoment von den entsprechenden Leistungsrollen 6, 6 empfangen (siehe 17 bis 19), wird das Übersetzungsverhältnis der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung zu einer Reduktionsseite verschoben, um die Drehgeschwindigkeit des Motors zu erhöhen und das Drehmoment TIN für den Antrieb der Eingangswelle 1 zu reduzieren. Dadurch wird das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 zu einer Erhöhungsseite geändert.
  • Wenn zum Beispiel der Zielwert Tcvu2 bei Punkt a in 5 liegt und der gemessene Wert Tcvu1 bei Punkt b derselben Zeichnung liegt, wird eine Abweichung in der Richtung vorgesehen, in der die entsprechenden Eingangsscheiben 2, 2 das Drehmoment von den Leistungsrollen 6, 6 empfangen. Das Übersetzungsverhältnis ecvt der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung wird also zu der Reduktionsseite geändert, indem das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 zu der Erhöhungsseite geändert wird. In Übereinstimmung damit wird die Drehgeschwindigkeit des Motors erhöht, um das Drehmoment zu reduzieren. Wenn dagegen der gemessene Wert Tcvu1 bei Punkt c der Zeichnung liegt, wird eine Abweichung in der Richtung vorgesehen, in der die entsprechenden Eingangsscheiben 2, 2 ein Drehmoment auf die Leistungsrollen 6, 6 ausüben. Im Gegensatz zu dem oben beschriebenen Fall wird dabei das Übersetzungsverhältnis ecvt der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung zu der Erhöhungsseite geändert, indem das Übersetzungsverhältnis ecvu des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 zu der Reduktionsseite geändert wird. In Übereinstimmung damit wird die Drehgeschwindigkeit des Motors reduziert, um das Drehmoment zu erhöhen.
  • Im Folgenden wird die oben beschriebene Operation wiederholt durchgeführt, bis das anhand der Druckdifferenz berechnete tatsächlich durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24 hindurchgehende Drehmoment Tcvu1 mit dem Zielwert Tcvu2 übereinstimmt. Die oben beschriebene Operation wird also wiederholt durchgeführt, wenn das durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24 hindurchgehende Drehmoment Tcvu1 nicht durch eine einmalige Operation zum Steuern der Änderung der Geschwindigkeit des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 mit dem Zielwert Tcvu2 in Einklang gebracht werden kann. Daraus resultiert, dass in dem Drehmoment TIN des Motors für die Drehung der Antriebswelle 1 das durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24 hindurchgehende Drehmoment Tcvu1 dem Zielwert Tcvu2 angenähert werden kann. Weiterhin wird diese Operation automatisch und innerhalb einer kurzen Zeitdauer in Reaktion auf einen Befehl aus einem Mikrocomputer in der Steuereinrichtung des kontinuierlich variablen Getriebes ausgeführt.
  • Die Steuerung zu Einschränken des tatsächlich durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24 hindurchgehenden Drehmoments Tcvu1 zu dem Zielwert Tcvu2, der in 5 als Punkt a gezeigt ist, ist in zwei Stufen unterteilt: erstens wird die Drehgeschwindigkeit des Motors grob gesteuert, d. h. zu einer Drehgeschwindigkeit, die dem Zielwert Tcvu2 entspricht, wobei dann zweitens das Übersetzungsverhältnis des Toroidgetriebes 24 in Übereinstimmung mit der Drehgeschwindigkeit gesteuert wird. Deshalb kann das tatsächlich durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24 hindurchgehende Drehmoment Tcvu1 auf den Zielwert Tcvu2 beschränkt werden, ohne dass dies eine übermäßige Reaktion verursacht. Und selbst wenn eine übermäßige Reaktion verursacht werden sollte, ist diese derart geringfügig, dass sie praktisch gesehen kein Problem darstellt.
  • Der in 3 gezeigte Hydraulikreis umfasst eine Funktion, die das tatsächlich durch das kontinuierlich variable Getriebe 24 hindurchgehende Drehmoment Tcvu1 wie oben beschrieben zu dem Zielwert Tcvu2 führt (Drehmoment-Steuerfunktion), eine wie oben beschriebene Funktion zum Abschwächen der beim Wechseln der Modi erzeugten Drehmomentverschiebung und eine Funktion zum Beschränken der Antriebsleistung der entsprechenden Druckpumpen 63, 79 (Leistungsbeschränkungsfunktion). Dazu kann bei dem Hydraulikkreis das unter Druck stehende Öl in und aus den Kammern 80a, 80b des hydraulischen Stellglieds geladen bzw. entladen werden, um die Drehzapfen 7 in den Axialrichtungen (nach oben und nach unten in 3, 18) der Schwenkwellen 9, 9 über das Übersetzungsverhältnis-Steuerventil 12 zu verschieben. Die Hülse 14 des Übersetzungsverhältnis-Steuerventils 12 kann über eine Stange 81 und einen Verbindungsarm 82 durch den Schrittmotor 13 in der Axialrichtung verschoben werden. Weiterhin wird die Spule 15 des Übersetzungsverhältnis-Steuerventils 12 über den Verbindungsarm 19, den Nocken 18 und die Stange 18 mit dem Drehzapfen 7 verbunden und kann in der Axialrichtung in Übereinstimmung mit einer Verschiebung in der Axialrichtung (nach oben und nach unten in 18) und einer schwenkenden Verschiebung des Drehzapfens 7 verschoben werden. Der oben beschriebene Aufbau ist im wesentlichen identisch mit demjenigen des Übersetzungsverhältnis-Steuermechanismus der kontinuierlich variablen Toroidgetriebeeinheit aus dem Stand der Technik.
  • Um insbesondere die Drehmoment-Steuerfunktion vorzusehen, wird die Hülse 14 durch den Schrittmotor 13 und außerdem durch einen hydraulischen Druckdifferenzzylinder 83 angetrieben. Das heißt, ein vorderer Endteil der Stange 81, deren Basisendteil mit der Hülse 14 verbunden ist, wird axial durch einen mittleren Teil des Verbindungsarms 82 gehalten, wobei Stifte, die durch den Schrittmotor 13 oder den Druckdifferenzzylinder 83 geschoben und gezogen werden, mit langen Löchern verbunden werden, die an beiden Endteilen des Verbindungsarms 82 ausgebildet sind. Wenn einer der Stifte geschoben oder gezogen wird, werden die anderen Stifte als Hebelpunkt verwendet. Bei diesem Aufbau wird die Hülse 12 in der Axialrichtung durch den Schrittmotor 12 und auch durch den Druckdifferenzzylinder in der Axialrichtung verschoben. Indem die Hülse 12 durch den Druckdifferenzzylinder 83 in Übereinstimmung mit dem durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe hindurchgehenden Drehmoment verschoben wird, wird das Übersetzungsverhältnis ecvu des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 fein gesteuert.
  • Dazu wird das unter Druck stehende Öl zu und von einem Paar von Hydraulikkammern 84a, 84b am Druckdifferenzzylinder 83 durch ein erstes und ein zweites Druckdifferenz-Steuerventil 86, 87 geladen und entladen, die durch ein elektromagnetisches Ladeventil 95 über ein vorderes und ein hinteres Schaltventil 88 gesteuert werden. Das elektromagnetische Ladeventil 85 ist ein elektromagnetisches Proportionalventil des normalerweise geöffneten Typs, das eine Funktion zum Einführen des Hydraulikdrucks im wesentlichen proportional zu einer an den ersten und zweiten Druckdifferenz-Steuerventilen 86, 87 auf der nachgeordneten Seite angelegten Spannung umfasst. Weiterhin kann der Ventilöffnungsdruck eines Drucksteuerventils 90 auf der Basis des Öffnens und des Schließens eines elektromagnetischen Ventils 89 des normalerweise geschlossenen Typs gesteuert werden. Weiterhin können Zustände zum Kommunizieren von entsprechenden Teilen durch das manuelle Schaltventil 64 gewechselt werden, indem ein Schiebehebel in der Nähe des Fahrersitzplatzes betätigt wird.
