DE69802767T2

DE69802767T2 - Stufenloses toroidgetriebe

Info

Publication number: DE69802767T2
Application number: DE69802767T
Authority: DE
Inventors: Hisanori Nakane; Hidenao Takedomi; Kazuhiko Ueda; Tatsuya Uesugi
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1997-03-22
Filing date: 1998-03-23
Publication date: 2003-02-06
Anticipated expiration: 2018-03-24
Also published as: CN1226954A; US6217473B1; DE69802767D1; WO1998043002A1; KR19980080525A; EP0905413A4; JPH10267106A; CN1166878C; EP0905413B1; TW366396B; JP3711688B2; EP0905413A1

Description

HINTERGRUND DER ERFINDUNG

Die vorliegende Erfindung betrieft ein stufenloses Toroidgetriebe, insbesondere eine Struktur eines stufenlosen Getriebes für ein Fahrzeug mit Frontmotor und Frontantrieb, welches eine neutral übersetzte Eingangsstufe besitzt.

BESCHREIBUNG DES STANDS DER TECHNIK

Ein stufenloses Toroidgetriebe nach dem Oberbegriff von Anspruch 1, welches ein Übersetzungsverhältnis der Kraftübertragung zwischen einer Antriebsscheibe und einer Abtriebsscheibe durch Dazwischensetzen einer Rolle zur Durchführung der Kraftübertragung zwischen beiden Scheiben sowie durch Drehen dieses Rotors mit einem variablen Neigungswinkel, so dass Kontaktpunkte derselben mit jeder der beiden Scheiben jeweils in einer radialen Richtung geändert werden können, stufenlos ändert, wird jetzt als stufenloses Getriebe für ein Kraftfahrzeug vorgestellt und, wie zum Beispiel in dem Amtsblatt der japanischen ungeprüften Patentveröffentlichung Nr. 6-101754 gezeigt wird, wird eine neutral übersetzte Eingangsstufe zur Verwendung in dieser Art von stufenlosem Getriebe vorgeschlagen.
Bei diesem System ist der stufenlose Getriebemechanismus mit der oben beschriebenen Struktur an einer ersten mit einem Motor gekoppelten Welle angeordnet und ein Planetenradmechanismus, welcher drei Drehelemente umfasst, d. h. ein Sonnenrad, ein Hohlrad und einen Ritzelträger zum Lagern eines mit diesen beiden Rädern greifenden Planetenritzels, ist ebenfalls an einer zweiten Welle angeordnet, welche parallel zur ersten Welle ist, wobei eine Drehung des Motors auf das erste Drehelement direkt und auf das zweite Drehelement durch den oben erwähnten stufenlosen Getriebemechanismus übertragen wird und das dritte Drehelement als Leistungsabtriebselement ausgebildet ist.
Ein neutraler Zustand wird dadurch verwirklicht, dass das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebemechanismus so gesteuert wird, dass ein Verhältnis der Antriebsdrehzahlen zwischen den ersten und zweiten Drehelementen des Planetenradmechanismus so gesteuert wird, dass das dritte Drehelement gestoppt wird und ausgehend von diesem Zustand das dritte Drehelement, welches das Kraftabtriebselement ist, in Vorwärts- oder Rückwärtsrichtung durch Erhöhen oder Verringern des Übersetzungsverhältnisses des stufenlosen Getriebemechanismus gedreht wird.
Dieses System erlaubt das Anlassen des Fahrzeugs ohne Verwendung einer Kupplung, eines Drehmomentwandlers oder ähnlichen, und dies verbessert eine Reaktion beim Anlassen und einen Wirkungsgrad der Kraftübertragung.
Bei Verwendung des oben erwähnten neutral übersetzten Systems sind zwei Kraftübertragungsstrecken notwendig, eine, die die Kraft von der ersten Wellenseite zu dem Planetenradmechanismus an der zweiten Welle ohne Dazwischensetzen des stufenlosen Getriebemechanismus dazwischen überträgt, und die andere, die die Kraft von der ersten Wellenseite zu dem Planetenradmechanismus durch den stufenlosen Getriebemechanismus überträgt, und daher ist bei dem in dem obigen Amtsblatt offenbarten stufenlosen Getriebe die letztere Kraftübertragungsstrecke in der Mitte eines tandemartigen Getriebemechanismus vorgesehen und die erstere Kraftübertragungsstrecke, welche einen Getriebezug für ein Niedrig-Modus-Reduziergetriebesystem aufbaut, ist in der Motorseite des stufenlosen Getriebemechanismus vorgesehen.
Bei dieser Art von Struktur kommt es jedoch, insbesondere bei dem Getriebe für das Fahrzeug mit Frontmotor und Frontantrieb zu nachstehenden Problemen.
Bei dem Getriebe für das Fahrzeug mit Frontmotor und Frontantrieb, wie in Fig. 3 des obigen Amtsblatts erwähnt, ist also im Allgemeinen eine Differentialradvorrichtung an einem Motorseitenende der zweiten Welle (die eine Abtriebswelle einer Getriebevorrichtung ist) angebracht, an welcher der Planetenradmechanismus angeordnet ist, so dass in diesem Fall der Getriebezug für das direkte Übertragen der Kraft von der ersten Wellenseite zu dem Planetenradmechanismus an der zweiten Welle nahe der Differentialradvorrichtung mit einem großen Durchmesser angeordnet sein muss. Demgemäss müssen zur Vermeidung einer Interferenz zwischen dem Getriebezug und der Differentialradvorrichtung diese mit einem gewissen Abstand dazwischen bezüglich der Wellenrichtung positioniert werden, was die Größe des Getriebes entlang der Wellenrichtung erhöht. Insbesondere bei dem Fahrzeug mit Frontmotor und Frontantrieb, welches eine bezüglich der Fahrzeugmittellinie seitlich versetzte Wellenlinie des Motors und des Getriebes aufweist, erschwert diese erhöhte Größe in dieser Wellenlinienrichtung einen Befestigungsvorgang an einer Fahrzeugkarosserie sowie die Konstruktion des Motors und des Getriebes.
Demgemäss besteht die Aufgabe der vorliegenden Erfindung darin, eine Toleranz für das Layout und den Anbringungsvorgang an der Fahrzeugkarosserie des stufenlosen Toroidgetriebes des Fahrzeugs mit Frontmotor und Frontantrieb, welches die neutral übersetzte Eingangsstufe verwendet, durch Steuern des Größenzuwachses in der Wellenrichtung zu erhöhen.