  • Eine Differenz der Hydraulikdrücke des Paares von Hydraulikkammern 80a, 80b am Stellglied 10 für eine Verschiebung des Drehzapfens 7 (siehe 17, 18) wird durch ein Druckdifferenz-Ausgabeventil 91 ausgegeben, um in das Drucksteuerventil 90 eingeführt zu werden. Eine Spule 92 des Druckdifferenz-Ausgabeventils 91 wird in einer Axialrichtung in Übereinstimmung mit den Drücken in dem Paar von Hydraulikkammern 80a, 80b durch den Kolben 16 des Stellglieds 10 in einem Paar von Hydraulikkammern 93a, 93b verschoben. Der Hydraulikdruck wird in einen der Druckeinführpfade 94a oder 94b eingeführt, deren Endteile jeweils mit dem Druckdifferenz-Ausgabeventil 91 und einer der Reaktionskammern 95a oder 95b gegenüber beiden Endflächen der Spule 92 verbunden sind, je nachdem, ob der in einen der Pilotteile 93a (93b) eingeführte Hydraulikdruck höher als der in den anderen Pilotteil 93b (93a) eingeführte Hydraulikdruck ist.
  • Es soll zum Beispiel ein Zustand betrachtet werden, in dem der Hydraulikdruck in der Hydraulikkammer 80a für das Stellglied 10 auf einer Seite höher als derjenige der Hydraulikkammer 80b auf der anderen Seite ist. In diesem Zustand wird der in den Pilotteil 93a eingeführte Hydraulikdruck größer als der in den anderen Pilotteil 93b eingeführte Hydraulikdruck, sodass die Spule 92 in 3 nach rechts bewegt wird und das Druckdifferenz-Ausgabeventil 91 geschaltet wird. Daraus resultiert, dass das unter Druck stehende Öl aus der Druckpumpe 62 über den Druckeinführpfad 94 auf einer Seite (auf der rechten Seite in 3) in den ersten Pilotteil des Drucksteuerventils 90 eingeführt wird. Gleichzeitig wird das unter Druck stehende Öl in das erste und zweite Druckdifferenz-Steuerventil 86, 87 eingeführt, wird der Druckdifferenzylinder 83 über das vordere und das hintere Schaltventil 88 verschoben und wird die Hülse 14 des Übersetzungsverhältnis-Steuerventil 12 fein verschoben.
  • Wenn dagegen der Hydraulikdruck in der anderen Hydraulikkammer 80b des Stellglieds 10 größer als derjenige der Hydraulikkammer 80a wird, wird der in den anderen Pilotteil 93b eingeführte Hydraulikdruck größer als der in den Pilotteil 93a eingeführte Hydraulikdruck, sodass die Spule 92 in 3 nach links bewegt wird und das Druckdifferenz-Ausgabeventil 91 umgekehrt zu dem oben beschriebenen Zustand geschaltet wird. Daraus resultiert, dass das unter Druck stehende Öl aus der Druckpumpe 63 über den Druckeinführpfad 94b auf der anderen Seite (auf der linken Seite in 3) in den zweiten Pilotteil des Drucksteuerventils 90 eingeführt wird. Gleichzeitig wird das unter Druck stehende Öl in das erste und das zweite Druckdifferenz-Steuerventil 86, 87 eingeführt, um den Druckdifferenzzylinder 83 über das vordere und das hintere Schaltventil 88 zu verschieben.
  • In beiden Fällen wird das in die Druckeinführpfade 94a, 94b eingeführte unter Druck stehende Öl auch in die Reaktionskammern 95a, 95b des Druckdifferenz-Ausgabeventil 91 eingeführt, um einen Druck gegen die Endfläche in der Axialrichtung der Spule 92 auszuüben. Deshalb ist die Kraft für das Verbinden der mit der Druckpumpe 63 kommunizierenden Pumpe mit dem Druckeinführpfad 94a (94b) durch eine Verschiebung der Spule 92 in der Axialrichtung proportional zu einer Differenz |ΔP| der in das Paar von Pilotteilen an dem Druckdifferenz-Ausgabeventil 91 eingeführten Hydraulikdrücke. Daraus resultiert, dass der in den ersten und zweiten Pilotteil des Drucksteuerventils 90 eingeführte Hydraulikdruck proportional zu der Differenz |ΔP| der Hydraulikdrücke 80a, 80b in dem Stellglied 10 ist, d. h. proportional zu der durch das kontinuierlich variable Getriebe 24 hindurchgehenden Leitung (siehe 1).
  • Je größer der in den ersten und zweiten Pilotteil eingeführte Öldruck ist, desto größer ist der Ventilöffnungsdruck des Drucksteuerventils 90 für die Leistungsreduktionsfunktion. Je größer weiterhin der Ventilöffnungsdruck des Drucksteuerventils 90 ist, desto größer ist der in die hydraulische Druckvorrichtung 23a anstelle der mechanischen Druckvorrichtung 23 (siehe 16, 17) eingeführte Hydraulikdruck. Je größer die durch das kontinuierlich variable Toroidgetriebe 24 hindurchgehende Leistung ist, desto größer ist der in die Druckvorrichtung 23a eingeführte Druck und damit die durch die Druckvorrichtung 23a erzeugte Druckkraft. Gleichzeitig wird die Menge eines durch das Drucksteuerventil 90 ausgegebenen Schmiermittels erhöht, sodass die Menge des zu den entsprechenden Teilen des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 zugeführten Schmiermittels erhöht wird. Dadurch kann die Effizienz der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung erhöht werden, wodurch verhindert wird, dass Leistung zum Antreiben der Druckpumpen 63, 79 zum Ausgeben des Schmiermittels verschwendet wird.
  • Weiterhin wird in dem oben beschriebenen Hydraulikkreis die Verschiebungsgröße der Spule 15 des Übersetzungsverhältnis-Steuerventils 12 durch den Druckdifferenzzylinder 83 und damit das Übersetzungsverhältnis des oben beschriebenen kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 fein gesteuert, indem das Zuführen von elektrischem Strom zu dem elektromagnetischen Ladeventil 85 des normalerweise geöffneten Typs fein gesteuert wird. Insbesondere setzt ein Steuercomputer einen Zielwert des zu der Ausgangswelle 37b übertragenen Drehmoments in Übereinstimmung mit verschiedenen Fahrzeugzuständen wie etwa dem Gaspedalbetätigungsgrad, der Position eines Wahlhebels (der Position des manuellen Schaltventils 64), dem Bremszustand und anderem. Je niedriger der Zielwert ist, desto höher ist die an dem elektromagnetischen Ladeventil 85 angelegte Spannung und desto kleiner ist der Öffnungsgrad der elektromagnetischen Ladeventils 85 (desto kürzer ist die Zeitdauer der Öffnung des Ventils), um den in das erste und zweite Differenzsteuerventil 86, 87 eingeführten Hydraulikdruck zu reduzieren. Daraus resultiert, dass der in die Druckdifferenzkammer 83 über das erste und das zweite Druckdifferenz-Steuerventil 86, 87 eingeführte Hydraulikdruck reduziert wird und die Korrekturgröße des Übersetzungsverhältnisses des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 durch den Druckdifferenzzylinder 83 reduziert wird. Wenn in diesem Zustand die Spule 15 des Übersetzungsverhältnis-Steuerventils 12 nicht durch den Schrittmotor 13 verschoben wird, wird das zu der Ausgangswelle 37b übertragene Drehmoment reduziert (bis zu einem Grad, der nicht mehr für einen Antrieb des Kraftfahrzeugs ausreicht).
  • Je größer umgekehrt der Zielwert ist, desto niedriger ist die an dem elektromagnetischen Ladeventil 85 angelegte Spannung und desto größer ist der Öffnungsgrad des elektromagnetischen Ladeventils 85 (desto länger ist die Zeitdauer der Öffnung des Ventils), sodass der in das erste und das zweite Druckdifferenz-Steuerventil 86, 87 eingeführte Hydraulikdruck erhöht wird (zum Beispiel auf 0,45 MPa, was dem Leitungsdruck entspricht). Der in den Druckdifferenzzylinder 83 über das erste und das zweite Druckdifferenz-Steuerventil 86, 87 eingeführte Hydraulikdruck wird also erhöht, wobei auch die Korrekturgröße des Übersetzungsverhältnisses des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 durch den Druckdifferenzzylinder 83 erhöht wird. Auch wenn in diesem Zustand die Spule 15 des Übersetzungsverhältnis-Steuerventils 12 nicht durch den Schrittmotor 13 verschoben wird, wird das zu der Ausgangswelle 37b übertragene Drehmoment zu einem Grad erhöht, der für das Antreiben des Kraft für eine Fahrt mit geringer Geschwindigkeit ausreicht, sofern das Bremspedal nicht betätigt wird oder die Handbremse gezogen ist.
  • Weil das elektromagnetische Ladeventil 85 des normalerweise geöffneten Typs verwendet wird, nimmt der in den Druckdifferenzzylinder 83 eingeführte Hydraulikdruck einen maximalen Wert an und nimmt die Korrekturgröße des Übersetzungsverhältnisses des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 durch den Druckdifferenzzylinder 83 einen maximalen Wert an, wenn die Stromversorgung zu dem elektromagnetischen Ladeventil 85 unterbrochen wird (die angelegte Spannung gleich null wird). Wenn also die elektrische Steuerschaltung ausfällt, kann das zu der Ausgangswelle 37b übertragene Drehmoment zu einem Grad erhöht werden, bei dem das Fahrzeug mit geringer Geschwindigkeit fahren kann. Ein auf der Straße ausgefallenes Fahrzeug kann also zu einem sicheren Standort am Straßenrand gefahren werden. Wenn mit anderen Worten nach einem Ausfall der elektrischen Steuerschaltung das manuelle Schaltventil 64 zu einem Fahrzustand geschaltet wird (Position L, D R), kann ein Drehmoment auf die Ausgangswelle 37b ausgeübt werden, mit dem das Fahrzeug mit geringer Geschwindigkeit fahren kann. Weiterhin wird in diesem Fall der Fahrer vorzugsweise durch einen Alarm von einer Alarmleuchte, einem Alarmsummer oder ähnlichem am Armaturenbrett vor dem Fahrersitz über das Auftreten eines Ausfalls informiert, damit der Fahrer das Fahrzeug nicht weiter fährt, als nötig ist, um aus einer Gefahrenzone zu gelangen.
  • Weiterhin zeigt 6 die Beziehung zwischen dem Verhältnis des durch das kontinuierlich variable Getriebe 24 hindurchgehenden Drehmoments Tcvu zu dem Drehmoments TIN des Motors zum Drehen der Eingangswelle (linke Ordinate) und dem Übersetzungsverhältnis ecvt der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung (Abszisse) und dem Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 (rechte Ordinate) im niedertourigen Modus der wie oben beschrieben aufgebauten und betriebenen kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung. Die fette Linie gibt eine Beziehung zwischen dem Verhältnis des durchgehenden Drehmoments Tcvu zu dem Antriebsdrehmoment (Motordrehmoment) TIN und dem Übersetzungsverhältnis ecvt der gesamten kontinuierlich variablen Übersetzungsvorrichtung, während die unterbrochene Linie b eine Beziehung zwischen den zwei Übersetzungsverhältnissen ecvt und ecvu angibt. Das Übersetzungsverhältnis ecvu des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes wird beschränkt, um das tatsächlich durch das kontinuierlich variierende Toroidgetriebe 24 hindurchgehende Drehmoment Tcvu1 auf einen Zielwert (Tcvu2) zu beschränken, der durch einen Punkt auf der fetten Linie a wiedergegeben wird, sodass das Übersetzungsverhältnis der gesamten kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung auf einen vorbestimmten Bereich beschränkt wird.
  • [Ausführungsbeispiel 2]
  • 7 zeigt eine zweite Ausführungsform der Erfindung. Indem eine erste Verengung 97 als erste Widerstandseinrichtung und eine zweite Verengung 98 als zweite Widerstandseinrichtung vorgesehen werden, wird zuverlässig eine Zeitperiode zwischen dem Verbinden bzw. Lösen der Niedertouren-Kupplung 39b und der Hochtouren-Kupplung 40b vorgesehen, während der beide Kupplungen verbunden sind.
  • Zu diesem Zweck ist die erste Verengung 97 in der Mitte eines ersten Druckeinführpfades 99 vorgesehen, der den in die Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung eingeführten Hydraulikdruck in die Pilotkammer 69 für die Hochtouren-Kupplung über das Wechselschaltventil 74 einführt, Die erste Verengung 97 kann einen beliebigen Aufbau aufweisen, der einen Widerstand gegen den Fluss des unter Druck stehenden Öls vorsieht, und kann etwa eine Öffnung, ein Kapillarrohr oder ähnliches sein. Die erste Verengung 97 sieht einen Widerstand gegenüber dem Einführen des in die Hydraulikkammer 61 der Hochtouren-Kupplung 40b eingeführten Hydraulikdrucks in die Pilotkammer 69 für die Niedertouren-Kupplung vor, wobei eine Druckerhöhung in der Pilotkammer 69 für die Niedertouren-Kupplung im Vergleich zu der Druckerhöhung in der Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung verzögert wird.
  • Wenn also der Hydraulikdruck in die Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung in Übereinstimmung mit dem Wechsel von dem niedertourigen Modus zu dem hochtourigen Modus eingeführt wird, steigt der Hydraulikdruck in der Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung schnell an, sodass die Hochtouren-Kupplung 40b unmittelbar verbunden wird. Im Gegensatz dazu wird ein Anstieg des Hydraulikdrucks in der Pilotkammer 69 für die Niedertouren-Kupplung durch die erste Verengung 97 verzögert, sodass das Schalten des Schaltventils 66 für die Niedertouren-Kupplung verzögert wird. Daraus resultiert, dass eine Reduktion des Hydraulikdrucks in der Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung 39b verzögert wird, wobei während dieser Zeitperiode die Niedertouren-Kupplung 39b und die Hochtouren-Kupplung 40b verbunden bleiben.
  • Weiterhin ist die zweite Verengung 98 in der Mitte eines zweiten Druckeinführpfades 100 vorgesehen, der den in die Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung eingeführten Hydraulikdruck in die Pilotkammer 73 des Schaltventils 70 für die Hochtouren-Kupplung über das Wechselschaltventil 74 einführt. Die zweite Verengung 98 weist einen ähnlichen Aufbau auf wie die erste Verengung 97 und sieht einen Widerstand gegen die Einführung des in die Hydraulikkammer 60 der Niedertouren-Kupplung 39b eingeführten Hydraulikdrucks in die Pilotkammer 73 für die Hochtouren-Kupplung vor, um eine Druckerhöhung in der Pilotkammer 73 für die Hochtouren-Kupplung im Vergleich zu der Druckerhöhung in der Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung zu verzögern.
  • Wenn also der Hydraulikdruck in die Hydraulikkammer 61 für die Niedertouren-Kupplung in Übereinstimmung mit dem Wechsel von dem hochtourigen Modus zu dem niedertourigen Modus eingeführt wird, wird die niedertourige Kupplung 39b unmittelbar verbunden. Im Gegensatz dazu wird ein Anstieg des Hydraulikdrucks in der Pilotkammer 73 für die Hochtouren-Kupplung durch die zweite Verengung 98 verzögert, sodass das Schalten des Schaltventils 70 für die Hochtouren-Kupplung verzögert wird. Daraus resultiert, dass eine Reduktion des Hydraulikdrucks in der Hydraulikkammer 61 der Hochtouren-Kupplung 40b verzögert wird, wobei während dieser Zeitperiode die Hochtouren-Kupplung 40b und die Niedertouren-Kupplung 39b verbunden bleiben.
  • Wie oben beschrieben wird also zuverlässig eine Zeitperiode zwischen dem Verbinden bzw. Lösen der Niedertouren-Kupplung und der Hochtouren-Kupplung vorgesehen, während der beide Kupplungen verbunden sind. Die Zeitperiode, während der die Niedertouren-Kupplung 39b und die Hochtouren-Kupplung 40b verbunden sind, kann zuverlässig vorgesehen werden, indem die Verzögerungszeitperiode zum Schalten des hydraulischen Ventils sichergestellt wird.