ZUSAMMENFASSENDE BESCHREIBUNG DER ERFINDUNG

Zur Lösung des oben beschriebenen Problems ist die vorliegende Erfindung durch die nachstehend beschriebene Beschaffenheit gekennzeichnet.
In einer in dem Anspruch 1 der vorliegenden Erfindung (nachstehend als erste Erfindung bezeichnet) beanspruchten Erfindung sind eine mit einem Motor an einem Ende desselben greifende erste Welle und eine parallel zu dieser ersten Welle angeordnete und an einem Motorseitenende derselben mit einer Differentialradvorrichtung zum Antreiben eines linken und eines rechten Antriebsrads greifende zweite Welle vorgesehen und an der ersten Welle ist ein stufenloser Toroidgetriebemechanismus angeordnet, welcher eine mit der ersten Welle gekoppelte Antriebsscheibe, eine in der Motorseite der Antriebsscheibe angeordnete und von der ersten Welle drehend gelagerte Abtriebsscheibe, eine zwischen diesen Scheiben zur Übertragung einer Kraft zwischen beiden Scheiben dazwischengesetzte Rolle, und ein Kontaktpunkt-Steuerelement zum Ändern einer Übersetzung zwischen beiden Scheiben durch neigbares und drehbares Lagern der Rolle und dadurch Ändern des Kontaktpunkts zwischen der Rolle und jeder der Antriebs- und Abtriebsscheiben umfasst, und an der zweiten Welle ist ein Planetenradmechanismus angeordnet, welcher drei Drehelemente umfasst, nämlich ein Sonnenrad, ein Hohlrad und einen Ritzelträger, wobei von diesen Drehelementen das erste Element mit der Abtriebsscheibe des stufenlosen Getriebemechanismus gekoppelt ist, so dass es zusammen mit ihm dreht, und das zweite Element mit der zweiten Welle gekoppelt ist.
Das oben beschriebene System ist dadurch gekennzeichnet, dass ein Getriebezug, welcher ein bezüglich des Motors an der gegenüberliegenden Seite des an der ersten Welle angebrachten stufenlosen Getriebemechanismus angeordnetes erstes Zahnrad zur Drehung zusammen mit der ersten Welle umfasst, ein bezüglich des Motors an der gegenüberliegenden Seite des an der zweiten Welle angebrachten Planetenradmechanismus drehbar gelagertes zweites Zahnrad und ferner ein Losrad, welches mit diesen Zahnrädern zur Übertragung einer Kraft zwischen beiden Zahnrädern greift, vorgesehen sind und weiterhin ein erster Kupplungsmechanismus zum Ein- und Ausrücken des zweiten Rads dieses Getriebezugs mit dem dritten Element des Planetenradmechanismus, ein zweiter Kupplungsmechanismus zum Ein- und Ausrücken der Abtriebsscheibe des stufenlosen Getriebemechanismus mit der zweiten Welle und ein Steuermittel zum Steuern der Arbeitsweise des ersten und zweiten Kupplungsmechanismus und des Kontaktpunkt-Steuerelements vorgesehen sind.
Vorzugsweise ist ferner ein Fahrzeuggeschwindigkeitsfeststellmittel vorgesehen und das Steuermittel ist dadurch gekennzeichnet, dass es die erste Kupplung so steuert, dass das zweite Zahnrad mit dem dritten Element greift, und dass es gleichzeitig die zweite Kupplung so steuert, dass in die Kraftübertragungsstrecke eingegriffen wird, solange die Fahrzeuggeschwindigkeit niedriger als eine vorbestimmte Fahrzeuggeschwindigkeit ist, und die erste Kupplung so steuert, dass in das Einrücken zwischen dem zweiten Zahnrad und dem dritten Element eingegriffen wird, und gleichzeitig die zweite Kupplung so steuert, dass die Kraftübertragungsstrecke eingerückt wird, solange die Fahrzeuggeschwindigkeit höher als die vorbestimmte Fahrzeuggeschwindigkeit ist.
Ferner ist vorzugsweise ein Motorlast-Messfühler so vorgesehen, dass die vorbestimmte Geschwindigkeit erhöht wird, wenn die Motorlast steigt.
In einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung umfasst der stufenlose Toroidgetriebemechanismus neben einem ersten stufenlosen Getriebemechanismus, welcher die mit der ersten Welle gekoppelte Antriebsscheibe, die in der Motorseite der Antriebsscheibe angeordnete und durch die erste Welle drehbar gelagerte Abtriebsscheibe, die zwischen diesen Scheiben eingesetzte Rolle und das Kontaktpunkt-Steuerelement zum Ändern des Kontaktpunkts zwischen der Rolle und den jeweiligen Scheiben umfasst, weiterhin einen zweiten stufenlosen Getriebemechanismus, welcher eine an der Motorseite der Abtriebsscheibe des ersten stufenlosen Getriebemechanismus angeordnete und durch die erste Welle drehbar gelagerte zweite Abtriebsscheibe, eine an der Motorseite der Abtriebsscheibe angeordnete und mit der ersten Welle gekoppelte zweite Antriebsscheibe, eine zwischen diesen Scheiben eingesetzte Rolle und ein zweites Kontaktpunkt-Steuerelement zum Ändern des Kontaktpunkts zwischen der Rolle und den jeweiligen Scheiben umfasst.
Der vorstehend beschriebene stufenlose Toroidgetriebemechanismus ist dadurch gekennzeichnet, dass die Abtriebsscheibe des ersten stufenlosen Getriebemechanismus und die Abtriebsscheibe des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus in einer Einheit integriert sind und ein Zahnrad an einer äußeren Fläche der integrierten Abtriebsscheibeneinheit zum Ineinandergreifen und Drehen der integrierten Abtriebsscheibe und des ersten Elements den Planetenradmechanismus miteinander ausgebildet ist.
In einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung gleich der oben beschriebenen zweiten Erfindung umfasst der stufenlose Toroidgetriebemechanismus neben dem ersten stufenlosen Getriebemechanismus, welcher die mit der ersten Welle gekoppelte Antriebsscheibe, die in der Motorseite der Antriebsscheibe angeordnete und durch die erste Welle drehbar gelagerte Abtriebsscheibe, die zwischen diesen Scheiben eingesetzte Rolle und das Kontaktpunkt-Steuerelement zum Ändern des Kontaktpunkts zwischen der Rolle und den jeweiligen Scheiben umfasst, weiterhin den zweiten stufenlosen Getriebemechanismus, welcher die an der Motorseite der Abtriebsscheibe des ersten stufenlosen Getriebemechanismus angeordnete und durch die erste Welle zusammen mit der Abtriebsscheibe integral drehbar gelagerte zweite Abtriebsscheibe, die an der Motorseite der Abtriebsscheibe angeordnete und mit der ersten Welle gekoppelte zweite Antriebsscheibe, die zwischen diesen Scheiben eingesetzte zweite Rolle und das zweite Kontaktpunkt-Steuerelement zum Ändern des Kontaktpunkts zwischen der Rolle und den jeweiligen Scheiben.
Der oben beschriebene stufenlose Toroidgetriebemechanismus ist dadurch gekennzeichnet, dass die erste Welle in eine in einer dritten Welle ausgebildete Durchgangsbohrung eingesetzt ist, um jede der antriebsseitigen Scheiben und der abtriebsseitigen Scheiben des ersten und zweiten stufenlosen Getriebemechanismus an der dritten Welle anzuordnen, wobei ein Ende der dritten Welle mittels eines Getriebegehäuses durch ein Lager gelagert wird und an dem anderen Ende derselben in einem ersten Zahnrad eines Getriebezugs angebracht ist, wobei das erste Zahnrad mittels des Getriebegehäuses durch ein Lager gelagert wird und weiterhin ein Federelement in dem Passteil zwischen der dritten Welle und dem ersten Zahnrad dazwischengesetzt ist, um eine relative Versetzung dazwischen in Richtung der Wellenlinie zu absorbieren.
In einer noch weiteren Ausgestaltung der Erfindung gleich der oben beschriebenen dritten Erfindung umfasst der stufenlose Toroidgetriebemechanismus neben dem ersten stufenlosen Getriebemechanismus, welcher die mit der ersten Welle gekoppelte Antriebsscheibe, die in der Motorseite der Antriebsscheibe angeordnete und durch die erste Welle drehbar gelagerte Abtriebsscheibe, die zwischen diesen Scheiben eingesetzte Rolle und das Kontaktpunkt-Steuerelement zum Ändern des Kontaktpunkts zwischen der Rolle und den jeweiligen Scheiben umfasst, weiterhin den zweiten stufenlosen Getriebemechanismus, welcher die an der Motorseite der Abtriebsscheibe des ersten stufenlosen Getriebemechanismus angeordnete und durch die erste Welle drehbar gelagerte zweite Abtriebsscheibe, die an der Motorseite der Abtriebsscheibe angeordnete und mit der ersten Welle gekoppelte zweite Antriebsscheibe, die zwischen diesen Scheiben eingesetzte zweite Rolle und das zweite Kontaktpunkt-Steuerelement zum Ändern des Kontaktpunkts zwischen der Rolle und den jeweiligen Scheiben umfasst.
Der oben beschriebene stufenlose Toroidgetriebemechanismus ist dadurch gekennzeichnet, dass die erste Welle in eine in einer dritten Welle ausgebildete Durchgangsbohrung eingesetzt ist, um beide Abtriebsscheiben des ersten und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus integral miteinander an der Mitte der dritten Welle drehbar zu lagern, und dass bezüglich des Motors an einer gegenüberliegenden Seite sowie an der Motorseite beider Scheiben Antriebsscheiben des ersten und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus jeweils an der dritten Welle angeordnet sind und mit dieser greifen, wobei ein Beaufschlagungsmechanismus zum Drücken der Rolle durch und zwischen den Antriebs- und Abtriebsscheiben in dem ersten und dem zweiten stufenlosen Getriebemechanismus zwischen der Antriebsscheibe des ersten stufenlosen Getriebemechanismus und dem ersten Zahnrad des bezüglich des Motors an der gegenüberliegenden Seite desselben angeordneten Getriebezugs vorgesehen ist.
In einer noch weiteren Ausgestaltung der Erfindung ist der stufenlose Toroidgetriebemechanismus dadurch gekennzeichnet, dass der Beaufschlagungsmechanismus ein Paar Scheiben, deren sich zugewandte Flächen zu Nockenflächen mit einer umlaufenden Konkav- und Konvexform ausgebildet sind, sowie eine Rolle, welche zwischen beiden Scheiben gesetzt ist, um eine axiale Kraft zwischen diesen durch eine relative Drehung zwischen diesen zu erzeugen, umfasst und dass ein Stiftelement zwischen dem ersten Zahnrad des Getriebezugs und der Scheibe, die in der ersten Zahnradseite positioniert ist, um diese integral zu drehen, dazwischengesetzt ist, wobei das Stiftelement in einem Teil angeordnet ist, in dem eine Dicke der in der ersten Zahnradseite positionierten Scheibe aufgrund der konkaven und konvexen Formen derselben eher dicker ist.
Weiterhin sind in der oben beschriebenen ersten Erfindung zwei Ölkanäle zur Zufuhr eines Kupplungsfluids an den ersten Kupplungsmechanismus und den zweiten Kupplungsmechanismus in der zweiten Welle vorgesehen, wobei beide Ölkanäle von einem Seitenteil herausgeführt werden können, wo eine Hydraulikdruckquelle vorgesehen ist.
Gemäss der oben beschriebenen Struktur können folgende Arbeitsweisen verwirklicht werden:
Wenn der erste Kupplungsmechanismus eingerückt ist, das heißt das zweite Zahnrad des Getriebezugs mit dem dritten Element des Planetenradmechanismus greift, und der zweite Kupplungsmechanismus ausgerückt wird, das heißt die Abtriebsscheibe des stufenlosen Getriebemechanismus aus der zweiten Welle ausrückt, wird zuerst die von dem Motor in die erste Welle eingegebene Umdrehung von der ersten Welle durch den Getriebezug und den ersten Kupplungsmechanismus in das dritte Element des an der zweiten Welle angeordneten Planetenradmechanismus eingegeben und wird auch von der Antriebsscheibe durch die Rolle zu der Abtriebsscheibe in dem stufenlosen Getriebemechanismus an der ersten Welle übertragen und wird dann von der Abtriebsscheibe in das erste Element des Planetenradmechanismus eingegeben.
Wenn zu diesem Zeitpunkt die Übersetzung des stufenlosen Getriebemechanismus mittels des Steuermittels durch das Kontaktpunkt- Steuerelement geeignet gesteuert wird, so dass das Übersetzungsverhältnis zwischen dem ersten und dritten Element des Planetenradmechanismus so eingestellt ist, dass die Umlaufgeschwindigkeit des zweiten Elements desselben Null ist, kann die Drehung der zweiten Welle, welche die Abtriebswelle dieses Getriebes ist, angehalten werden, während die Motordrehung eingegeben wird und der erste Kupplungsmechanismus eingerückt ist, das heißt der neutral übersetzte Zustand kann verwirklicht werden.
Wenn ausgehend von diesem Zustand das Übersetzungsverhältnis dieses stufenlosen Getriebes so geändert wird, dass die Drehzahl des ersten Elements des Planetenradmechanismus erhöht oder gesenkt wird, wird die zweite Welle in der vorwärts oder rückwärts laufenden Richtung unter einem Niedrigmodus- Zustand gedreht, in welchen das Übersetzungsverhältnis als ganze Kraftübertragung groß ist, das heißt das Fahrzeug startet.
Wenn der erste Kupplungsmechanismus ausgerückt wird, das heißt, das zweite Zahnrad des Getriebezugs von dem dritten Element des Planetenradmechanismus ausgerückt wird, und der zweite Kupplungsmechanismus eingerückt wird, das heißt die Abtriebsscheibe des stufenlosen Getriebemechanismus mit der zweiten Welle eingerückt wird, wird die von dem Motor in die erste Welle eingegebene Drehung von dem stufenlosen Getriebemechanismus nur durch den zweiten Kupplungsmechanismus in die zweite Welle übertragen. Da zu diesem Zeitpunkt der Planetenradmechanismus kein Übersetzungsverhältnis ändert, entspricht das Übersetzungsverhältnis als gesamte Kraftübertragung dem des stufenlosen Getriebemechanismus und dies bedeutet, dass das Übersetzungsverhältnis durch den stufenlosen Getriebemechanismus stufenlos aber kontinuierlich unter dem sogenannten Hochmodus gesteuert wird, in dem das Übersetzungsverhältnis klein ist.
Da der Getriebezug, der die Drehbewegung von der ersten Welle zu dem Planetenradmechanismus bei neutral übersetztem Zustand oder Niedrigmodus- Zustand übertragt, bezüglich des Motors an der gegenüberliegenden Seite des stufenlosen Getriebemechanismus an der ersten Welle und dem Planetenradmechanismus an der zweiten Welle angeordnet ist, wird verhindert, dass dieser Getriebezug die Differentialradvorrichtung, welche mit der zweiten Welle an ihrem motorseitigen Ende einrückt, stört und dies erlaubt ein Kürzen der Länge der Übertragungsvorrichtung entlang der Wellenlinienrichtung.
In dem Fall, da weiterhin die ersten und zweiten stufenlosen Getriebemechanismen als stufenloser Toroidgetriebemechanismus vorgesehen sind, welcher ein Paar Antriebs- und Abtriebsscheiben, eine zwischen die Scheiben gesetzte Rolle usw. umfasst, wird, da die Abtriebsscheiben des ersten und zweiten stufenlosen Getriebemechanismus in einer Vorrichtung integriert sind und das Zahnrad an der äußeren Fläche derselben zum Einrücken und Drehen der integrierten Abtriebsscheibe zusammen mit dem ersten Element des Planetenradmechanismus ausgebildet ist, die Länge entlang der Wellenlinienrichtung kürzer gehalten und das Zahnrad kann stabiler gelagert werden, was das Spiel des Zahnrads entlang der Wellenlinienrichtung verglichen mit dem Fall, da zwei Abtriebsscheiben unabhängig vorgesehen sind und das Zahnrad zwischen den beiden Scheiben angeordnet ist, verhindert.
Weiterhin kann wie in dem oben beschriebenen Fall in dem Fall, in dem der erste und der zweite stufenlose Getriebemechanismus als stufenlose Toroidgetriebemechanismen vorgesehen sind und die erste Welle in die in der dritten Welle ausgebildete Durchgangsbohrung eingesetzt ist, um jede der antriebsseitigen und abtriebsseitigen Scheiben des ersten und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus an der dritten Welle anzuordnen, da das eine Ende der dritten Welle mittels des Getriebegehäuses durch das Lager gelagert wird und an dem anderen Ende derselben in das erste Zahnrad des Getriebezugs eingesetzt ist, wobei das erste Zahnrad mittels des Getriebegehäuses durch ein Lager gelagert wird, und weiterhin ein Federelement in das Passteil zwischen der dritten Welle und dem ersten Zahnrad dazwischengesetzt ist, um die relative Versetzung dazwischen in der Wellenlinienrichtung zu absorbieren, das Ausdehnen und Zusammenziehen der dritten Welle durch das Federelement absorbiert werden, selbst wenn sich die dritte Welle aufgrund thermischer Expansion oder ähnlichem ausdehnt oder zusammenzieht.
Daher wird auch eine auf die Lager, wovon eines ein Ende der dritten Welle und das andere das andere Ende der dritten Welle lagert, ausgeübte axiale Kraft richtig gehalten und das axiale Spiel des ersten Zahnrads wird ebenfalls gesteuert, so dass das erste Zahnrad in guten Zustand gehalten werden kann. Da andererseits in dem Fall, da der erste und der zweite stufenlose Getriebemechanismus als stufenloser Toroidgetriebemechanismus vorgesehen sind und die erste Welle in die in der dritten Welle, an deren Mitte die Abtriebsscheiben des ersten und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus drehbar gelagert sind, ausgebildete Durchgangsbohrung eingesetzt ist und an der bezüglich des Motors gegenüberliegenden Seite und an der Motorseite derselben die Antriebs- und Abtriebsscheiben des ersten und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus angeordnet sind und jeweils mit der dritten Welle greifen, da der Beaufschlagungsmechanismus jeweils zum Ausüben von Druck auf die Rollen durch und zwischen die Antriebs- und Abtriebsscheiben in dem ersten und dem zweiten stufenlosen Getriebemechanismus zwischen der Antriebsscheibe des ersten stufenlosen Getriebemechanismus und dem ersten Zahnrad des Getriebezugs, welches an der gegenüberliegenden Seite davon bezüglich des Motors angeordnet ist, angeordnet ist, kann ein Drehmomentstrom von dem Motor bei neutral übersetzten bzw. Niedrigmodus-Zustand, bei dem der erste Kupplungsmechanismus eingerückt ist und der zweite Kupplungsmechanismus ausgerückt ist, entsprechend umgesetzt werden.
Unter dieser Bedingung wird das Drehmoment von dem Motor in die erste Welle eingegeben, dann wird es von dem bezüglich des Motors gegenüberliegenden Seitenende der ersten Welle durch den Getriebezug zu der zweiten Wellenseite übertragen und wird durch den ersten Kupplungsmechanismus in das dritte Element des Planetenradmechanismus eingegeben. Zu diesem Zeitpunkt wird in diesem Planetenradmechanismus das Drehmoment von dem zweiten Element durch die zweite Welle zu der Differentialradvorrichtungsseite ausgegeben und gleichzeitig wird eine Reaktionskraft gegen das in das dritte Element eingegebene Drehmoment ausgeübt, und dann wird diese Reaktionskraft zurück zu den Abtriebsscheiben des ersten und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus zurückgeleitet und dadurch wird das sogenannte umlaufende Drehmoment erzeugt.
Bei diesem Drehmoment wird ein Teil davon, der zur Antriebsscheibe des ersten stufenlosen Getriebemechanismus übertragen wird, durch den Beaufschlagungsmechanismus zu dem ersten Zahnrad des Getriebezugs übertragen und der andere Teil davon, der zu der Antriebsscheibe des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus übertragen wird, wird durch die dritte Welle von dem Beaufschlagungsmechanismus in gleicher Weise jeweils zu dem ersten Zahnrad des Getriebezugs übertragen. Demgemäss passiert keines der umlaufenden Drehmomente durch die erste Welle, so dass die erste Welle nur das Motordrehmoment passieren lassen muss. Da weiterhin in dem Fall, da der Beaufschlagungsmechanismus ein Paar Scheiben, deren zueinander gewandte Flächen zu Nockenflächen mit umlaufender Konkave und Konvexe ausgebildet sind, sowie eine Rolle, welche zwischen die Scheiben gesetzt ist, umfasst und die Scheibe der ersten Zahnradseite des Beaufschlagungsmechanismus und das erste Zahnrad durch das Stiftelement miteinander verbunden sind, und das Stiftelement in dem Teil der Scheibe der ersten Zahnradseite angeordnet ist, in dem die Dicke der Scheibe aufgrund deren konkaven und konvexen Formen eher dicker ist, kann das erste Zahnrad mit der Scheibe gekoppelt werden, ohne dass die Dicke der Scheibe, d. h. die Länge entlang der Wellenlinienrichtung, als Ganzes zunimmt und ohne dass die Festigkeit der Scheibe abnimmt.
Da weiterhin bei Vorsehen der zwei Ölkanäle jeweils zur Zufuhr des Kupplungsfluid zu dem ersten und dem zweiten Kupplungsmechanismus in der zweiten Welle, an welcher beide Kupplungsmechanismen angeordnet sind, beide Ölkanäle von dem Seitenteil, in dem die Hydraulikdruckquelle angeordnet ist, herausgeführt sind, wird die Länge der Ölkanäle zu beiden Kupplungsmechanismen kurz gehalten und dadurch kann der Hydraulikdruck zu diesen Kupplungsmechanismen schnell zugeführt werden, was ein verbessertes Ansprechen der Ein- und Ausrücksteuerung erlaubt.

KURZBESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN

Fig. 1 ist eine schematische Zeichnung, welche einen mechanischen Aufbau des stufenlosen Toroidgetriebes der bevorzugten erfindungsgemäßen Ausführung zeigt;
Fig. 2 ist eine Entwicklung, welche den konkreten Aufbau des Hauptteils des Getriebes zeigt;
Fig. 3 ist eine Querschnittansicht entlang der Linie A-A von Fig. 2;
Fig. 4 ist eine Querschnittansicht, welche einen Montageaspekt der Zahnrads zeigt, welches den Hochmodus-Getriebezug bildet;
Fig. 5 ist eine teilweise Schnittansicht, welche ein Montageverhältnis der Beaufschlagungsnocke, des den Niedrigmodus-Getriebezug bildenden Zahnrads und der Antriebsscheibe zeigt;
Fig. 6 ist eine vergrößerte Querschnittansicht, welche einen Aufbau an der Antriebswelle zeigt;
Fig. 7 ist eine vergrößerte Querschnittansicht, welche einen Aufbau an der zweiten Welle zeigt;
Fig. 8 ist ein schematisches Diagramm zur Erläuterung des Problems aufgrund des umlaufenden Drehmoments;
Fig. 9 ist ein schematisches Diagramm zur Erläuterung des Stroms des umlaufenden Drehmoments in dem Getriebe der bevorzugten erfindungsgemäßen Ausführung;
Fig. 10 ist ein Schaltdiagramm für die Hydraulikdrucksteuerung des Getriebes;
Fig. 11 ist eine teilweise Schnittansicht in Richtung des Pfeils B von Fig. 3, welche das dreischichtige Ventil zur Erzeugung des Hydraulikdrucks für die Schaltsteuerung zeigt;
Fig. 12 ist eine teilweise Schnittansicht in Richtung des Pfeils C von Fig. 3, welche den Nockenmechanismus zeigt;
Fig. 13 ist eine Querschnittansicht, welche den unteren Aufbau des Getriebegehäuses zeigt;
Fig. 14 ist ein Steuersystem-Diagramm des Getriebes der bevorzugten erfindungsgemäßen Ausführung;
Fig. 15 ist eine erläuternde Zeichnung für die Zugkraft als Vorbedingung der Schaltsteuerung;
Fig. 16 ist eine charakteristische Zeichnung, welche ein Verhältnis zwischen der Anzahl der Impulse des Schrittmotors und dem Toroid-Übersetzungsverhältnis zeigt;
Fig. 17 ist eine charakteristische Zeichnung, welche ein Verhältnis zwischen der Anzahl der Impulse des Schrittmotors und dem endgültigen Übersetzungsverhältnis zeigt;
Fig. 18 ist ein charakteristisches Diagramm, welches bei der Schaltsteuerung verwendet wird;
Fig. 19 ist eine erläuternde Zeichnung für das Problem bei der Schaltsteuerung durch das dreischichtige Ventil;
Fig. 20 zeigt das von der Steuervorrichtung implementierte Hauptflussdiagramm;
Fig. 21 ist eine erläuternde Zeichnung, welche das Merkmal der von der Steuervorrichtung implementierten Leitungsdrucksteuerung zeigt;
Fig. 22 ist ein Flussdiagramm der Leitungsdrucksteuerung;
Fig. 23 ist ein charakteristisches Diagramm der Leitungsdrucksteuerung;
Fig. 24 ist ein weiteres charakteristisches Diagramm der Leitungsdrucksteuerung;
Fig. 25 ist ein Flussdiagramm der von der Steuervorrichtung implementierten Zuschaltsteuerung;
Fig. 26 ist ein charakteristisches Diagramm der Zuschaltsteuerung;
Fig. 27 ist ein weiteres charakteristisches Diagramm der Zuschaltsteuerung;
Fig. 28 ist ein Flussdiagramm der von der Steuervorrichtung implementierten Direktsteuerung;
Fig. 29 ist ein charakteristisches Diagramm der Direktsteuerung;
Fig. 30 ist ein weiteres charakteristisches Diagramm der Direktsteuerung;
Fig. 31 ist ein Zeitdiagramm der Direktsteuerung und der Zuschaltsteuerung;
Fig. 32 ist ein Flussdiagramm der zweiten Direktsteuerung einschließlich der Neigungssteuerung;
Fig. 33 ist eine charakteristische Tabelle der zweiten Direktsteuerung;
Fig. 34 ist ein charakteristisches Diagramm der zweiten Direktsteuerung;
Fig. 35 ist ein Zeitdiagramm der zweiten Direktsteuerung;
Fig. 36 ist ein Flussdiagramm der von der Steuervorrichtung implementierten Schaltsteuerung;
Fig. 37 ist ein weiteres Flussdiagramm der Schaltsteuerung;
Fig. 38 ist ein Flussdiagramm der von der Steuervorrichtung implementierten Gangwechselsteuerung bei Rückwärtsfahren;
Fig. 39 ist ein für den Gangwechsel charakteristisches Diagramm der Gangwechselsteuerung bei Rückwärtsfahren;
Fig. 40 ist ein Flussdiagramm der von der Steuervorrichtung implementierten Modusschaltsteuerung und
Fig. 41 ist ein charakteristisches Diagramm der Modusschaltsteuerung.