  • Der sonstige Aufbau und der Betrieb sind ähnlich wie bei der ersten Ausführungsform, wobei hier auf eine wiederholte Beschreibung verzichtet wird. Die erste und zweite Verengung 97, 98 können auch jeweils zwischen dem Wechselschaltventil 74 und den entsprechenden Pilotkammern 69, 73 für die Niedertouren-Kupplung und die Hochtouren-Kupplung in dem ersten und zweiten Druckeinführpfad 99, 100 vorgesehen werden. In diesem Fall werden jedoch vorzugsweise Rückschlagventile vorgesehen, die geöffnet werden, um den Hydraulikdruck in den entsprechenden Pilotkammern 69, 73 parallel zu der ersten und der zweiten Verengung 97, 98 abzuführen. Der Grund hierfür besteht darin, dass die Zeitperioden der Verbindung der Niedertouren-Kupplung 39b und der Hochtouren-Kupplung 40b verkürzt werden, wenn der Hydraulikdruck in den entsprechenden Pilotkammern 69, 72 beim Wechseln der Modi schnell reduziert wird. Wenn die erste und die zweite Verengung 97, 98 dagegen jeweils zwischen dem Wechselschaltventil 74 und den entsprechenden Hydraulikammern 60, 61 für die Niedertouren-Kupplung und die Hochtouren-Kupplung in dem ersten und zweiten Druckeinführpfad 99, 100 wie in 7 gezeigt vorgesehen sind, ist kein Rückschlagventil erforderlich, was hinsichtlich der Kosten und des Montagevolumens vorteilhaft ist.
  • [Ausführungsbeispiel 3]
  • 8 bis 12 zeigen eine dritte Ausführungsform der Erfindung. In dieser Ausführungsform ist die elastische Kraft der als elastisches Glied für die Hochtouren-Kupplung vorgesehenen Kompressionsfeder 72 variabel, die gegen die Spule 71 in einem Schaltventil 70a für die Hochtouren-Kupplung 40b drückt, die beim Starten des Fahrzeugs nicht zu verbinden ist. Insbesondere ist die Ausführungsform derart aufgebaut, dass im Fahrzustand, d. h. wenn das manuelle Schaltventil 64 durch den Schalthebel am Fahrersitz zu einem der Bereiche L (Langsam), D (Fahren) oder R (Rückwärts) geschaltet ist, die elastische Kraft des Kompressionsfeder 72 für die Hochtouren-Kupplung groß gesetzt ist, während die elastische Kraft der Kompressionsfeder 72 für die Hochtouren-Kupplung im nicht-Fahrzustand, d. h. wenn das manuelle Schaltventil 64 zu einem der Bereiche N (Neutral) oder P (Parken) geschaltet ist, klein gesetzt ist.
  • Der Grund dafür, dass die elastische Kraft der Kompressionsfeder 72 für die Hochtouren-Kupplung 72 variabel vorgesehen wird, ist der folgende. Um wie oben beschrieben, eine abrupte Variation des Übersetzungsverhältnisses beim Wechsel vom niedertourigen Modus zum hochtourigen Modus zu verhindern, sollte die Zeitperiode der gleichzeitigen Verbindung der Niedertouren-Kupplung 39b und der Hochtouren-Kupplung 40b eine kurze Zeitdauer aufweisen. Um bei dem in 3 gezeigten Aufbau der ersten Ausführungsform die Zeitperiode der Verbindung der zwei Kupplungen 39b, 40b zuverlässig vorzusehen, werden vorzugsweise die elastischen Kräfte der entsprechenden Kompressionsfedern 68, 72 in den entsprechenden Schaltventilen 66, 70 für die Niedertouren-Kupplung und die Hochtouren-Kupplung erhöht.
  • Wenn die elastischen Kräfte der entsprechenden Kompressionsfedern 68, 72 klein sind, besteht je nach dem Aufbau eines Hydraulikrohrs die Möglichkeit, dass die entsprechenden Spulen 67, 71 in den entsprechenden Schaltventilen 66, 70 für die Niedertouren-Kupplung und die Hochtouren-Kupplung in einer frühen Phase verschoben werden, sodass der Druck in der Hydraulikkammer der verbundenen Kupplung abgeführt wird, sodass keine Zeitperiode einer gleichzeitigen Verbindung der beide Kupplungen 39b, 40b vorgesehen werden kann. 11 bis 12 zeigen das Ergebnis eines Experiments, das beim Schalten des manuellen Schaltventils 64 von dem nicht-Fahrzustand zu dem Fahrzustand durchgeführt wird. 11 zeigt den Fall mit großer elastischer Kraft der Kompressionsfeder 72 für die Hochtouren-Kupplung, und 12 zeigt den Fall mit kleiner elastischer Kraft. Weiterhin gibt in 11 und 12 jeweils die fette Linie a einen Hydraulikdruck an einem Teil einer Ausgabeöffnung der Druckpumpe 63 wieder, gibt die dünne Linie b den Hydraulikdruck in der Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung wieder, gibt die unterbrochene Linie c den Hydraulikdruck in der Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung wieder, gibt eine eingepunktete Linie d die Bewegung der Niedertouren-Kupplung 39b (Betätigung des Stellglieds) wieder und gibt eine zweigepunktete Linie e die Bewegung der Hochtouren-Kupplung 40b wieder. Aus 11 bis 12 wird deutlich, dass wenn die elastischen Kräfte der entsprechenden Kompressionsfedern 68, 72 übermäßig klein sind, keine Zeitperiode der gleichzeitigen Verbindung der zwei Kupplungen 39b, 40b vorgesehen wird. Wenn die elastischen Kräfte der Kompressionsfedern 68, 72 dagegen erhöht werden, wird die Zeitperiode der gleichzeitigen Verbindung der zwei Kupplungen 39b, 40b vorgesehen.
  • Wenn die elastischen Kräfte der entsprechenden Kompressionsfedern 68, 72 einfach erhöht werden, ergibt sich jedoch das neue Problem, dass ein Ruck beim Starten des Fahrzeugs erzeugt wird. Wenn das manuelle Schaltventil 64 von der Position N oder P zu einer der Positionen L, D oder R geschaltet wird, um das Fahrzeug aus dem Stand zu starten und die elastischen Kräfte der entsprechenden Kompressionsfedern 68, 72 wie in 11 gezeigt groß sind, wird eine Zeitperiode der gleichzeitigen Verbindung der zwei Kupplungen 39b, 40b vorgesehen, die jedoch kurz ist. Wenn das manuelle Schaltventil 64 dagegen von der Position N oder P zu einer der Positionen N, D oder R geschaltet wird, um das Fahrzeug zu starten, wird das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24, 24a (1, 19, 20) ein Übersetzungsverhältnis, das für das Starten geeignet ist.
  • Wenn die kontinuierlich variable Getriebevorrichtung zum Beispiel von dem in 1, 19 gezeigten neutral geschalteten Typ ist, ist das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24 vergleichsweise auf der Reduktionsseite, und wenn die kontinuierlich variable Getriebevorrichtung von dem in 20 gezeigten Leistungsteilungstyp ist, ist das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24a hauptsächlich auf der Reduktionsseite. Bei beiden kontinuierlich variablen Getrieben unterscheidet sich das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes 24, 24a beim Starten beträchtlich von demjenigen beim Wechseln der Modi, wenn die Kupplungen 39b, 40b verbunden bzw. gelöst werden. Wenn die zwei Kupplungen 39b, 40b auch nur für eine kurze Zeitdauer gleichzeitig verbunden werden, wird eine übermäßige Kraft auf jeden Teil des Aufbaus der kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung ausgeübt, wodurch ein unangenehmes Ruckgefühl für die Fahrzeuginsassen erzeugt wird und die Lebensdauer der Teile des Aufbaus reduziert wird.
  • Bei der vorliegenden Ausführungsform dagegen wird die elastische Kraft der Kompressionsfeder 72 in dem Schaltventil 70a für die Hochtouren-Kupplung, das das Einführen des unter Druck stehenden Öls in die Hydraulikkammer 61 der Hochtouren-Kupplung 40b steuert, nur im Fahrzustand erhöht, wenn zwischen den Modi gewechselt wird. Umgekehrt wird die elastische Kraft der Kompressionsfeder 72 für die Hochtouren-Kupplung 40b, die beim Starten nicht zu verbinden ist, im nicht-Fahrzustand klein gesetzt, sodass beim Starten aus dem nicht-Fahrzustand verhindert wird, das die Hochtouren-Kupplung 40b verbunden wird. Die elastische Kraft der Kompressionsfeder 68 für die Niedertouren-Kupplung in dem Schaltventil 66 für die Niedertouren-Kupplung, das das Einführen des unter Druck stehenden Öls in die Hydraulikkammer 60 der Niedertouren-Kupplung 39b steuert, kann groß bleiben, sodass kein eigener Steuermechanismus vorgesehen ist.