BESCHREIBUNG DER BEVORZUGTEN AUSFÜHRUNGEN

Nun folgt eine Beschreibung eines mechanischen Aufbaus, eines Aufbaus des Hydraulikdruck-Steuerkreislaufs und eines konkreten Betriebs der Gangwechselsteuerung des stufenlosen Getriebes nach der vorliegenden Erfindung.

MECHANISCHER AUFBAU

Fig. 1 ist eine schematische Zeichnung, welche einen mechanischen Aufbau des stufenlosen Toroidgetriebes der bevorzugten erfindungsgemäßen Ausführung zeigt, in welcher das Getriebe 10 eine Antriebswelle (die erste Welle) 11 durch einen Torsionsdämpfer 3 gekoppelt mit einer Abtriebswelle eines Motors 1, eine primäre Welle (die dritte Welle) 12 mit einer Durchgangsbohrung in derselben, in welche die Welle 11 eingesetzt ist, und eine sekundäre (die zweite Welle) 13, welche parallel zu den Wellen 11 und 12 angeordnet ist, umfasst, wobei alle Wellen 11 bis 13 so angeordnet sind, dass sie sich in Seitenrichtung des Fahrzeugs erstrecken.
Weiterhin sind bei diesem Getriebe 10 ein erster stufenloser Toroidgetriebemechanismus 20, ein zweiter stufenloser Toroidgetriebemechanismus 30 und eine Beaufschlagungsnocke 40 an einer Wellenlinie der Antriebswelle 11 und der primären Welle 12 angeordnet, und ein Planetenradmechanismus 50, eine Niedrigmodus-Kupplung (der erste Kupplungsmechanismus) 60 und eine Hochmodus-Kupplung (der zweite Kupplungsmechanismus) 70 sind an einer Wellenlinie der sekundären Welle 13 angeordnet. Ein Niedrigmodus-Getriebezug 80 und ein Hochmodus-Getriebezug 90 sind zwischen die Wellenlinie der Antriebswelle 11 und der primären Welle 12 und die Wellenlinie der sekundären Welle 13 gesetzt.
Der erste und der zweite stufenlose Getriebemechanismus 20, 30 haben einen zueinander ähnlichen Aufbau, wobei jeder von ihnen eine Antriebsscheibe 21, 31 und eine Abtriebsscheibe 22, 32 aufweist, jeder eine jeweils zu einer Toroidfläche ausgebildete zugewandte Fläche aufweist und zwei Stück Rollen 23, 33 jeweils zwischen den jeweiligen beiden Scheiben 21, 22 und 31, 32 gesetzt sind, um eine Antriebskraft zwischen ihnen jeweils zu übertragen.
Bei dem ersten stufenlosen Getriebemechanismus 20, der in der vom Motor distalen Seite angeordnet ist, ist die Antriebsscheibe 21 in der vom Motor distalen Seite angeordnet und die Abtriebsscheibe 22 ist in der vom Motor proximalen Seite angeordnet und in dem zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 30, der in der vom Motor proximalen Seite angeordnet ist, ist die Antriebsscheibe 31 in der vom Motor proximalen Seite angeordnet und die Abtriebsscheibe 32 ist in der vom Motor distalen Seite angeordnet und weiterhin sind die Antriebsscheiben 21, 31 der jeweiligen stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 mit jeweiligen Enden der primären Welle 12 gekoppelt und die Abtriebsscheiben 22, 32 derselben sind zu einer Einheit ausgebildet und sind an der Mitte der primären Welle 12 drehbar gelagert.
Ein in dem Niedrigmodus-Getriebezug 80 enthaltenes erstes Zahnrad 81 ist mit einem vom Motor her distalen Ende der Antriebswelle 11 gekoppelt und eine Beaufschlagungsnocke 40 ist zwischen das erste Zahnrad 81 und die Antriebsscheibe 21 des ersten stufenlosen Getriebemechanismus 20 gesetzt und ferner ist ein in dem Hochmodus-Getriebezug 90 enthaltenes erstes Zahnrad 91 an einer äußeren Fläche der integrierten Abtriebsscheiben 22, 32 (nachfolgend als "integrierte Abtriebsscheibe 34" bezeichnet) des ersten und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 vorgesehen.
Dagegen ist ein in dem Niedrigmodus-Getriebezug 80 enthaltenes zweites Zahnrad 82 an einem vom Motor her distalen Ende der sekundären Welle 13 drehbar gelagert und greift mit dem ersten Zahnrad 81 durch ein Losrad 83 ein und weiterhin ist der Planetenradmechanismus 50 an der Mitte der sekundären Welle 13 angeordnet. Zwischen einem Ritzelträger (drittes Drehelement) 51 des Planetenradmechanismus 50 und dem zweiten Zahnrad 82 des Niedrigmodus- Getriebezugs 80 ist eine Niedrigmodus-Kupplung 60 zum Ein- bzw. Ausrücken miteinander angeordnet.
Ein mit dem ersten Zahnrad 91 des Hochmodus-Getriebezugs 90 eingreifendes zweites Zahnrad 92, welches an der äußeren Fläche der integrierten Abtriebsscheibe 34 des ersten und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 vorgesehen ist, ist an der Motorseite des Planetenradmechanismus 50 drehbar gelagert und weiterhin ist das zweite Zahnrad 91 mit einem Sonnenrad (erstes Drehelement) 52 des Planetenradmechanismus 50 gekoppelt und ein Hohlrad (zweites Drehelement) 53 des Planetenradmechanismus 50 ist mit der sekundären Welle 13 verbunden und eine Hochmoduskupplung 70 zum Ein- oder Ausrücken des zweiten Zahnrads 92 des Hochmodus-Getriebezugs 90 mit der sekundären Welle 13 ist an der Motorseite des Planetenradmechanismus 50 angeordnet.
Eine Dilferentialradvorrichtung 5 ist mit dem motorseitigen Ende der sekundären Welle 13 durch einen Abtriebsgetriebezug 4 gekoppelt, welcher ein erstes und ein zweites Zahnrad 4a, 4b und ein Losrad 4c umfasst, und eine Antriebskraft wird durch die Antriebswelle 6a, 6a, welche sich von der Dilferentialradvorrichtung 5 nach links und rechts erstreckt, nach links und zu den (nicht abgebildeten) angetriebenen Rädern übertragen.
Nun folgt eine eingehende Beschreibung jedes Bestandteils des Getriebes 10 unter Bezug auf die Zeichnungen, Fig. 2 und folgende. Wie bei dem ersten und dem zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 weisen dieser erste und zweite stufenlose Getriebemechanismus 20, 30 zueinander einen ähnlichen Aufbau auf, bei dem wie vorstehend beschrieben jeder eine Antriebsscheibe 21, 31 und Abtriebsscheibe 22, 32 (integrierte Abtriebsscheibe 34) aufweist, wobei jeder eine jeweils zu einer Toroidfläche ausgebildete zugewandte Fläche aufweist und zwei Stück Rollen 23, 33 jeweils zwischen den jeweiligen Antriebs- und Abtriebsscheiben 21, 22 und 31, 32 gesetzt sind, um eine Antriebskraft zwischen ihnen jeweils zu übertragen.
Zur eingehenden Beschreibung zum Beispiel des ersten stufenlosen Getriebemechanismus 20 unter Bezug auf Fig. 3 wird ein Paar Rollen 23, 23 mittels Lagerzapfen durch Wellen 24, 24, welche sich in etwa radialer Richtung der Antriebs- und Abtriebsscheiben 21, 22 erstrecken, gelagert und jeweilige Rollen sind an den einander zugewandten Toroidflächen der Antriebs- und Abtriebsscheiben 21, 22 an der gegegenüberliegenden Seite derselben um 180 Grad mit etwa horizontaler Ausrichtung und parallel zueinander angeordnet und werden jeweils mit den Toroidflächen der beiden Scheiben 21, 22 an zwei in der gegenüberliegenden Seite bei 180 Grad zueinander positionierten Teilen in Kontakt gebracht.
Diese Lagerzapfen 25, 25 sind mittels und zwischen linken und rechten Lagerelementen 26, 26 gelagert, welche an einem Getriebegehäuse 100 befestigt sind, und können um die horizontale Achsenmittellinie X, X drehen, welche in tangentialer Richtung der beiden Scheiben 21, 22 und normal zur Welle 24, 24 der Rolle 23, 23 ist, und können sich ferner entlang der Richtung der Achsenmittellinie X, X linear hin- und herbewegen. Eine sich hin zu einer Seite entlang der Achsenmittellinie X, X erstreckende Stange 27, 27 ist mit dem Lagerzapfen 25, 25 gekoppelt und eine Gangwechselsteuervorrichtung 110, welche die Rolle 23, 23 durch die Stange 27, 27 und den Lagerzapfen 25, 25 neigt, ist an der Seite des Getriebegehäuses 100 angebracht.
Die Gangwechselsteuervorrichtung 100 umfasst einen Hydrauliksteuerabschnitt 111 und einen Lagerzapfensteuerabschnitt 112, wobei ein Kolben zur Erhöhung der Drehzahl 1131 und einer zur Senkung der Drehzahl 1141, welche an der Stange 27 eines an der oberen Seite positionierten ersten Lagerzapfens 251 angebracht sind, und ein Kolben zur Erhöhung der Drehzahl 1132 und einer zur Senkung der Drehzahl 1142, welche an der Stange 27 des an der unteren Seite positionierten zweiten Lagerzapfens 252 angebracht sind, in dem Lagerzapfensteuerabschnitt 112 angeordnet sind, und eine Hydraulikdruckkammer zur Erhöhung der Drehzahl 1151 und eine zur Senkung der Drehzahl 1161 an den zugewandten Seiten der oberen Kolben 1131 bzw. 1141 vorgesehen sind und ferner eine Hydraulikdruckkammer zur Erhöhung der Drehzahl 1152 und eine zur Senkung der Drehzahl 1162 an den zugewandten Seiten der unteren Kolben 1132 bzw. 1142 vorgesehen sind.
Bezüglich des an der oberen Seite befindlichen ersten Lagerzapfens 251 sind die Hydraulikdruckkammer zur Erhöhung der Drehzahl 1151 und die zur Senkung der Drehzahl 1161 an der Seite der Rolle 23 bzw. an der gegenüberliegenden Seite derselben vorgesehen und bezüglich des an der unteren Seite befindlichen zweiten Lagerzapfens 252 sind die Hydraulikdruckkammer zur Senkung der Drehzahl 1161 und die zur Erhöhung der Drehzahl 1152 jeweils an der Seite der Rolle 23 bzw. an der gegenüberliegenden Seite derselben vorgesehen.
Der Hydraulikdruck zur Erhöhung der durch den Hydraulikdrucksteuerabschnitt 111 erzeugten Drehzahl PH wird durch einen Ölkanal 117, 118 zu der Hydraulikdruckkammer zur Erhöhung der Drehzahl 1151 des an der oberen Seite befindlichen ersten Lagerzapfens 251 und zu der Hydraulikdruckkammer zur Erhöhung der Drehzahl 1152 des an der unteren Seite befindlichen zweiten Lagerzapfens 252 geleitet, und der Hydraulikdruck zur Senkung der durch den Hydraulikdrucksteuerabschnitt 111 erzeugten Drehzahl PL wird durch einen nicht abgebildeten Ölkanal ebenfalls zu der Hydraulikdruckkammer zum Senken der Drehzahl 1161 des in der oberen Seite befindlichen ersten Lagerzapfens 251 und zu der Hydraulikdruckkammer zur Senkung der Drehzahl 1162 des in der unteren Seite befindlichen zweiten Lagerzapfens 252 geleitet.
Nun wird kurz das Verhältnis zwischen einer Zufuhrsteuerung des Hydraulikdrucks zur Erhöhung der Drehzahl PH sowie zur Senkung der Drehzahl PL sowie ein Gangwechselbetrieb des stufenlosen Getriebemechanismus 20 beschrieben, indem der erste stufenlose Getriebemechanismus 20 als Beispiel herangezogen wird.
Wenn zum einen der Hydraulikdruck zur Erhöhung der Drehzahl PH, der den Hydraulikdruckkammern zur Erhöhung der Drehzahl 1151, 1152 der ersten und der zweiten Lagerzapfen 251, 252 zugeführt wird, verglichen mit dem Hydraulikdruck zum Senken der Drehzahl PL, welcher den Hydraulikdruckkammern zum Senken der Drehzahl 1161, 1162 der ersten und zweiten Lagerzapfen 251, 251 zugeführt wird, aufgrund des Betriebs des in Fig. 3 gezeigten Hydraulikdrucksteuerabschnitts 111 relativ höher als der vorbestimmte neutrale Zustand wird, bewegt sich der erste Lagerzapfen 251 in der oberen Seite horizontal nach rechts und der zweite Lagerzapfen 252 in der unteren Seite bewegt sich horizontal nach links in der Zeichnung.
Zu diesem Zeitpunkt wird unter der Annahme, dass die gezeigte Abtriebsscheibe 22 in X-Richtung dreht, auf die obere erste Rolle 231 aufgrund der Bewegung nach rechts durch die Abtriebsscheibe 22 eine nach unten gerichtete Kraft ausgeübt und durch die Antriebsscheibe 21, welche sich auf dieser Seite des Blatts befindet und sich entgegengesetzt zur X-Richtung dreht, wird eine nach oben gerichtete Kraft ausgeübt. Auf die untere zweite Rolle 232 wird aufgrund der Bewegung nach links durch die Abtriebsscheibe 22 eine nach oben gerichtete Kraft ausgeübt und durch die Antriebsscheibe 21 eine nach unten gerichtete Kraft ausgeübt. Dadurch neigen sich sowohl die obere als auch die untere Rolle 231, 232, so dass sich die Kontaktpunkte mit der Antriebsscheibe 21 zur äußeren Seite in radialer Richtung bewegen und der Kontaktpunkt mit der Abtriebsscheibe 22 sich zur inneren Seite in radialer Richtung bewegt, und daher wird das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebemechanismus 20 kleiner (Zunahme der Drehzahl). Wenn im Gegensatz der Hydraulikdruck zur Senkung der Drehzahl PL, der den Hydraulikdruckkammern zum Senken der Drehzahl 1161, 1162 der ersten und zweiten Lagerzapfen 251, 252 zugeführt wird, verglichen mit dem Hydraulikdruck zum Erhöhen der Drehzahl PH, der den Hydraulikdruckkammern zum Erhöhen der Drehzahl 1151, 1152 der ersten und zweiten Lagerzapfen 251, 252 zugeführt wird, relativ höher als der vorbestimmte neutrale Zustand wird, bewegt sich der erste Lagerzapfen 251 in der oberen Seite horizontal nach links und der zweite Lagerzapfen 252 in der unteren Seite bewegt sich horizontal nach rechts in der Zeichnung.
Zu diesem Zeitpunkt wird an die obere erste Rolle 231 eine nach oben gerichtete Kraft durch die Abtriebsscheibe 22 ausgeübt und durch die Antriebsscheibe 21 eine nach unten gerichtete Kraft ausgeübt und auf die untere zweite Rolle 232 wird durch die Abtriebsscheibe 22 eine nach unten gerichtete Kraft ausgeübt und durch die Antriebsscheibe 21 eine nach oben gerichtete Kraft ausgeübt. Dadurch neigen sich sowohl die obere als auch die untere Rolle 231, 232, so dass sich die Kontaktpunkte mit der Antriebsscheibe 21 zur inneren Seite in radialer Richtung bewegen und der Kontaktpunkt mit der Abtriebsscheibe 22 sich zur äußeren Seite in radialer Richtung bewegt, und daher wird das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebemechanismus 20 größer (Abnahme der Drehzahl). Der Zufuhrvorgang des Hydraulikdrucks zum Erhöhen und Senken der Drehzahl PH, PL durch den Hydraulikdrucksteuerabschnitt 111 wird später in der Beschreibung für den Hydraulikdruck-Steuerkreislauf eingehend beschrieben.
Der Aufbau und der Betrieb des oben beschriebenen ersten stufenlosen Getriebemechanismus 20 kann auch auf den zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 30 übertragen werden.
Wie in Fig. 2 gezeigt sind die Antriebsscheiben 21, 31 des ersten und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 jeweils an jeweiligen Endteilen der primären Welle 12, welche innen eine Durchgangsbohrung aufweist, in welche die Antriebswelle 11 mit Spiel eingesetzt ist, so dass die Antriebsscheiben 21 und 31 immer bei gleicher Drehzahl drehen, mit Keilwellen- und Keilnabenverbindung angebracht und da die Abtriebsscheiben 22, 23 des ersten und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 in einer Einheit ausgebildet sind, wie vorstehend beschrieben, werden die Umlaufgeschwindigkeiten der Abtriebsseiten des ersten und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 ebenfalls stets identisch gehalten. Dementsprechend wird die
Übersetzungsverhältnissteuerung des ersten und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 durch die Neigungssteuerung der Rollen 23, 23 implementiert, so dass das Übersetzungsverhältnis immer identisch gehalten wird. Wie in der vergrößerten Ansicht von Fig. 4 gezeigt, wird das in Ringform ausgebildete erste Zahnrad 91 des Hochmodus-Getriebezugs 90 an der äußeren Fläche der integrierten Abtriebsscheibe 34 angebracht und wird mittels Schweißen daran befestigt, wobei an der einen Seitenfläche der integrierten Abtriebsscheibe 34 eine kreisförmige Nut Y zwischen der äußeren Fläche der Scheibe 34 und der inneren Fläche des ersten Zahnrads 91 ausgebildet ist, und die Scheibe 34 und das Zahnrad 91 werden in dieser Nut Y durch Schweißen angebracht.
Selbst wenn das Schweißmetall Z von der Schweißoberfläche absteht, beeinträchtigt dies daher nicht die an der einen Seitenfläche ausgebildete Toroidfläche 34a, so dass die Rolle in einem breiten Bereich geneigt und gedreht werden kann. Da das erste Zahnrad 91 an der äußeren Fläche der integrierten Abtriebsscheibe 34 durch Schweißen befestigt ist, kann daher ein axiales Spiel des ersten Zahnrads 91 gesteuert und seine Lagerung stabilisiert werden. Andererseits weist, wie in Fig. 5 und 6 gezeigt, die Beaufschlagungsnocke 40 eine zwischen das erste Zahnrad 81 des Niedrigmodus-Zahnrads 80 und die Antriebsscheibe 21 des ersten stufenlosen Getriebemechanismus 20 gesetzte Nockenscheibe 41 auf, wobei die einander zugewandten Flächen der Nockenscheibe 41 und der Antriebsscheibe 21 jeweils zu Nockenflächen mit konvexem und konkavem Schnitt ausgebildet sind, der sich in der Umfangsrichtung ständig wiederholt, und eine Vielzahl von durch eine Haltescheibe 42 gehaltenen Rollen zwischen diesen Nockenflächen gesetzt ist.
Die Nockenscheibe 41 ist mit dem ersten Zahnrad 81 des Niedrigmodus- Getriebezugs 80 verbunden, welcher an der Antriebswelle 11 am Ende derselben, welches bezüglich des Motors an der gegenüberliegenden Seite positioniert ist, mittels Keilwellen- und Keilnabenverbindung durch eine Vielzahl von parallel zur Wellenlinienrichtung angeordneten Stiftelementen 44, so dass diese zusammen damit gedreht werden, angebracht ist und es sind, wie in Fig. 6 gezeigt, konische Tellerfedern 45, 45, ein Nadeldrucklager 46 und ein Lagerlaufring 47 desselben zwischen die Nockenscheibe 41 und einen an der primären Welle 12 ausgebildeten Flansch 12a gesetzt, so dass die Nockenscheibe 41 durch die Federkraft der konischen Tellerfedern 45, 45 auf die Seite der Antriebsscheibe 21 gedrückt wird.
Dadurch werden die Rollen 43, 43 zwischen konkaven Teilen 21a, 41a an den Nockenflächen der Scheiben 21, 41 gehalten und übertragen das Drehmoment, welches von der Antriebswelle 11 durch das erste Zahnrad 81 des Niedrigmodus- Getriebezugs 80 in die Nockenscheibe 41, zu der Antriebsscheibe 21 des ersten stufenlosen Getriebemechanismus 20 eingegeben wird, und übertragen es weiter durch die primäre Welle 12 zu der Antriebsscheibe 31 des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 30.
Wie insbesondere durch die gestrichelte Linie in Fig. 5 gezeigt wird, rollen die Rollen 43, 43 in Reaktion auf die Größenordnung des Antriebsdrehmoments von den konkaven Teilen 21a, 41a hin zu den konvexen Teilen 21b, 41b an den Nockenflächen der Scheiben 21, 41 und bleiben zwischen beiden Nockenflächen stecken, und dadurch werden die Antriebsscheibe 21 des ersten stufenlosen Getriebemechanismus 20, die Rolle 23, die integrierte Abtriebsscheibe 34 und die Rolle 33 des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 30 in dieser Reihenfolge hin zu und auf die Antriebsscheibe 31 des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 30 gedrückt. Demgemäß wird der auf die Rollen 23, 33 des ersten und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 ausgeübte Haltedruck automatisch in Reaktion auf die Größenordnung des Antriebsdrehmoments angepasst.
Weiterhin sind in der Beaufschlagungsnocke 40 die Stiftelemente 44, ..., 44, welche die Nockenscheibe 41 und das erste Zahnrad 81 des Niedrigmodus- Getriebezugs 80 verbinden, in den konvexen Teilen 41b, ..., 41b der Nockenscheibe 41 angeordnet, wo die Dicke derselben eher dicker ausfällt. Demgemäss muss eine axiale Länge der Nockenscheibe 41 nicht unangebracht durch Erhöhen der Gesamtdicke derselben erhöht werden und es wird eine Minderung der Festigkeit der Nockenscheibe 41 durch Anordnen von Einstecköffnungen der Stiftelemente 44, ..., 44 nahe den konkaven Teilen 41a, ..., 41a, welche an der Nockenfläche ausgeführt sind, verhindert.
Zur Erläuterung eines Lageraufbaus der primären Welle 12, in welche die Antriebswelle 11 in Bezug auf Fig. 6 mit Spiel eingepasst wird, wird das motorseitige Ende der primären Welle 12 durch das Getriebegehäuse 100 durch ein Lager 131 gelagert und an ihrem anderen Ende wird das erste Zahnrad 81 des Niedrigmodus-Getriebezugs 80 durch Keilwellen- und Keilnabenverbindung angebracht, und dieses Zahnrad 81 ist durch ein Lager 132 mittels einer an der bezüglich des Motors gegenüberliegenden Seite positionierten Abdeckung 101 des Getriebegehäuses 100 gelagert.
Eine konische Tellerfeder 135, welche auf die primäre Welle 12 und das erste Zahnrad 81 in der Richtung zur Trennung derselben durch ein Nadeldrucklager 133 und ein Lagerlaufrad 134 Druck ausübt, ist zwischen dem ersten Zahnrad 81 und dem Flansch 12a angeordnet, welcher die konische Tellerfeder 45, 45 der Beaufschlagungsnocke 40 an der primären Welle 12 lagert.
Da bei Ausdehnen oder Zusammenziehen der primären Welle 12 aufgrund thermischer Ausdehnung oder ähnlichem das motorseitige Ende der Welle 12 sich nicht in axialer Richtung bewegen kann, führt ihr anderes Ende, welches durch Keilwellen- und Keilnabenverbindung in dem ersten Zahnrad 81 eingesetzt ist, daher demgemäss eine Versetzung in axialer Richtung durch und zu diesem Zeitpunkt wird diese Versetzung durch die konische Tellerfeder 135 absorbiert und das erste Zahnrad 81 wird immer durch eine entsprechende Kraft in Reaktion auf die Federkraft der konischen Tellerfeder 135 auf die Seite des Lagers 132 gedrückt. Dadurch kann der Zustand vermieden werden, bei dem das erste Zahnrad 81 aufgrund der Ausdehnung der primären Welle 12 stark gegen die Seite des Lagers 132 gedrückt wird oder das erste Zahnrad 81 aufgrund des Zusammenziehens der primären Welle 12 ein axiales Spiel aufweist.
Es wird immer eine angemessene Kraft auf die Lager 131, 132 der Motorseite und der gegenüberliegenden Seite ausgeübt, auf welche die Federkraft der konischen Tellerfeder 135 durch die primäre Welle 12 und das erste Zahnrad 81 ausgeübt wird, und dadurch kann, selbst wenn die Lager 131, 132 Kegelrollenlager sind, wie in der Zeichnung gezeigt, eine axiale Vorbeaufschlagung richtig gewahrt werden, so dass die durch eine zu geringe oder zu starke Vorbeaufschlagung verursachten Probleme mit Rattern oder erhöhtem Drehwiderstand verhindert werden können.
Eine Ölpumpe 102 ist an der Abdeckung 101 angebracht, welche an der bezüglich des Motors gegenüberliegenden Seite positioniert ist, und wird durch das erste Zahnrad 81 des Niedrigmodus-Getriebezugs 80 angetrieben, welcher integral mit der Antriebswelle 11 dreht.
Nun werden der Aufbau der sekundären Welle 13 und des Planetenradmechanismus 50, der Niedrigmodus-Kupplung 60 und der Hochmodus-Kupplung 70, welche jeweils an der sekundären Welle 13 angebracht sind, unter Bezug auf Fig. 7 beschrieben.
Die sekundäre Welle 13 ist an einem Ende durch eine in der Motorseite des Getriebegehäuses 100 befindliche Abdeckung 103 und an dem anderen Ende durch die in deren gegenüberliegenden Seite befindliche Abdeckung 101 durch die Lager 141, 142 jeweils drehbar gelagert. Das in dem Hochmodus-Getriebezug 90 enthaltene zweite Zahnrad 92 ist an der Mitte der sekundären Welle 13 angeordnet und der Planetenradmechanismus 50 ist angrenzend zur Rückseite (dies bedeutet bezüglich des Motors die distale Seite und wird nachstehend in der gleichen Bedeutung verwendet) des zweiten Zahnrads 92 angeordnet, wobei das zweite Zahnrad 92 mit dem Sonnenrad 52 des Planetenradmechanismus 50 gekoppelt ist. In dessen Rückseite ist ein mit dem Hohlrad 53 des Planetenradmechanismus 50 verbundenes Flanschelement 54 an die sekundäre Welle 13 mittels Keilwellen- und Keilnabenverbindung angebracht. Weiterhin ist die Niedrigmodus-Kupplung 60 in der Rückseite des Planetenradmechanismus 50 angeordnet. Die Kupplung 60 ist an der sekundären Welle 13 drehbar gelagert und umfasst ein Trommelelement 61, an dem das sekundäre Zahnrad 82 des Niedrigmodus-Getriebezugs 80 befestigt ist, ein Nabenelement 62, welches in der Trommel 61 in radialer Richtung angeordnet und mit dem Ritzelträger 51 des Planetenradmechanismus 50 durch das Flanschelement 55 verbunden ist, eine Vielzahl von Kupplungsscheiben 63, ..., 63, welche jeweils abwechselnd mit jedem der Elemente 61, 62 durch Keilwellen- und Keilnabenverbindung angebracht sind, und einen in dem Trommelelement 61 angeordneten Kolben 64.
Eine Hydraulikdruckkammer 65 ist zwischen dem Kolben 64 und dem in dessen Rückseite ausgebildeten Trommelelement 61 ausgebildet und wenn der von der in Fig. 3 gezeigten Kupplungssteuervorrichtung 120 erzeugte Hydraulikdruck zum Kuppeln in die Druckkammer 65 eingeleitet wird, wird der Kolben 64 zur Vorderseite bewegt (dies bedeutet bezüglich des Motors die proximale Seite und wird nachstehend in der gleichen Bedeutung verwendet), während eine Feder 66 zusammengepresst wird und die Kupplungsscheiben 63, ..., 63 eingerückt werden, und dadurch wird das zweiten Zahnrad 82 des Niedrigmodus-Getriebezugs 80 mit dem Ritzelträger 51 des Planetenradmechanismus 50 durch die Kupplung 60 gekoppelt.
Ein Ausgleichskolben 67 ist an der Vorderseite des Kolben 64 angeordnet, und der auf den Kolben 64 durch die Zentrifugalkraft, welche auf das Arbeitsfluid in der Hydraulikdruckkammer 65 ausgeübt wird, ausgeübte Druck wird durch Einleiten von Schmieröl in eine zwischen beiden Kolben 64, 67 ausgebildete Ausgleichskammer 68 ausgeglichen.
Die Hochmodus-Kupplung 70 ist an der Vorderseite des zweiten Zahnrads 92 des Hochmodus-Getriebezugs 90 angeordnet. Die Kupplung 70 umfasst ein Trommelelement 71, welches durch ein Zahnrad 4d für einen Parkmechanismus an einem ersten Zahnrad 4a des Abtriebsgetriebezugs 4 verbunden ist, welcher an der sekundären Welle 13 durch Keilwellen- und Keilnabenverbindung angebracht ist, ein Nabenelement 72, welches in dem Trommelelement 71 in radialer Richtung angeordnet und mit dem zweiten Zahnrad 92 verbunden ist, eine Vielzahl von Kupplungsscheiben 73, ..., 73, die jeweils abwechselnd mit jedem der Elemente 71, 72 durch Keilwellen- und Keilnabenverbindung verbunden sind, sowie einen in dem Trommelelement 71 angeordneten Kolben 74.
Wenn der von der Kupplungssteuervorrichtung 120 erzeugte Hydraulikdruck zum Kuppeln in eine an der Rückseite des Kolbens 74 ausgebildete Druckkammer 75 eingeleitet wird, wird der Kolben 74 zur Rückseite bewegt, während eine Feder 76 zusammengepresst wird und die Kupplungsscheiben 73, ..., 73 einrücken, und dadurch wird das zweite Zahnrad 92 des Hochmodus-Getriebezugs 90 durch die Kupplung 70 mit der sekundären Welle 13 gekoppelt und das erste Zahnrad 4a des Abtriebsgetriebezugs 4 durch Keilwellen- und Keilnabenverbindung mit der Welle 13 verbunden. Ein Ausgleichskolben 77 ist ebenfalls an der Rückseite des Kolbens 74 angeordnet, und der durch die Zentrifugalkraft, welche auf das Arbeitsfluid in der Hydraulikdruckkammer 75 ausgeübt wird, auf den Kolben 74 ausgeübte Druck wird durch Einleiten des Schmieröls in eine zwischen beiden Kolben 74, 77 ausgebildete Ausgleichskammer 78 ausgeglichen. Weiterhin ist an dem rückseitigen Ende der sekundären Welle 13 ein sich von dessen Endfläche hin zur Vorderseite erstreckender Aussparungsteil 13a ausgebildet und ein Vorsprung 101a, welcher an und hervorstehend von der rückseitigen Abdeckung 101 ausgebildet ist, ist in den Aussparungsteil 13a drehbar eingesetzt. Ein zur Rückseite hervorstehender Vorsprung 103a ist ebenfalls an der vorderseitigen Abdeckung 103 ausgebildet und ist in einen in dem vorderen Ende der sekundären Welle 13 ausgebildeten Aussparungsteil 13b drehbar eingesetzt.
Zwei Ölkanäle 151, 161 zum Steuern der Niedrigmodus- und Hochmodus- Kupplungen 60, 70 sind in dem Vorsprung 101a der rückseitigen Abdeckung 101 parallel zu deren Achslinie ausgebildet, und Ölkanäle 152, 162, welche von der Kupplungssteuervorrichtung 120 durch die rückseitige Abdeckung 101 nach oben verlaufen, sind jeweils mit den Ölkanälen 151, 161 verbunden. Von diesen Ölkanälen steht der Ölkanal 151 für die Niedrigmodus-Kupplung 60 mit der Hydraulikdruckkammer 65 der Kupplung 60 durch eine in dem Vorsprung 101a der rückseitigen Abdeckung 101 ausgebildeten radialen Ausnehmung 153, einem an der äußeren Fläche des Vorsprungs 101a ausgebildeten umlaufenden Kanal 154, einer in einer Umfangswand eines Aussparungsteils 13a der sekundären Welle 13 ausgebildeten radialen Ausnehmung 155, in welche der Vorsprung 101a eingesetzt ist, einem an der äußeren Fläche der Welle 13 ausgebildeten umlaufenden Kanal 156 und der in einem Vorsprung des Trommelelements 51 der Niedrigmodus-Kupplung 60 ausgebildeten Durchgangsbohrung 157 in Verbindung. Dadurch wird der durch die Kupplungssteuervorrichtung 120 erzeugte Hydraulikdruck zum Steuern der Niedrigmodus-Kupplung in die Hydraulikdruckkammer 65 der Kupplung 60 eingeleitet. Der Ölkanal 161 für die Hochmodus-Kupplung 70 ist an dem vorderen Ende des Vorsprungs 101a offen und steht mit einem Raum 163 zwischen der Vorderendfläche des Vorsprungs und der Innenendiläche des Aussparungsteils 13a der sekundären Welle 13 in Verbindung. Weiterhin steht dieser Ölkanal mit einem Ölkanal 164 in Verbindung, welcher durch Bohren an der sekundären Welle 13 entlang deren Axialrichtung ausgebildet ist und dessen Rückseitenende hin zur Innenendfläche des Aussparungsteils 13a offen ist, und steht weiterhin mit der Hydraulikdruckkammer 75 der Hochmodus-Kupplung 70 durch in der sekundären Welle 13 bzw. in dem ersten Zahnrad 4a des Abtriebsgetriebezugs 4 jeweils ausgebildete radiale Ausnehmungen 165, 166 in Verbindung. Dadurch wird der Hydraulikdruck zum Steuern der Hochmodus-Kupplung, der durch die Kupplungssteuervorrichtung 120 erzeugt wird, in die Hydraulikdruckkammer 75 der Kupplung 70 eingeleitet.