  • Um die elastische Kraft der Kompressionsfeder 72 für die Hochtouren-Kupplung zu steuern, ist in der Ausführungsform ein Zylinderteil 101 an einem Endteil des Schaltventils 70a für die Hochtouren-Kupplung in der Axialrichtung gegenüber der Pilotkammer 73 für die Hochtouren-Kupplung vorgesehen, wobei die Spule 71 für die Hochtouren-Kupplung und ein Druckkolben 102 in dem Zylinderteil 101 in der Axialrichtung (nach links und rechts in 8 bis 10) verschoben werden können. Die Länge in der Axialrichtung des Zylinderteils 101 ist etwas länger vorgesehen als diejenige des Druckkolbens 102, wobei der Druckkolben 102 um eine Differenz zwischen den Längen in der Axialrichtung verschoben werden kann. Weiterhin ist die Kompressionsfeder 72 für die Hochtouren-Kupplung zwischen dem Druckkolben 72 und der Spule 71 für die Hochtouren-Kupplung angeordnet. Weiterhin kann ein Teil in dem Zylinderteil 101 auf der Seite gegenüber der Spule 71 für die Hochtouren-Kupplung das unter Druck stehende Öl aus dem manuellen Schaltventil 64 über eine Verengung 103 einführen.
  • Das unter Druck stehende Öl wird in den Teil des Zylinderteils 101 gegenüber der Spule 71 für die Hochtouren-Kupplung eingeführt, wenn das manuelle Schaltventil 64 zu dem nicht-Fahrzustand (Position N oder P) geschaltet wird. Wenn das manuelle Schaltventil 64 dagegen zu dem Fahrzustand (Position N, D, R) geschaltet wird, wird der Teil in dem Zylinderteil 101 gegenüber der Spule 71 für die Hochtouren-Kupplung zu dem Ölvorrat 62 abgeführt. Weiterhin ist die Verengung 103 vorgesehen, um eine Verschiebung des Druckkolbens 102 zu verzögern, wodurch zuverlässig verhindert wird, dass die Hochtouren-Kupplung 40b beim Schalten des manuellen Schaltventils 64 von dem nicht-Fahrzustand zu dem Fahrzustand während des Startens verbunden wird.
  • Um in der Ausführungsform das Schaltventil 70a der Hochtouren-Kupplung wie oben beschrieben zu bilden, wird in dem nicht-Fahrzustand wie in 9 gezeigt der Druckkolben 102 durch die Kompressionsfeder für die Hochtouren-Kupplung gedrückt, um einen Endteil des Zylinderteils 101 auf einer von der Spule 71 entfernten Seite (auf der linken Seite in 9) zu bewegen. In diesem Zustand wird die elastische Kraft der Kompressionsfeder 72 für die Hochtouren-Kupplung reduziert, sodass die Hochtouren-Kupplung 40b beim Schalten des manuellen Schaltventils 64 von dem nicht-Fahrzustand (Position N, P) zu dem Fahrzustand (Position L, D, R) wie in 12 gezeigt auch nicht für eine kurze Zeitdauer verbunden wird.
  • Im Gegensatz dazu wird im Fahrzustand der Druckkolben 102 durch einen in den Zylinderteil 101 eingeführten Hydraulikdruck wie in 10 gezeigt zu einem Endteil des Zylinderteils 101 auf einer Seite der Spule 71 für die Hochtouren-Kupplung (rechte Seite in 10) bewegt. In diesem Zustand wird die elastische Kraft der Kompressionsfeder 72 für die Hochtouren-Kupplung erhöht. Wenn also zum Beispiel von dem hochtourigen Modus zu dem niedertourigen Modus gewechselt wird, wird die Zeitperiode der gleichzeitigen Verbindung der zwei Kupplungen 39b, 40b wie durch die entsprechenden Linien d, e in 11 angegeben zuverlässig vorgesehen. Wie oben beschrieben, Ist die elastische Kraft für die Kompressionsfeder 68 in dem Schaltventil 66 für die Niedertouren-Kupplung groß, sodass auch beim Wechseln von dem niedertourigen Modus zu dem hochtourigen Modus die Zeitperiode der gleichzeitigen Verbindung der zwei Kupplungen 39b, 40b zuverlässig vorgesehen werden kann.
  • [Ausführungsbeispiel 4]
  • 13 zeigt eine vierte Ausführungsform der Erfindung. In dieser Ausführungsform sind Verengungen 103 in der Form von Öffnungen, Drosselventilen, Kapillarröhren oder ähnlichem jeweils zwischen dem Schaltventil 66 für die Niedertouren-Kupplung und dem Ölvorrat 62 und zwischen dem Schaltventil 70 für die Hochtouren-Kupplung und dem Ölvorrat 62 vorgesehen. Bei diesem Aufbau wird das Wechselschaltventil 74 geschaltet, um die zuvor gelöste Kupplung zu verbinden, bevor die zuvor verbundene Kupplung gelöst wird.
  • Es soll im Folgenden der Zustand unmittelbar nach dem Schalten des Wechselschaltventils 74 zu dem in 13 gezeigten Zustand und dem Schalten der zwei Schaltventile 66, 70 für die Niedertouren-Kupplung und für die Hochtouren-Kupplung zu dem in der Zeichnung gezeigten Zustand erläutert werden. In diesem Zustand wird das durch das Druckreduktionsventil 65 (siehe 3) hindurchgehende unter Druck stehende Öl in die Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung ohne weiteren Widerstand ausgegeben, um die Niedertouren-Kupplung 39b in einer extrem kurzen Zeitdauer zu verbinden. Währenddessen geht das unter Druck stehende Öl in der Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung durch das Schaltventil 70 für die Hochtouren-Kupplung und erfährt einen Widerstand durch die Verengung 103, sodass es allmählich zu dem Ölvorrat 62 ausgegeben wird.
  • Deshalb ist die Zeitperiode zum Lösen der Hochtouren-Kupplung 40b länger als die Zeitperiode für die Verbindung der Niedertouren-Kupplung 39b. Daraus resultiert, dass die zuvor gelöste Niedertouren-Kupplung 39b verbunden wird, bevor die zuvor verbundene Hochtouren-Kupplung 40b gelöst wird. Wenn das Wechselschaltventil 74 umgekehrt von dem in 13 gezeigten Zustand geschaltet wird, wird die Ausführungsform ähnlich betrieben, wobei jedoch das Verbinden und Lösen der zwei Kupplungen 39b, 40b umgekehrt erfolgt und die zuvor gelöste Hochtouren-Kupplung 40b verbunden wird, bevor die zuvor verbundene Niedertouren-Kupplung gelöst wird. Es kann also ähnlich wie in den zuvor beschriebenen Fällen der ersten bis dritten Ausführungsform die beim Wechseln der Modi erzeuge Drehmomentverschiebung abgeschwächt werden. Weiterhin wird bei dieser Ausführungsform ein Aufbau zum gleichzeitigen Verbinden der zwei Kupplungen 39b, 40b für eine kurze Zeitperiode realisiert, indem einfach eine Verengung hinzugefügt wird, sodass ein kostengünstiger Aufbau realisiert werden kann, der einfach zu steuern ist und nicht zu Ausfällen neigt. Der Aufbau und der Betrieb der anderen Teile sind ähnlich wie bei der ersten Ausführungsform von 1 bis 6, sodass hier auf eine wiederholte Beschreibung verzichtet wird.
  • [Ausführungsbeispiel 5]
  • 14 zeigt eine fünfte Ausführungsform der Erfindung. In dieser Ausführungsform wird ein einzelner Hydraulikdruck-Abführpfad 104 gebildet, indem ein nachgeordneter Teil eines Hydraulikdruck-Abführpfades auf einer Seite der Niedertouren-Kupplung, der das Schaltventil 66 für die Niedertouren-Kupplung mit dem Ölvorrat 62 verbindet, und ein nachgeordneter Teil eines Hydraulikdruck-Abführpfades auf einer Seite der Hochtouren-Kupplung, der das Schaltventil 70 für die Hochtouren-Kupplung mit dem Ölvorrat 62 verbindet, miteinander vereint werden. Weiterhin ist eine einzelne Verengung 103 an einem Teil des einzelnen Hydraulikdruck-Abführpfades 104 vorgesehen.