Da einer der Ölkanäle 151, 161 zum Steuern der Niedrigmodus- und Hochdruckmodus-Kupplungen 60, 70 von der rückseitigen Abdeckung 101 eingeleitet wird, wo die Ölpumpe 102 installiert ist, und jeweils mit den Hydraulikdruckkammern 65, 75 der Kupplungen 60, 70 durch die sekundäre Welle 13 in Verbindung steht, kann somit der Hydraulikdruck verglichen zum Beispiel mit dem Fall, da einer der Ölkanäle von der Vorderseitenabdeckung 103 eingeleitet wird, schneller zu den Hydraulikdruckkammern 65, 67 geleitet werden, so dass die Reaktion der Kupplungssteuerung der Kupplungen 60, 70 verbessert werden kann.
Ein Ölkanal 171 ist in dem Vorsprung 103a der Vorderseitenabdeckung 103 ausgebildet und ist mit einem Ölkanal 172 (siehe Fig. 2) verbunden, welcher von der Kupplungssteuervorrichtung 120 nach oben durch die Abdeckung 103 verläuft. Weiterhin ist ein Ölkanal 174 für das Schmieröl durch Bohren ausgebildet, welcher sich von dem in dem vorderen Ende der sekundären Welle 13, in welches der Vorsprung 103a eingesetzt ist, ausgebildeten Aussparungsteil 13b entlang der Axialrichtung erstreckt, und ist durch einen Stopfen 173 an einem Rückseitenende desselben verschlossen, und eine Vielzahl von radialen Durchgangsbohrungen 175, ..., 175, welche mit dem Ölkanal 174 in Verbindung stehen, sind in vorbestimmten Positionen der sekundären Welle 13 ausgebildet. Dadurch kann das von der Kupplungssteuervorrichtung 120 zugeführte Schmieröl zu den Ausgleichskammern 68, 78 der Niedrigmodus- und Hochmoduskupplungen 60, 70 und anderen Schmierstellen geleitet werden.
Wie in Fig. 3 gezeigt sind die Gangwechselsteuervorrichtung 110 und die Kupplungssteuervorrichtung 120 zum Steuern der Niedrigmodus- und Hochmodus-Kupplungen 60, 70 jeweils an der Seite und Unterseite des Getriebegehäuses 100 angebracht, so dass durch Einsatz dieses Aufbaus, wenn die Steuervorrichtung in zwei Vorrichtungen unterteilt ist und eine an der Seite und die andere an der Unterseite des Getriebegehäuses 100 angebracht ist, die nach unten überhängende Länge von dem Getriebegehäuse verglichen mit dem Fall, da beide Steuervorrichtungen zu einer Vorrichtung integriert sind und an der Unterseite des Getriebegehäuses angebracht sind, kürzer gehalten werden kann. Demgemäss bietet dies einen Vorteil bei der Wahrung einer Mindestsbodenfreiheit.
Da wie vorstehend beschrieben die Gangwechselsteuervorrichtung 110 an einer Seite (der linken Seite in Fig. 3) des Getriebegehäuses 100 angeordnet ist und die Lagerzapfen 25, 25 jeweils an den oberen und unteren Stangen 27, 27 angebracht sind, welche sich horizontal nach innen in das Getriebegehäuse 100 von dem Lagerzapfensteuerabschnitt 112 der Vorrichtung 110 erstrecken, um die Lagerzapfen 25, 25 entlang der horizontalen Wellen-Mittellinien X, X zu bewegen, ist in Breitenrichtung nicht viel Raum erforderlich, was in dem Fall nötig ist, da der Lagerzapfen in vertikaler Richtung bewegt wird und dadurch der Lagerzapfenantriebsabschnitt oben auf dem Getriebegehäuse angeordnet ist.
Wenn demgemäss die sekundäre Welle 13, an welcher der Planetenradmechanismus 50, die Niedrigmodus- und Hochdruckmodus- Kupplungen 60, 70 angebracht sind, konstruiert wird, kann ihre Wellenmitte nahe den Wellenmitten der Antriebswelle 11 und der primären Welle 12 positioniert werden, so dass das Getriebe 10 insgesamt kompakt ausgeführt werden kann. Die Zufuhrsteuerung des Hydraulikdruckfluids zum Steuern der Niedrigmodus- und Hochmodus-Kupplungen 60, 70 durch die Kupplungsteuervorrichtung 120 wird später in Bezug auf den Hydraulikdruck-Steuerkreislauf eingehend beschrieben.
Nun wird der mechanische Betrieb des stufenlosen Getriebes 10 mit einem oben beschriebenen Aufbau beschrieben.
Wenn ein Fahrzeug steht, wie in Fig. 1 und 2, befindet sich das Getriebe 10 im Niedrigmodus, bei dem die Niedrigmodus-Kupplung 60 eingerückt ist und die Hochmodus-Kupplung 70 ausgerückt ist, und die Umdrehung des Motors 1 wird von dem rückseitigen Ende der Antriebswelle 11 durch den Niedrigmodus- Getriebezug 80 bestehend aus dem ersten Zahnrad 81, dem Losrad 83 und dem zweiten Zahnrad 82 zu der sekundären Welle 13 übertragen und wird gleichzeitig durch die Niedrigmodus-Kupplung 60 in den Ritzelträger 51 des Planetenradmechanismus 50 eingegeben.
Die von dem Motor 1 in die Antriebswelle 11 eingegebene Umdrehung wird weiter von dem ersten Zahnrad 81 des Niedrigmodus-Getriebezugs 80 durch die daneben angeordnete Beaufschlagungsnocke 40 in die Antriebsscheibe 21 des ersten stufenlosen Getriebemechanismus 20 eingegeben und wird dann durch die Rollen 23, 23 zu der integrierten Abtriebsscheibe 34 übertragen und wird gleichzeitig auch von der Antriebsscheibe 21 durch die primäre Welle 12 in die Antriebsscheibe 31 des an dem Vorderseitenende der Welle 12 angeordneten zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 30 eingegeben und wird dann, wie beim ersten stufenlosen Getriebemechanismus 20, durch die Rollen 33, 33 zu der integrierten Abtriebsscheibe 34 übertragen. Zu diesem Zeitpunkt werden der Neigungswinkel der Rollen 23, 33 des ersten und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30, d. h. die Übersetzungsverhältnisse beider stufenloser Getriebemechanismen 20, 30, durch die in Fig. 3 gezeigte Gangwechselsteuervorrichtung 110 durch die Steuerung des Hydraulikdrucks zum Erhöhen der Drehzahl PH und dem zum Senken der Drehzahl PL auf einem identischen vorbestimmten Wert gehalten.
Die Drehung der integrierten Abtriebsscheibe 34 des ersten und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 wird durch den Hochmodus- Getriebezug 90 bestehend aus dem an der äußeren Fläche der integrierten Abtriebsscheibe 34 ausgebildeten ersten Zahnrad 91 und dem an zweiten Zahnrad 92 an der sekundären Welle 13 in das Sonnenrad 52 des Planetenradmechanismus 50 übertragen.
Somit wird die Drehung in den Planetenradmechanismus 50 durch den Ritzelträger 51 und auch durch das Sonnenrad 52 eingegeben und gleichzeitig wird durch Stellen des Drehzahlverhältnisses zwischen dem Ritzelträger 51 und dem Sonnenrad 52 mittels der Übersetzungsverhältnissteuerung des ersten und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 auf ein vorbestimmtes Verhältnis die Drehung des Hohlrads 53 des Planetenradmechanismus 50, d. h. die von der sekundären Welle 13 durch den Abtriebsgetriebezug 4 in die Differentialradvorrichtung 5 eingegebene Drehung auf Null gesetzt, um den neutral übersetzten Zustand des Getriebes 10 zu verwirklichen.
Ausgehend von diesem Zustand wird, wenn das Verhältnis der eingegebenen Drehzahlen des Ritzelträgers 51 und des Sonnenrads 52 durch Ändern des Übersetzungsverhältnisses des erste und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 geändert wird, das Hohlrad 53 oder die sekundäre Welle 13 unter einem Zustand, bei dem das Übersetzungsverhältnis als ganzes Getriebe 10 (nachstehend als "endgültiges Übersetzungsverhältnis" bezeichnet) eher hoch ist, d. h. unter Niedrigmodus-Bedingung, in Vorwärts- oder Rückwärtsrichtung gedreht und das Fahrzeug beginnt sich zu bewegen.
Nachdem das Fahrzeug beginnt, sich vorwärts zu bewegen, wird, wenn die Niedrigmodus-Kupplung 60 ausgerückt und die Hochmodus-Kupplung 70 bei einer vorbestimmten Zeit eingerückt ist, die von dem Motor 1 in die Antriebswelle 11 eingegebene Umdrehung wie beim Niedrigmodus von der Beaufschlagungsnocke 40 zu den Antriebsscheiben 21, 31 des ersten und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 übertragen und wird weiter durch jeweilige Rollen 23, 33 zu der integrierten Abtriebsscheibe 34 übertragen und wird gleichzeitig durch den Hochmodus-Getriebezug 90 und die Hochmodus-Kupplung 70 zu der sekundären Welle 13 übertragen.
Zu diesem Zeitpunkt befindet sich der Planetenradmechanismus 50 in einem Schnell-Laufzustand und das endgültige Übersetzungsverhältnis wird nur durch die Übersetzungen des ersten und zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 ermittelt, so dass das endgültige Übersetzungsverhältnis unter einem Hochmodus-Zustand, bei dem das endgültige Übersetzungsverhältnis klein ist, stufenlos gesteuert wird.
Da der Niedrigmodus-Getriebezug 80, welcher die Drehung von der Antriebswelle 11 zu dem Planetenradmechanismus 50 an der sekundären Welle 13 unter dem neutral übersetzten bzw. Niedrigmodus-Zustand überträgt, nach diesem Getriebe 10 an der Rückseite der Antriebswelle 11 und der sekundären Welle 13 angeordnet ist, beeinträchtigt der Getriebezug 80 nicht die Dilferentialradvorrichtung 5, welche an dem Vorderseitenende der sekundären Welle 13 und des Abtriebsgetriebezugs 4 angeordnet ist, welcher die Kraft zu der Differentialradvorrichtung 5 überträgt, und dadurch kann die Verlängerung der axialen Länge des Getriebes 10, zu der es kommen kann, wenn der Getriebezug in axialer Richtung versetzt wird, um diese Beeinträchtigung zu vermeiden, umgangen werden.
Wenn wie bei diesem Getriebe 10 gezeigt der erste und der zweite stufenlose Getriebemechanismus 20, 30 als stufenloser Toroidgetriebemechanismus verwendet werden und deren Antriebsscheiben 21, 31 mit beiden Enden der primären Welle 12 jeweils gekoppelt sind und die Antriebsscheiben 22, 32 an der Mitte der primären Welle 12 angeordnet sind und der Niedrigmodus-Getriebezug 80, welcher die Drehung zu der Seite der sekundären Welle 13 überträgt, an dem rückseitigen Ende der Antriebswelle 11 angeordnet ist, sollte die Anordnung der Beaufschlagungsnocke 40, welche zwischen die Antriebswelle 11 und den Antriebsteil zu dem ersten und zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 gesetzt ist, d. h. wo die Beaufschlagungswelle 40 positioniert werden soll, sorgfältig geprüft werden.
Wenn wie in Fig. 8 gezeigt die Beaufschlagungsnocke 40' zwischen die Antriebswelle 11' und die Antriebsscheibe 31' des in der Seite des Motors 1' befindlichen stufenlosen Getriebemechanismus 30' positioniert ist, wird im Niedrigmodus das Drehmoment von dem Motor 1', wie durch einen Pfeil "a" gezeigt, von dem rückseitigen Ende der Antriebswelle 11' durch den Getriebezug 80' in die Seite der sekundäre Welle 13' übertragen und gleichzeitig wird ein in dem Planetenradmechanismus 50' an der sekundären Welle 13' erzeugtes Reaktionsdrehmoment, wie durch einen Pfeil "b" gezeigt, zu der Abtriebsscheibe 34' des stufenlosen Getriebemechanismus 20', 30' durch den Getriebezug 90' zurückgeführt, um ein umlaufendes Drehmoment zu erzeugen, und nach Übertragung zu den Antriebsscheiben 21', 31' der stufenlosen Getriebemechanismen 20', 30' wird dieses umlaufende Drehmoment von der Antriebsscheibe 31' des stufenlosen Mechanismus 30' in die Motorseite durch die Beaufschlagungsnocke 40' wieder in die Antriebswelle 11' eingegeben und wird weiter wieder zum rückseitigen Getriebezug 80' übertragen.
Somit werden das Drehmoment von dem Motor 1' (Pfeil "a") und das umlaufende Drehmoment (Pfeil "b") parallel auf die Antriebswelle 11' ausgeübt, so dass die Welle 11' zum Beispiel durch Erhöhen ihres Durchmessers verstärkt werden sollte. Dadurch wird das Gesamtgewicht des Getriebes 10 erhöht und da die Festigkeit der Antriebswelle 11' erhöht wird und dadurch die Erschütterung des Motors 1' wahrscheinlich auf die Abtriebsseite übertragen wird, werden die Erschütterung und das Geräusch des Fahrzeugs erhöht.
Da andererseits nach dem stufenlosen Getriebe 10 der bevorzugten Ausführung der Niedrigmodus-Getriebezug 80, welcher die Drehung auf die Seite der sekundären Welle 13 überträgt, an dem rückseitigen Ende der Antriebswelle 11 angeordnet ist und die Beaufschlagungsnocke 40, welche zwischen die Antriebswelle 11 und die stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 gesetzt ist, ebenfalls an dem rückseitigen Ende der Antriebswelle 11 angeordnet ist, kann das oben beschriebene Problem bezüglich Stärke und Festigkeit der Antriebswelle 11 vermieden werden.
In diesem Fall wird wie in Fig. 9 gezeigt, während das Drehmoment von dem Motor 1, wie durch einen Pfeil "c" gezeigt, von dem rückseitigen Ende der Antriebswelle 11 durch den Niedrigmodus-Getriebezug 80 zu der Seite der sekundären Welle 13 übertragen wird, das umlaufende Drehmoment von dem Planetenradmechanismus 50 an der sekundären Welle 13, wie durch einen Pfeil "d" gezeigt, durch den Hochmodus-Getriebezug 90 zurück zu der Abtriebsscheibe 34 der stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 übertragen und dann wird dieses umlaufende Drehmoment jeweils in den ersten stufenlosen Getriebemechanismus 20 von der Antriebsscheibe 21 durch die Beaufschlagungsnocke 40 zu dem ersten Zahnrad 81 des Niedrigmodus-Zahnrads 80 direkt und in dem zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 30 von der Antriebsscheibe 31 durch die primäre Welle 12 und die gleiche Beaufschlagungsnocke 40 zu dem ersten Zahnrad 81 des Niedrigmodus-Zahnrads 80 übertragen. Somit läuft jedes zurück zu den ersten und zweiten stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 übertragene umlaufende Drehmoment nicht durch die Antriebswelle 11, so dass die Antriebswelle 11 nur das Drehmoment von dem Motor 1 übertragen darf. Dadurch kann die Antriebswelle 11 einen kleineren Durchmesser haben und das Getriebe 10 kann ein geringes Gewicht erhalten und gleichzeitig ermöglicht die verringerte Festigkeit der Antriebswelle 11, dass die Erschütterung des Motors 1 effektiv absorbiert wird, und dadurch wird die Erschütterung und das Geräusch des Fahrzeugs geringer gehalten.

HYDRAULIKDRUCK-STEUERKREISLAUF

Nun wird der Hydraulikdruck-Steuerkreislauf des stufenlosen Getriebes 10 beschrieben, welcher die Gangwechselsteuervorrichtung 110 und die Kupplungssteuervorrichtung 120 umfasst.
Wie in Fig. 10 gezeigt umfasst einen Hydraulikdruck-Steuerkreislauf 200 ein Regelventil 202, welches einen Druck eines von einer Ölpumpe 102 in einen vorbestimmten Leitungsdruck abgelassenes Betriebsfluid regelt und an eine Hauptleitung 201 abgibt, ein Entlastungsventil 204, welches einen vorbestimmten Entlastungsdruck erzeugt, wobei der durch die Hauptleitung 201 zugeführte Leitungsdruck als Ausgangsdruck genommen wird, und diesen Entlastungsdruck an eine Entlastungsleitung 203 abgibt, sowie ein manuelles Ventil 208, welches durch den Bereichswechselbetrieb des Fahrzeugfahrers betätigt wird, und die Hauptleitung 201 mit einer ersten und einer zweiten Ausgangsleitung 205, 206 in dem D-Bereich und mit der ersten und dritten Ausgangsleitung 205, 207 im R- Bereich in Verbindung setzt und den Leitungsdruck in dem N-Bereich und dem P- Bereich beeinflusst. Das Regelventil 202 und das Entlastungsventil 204 sind mit einem linearen Magnetventil 209 für den Leitungsdruck bzw. einem linearen Magnetventil 210 für den Entlastungsdruck ausgestattet und weiterhin ist ein einen Konstantdruck unter Verwendung des Leitungsdrucks als Ausgangsdruck erzeugendes Reduzierventil 211 vorgesehen, wobei die linearen Magnetventile 209, 210 die Steuerdrücke jeweils auf dem von dem Reduzierventil 211 erzeugten Konstantdruck basieren. Durch die Zufuhr der Steuerdrücke zu den Steueranschlüssen 202a, 204a des Regelventils 202 und des Entlastungsventils 204 werden die Druckregelwerte des Leitungsdrucks und des Entlastungsdrucks durch jeweilige lineare Magnetventile 209, 210 gesteuert.
Der Hydraulik-Steuerkreislauf 200 umfasst weiterhin ein dreischichtiges Ventil für den Vorwärtslauf 220 und ein dreischichtiges Ventil für den Rückwärtslauf 230, welche jeweils den Hydraulikdruck zum Erhöhen der Drehzahl PH und den Hydraulikdruck zum Senken der Drehzahl PL zur Implementierung der Gangwechselsteuerung bei Vorwärts- und Rückwärtslauf anhand des Leitungsdrucks und des Entlastungsdrucks erzeugen, sowie ein Schaltventil 241, welches diese dreischichtigen Ventile 220, 230 selektiv betätigt.
Die Position eines Steuerkolbens des Schaltventils 241 wird durch den als Steuerdruck in einen an einem Ende desselben ausgebildeten Steueranschluss 241 zugeführten Leitungsdruck ermittelt, d. h. wenn der Leitungsdruck nicht zugeführt wird, befindet sich der Steuerkolben an der rechten Seite, so dass die Hauptleitung 201 mit einer Leitungsdruck-Zuführleitung 242 in Verbindung steht, welche zu dem dreischichtigen Ventil für den Vorwärtslauf 220 führt, und wenn der Leitungsdruck zugeführt wird, befindet sich der Steuerkolben an der linken Seite, so dass die Hauptleitung 201 mit einer Leitungsdruck-Zufuhrleitung 243 in Verbindung steht, welche zu dem dreischichtigen Ventil für den Rückwärtslauf 230 führt. Die dreischichtigen Ventile für den Vorwärts- und Rückwärtslauf 220, 230 weisen den gleichen Aufbau auf, und jedes besitzt eine Muffe 222, 232, welche in eine in einem Ventilkörper 11a eines Hydraulikdruck-Steuerabschnitts 111 der in Fig. 3 gezeigten Gangwechselsteuervorrichtung 110 ausgebildete Bohrung 221, 231 (siehe Fig. 11) axial beweglich eingepasst ist, sowie einen Steuerkolben 223, 233, welcher ebenfalls in die Muffe 222, 232 axial beweglich eingesetzt ist. Ein Leitungsdruckanschluss 224, 234, mit welcher die von dem Schaltventil 241 weggeführte Leitungsdruck-Zuführleitung 242, 243 verbunden ist, ist an deren mittleren Teil vorgesehen und ein erster und ein zweiter Entlastungsdruckanschluss 225, 226, 235, 236, mit welchen von der Entlastungsdruckleitung 203 abzweigende Leitungen verbunden sind, sind an beiden Endteilen derselben jeweils vorgesehen und ein Beschleunigungsdruckanschluss 227, 237 ist zwischen dem Leitungsdruckanschluss 224, 234 und dem ersten Entlastungsdruckanschluss 225, 235 und ein Geschwindigkeitsminderungs-Druckanschluss 228, 238 ist zwischen dem Leitungsdruckanschluss 224, 234 und dem zweiten Entlastungsdruckanschluss 226, 236 jeweils vorgesehen. Der Betrieb dieser dreischichtigen Ventile 220, 230 wird durch beispielhaftes Heranziehen der dreischichtigen Ventile für den Vorwärtslauf 220 erläutert. Wenn die relative Position zwischen der Muffe 222 und dem Steuerkolben 223 von dem neutralen Zustand, welcher in Fig. 10 gezeigt wird, zu der Position geändert wird, in welcher die Muffe 222 in der Zeichnung relativ nach rechts bewegt wird, wird ein Verbindungsniveau zwischen dem Leitungsdruckanschluss 224 und dem Beschleunigungsdruckanschluss 227 sowie ein Verbindungsniveau zwischen dem zweiten Entlastungsdruckanschluss 226 und dem Geschwindigkeitsminderungs- Druckanschluss 228 jeweils erhöht und wenn im Gegensatz die Muffe 222 relativ nach links bewegt wird, wird ein Verbindungsniveau zwischen dem Leitungsdruckanschluss 224 und dem Geschwindigkeitminderungs- Druckanschluss 228 sowie ein Verbindungsniveau zwischen dem ersten Entlastungsdruckanschluss 225 und dem Beschleunigungsdruckanschluss 227 jeweils erhöht.
Eine jeweils von dem Beschleunigungsdruckanschluss 227, 237 des dreischichtigen Ventils für den Vorwärts- oder Rückwärtslauf 220, 230 weggeführte Leitung 244, 245 und eine jeweils von dem Geschwindigkeitminderungs-Druckanschluss 228, 238 des dreischichtigen Ventils für den Vorwärts- oder Rückwärtslauf 220, 230 weggeführte Leitung 246, 247 sind mit dem Schaltventil 241 verbunden.
Wenn der Steuerkolben des Schaltventils 241 sich rechts befindet, stehen die von dem Beschleunigungsdruckanschluss 227 und dem Geschwindigkeitminderungs- Druckanschluss 228 des dreischichtigen Ventils für den Vorwärtslauf 220 weggeführten Leitungen 244, 246 jeweils mit der Beschleunigungsdruckleitung 248 und der Geschwindigkeitminderungs-Druckleitung 249 in Verbindung, welche jeweils mit den Hydraulikdruckkammern zum Erhöhen der Drehzahl 1151, 1152 und den Hydraulikdruckkammern zum Senken der Drehzahl 1161, 1162 des Lagerzapfen-Steuerabschnitts 112 der in Fig. 3 gezeigten Gangwechsel- Steuervorrichtung 110 in Verbindung stehen, und wenn andererseits der Steuerkolben des Schaltventils 241 sich links befindet, stehen die von dem Beschleunigungsdruckanschluss 237 und dem Geschwindigkeitminderungs- Druckanschluss 238 des dreischichtigen Ventils für den Rückwärtslauf 230 weggeführten Leitungen 245, 247 jeweils mit der Beschleunigungsdruckleitung 248 und der Geschwindigkeitminderungs-Druckleitung 249 in Verbindung, welche jeweils mit den Hydraulikdruckkammern zum Erhöhen der Drehzahl 1151, 1152 und den Hydraulikdruckkammern zum Senken der Drehzahl 1161, 1162 in Verbindung stehen.
Wie in Fig. 11 gezeigt wird die Muffe 222, 232 des dreischichtigen Ventils für den Vorwärts- oder Rückwärtslauf 220, 230 durch einen Schrittmotor 251, 252 jeweils axial angetrieben. Weiterhin ist ein Nockenmechanismus 260 vorgesehen, welcher den Steuerkolben 223, 233 in einer axialen Richtung gegen die von einer Feder 229, 239 in Reaktion auf die Bewegung der Muffe 222, 232 durch den Schrittmotor 252, 252 erzeuge Federkraft bewegt.
Wie in Fig. 11 und 12 gezeigt, umfasst der Nockenmechanismus 260 eine Präzessionsnocke 261, welche eine an einem Ende zu einer wendelförmigen Fläche ausgebildete Nockenfläche 261a aufweist und an einem vorbestimmten Lagerzapfen, insbesondere an einem Ende einer Stange 37 eines ersten Lagerzapfens 351, der sich an dem oberen Teil des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 30 befindet, angebracht ist, eine Welle 262, welche an einem Ende des Steuerkolbens 223, 233 des dreischichtigen Ventils für den Vorwärts- oder Rückwärtslauf 220, 230 in normaler Richtung hierzu angeordnet ist und durch den Ventilkörper 111a des Hydraulikdruck-Steuerabschnitts 111 drehbar gelagert ist, einen angetriebenen Hebel 263, welcher an einem Ende der Welle 262 befestigt ist und mit der Nockenfläche 261a an einem freien Ende derselben in Berührung gebracht wird, und Antriebshebel für den Vorwärts- oder Rückwärtslauf 264, 265, welche ebenfalls an der Welle 262 befestigt sind und deren freie Enden mit Schlitzen 223a, 233a greifen, die an Enden der Steuerkolben 223, 233 des dreischichtigen Ventils für den Vorwärts- oder Rückwärtslauf 220, 230 jeweils ausgebildet sind.
Wenn der erste Lagerzapfen 351 und die Stange 37 integral um die Wellenmittellinie X durch die Neigung der ersten Rolle 331 des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 30 gedreht werden, wird auch die Präzessionsnocke 26 zusammen mit diesen gedreht und der angetriebene Hebel 263, dessen freies Ende mit der Nockenfläche 261a der Präzessionsnocke 261 in Berührung gebraucht wird, wird um einen vorbestimmten Winkel geschwenkt und durch die Welle 262 werden auch die Antriebshebel für den Vorwärts- oder Rückwärtslauf 264, 265 um den gleichen Winkel geschwenkt, und dadurch werden die Steuerkolben 223, 233 des dreischichtigen Ventils für den Vorwärts- oder Rückwärtslauf 220, 230 jeweils um einen Hub entsprechend dem Schwenkwinkel der Antriebshebel 264, 265 axial bewegt.
Demgemäss entspricht die Position der Steuerkolben 223, 233 immer dem Neigungswinkel der Rolle 33 des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 30 (und der Rolle 23 des ersten stufenlosen Getriebemechanismus 20), mit anderen Worten dem Übersetzungsverhältnis dieser stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30.
Da die Steuerkolben 223, 233 des dreischichtigen Ventils für den Vorwärts- oder Rückwärtslauf 220, 230 durch die einzelne Präzessionsnocke 261 und den angetriebenen Hebel 263 wie vorstehend beschrieben angetrieben werden, wird der Aufbau des Nockenmechanismus gemäss dem Nockenmechanismus 260 verglichen mit dem Fall mit jeweiligen Präzessionsnocken für die Steuerkolben 223, 233 vereinfacht.
Da der Schrittmotor 251, 252 direkt an der Seitenfläche des Ventilkörpers 111a der Hydraulikdruck-Steuervorrichtung 111 der Gangwechselsteuervorrichtung 110 angebracht ist, in welcher die dreischichtigen Ventile für den Vorwärts- und Rückwärtslauf 220, 230 eingebaut sind, mit einer axialen Mittellinie, die auch dem entsprechenden dreischichtigen Ventil 220, 230 gemeinsam ist und direkt mit der Muffe 222, 232 des dreischichtigen Ventils 220, 230 jeweils gekoppelt ist, wird der Mechanismus für den Antrieb der Muffe 222, 232 des dreischichtigen Ventils 220, 230 durch den Schrittmotor 251, 252 beträchtlich vereinfacht, wenn man es mit dem Fall vergleicht, da der Schrittmotor unabhängig von dem dreischichtigen Ventil zum Beispiel an dem Abdeckelement des Getriebegehäuses, der Ölpfanne oder ähnlichen angebracht ist und beide miteinander durch einen Kopplungsmechanismus verbunden sind, und zudem kann die Position der Muffe 222, 232 genau gesteuert werden.
Da weiterhin in dieser Gangwechselsteuervorrichtung 110 das Schaltventil 241 zwischen den beiden dreischichtigen Ventilen für den Vorwärts- oder Rückwärtsbetriebe 220, 230 angeordnet ist, können die Ölkanäle zwischen dem Schaltventil 241 und beiden dreischichtigen Ventilen 220, 230, konkret die Leitungen 242-247 in dem in Fig. 10 gezeigten Hydraulikdruck-Steuerkreislauf, kürzer ausgeführt werden und dadurch kann die Steuerreaktion bei Verwendung dieser dreischichtigen Ventile 220, 230 verbessert werden. Andererseits ist der Hydraulikdruck-Steuerkreislauf 200 mit einem ersten und einem zweiten Magnetventil 271, 272 zum Steuern der Kupplung versehen und die von dem manuellen Ventil 208 weggeführten ersten und zweiten Ausgangsleitungen 205, 206 sind mit den ersten und zweiten Magnetventilen 271, 272 jeweils verbunden.
Wird das erste Magnetventil 271 geöffnet, wird ein auf dem Leitungsdruck von der ersten Ausgangsleitung 205 beruhender Kupplungseinrückdruck durch ein ausfallsicheres Ventil 273 und eine Niedrigmodus-Kupplungsleitung 274 zu der Hydraulikdruckkammer 65 der Niedrigmodus-Kupplung 60 geleitet, um das Einrücken der Kupplung 60 zu veranlassen, und wenn das zweite Magnetventil 272 geöffnet wird, wird der auf dem Leitungsdruck von der zweiten Ausgangsleitung 206 beruhende Kupplungseinrückdruck durch eine Hochmodus- Kupplungsleitung 275 zu der Hydraulikdruckkammer 75 der Hochmodus-Kupplung 70 geleitet, um das Einrücken der Kupplung 70 zu veranlassen.
Die Niedrigmodus- und die Hochmodus-Kupplungsleitungen 274, 275 sind jeweils mit Speichern 276, 277 versehen, um den Einrückdruck sanft an die Niedrigmodus- und der Hochmodus-Kupplung 60, 70 abzugeben und dadurch die Erschütterung während des Einrückens zu eliminieren.
Die von dem manuellen Ventil 208 weggeführte dritte Ausgangsleitung 207 ist durch das ausfallsichere Ventil 273 mit dem Steueranschluss 241a des Schaltventils 241 verbunden und wenn das manuelle Ventil 208 in die Position des R-Bereichs geschaltet wird, wird der Leitungsdruck zu dem Steueranschluss 241a des Schaltventils 241 geleitet, um den Steuerkolben des Schaltventils 241 nach links, d. h. in die Position für den Rückwärtslauf, zu bewegen.
Weiterhin ist ein ausfallsicheres Magnetventil 278 zur Betätigung des ausfallsicheren Ventils 273 vorgesehen, und wenn der Steuerkolben des ausfallsicheren Ventils 273 durch den Steuerdruck von dem Magnetventil 278 nach rechts geschoben wird, wird die erste Ausgangsleitung 205 mit der Niedrigmodus-Kupplungsleitung 274 in Verbindung gesetzt.
Die ersten und zweiten Magnetventile 271, 272 und das ausfallsichere Magnetventil 278 sind allesamt Dreiwegventile und wenn die Leitung von dem Ventil in die stromaufwärtigen und stromabwärtigen Seiten beeinflusst wird, wird das stromabwärtige Ende geleert.
Die Kupplungssteuervorrichtung 120, in welcher die ersten und zweiten Magnetventile 271, 272 und ähnliches angeordnet sind, umfasst, wie in Fig. 13 gezeigt, ein oberes Element 121, ein mittleres Element 122 und ein unteres Element 123, welche durch eine Vielzahl von Bolzen 124, ..., 124 zu einer Einheit verbunden sind, und die ersten und zweiten Magnetventile 271, 272 sind an einer Seitenfläche des mittleren Elements 122 durch eine Befestigungsplatte 125 angebracht.
Zu diesem Zeitpunkt werden die Magnetventile 271, 272 durch Platzieren der an den äußeren Flächen der Hauptkörper der Magnetventile 272, 272 ausgebildeten Flansche 271a, 272a zwischen der Befestigungsplatte 125 und der Seitenfläche des mittleren Elements 122 befestigt und die Befestigungsplatte 125 wird an den oberen und unteren Elementen 121, 123 durch Bolzen 126, 126 befestigt, d. h. das obere Element 121 und das untere Element 123 werden durch die Befestigungsplatte 125 miteinander verbunden und dadurch wird die Festigkeit der als dreischichtiger Aufbau konstruierten Kupplungssteuervorrichtung 120 als Ganzes verbessert.
Neben der oben beschriebenen Struktur ist die in Fig. 10 gezeigte Hydraulikdruck- Steuervorrichtung 200 mit einer Schmierleitung 281 versehen. Die Schmierleitung 281 ist von dem Entleeranschluss des Regelventils 202 weggeführt und verzweigt sich zu einer Leitung 282 für die Zufuhr des Schmieröls zu jedem Schmierpunkt in dem ersten und zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 des Getriebes 10 und eine Leitung 283 für die Zufuhr des Schmieröls zu anderen Teilen als den stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30, zum Beispiel zum Planetenradmechanismus 50, den Ausgleichskammern 68, 78 der Niedrigmodus- und Hochmodus-Kupplungen 60, 70 usw., und ein Entlastungsventil 284 zum Regeln eines Drucks des Schmieröls auf einen vorbestimmten Wert ist an der Leitung 281 angeschlossen.
Ein mit den stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 in Verbindung stehender stromaufwärtiger Teil der Leitung 282 verzweigt sich zu einer Kühlleitung 286, an welcher ein Kühler 285 zum Kühlen des Schmieröls vorgesehen ist, und eine Umgehungsleitung 287 zum Umgehen des Kühlers 285, und eine Öffnung 288 und ein erstes Umschaltventil 289 sind an der Kühlleitung 286 an der oberen Stromseite des Kühlers 285 parallel angeordnet und ein zweites Umschaltventil 290 zum Öffnen oder Schließen der Umgehungsleitung 287 ist an dieser Leitung 287 angeordnet.
Nun wird eine Zufuhrsteuerung für das Schmieröl zu den stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 mittels des ersten und des zweiten Umschaltventils 289, 290 beschrieben.
Zuerst wird das zweite Umschaltventil 290 durch ein Signal von einer später beschriebenen Steuervorrichtung 300 (siehe Fig. 14) geöffnet, wenn die Temperatur des Betriebsfluids niedriger als der vorbestimmte Wert ist oder wenn der Hydraulikdruck des Betriebsfluids höher als der vorbestimmte Wert ist, und das Schmieröl wird zu den stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 geleitet, ohne durch den Kühler 285 zu fließen, denn das Schmieröl muss nicht durch den Kühler 285 gekühlt werden, wenn die Öltemperatur niedriger ist und wird durch die Umgehungsleitung 287 mit geringerem Widerstand effektiv zugeführt, und da die Beschädigung und der Verschleiß am Kühler 285, der durch Fließen von Hochdrucköl durch den Kühler 285 verursacht werden könnte, vermieden wird.
In dem anderen, nicht oben beschriebenen Fall ist das zweite Umschaltventil 290 geschlossen und das Schmieröl wird den stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 nach Kühlen durch den Kühler 285 zugeführt und dadurch wird der Ölfilm aus Schmieröl an den Toroidflächen der Abtriebsscheiben 21, 22, 31, 32 in richtigem Zustand gehalten und die Haltbarkeit der Toroidfläche und der Fläche der diese berührenden Rollen 23, 33 kann sichergestellt werden. Das erste Umschaltventil 289 wird so gesteuert, dass es durch das Signal von der Steuervorrichtung 300 geschlossen wird, wenn das zweite Umschaltventil 290 geschlossen ist und die Drehzahl des Motors 1 kleiner als der vorbestimmte Wert oder die Fahrzeuggeschwindigkeit niedriger als die vorbestimmte Geschwindigkeit ist, weil die Kupplungen 60, 70 eine gewisse Menge an Schmieröl benötigen, während die stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 während Fahrens bei niedriger Geschwindigkeit oder niedriger Drehzahl eine geringere Menge hiervon benötigen, so dass die Zufuhr von Schmieröl zu den stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 begrenzt wird, um sie für die Kupplungen 60, 70 unter diesen Bedingungen sicherzustellen, wenn das Schmieröl nicht in ausreichender Menge zugeführt wird.
Das den stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 durch die Leitung 282 zugeführte Schmieröl wird den Lagern der Rollen 23, 33 durch den Ölkanal 282a zugeführt, wie in Fig. 3 gezeigt, und wird auch auf die Toroidfläche der Abtriebsscheiben 21, 22, 31, 32 durch eine Düse 282b eingespritzt.