  • Wenn bei diesem Aufbau das Schaltventil 66 für die Niedertouren-Kupplung oder das Schaltventil 70 für die Hochtouren-Kupplung zu einem Zustand geschaltet wird, in dem die Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung oder die Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung auf der Basis des Schaltens des Wechselschaltventils 74 mit dem Ölvorrat 62 kommuniziert, wird das unter Druck stehende Öl in der Hydraulikkammer über die einzelne Verengung 103 zu dem Ölvorrat 62 abgeführt.
  • In dieser Ausführungsform können die Öldrücke in den Hydraulikdruckkammern 60, 61 durch die einzelne Verengung 103 allmählich reduziert werden, wobei ein kleiner und leichter Aufbau kostengünstig realisiert werden kann, weil die Anzahl der Teile und die Anzahl der Montageschritte reduziert sind und weil das Montagevolumen reduziert ist.
  • [Ausführungsbeispiel 6]
  • 15 zeigt eine sechste Ausführungsform der Erfindung. In dieser Ausführungsform ist in der Nähe der Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung oder in der Nähe der Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung etwa in einem Teil F oder in einem Teil G von 13 ein Teil eines Hydraulikpfades zum Laden und Entladen eines unter Druck stehenden Öls zu und von den Hydraulikkammern 60, 61 vorgesehen. Anstatt insbesondere das unter Druck stehende Öl ungehindert in die entsprechende Hydraulikkammer 60, 61 auszugeben, wird der Hydraulikdruck allmählich aus der entsprechenden Hydraulikkammer 60, 61 abgeführt.
  • Zum Beispiel sind an einem Teil in der Nähe der Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung (Teil F in 13), der einen einzelnen Hydraulikpfad 105 auf der Niederdruckseite bildet, indem er einen Druckeinführpfad auf der Seite der Niedertouren-Kupplung und einen Druckabführpfad auf der Seite der Niedertouren-Kupplung vereint, ein Rückschlagventil 106 auf der Seite der Niedertouren-Kupplung, das geöffnet wird, um den Hydraulikdruck in die Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung einzuführen, und das geschlossen wird, um den Hydraulikdruck aus der Hydraulikkammer 60 für die Niedertouren-Kupplung abzuführen, sowie eine Verengung 107 auf der Seite der Niedertouren-Kupplung parallel zueinander vorgesehen. Ebenfalls an einem Teil in der Nähe der Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung (Teil G in 13), der einen einzelnen Hydraulikpfad 108 auf der Seite der Hochtouren-Kupplung bildet, indem er einen Druckeinführpfad auf der Seite der Hochtouren-Kupplung und einen Druckabführpfad auf der Seite der Hochtouren-Kupplung vereint, sind ein Rückschlagventil auf der Seite der Hochtouren-Kupplung, das geöffnet wird, um den Hydraulikdruck in die Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung einzuführen, und das geschlossen wird, um den Hydraulikdruck aus der Hydraulikkammer 61 für die Hochtouren-Kupplung abzuführen, sowie eine Verengung (nicht gezeigt) auf der Seite der Hochtouren-Kupplung parallel zueinander vorgesehen.
  • Bei diesem Aufbau kann die Zeitperiode der Verbindung der zwei Kupplungen 39b, 40b mit einer kurzen Zeitdauer vorgesehen werden, indem die Zeitperiode zum Schalten der Niedertouren- und Hochtouren-Kupplungen 39b, 40b (siehe 13) von dem verbundenen Zustand zu dem nicht-verbundenen Zustand mithilfe eines einfachen Aufbaus verlängert wird.
  • [Ausführungsbeispiel 7]
  • In der vierten Ausführungsform von 13 oder in der fünften Ausführungsform von 14 kann anstelle der Verengung 103 auch ein elektrisches Ventil, ein elektromagnetisches Ventil oder ähnliches vorgesehen werden, um den Fluss des unter Druck stehenden Öls durch die Hydraulikdruck-Abführpfade auf der Seite der Niedertouren-Kupplung und auf der Seite der Hochtouren-Kupplung für eine gewünschte Zeitperiode zu unterbrechen. Indem beim Wechseln zwischen den Modi das elektrische Ventil für eine kurze Zeitdauer (zum Beispiel 0,5 bis 2 Sekunden lang) geschlossen wird, wird die Zeitperiode zum Reduzieren des Hydraulikdrucks in der Hydraulikkammer in Bezug auf die verbundene Kupplung sichergestellt, sodass die Zeitperiode der gleichzeitigen Verbindung der zwei Kupplungen für eine kurze Zeitdauer vorgesehen wird.
  • In der siebten Ausführungsform wird das elektrische Ventil gesteuert, um in Übereinstimmung mit ein oder zwei Parametern der Fahrsituation des Fahrzeugs geöffnet bzw. geschlossen zu werden, wie etwa in Übereinstimmung mit der Fahrzeuggeschwindigkeit, des Gaspedalbetätigungsgrads, des Beschleunigungsgrads, des Verlangsamungsgrads, des durch das kontinuierlich variable Getriebe hindurchgehenden Drehmoments usw. Wenn die Zeitperiode zum Unterbrechen des Flusses des unter Druck stehenden Öls durch den Hydraulikdruck-Abführpfad durch das elektrische Ventil in Übereinstimmung mit der Fahrsituation des Fahrzeugs gesteuert wird, kann der beim Moduswechsel erzeugte Ruck weiter abgeschwächt werden, indem die zwei Kupplungen fein verbunden und gelöst werden.
  • In der vorstehenden Beschreibung wurde die Erfindung auf eine kontinuierlich variables Getriebevorrichtung des neutral geschalteten Typs angewendet, die einen Rückwärtszustand, einen Standzustand und einen Vorwärtszustand realisiert, ohne die Kupplungen zu schalten, indem es ein kontinuierlich variables Toroidgetriebe mit einem Planetengetriebe kombiniert. Die Erfindung kann jedoch auch auf einen Aufbau in der kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung angewendet werden, der als Aufbau des Leistungsteilungs-Typs die Leistung bei niedriger Geschwindigkeit nur über das kontinuierlich variable Toroidgetriebe überträgt, während er bei hoher Geschwindigkeit die Leistung hauptsächlich über das Planetengetriebe überträgt und das Übersetzungsverhältnis über das kontinuierlich variable Toroidgetriebe steuert. Weiterhin kann die Erfindung nicht nur als automatisches Getriebe für ein Kraftfahrzeug, sondern auch als Getriebe für verschiedene andere Anwendungen angewendet werden.
  • Die vorstehende Beschreibung der Ausführungsformen nimmt auf ein kontinuierliches Getriebe des Halbtoroid-Typs Bezug, wobei die Ausführungsformen jedoch auch auf ein kontinuierliches Getriebe des Volltoroid-Typs angewendet werden können.

Claims (17)

  1. Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung, mit: einem kontinuierlich variablen Toroidgetriebe (24), einem Planetengetriebe (25b), und einer Kupplungsvorrichtung, die das kontinuierlich variable Toroidgetriebe (24) mit dem Planetengetriebe (25b) verbindet, wobei die Kupplungsvorrichtung umfasst: eine Niedertouren-Kupplung (39b), die verbunden wird, um einen niedertourigen Modus für eine Erhöhung des Übersetzungsverhältnisses der kontinuierlich variablen Getriebevorrichtung zu realisieren, und die gelöst wird, um einen hochtourigen Modus für eine Verminderung des Übersetzungsverhältnisses zu realisieren, eine Hochtouren-Kupplung (40b), die verbunden wird, um den hochtourigen Modus zu realisieren, und die gelöst wird, um den niedertourigen Modus zu realisieren, und eine Steuereinrichtung zum Schalten des Verbindens und Lösens der Niedertouren-Kupplung (39b) und der Hochtouren-Kupplung (40b), wobei die Steuereinrichtung das Verbinden und Lösen der Niedertouren-Kupplung (39b) und der Hochtouren-Kupplung (40b) steuert, um den Übertragungszustand zu dem niedertourigen Modus oder zu dem hochtourigen Modus zu setzen, wobei die Steuereinrichtung das Übersetzungsverhältnis des kontinuierlich variablen Toroidgetriebes (24) derart steuert, dass die Drehgeschwindigkeiten der über die Kupplungsvorrichtung verbundenen Teile einander gleich sind, bevor die Niedertouren-Kupplung (39b) oder die Hochtouren-Kupplung (40b) gelöst wird, dadurch gekennzeichnet, dass die Steuereinrichtung die Niedertouren-Kupplung (39b) oder die Hochtouren-Kupplung (40b) erst löst, nachdem die jeweils andere Kupplung verbunden wurde, wenn von dem niedertourigen Modus zu dem hochtourigen Modus gewechselt wird, wobei während einer kurzen Zeitdauer die beiden Kupplungen (39b, 40b) gleichzeitig verbunden sind.
  2. Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung nach Anspruch 1, wobei die Niedertouren-Kupplung (39b) und die Hochtouren-Kupplung (40b) vom Mehrfach-Nassplatten-Typ sind.
  3. Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung nach Anspruch 1, weiterhin umfassend: eine Hydraulikkammer (60) für die Niedertouren-Kupplung, um die Niedertouren-Kupplung (39b) zu verbinden, indem ein Hydraulikdruck eingeführt wird, eine Pilotkammer (69) für die Niedertouren-Kupplung (39b), ein Schaltventil (66) für die Niedertouren-Kupplung (39b) mit einer Spule (67), ein elastisches Glied (68) für die Niedertouren-Kupplung, das gegen die Spule (67) drückt, eine Hydraulikkammer (61) für die Hochtouren-Kupplung, um die Hochtouren-Kupplung (40b) zu verbinden, indem der Hydraulikdruck eingeführt wird, eine Pilotkammer (73) für die Hochtouren-Kupplung, ein Schaltventil (70) für die Hochtouren-Kupplung mit einer Spule (71), ein elastisches Glied (72) für die Hochtouren-Kupplung, das gegen die Spule (71) drückt, eine Wechselschaltpilotkammer (76), ein Wechselschaltventil (74) mit einer Wechselschaltspule (75), und ein elastisches Glied (77), das gegen die Wechselschaltspule (75) drückt, wobei das Einführen des Hydraulikdrucks in die Hydraulikkammer (60) für die Niedertouren-Kupplung durch das Schaltventil (66) für die Niedertouren-Kupplung gesteuert wird, indem die Spule (67) gegen die elastische Kraft des elastischen Glieds (68) in Übereinstimmung mit der Einführung des Hydraulikdrucks in die Pilotkammer (69) für die Niedertouren-Kupplung verschoben wird, das Einführen des Hydraulikdrucks in die Hydraulikkammer (61) für die Hochtouren-Kupplung durch das Schaltventil (70) für die Hochtouren-Kupplung gesteuert wird, indem die Spule (71) gegen die elastische Kraft des elastischen Glieds (72) in Übereinstimmung mit der Einführung des Hydraulikdrucks in die Pilotkammer (73) für die Hochtouren-Kupplung verschoben wird, das Einführen des Hydraulikdrucks in die Pilotkammer (69) für die Niedertouren-Kupplung und das Einführen des Hydraulikdrucks in die Pilotkammer (73) für die Hochtouren-Kupplung durch das Wechselschaltventil (74) gesteuert werden, indem die Wechselschaltspule (75) gegen die elastische Kraft des elastischen Glieds (77) verschoben wird, indem der Hydraulikdruck in die Wechselschaltpilotkammer (76) eingeführt wird, das Einführen des Hydraulikdrucks in die Wechselschaltpilotkammer (76) durch ein elektrisches Schaltventil (78) gesteuert wird, und wenn zwischen dem Einführen des Hydraulikdrucks in die Pilotkammer (69) für die Niedertouren-Kupplung und dem Einführen des Hydraulikdrucks in die Pilotkammer (73) für die Hochtouren-Kupplung (40b) gewechselt wird, indem der Hydraulikdruck unter Verwendung des elektrischen Schaltventils (78) in die Wechselschaltpilotkammer (76) eingeführt wird, um die Wechselschaltspule (75) zu verschieben, sind sowohl die Niedertouren-Kupplung (39b) als auch die Hochtouren-Kupplung (40b) während der Zeitperiode verbunden, während welcher die Spule (67) für die Niedertouren-Kupplung oder die Spule (71) für die Hochtouren-Kupplung in Übereinstimmung damit verschoben wird, in welche Pilotkammer (69 oder 71) der Hydraulikdruck dem Wechsel entsprechend eingeführt wird.
  4. Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung nach Anspruch 3, wobei das Schaltventil (66) für die Niedertouren-Kupplung (39b) den in die Hydraulikkammer (60) für die Niedertouren-Kupplung (39b) eingeführten Hydraulikdruck in Übereinstimmung mit der Einführung des Hydraulikdrucks in die Pilotkammer (69) für die Niedertouren-Kupplung (39b) reduziert, der in die Pilotkammer (69) für die Niedertouren-Kupplung (39b) eingeführte Hydraulikdruck der in die Hydraulikkammer (61) für die Hochtouren-Kupplung (40b) eingeführte Hydraulikdruck ist, das Schaltventil (70) für die Hochtouren-Kupplung (40b) den in die Hydraulikkammer (61) für die Hochtouren-Kupplung (40b) eingeführten Hydraulikdruck in Übereinstimmung mit der Einführung des Hydraulikdrucks in die Pilotkammer (73) für die Hochtouren-Kupplung (40b) reduziert, und der in die Pilotkammer (73) für die Hochtouren-Kupplung eingeführte Hydraulikdruck der in die Hydraulikkammer (60) für die Niedertouren-Kupplung (39b) eingeführte Hydraulikdruck ist.
  5. Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung nach Anspruch 4, weiterhin umfassend: einen ersten Druckeinführpfad (99) zum Einführen des in die Hydraulikkammer (61) für die Hochtouren-Kupplung (40b) eingeführten Hydraulikdrucks in die Pilotkammer (69) für die Niedertouren-Kupplung (39b), eine erste Widerstandseinheit (97), die an dem ersten Druckeinführpfad (99) vorgesehen ist, einen zweiten Druckeinführpfad (100) zum Einführen des in die Hydraulikkammer (60) für die Niedertouren-Kupplung (39b) eingeführten Hydraulikdrucks in die Pilotkammer (73) für die Hochtouren-Kupplung (40b), und eine zweite Widerstandseinheit (98), die an dem zweiten Druckeinführpfad (100) vorgesehen ist, wobei die erste Widerstandseinheit (97) einen Widerstand gegenüber dem Durchgang eines unter Druck stehenden Öls durch den ersten Druckeinführpfad (99) vorsieht, um eine Druckerhöhung in der Pilotkammer (69) für die Niedertouren-Kupplung (39b) im Vergleich zu einer Druckerhöhung in der Hydraulikkammer (61) für die Hochtouren-Kupplung (40b) zu verzögern, und die zweite Widerstandseinheit (98) einen Widerstand gegenüber dem Durchgang eines unter Druck stehenden Öls durch den zweiten Druckeinführpfad (100) vorsieht, um eine Druckerhöhung in der Pilotkammer (73) für die Hochtouren-Kupplung (40b) im Vergleich zu einer Druckerhöhung in der Hydraulikkammer (60) für die Niedertouren-Kupplung (39b) zu verzögern.
  6. Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung nach Anspruch 4, wobei die elastische Kraft des elastischen Glieds (68, 72), das gegen die Spule (67, 71) in dem Schaltventil (66, 70) drückt, das während des Einführens von Hydraulikdruck in die Hydraulikkammer (60, 61) für die beim Starten zu verbindende Niedertouren- oder Hochtouren-Kupplung (39b, 40b) geöffnet wird, im Fahrzustand größer gesetzt ist als im nicht-Fahrzustand.
  7. Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung nach Anspruch 6, wobei das elastische Glied (68, 72) eine Kompressionsfeder ist.
  8. Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung nach Anspruch 7, wobei die Kompressionsfeder (68, 72) zwischen der Spule (67, 71) und einem Druckkolben (102) vorgesehen ist, der in einem Zylinderteil (101) in der Axialrichtung verschoben werden kann, wobei der Zylinderteil (101) auf einer Seite der Pilotkammer (69, 73) gegenüber der Spule (67, 71) in der Axialrichtung angeordnet ist, der Druckkolben (102) die elastische Kraft der Kompressionsfeder (68, 72) erhöht, indem er bei Auswahl des Fahrzustands durch den in den Zylinderteil (101) eingeführten Hydraulikdruck zu der Seite der Spule (67, 71) verschoben wird, und die elastische Kraft der Kompressionsfeder (68, 72) reduziert, wenn er bei Auswahl des nicht-Fahrzustands durch den aus dem Zylinderteil (101) abgeführten Zylinderdruck zu der zur Spule (67, 71) gegenüberliegenden Seite verschoben wird.
  9. Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung nach Anspruch 1, wobei die Niedertouren-Kupplung (39b) verbunden wird, indem der Hydraulikdruck über einen Druckeinführpfad (100) für die Niedertouren-Kupplung (39b) in die Hydraulikkammer (60) für die Niedertouren-Kupplung (39b) eingeführt wird, und gelöst wird, indem der Hydraulikdruck aus der Hydraulikkammer (60) für die Niedertouren-Kupplung (39b) über einen Druckabführpfad für die Niedertouren-Kupplung (39b) abgeführt wird, die Hochtouren-Kupplung (40b) verbunden wird, indem der Hydraulikdruck über einen Druckeinführpfad (99) für die Hochtouren-Kupplung (40b) in die Hydraulikkammer (61) für die Hochtouren-Kupplung (40b) eingeführt wird, und gelöst wird, indem der Hydraulikdruck aus der Hydraulikkammer (61) für die Hochtouren-Kupplung (40b) über einen Druckabführpfad für die Hochtouren-Kupplung (40b) abgeführt wird, eine Zeitperiode zum Überführen der entsprechenden Kupplungen (39b, 40b) von einem verbundenen Zustand zu einem nicht-verbundenen Zustand im Vergleich zu der Zeitperiode zum Überführen der Kupplungen (39b, 40b) von dem nicht-verbundenen Zustand zu dem verbundenen Zustand lang vorgesehen wird, indem der Widerstand der entsprechenden Druckabführpfade für die Kupplungen im Vergleich zu dem Widerstand der entsprechenden Einführpfade für die Kupplungen erhöht wird.
  10. Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung nach Anspruch 9, wobei eine Verengung für die Niedertouren-Kupplung (39b) als Widerstand gegenüber dem Fluss eines unter Druck stehenden Öls durch den Druckabführpfad für die Niedertouren-Kupplung (39b) in der Mitte des Druckabführpfads für die Niedertouren-Kupplung (39b) vorgesehen ist, eine Verengung für die Hochtouren-Kupplung (40b) als Widerstand gegenüber dem Fluss eines unter Druck stehenden Öls durch den Druckabführpfad für die Hochtouren-Kupplung (40b) in der Mitte des Druckabführpfads für die Hochtouren-Kupplung (40b) vorgesehen ist.
  11. Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung nach Anspruch 9, wobei ein nachgeordneter Teil des Druckabführpfades für die Niedertouren-Kupplung (39b) und ein nachgeordneter Teil des Druckabführpfades für die Hochtouren-Kupplung (40b) vereint sind, um einen einzelnen Druckabführpfad (104) zu bilden, und der einzelne Druckabführpfad (104) eine einzelne Verengung (103) aufweist, die als Widerstand gegenüber dem Fluss eines unter Druck stehenden Öls durch den einzelnen Druckabführpfad (104) dient.
  12. Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung nach Anspruch 9, wobei der Druckeinführpfad (100) für die Niedertouren-Kupplung (39b) und der Druckabführpfad für die Niedertouren-Kupplung (39b) in der Nähe der Hydraulikkammer für die Niedertouren-Kupplung (39b) vereint sind, um einen einzelnen Hydraulikpfad (105) für die Niedertouren-Kupplung zu bilden, eine Verengung (107) für die Niedertouren-Kupplung (39b) und ein Rückschlagventil (106) für die Niedertouren-Kupplung (39b), das geöffnet wird, um den Hydraulikdruck in die Hydraulikkammer (60) für die Niedertouren-Kupplung (39b) einzuführen, und das geschlossen wird, um den Hydraulikdruck aus der Hydraulikkammer (60) für die Niedertouren-Kupplung (39b) abzuführen, parallel zueinander an dem einzelnen Hydraulikpfad (105) für die Niedertouren-Kupplung vorgesehen sind, der Druckeinführpfad (99) für die Hochtouren-Kupplung (40b) und der Druckabführpfad für die Hochtouren-Kupplung (40b) in der Nähe der Hydraulikkammer (61) für die Hochtouren-Kupplung (40b) vereint sind, um einen einzelnen Hydraulikpfad (108) für die Hochtouren-Kupplung (40b) zu bilden, eine Verengung für die Hochtouren-Kupplung (40b) und ein Rückschlagventil für die Hochtouren-Kupplung (40b), das geöffnet wird, um den Hydraulikdruck in die Hydraulikkammer (61) für die Hochtouren-Kupplung (40b) einzuführen, und das geschlossen wird, um den Hydraulikdruck aus der Hydraulikkammer (61) für die Hochtouren-Kupplung (40b) abzuführen, parallel zueinander an dem einzelnen Hydraulikpfad (108) für die Hochtouren-Kupplung (40b) vorgesehen sind.
  13. Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung nach Anspruch 9, wobei ein elektrisches Ventil (66) für die Niedertouren-Kupplung (39b), um den Fluss eines unter Druck stehenden Öls durch den Hydraulikdruck-Abführpfad für die Niedertouren-Kupplung (39b) für eine gewünschte Zeitdauer zu unterbrechen, in der Mitte des Hydraulikdruck-Abführpfads für die Niedertouren-Kupplung (39b) vorgesehen ist, und ein elektrisches Ventil (70) für die Hochtouren-Kupplung (40b), um den Fluss eines unter Druck stehenden Öls durch den Hydraulikdruck-Abführpfad für die Hochtouren-Kupplung (40b) für eine gewünschte Zeitdauer zu unterbrechen, in der Mitte des Hydraulikdruck-Abführpfads für die Hochtouren-Kupplung (40b) vorgesehen ist.
  14. Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung nach Anspruch 9, wobei ein nachgeordneter Teil des Druckabführpfades für die Niedertouren-Kupplung (39b) und ein nachgeordneter Teil des Druckabführpfades für die Hochtouren-Kupplung (40b) vereint sind, um einen einzelnen Druckabführpfad (104) zu bilden, und der einzelne Druckabführpfad (104) ein einzelnes elektrisches Ventil umfasst, um den Fluss des unter Druck stehenden bis durch den einzelnen Druckabführpfad (104) für eine gewünschte Zeitperiode zu unterbrechen.
  15. Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung nach Anspruch 13, wobei die kontinuierlich variable Getriebevorrichtung als Getriebe für ein Fahrzeug verwendet wird und die Zeitperiode zum Unterbrechen des Flusses des unter Druck stehenden Öls durch den Druckabführpfad durch das elektrische Ventil (66, 70) in Übereinstimmung mit der Fahrsituation des Fahrzeugs gesteuert wird.
  16. Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung nach Anspruch 3, weiterhin umfassend: ein manuelles Schaltventil (64), das manuell betätigt wird und parallel zu dem elektrischen Schaltventil (78) vorgesehen ist, wobei das manuelle Schaltventil (64) eine äquivalente Funktion wie das elektrische Schaltventil (78) aufweist, und einen manuellen Wahlschalter, um zwischen dem elektrischen Schaltventil (78) und dem manuellen Schaltventil (64) zu wählen.
  17. Kontinuierlich variable Getriebevorrichtung nach Anspruch 9, weiterhin umfassend: ein manuelles Schaltventil (64), das manuell betätigt wird und parallel zu dem elektrischen Schaltventil (78) vorgesehen, ist, wobei das manuelle Schaltventil (64) eine äquivalente Funktion wie das elektrische Schaltventil (78) aufweist, und einen manuellen Wahlschalter, um zwischen dem elektrischen Schaltventil (78) und dem manuellen Schaltventil (64) zu wählen.
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