(1) Grundbetrieb der Steuerung

Das stufenlose Getriebe 10 nach dieser Ausführung weist einen mechanischen Aufbau und den vorstehend beschriebenen Hydraulikdruck-Steuerkreislauf 200 auf und besitzt ferner eine Steuervorrichtung 300, welche die Schaltsteuerung des Getriebes 10 als Ganzes implementiert, indem sie eine Übersetzungsverhältnissteuerung der ersten und zweiten stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 und eine Einrück- und Ausrücksteuerung der Kupplungen 60, 70 mit Hilfe des Hydraulikdruck-Steuerkreislaufes 200 verwirklicht.
An die Steuervorrichtung 300 werden, wie in Fig. 14 gezeigt, Signale von einem Fahrzeuggeschwindigkeitssensor 301 zum Erfassen einer Fahrzeuggeschwindigkeit, einem Motordrehzahlsensor 302 zum Erfassen der Drehzahl eines Motors 1, einem Drosselklappenwinkelsensor 303 zum Erfassen eines Drosselklappenwinkels des Motors 1, einem Bereichssensor 304 zum Feststellen eines vom Fahrer gewählten Bereichs und weiterhin für verschiedene Steuerungen von einem Öltemperatursensor 305 zum Erfassen einer Temperatur des Betriebsfluids, von Antriebs- und Abtriebsdrehzahlsensoren 306, 307 zum jeweiligen Erfassen der Antriebs- und Abtriebsdrehzahlen der stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30, einem Leerlaufschalter 308 zum Feststellen eines Freigebens eines Gaspedals, einem Bremsschalter 309 zum Feststellen eines Niederdrückens eines Bremspedals, einem Neigungswinkelsensor 310 zum Erfassen eines Neigungswinkels der Straßenfläche usw. eingegeben.
Das Steuersignal wird an die linearen Magnetventile 209, 210 zum Steuern der Leitungs- und Entlastungsdrücke, an die ersten und zweiten Magnetventile 271, 272 für die Niedrigmodus- und Hochmodus-Kupplungen 60, 70, das ausfallsichere Magnetventil 278, die ersten und zweiten Umschaltventile 289, 290 für die Steuerung der Schmierung, die Schrittmotoren 251, 252 für die dreischichtigen Ventile für den Vorwärts- und Rückwärtslauf 220, 230 usw. in Reaktion auf die durch diese Sensoren und Schalter angezeigte Betriebssituation des Motors und des Fahrzeugs ausgegeben.
Nun wird der Grundbetrieb der Gangwechselsteuerung durch den Hydraulikdruck- Steuerkreislauf 200 und die Steuervorrichtung 300 beschrieben. Falls nicht anders angegeben ist in der nachstehenden Beschreibung das in Fig. 10 gezeigte manuelle Ventil 208 in der Stellung D-Bereich und dadurch befindet sich der Steuerkolben des Schaltventils 241 in der Stellung Vorwärtslauf, welche der rechten Stellung auf der Zeichnung entspricht, und bezüglich des stufenlosen Getriebemechanismus dienen die erste Rolle 231 und der erste Lagerzapfen 251, der sich an der oberen Seite des ersten stufenlosen Getriebemechanismus 20 befindet, der Veranschaulichung.
Bezüglich der Übersetzungsverhältnissteuerung der stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 durch den Hydraulikdruck-Steuerkreislauf 200 werden die linearen Magnetventile 209, 210 für das Regel- oder das Entlastungsventil in dem Hydraulikdruck-Steuerkreislauf 200 betätigt, um die Steuerdrücke für die Leitungsdrucksteuerung bzw. die Entlastungsdrucksteuerung anhand des Signals von der Steuervorrichtung 300 zu erzeugen, und diese Steuerdrücke werden jeweils an die Steueranschlüsse 202a, 204a des Regel- und des Entlastungsventils 202, 204 geleitet, um den vorbestimmten Leitungsdruck bzw. den vorbestimmten Entlastungsdruck zu erzeugen.
Von diesen Hydraulikdrücken wird der Leitungsdruck zu der Hauptleitung 201 durch die Schaltventile 241 und die Leitung 242 zu dem Leitungsdruckanschluss 224 des dreischichtigen Ventils für den Vorwärtslauf 220 (nachstehend als "dreischichtiges Ventil" bezeichnet) geleitet. Der Entlastungsdruck wird durch die Leitung 203 zu den ersten und zweiten Entlastungsdruckanschlüssen 225, 226 des dreischichtigen Ventils 220 geleitet.
Eine Druckdifferenz AP (= PH-PL) zwischen dem Hydraulikdruck zum Erhöhen der Drehzahl PH und dem Hydraulikdruck zum Senken der Drehzahl PL, welche jeweils der Hydraulikdruckkammer zum Erhöhen der Drehzahl 115 (dies bedeutet 1151, 1152 und wird nachstehend in der gleichen Bedeutung verwendet) und der Hydraulikdruckkammer zum Senken der Drehzahl 116 der Schaltsteuervorrichtung 110 durch das dreischichtige Ventil 220 zugeführt wird, wird anhand des Leitungsdrucks und des Entlastungsdrucks gesteuert. Die Aufgabe der Druckdifferenzsteuerung besteht darin, den Lagerzapfen 25 oder die Rolle 23 in der vorbestimmten neutralen Stellung gegen die auf den Lagerzapfen 25 des stufenlosen Getriebemechanismus 20 ausgeübte Zugkraft T zu halten und das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebemechanismus 20 durch Bewegen des Lagerzapfens 25 und der Rolle 23 von der neutralen Stellung entlang der axialen Mittellinie X zu bewegen und dadurch die Rolle 23 zu neigen.
Bezüglich der Zugkraft T wird, wie in Fig. 15 gezeigt, bei dem stufenlosen Getriebemechanismus 20, wenn die Rolle 23 durch die Drehung der Antriebsscheibe 21 in Richtung "e" angetrieben wird, auf die Rolle 23 und den die Rolle lagernden Lagerzapfen 25 die Kraft zu deren Ziehen in die gleiche Richtung die wie die Drehrichtung "e" der Antriebsscheibe 21 ausgeübt. Wird die Abtriebsscheibe 22 durch die Drehung der Rolle 23 in Richtung "f' in Richtung "g" angetrieben (in Fig. 3 "x" Richtung), wird die Kraft in der zur Drehung "g" der Abtriebsscheibe 22 entgegen gesetzten Richtung als Reaktionskraft auf die Rolle 23 und den Lagerzapfen 25 ausgeübt. Dadurch wird die Zugkraft T mit der in der Zeichnung gezeigten Richtung auf die Rolle 23 und auf den Lagerzapfen 25 ausgeübt.
Demgemäß werden zum Halten der Rolle 23 in der neutralen Stellung gegen die Zugkraft T die Hydraulikdrücke zum Erhöhen und zum Senken der Drehzahl PH, PL jeweils den Hydraulikdruckkammern zum Erhöhen und Senken der Drehzahl 115, 116 zugeführt, welche durch die an dem Lagerzapfen 25 durch die Stange 27 befestigen Kolben 113, 114 gebildet werden, so dass die Druckdifferenz AP die Zugkraft T ausgleicht.
Wenn zum Beispiel zum Senken des Übersetzungsverhältnisses des stufenlosen Getriebemechanismus 20 aus diesem Zustand (Beschleunigung) die Muffe 222 des dreischichtigen Ventils 220 in Fig. 11 nach links (in Fig. 10 nach rechts) bewegt wird, nimmt das Verbindungsmaß zwischen dem Leitungsdruckanschluss 224 und dem Beschleunigungsdruckanschluss 227 und zwischen dem zweiten Entlastungsdruckanschluss 226 und dem Geschwindigkeitminderungs- Druckanschluss 228 des dreischichtigen Ventils 220 zu.
Dadurch wird der von der in Fig. 10 gezeigten Beschleunigungsdruckleitung 248 den Hydraulikdruckkammern zum Erhöhen der Drehzahl 115 zugeführte Hydraulikdruck zum Erhöhen der Drehzahl PH durch den relativ höheren Leitungsdruck verstärkt und der von der Geschwindigkeitminderungs-Druckleitung 249 der Hydraulikdruckkammer zum Senken der Drehzahl 116 zugeführte Hydraulikdruck zum Senken der Drehzahl PL wird durch den relativ niedrigeren Entlastungsdruck verringert, und dadurch steigt die Druckdifferenz ΔP und dadurch überwindet die Druckdifferenz ΔP die Zugkraft T und der Lagerzapfen 25 und die Rolle 23 werden in die in Fig. 15 gezeigte Richtung "h" bewegt. Diese Bewegung führt zu einer Neigung der Rolle 23 in die Richtung, in der sich der Kontaktpunkt mit der Antriebsscheibe 21 radial nach außen bewegt und in der sich der mit der Abtriebsscheibe 22 radial nach innen bewegt, und dadurch wird das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebemechanismus 20 zur Beschleunigungsseite hin verschoben.
Die Neigung der Rolle 23 erfolgt bei dem in Fig. 12 gezeigten zweiten stufenlosen Getriebemechanismus 30 in gleicher Weise und eine durch die die Zugkraft T übersteigende Druckdifferenz ΔP verursachte Bewegung des Lagerzapfens 35 in Richtung "i" bewirkt eine Neigung der Rolle 33 in die Richtung, in der der Kontaktpunkt mit der Antriebsscheibe 31 sich radial nach außen bewegt und sich der mit der Abtriebsscheibe 32 radial nach innen bewegt, und die Präzessionsnocke 261 des Nockenmechanismus 260 dreht integral mit der Neigungsbewegung in gleicher Richtung (in Fig. 11 "j" Richtung) bei gleichem Winkel und dadurch werden der angetriebene Hebel 263, die Welle 262 und der Antriebshebel 264 des Nockenmechanismus 260 allesamt in Richtung "k" von Fig. 12 gedreht.
Dadurch bewegt sich der Steuerkolben 223 des dreischichtigen Ventils 220 durch die Federkraft der Feder 229 in Richtung "I" nach links in Fig. 11 und da diese Richtung der der von dem Schrittmotor 251 bewegten Muffe 222 entspricht, wird das Verbindungsmaß zwischen dem Leitungsdruckanschluss 224 und dem Beschleunigungsdruckanschluss 227 und zwischen dem zweiten Entlastungsdruckanschluss 226 und dem Geschwindigkeitminderungs- Druckanschluss 228, das einmal erhöht wurde, auf den anfänglichen neutralen Zustand zurückgeführt.
Dadurch wird die Druckdifferenz ΔP wieder mit der Zugkraft ausgeglichen und der Schaltvorgang ist beendet, wobei das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebemechanismus 20 (und 30) mit einem gewissen Änderungsbetrag bei einem neuen Wert festgelegt wird.
Zu diesem Zeitpunkt endet diese Schaltbetätigung, wenn sich der Steuerkolben 223 zu der vorbestimmten neutralen Stellung relativ zu der Muffe 222 bewegt, und da diese Stellung der von dem Schrittmotor 251 bewegten Muffe 222 und auch der durch den Neigungswinkel der Rolle 23 und des Lagerzapfens 25 durch den Nockenmechanismus 260 bestimmten Stellung entspricht, entspricht die Stellung der Muffe 222 dem Neigungswinkel 23 und dem Lagerzapfen 25. Dadurch entspricht ein durch den Schrittmotor 251 gesteuerter Betrag dem Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebemechanismus 20, d. h. das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebemechanismus 20 wird durch die Impulssteuerung des Schrittmotors 251 gesteuert (und dies kann auch auf den stufenlosen Getriebemechanismus 30 angewendet werden).
Die obige Betätigung wird in gleicher Weise implementiert, wenn die Muffe 222 des dreischichtigen Ventils 220 durch den Schrittmotor 251 in die entgegengesetzte Richtung bewegt wird, und zu diesem Zeitpunkt wird das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebemechanismus 20 größer gehalten (der Zeitpunkt, da das Auto abgebremst wird). Die Kennlinie der Änderung des Übersetzungsverhältnisses der stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 bezüglich der Anzahl der Impulse des in die Schrittmotoren 251, 252 eingegebenen Steuersignals wird zum Beispiel in Fig. 16 gezeigt, wobei die Drehzahl kleiner wird (d. h. das Auto beschleunigt wird), wenn die Anzahl der Impulse steigt.
Nun wird die Steuerung des Übersetzungsverhältnisses des gesamten Getriebes 10 (endgültiges Übersetzungsverhältnis) erläutert, welche die oben beschriebene Steuerung des Übersetzungsverhältnisses der stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 einsetzt.
Wie vorstehend beschrieben wird das Übersetzungsverhältnis der stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 durch die Schrittsteuerung der Schrittmotoren 251, 252 gesteuert, wobei ein unterschiedliches endgültiges Übersetzungsverhältnis abhängig davon erhalten wird, ob das Getriebe 10 sich in dem Niedrigmodus oder in dem Hochmodus befindet, d. h. ob die Niedrigmodus-Kupplung 60 oder die Hochmodus-Kupplung 70 eingerückt ist.
Da die Abtriebsdrehung der stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 direkt auf die sekundäre Welle 13 durch den Hochmodus-Getriebezug 90 und die Hochmodus-Kupplung 70 und nicht durch den Planetenradmechanismus 50, wie vorstehend beschrieben, übertragen wird, ähnelt im Hochmodus die Kennlinie H des endgültigen Übersetzungsverhältnisses bezüglich der Impulsanzahl, wie in Fig. 17 gezeigt, der des Übersetzungsverhältnisses der stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30, wie in Fig. 16 gezeigt. Es erübrigt sich zu erwähnen, dass sich die Übersetzungswerte abhängig von der Differenz des Durchmessers oder der Anzahl der Zähne des ersten Zahnrads 91 und des zweiten Zahnrads 92 des Hochmodus-Getriebezugs 90 von einander unterscheiden können.
Andererseits werden im Niedrigmodus die Umdrehungen des Motors 1 von der Antriebswelle 11 durch den Niedrigmodus-Getriebezug 80 und die Niedrigmodus- Kupplung 60 in den Ritzelträger 51 des Planetenradmechanismus 50 eingegeben und gleichzeitig wird die Abtriebsdrehung der stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 durch den Hochmodus-Getriebezug 90 in das Sonnenrad 52 des Planetenradmechanismus 50 eingegeben. Wenn das Verhältnis zwischen der in den Ritzelträger 51 eingegebenen Drehzahl und der in das Sonnenrad 52 eingegeben Drehzahl zu diesem Zeitpunkt durch Regeln des Übersetzungsverhältnisses der stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 auf einen gewissen vorbestimmten Wert gestellt wird, kann die Umlaufgeschwindigkeit des Hohlrads 53, welches ein Abtriebselement des Planetenradmechanismus 50 ist, Null werden, d. h. der neutral übersetzte Zustand kann verwirklicht werden.
In diesem Zustand wird das endgültige Übersetzungsverhältnis unendlich, wie in Fig. 17 durch die Symbole "a", "b" gezeigt, und wenn das Übersetzungsverhältnis der stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 auf die größere Seite hin geändert wird (Geschwindigkeitminderungsseite), um die eingegebene Drehzahl in das Sonnenrad 52 durch Senken der Impulszahl des Steuersignals für die Schrittmotoren 251, 251 ausgehend von diesem Zustand zu senken, beginnt das Hohlrad 53 des Planetenradmechanismus 50 in der Vorwärtslaufrichtung zu drehen und es wird die Kennlinie L erhalten, in welcher das endgültige Übersetzungsverhältnis kleiner wird, wenn die Impulsanzahl sinkt, d. h. der Niedrigmodus des D-Bereichs wird erhalten. Die Kurven der Niedrigmodus- Kennlinie L und der Hochmodus-Kennlinie H schneiden sich bei einer vorbestimmten Impulsanzahl (etwa 500 Impulse in der Zeichnung) oder bei einem vorbestimmten Übersetzungsverhältnis der stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 (etwa 1,8 in der Zeichnungen), was in der Zeichnung durch "c" gezeigt wird. Wenn daher die Niedrigmodus-Kupplung 60 und die Hochmodus-Kupplung 70 an diesem Schnittpunkt "c" umgeschaltet werden, können die Modi mit stufenloser Änderung des endgültigen Übersetzungsverhältnisses umgeschaltet werden.
Wenn das Übersetzungsverhältnis der stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 auf die kleinere Seite hin geändert wird (Beschleunigungsseite), um die Antriebsdrehzahl in das Sonnenrad 52 durch Erhöhen der Impulszahl des Steuersignals für die Schrittmotoren 251, 252 ausgehend von dem neutral übersetzten Zustand zu erhöhen, beginnt das Hohlrad 53 des Planetenradmechanismus 50, sich in der Rückwärtslaufrichtung zu drehen und die Kennlinie R des R-Bereichs, in welchem das endgültige Übersetzungsverhältnis größer wird, wenn die Impulsanzahl zunimmt, wird erhalten.
Beruhend auf den oben beschriebenen Steuerkennlinien steuert die Steuervorrichtung 300 das endgültige Übersetzungsverhältnis in Reaktion auf die Betriebssituation des Fahrzeugs.
Die Steuervorrichtung 300 findet eine aktuelle Fahrzeuggeschwindigkeit V und einen Drosselklappenwinkel θ anhand der Signale von dem Fahrzeuggeschwindigkeitssensor 301 und dem Drosselklappenwinkelsensor 303 und stellt eine Zielmotordrehzahl Neo mit Hilfe dieser Werte und eines in Fig. 18 gezeigten vorbestimmten Verlaufs ein. Dann implementiert die Steuervorrichtung 300 anhand der in Fig. 17 gezeigten Steuerkennlinie die Impulssteuerung für die Schrittmotoren 251, 252 und die Zuschaltsteuerung der Niedrigmodus- und Hochmodus-Kupplungen 60, 70 durch die Steuerung der ersten und zweiten Magnetventile, um das entsprechende endgültige Übersetzungsverhältnis zur Zielmotordrehzahl Neo (der Wert, der dem Winkel α in Fig. 18 entspricht) zu erhalten.
Zusätzlich zur Übersetzungsverhältnissteuerung der stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 durch die Impulssteuerung der Schrittmotoren 251, 252 (nachstehend als "Steuerung des dreischichtigen Ventils" bezeichnet) implementiert die Steuervorrichtung 300 des Getriebes 10 auch die Übersetzungsverhältnissteuerung der stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 durch direktes Erzeugen der vorbestimmten Druckdifferenz ΔP durch Steuern des Entlastungsdrucks mit dem linearen Magnetventil 210 (nachstehend als "direkte Steuerung" bezeichnet). Der Grund hierfür ist folgender.
Zwar wird die Steuerung des dreischichtigen Ventils unter der Bedingung implementiert, dass zwischen der Impulsanzahl der Schrittmotoren 251, 261 bzw. der Strecke der Muffen 222, 223 und der dadurch erzeugten Druckdifferenz ΔP ein gewisses Verhältnis besteht, doch könnte es in diesem Verhältnis zum Beispiel durch die auf die Muffen 222, 232 während der Bewegung, wie in Fig. 19 gezeigt, ausgeübten Reibung zu einer Hysterese kommen, was verschiedene Strecken des Verhältnisses zwischen der Bewegung der Muffe in der ansteigenden Richtung der Druckdifferenz ΔP und der in der absteigenden Richtung zeigt. Dadurch könnte eine Umkehrung der Druckdifferenz ΔP eintreten, was aufgrund der Hysterese eine neutral übersetzte Position dazwischen in einem durch "d" gezeigten Punkt nahe der neutralen Übersetzung (GN) platziert und wodurch die Fahrrichtung zwischen dem Vorwärts- und dem Rückwärtslauf umgekehrt werden könnte.
Zur Bewältigung dieses Problems kann die Druckdifferenz iSP direkt erzeugt werden, um die Hydraulikdruckkammern zum Erhöhen oder Senken der Drehzahl 115, 116 zu versorgen, und der Leitungsdruck kann hierfür gesteuert werden, doch hat der Leitungsdruck einen recht breiten Steuerbereich, zum Beispiel 4-16 kg, so dass dies den Nachteil einer winzigen Steuerung der Druckdifferenz ΔP hat und den weiteren Nachteil hat, dass der Hydraulikleitungsdruck angehoben werden muss, um die vorbestimmte Druckdifferenz ΔP zu erhalten, was zu einem hohen Druck in dem ganzen Kreislauf und somit zu einer Erhöhung des Ölpumpverlustes führt.
Wenn daher die Druckdifferenz ΔP erzeugt wird, hat der Entlastungsdruck, welcher niedriger als der Leitungsdruck ist, den Vorteil der Erzeugung der Druckdifferenz ΔP durch Absenken und aufgrund des schmäleren Steuerungsbereichs des Entlastungsdrucks, beispielsweise 0-4 kg, kann er vorzugsweise bei der Feinsteuerung der Druckdifferenz iSP verwendet werden.
Bei der direkten Steuerung werden der Leitungsdruck und der Entlastungsdruck ohne Regeln durch das dreischichtige Ventil 220 als Hydraulikdrücke zum Erhöhen oder Senken der Drehzahl PH, PL zugeführt, welche den Hydraulikdruckkammern zum Erhöhen oder Senken der Drehzahl 115, 116 zugeführt werden. Wenn die Muffe 222 und der Steuerkolben 223 des dreischichtigen Ventils 220 aus der in Fig. 10 gezeigten neutralen Stellung aktiviert werden, um das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebemechanismus 20 zu senken (Beschleunigung), wird die Muffe 222 um einen vorbestimmten Hub zuerst nach rechts in der Zeichnung bewegt, um das Verbindungsmaß zwischen dem Leitungsdruckanschluss 224 und dem Beschleunigungsdruckanschluss 227 und das zwischen dem zweiten Entlastungsdruckanschluss 226 und dem Geschwindigkeitminderungs-Druckanschluss 228 zu erhöhen, so dass der Leitungsdruck von der Beschleunigungsdruckleitung 248 zu der Hydraulikdruckkammer zum Erhöhen der Drehzahl 115 zugeführt wird und der Entlastungsdruck von der Geschwindigkeitminderungs-Druckleitung 249 zu der Hydraulikdruckkammer zum Senken der Drehzahl 116 zugeführt wird.
Dadurch wird der Lagerzapfen 25 oder die Rolle 23 durch die Druckdifferenz ΔP zwischen dem Leitungsdruck als Hydraulikdruck zum Erhöhen der Drehzahl PH und dem Entlastungsdruck als Hydraulikdruck zum Senken der Drehzahl PL in die Beschleunigungsrichtung bewegt, um die Rolle 23 zu neigen, und der Steuerkolben 223 wird durch den Nockenmechanismus 260 in die gleiche Richtung mit der Muffe 222 in Reaktion auf den Neigungswinkel der Rolle 23 bewegt und zu diesem Zeitpunkt werden der Neigungswinkel der Rolle 23 und der Weg des Steuerkolbens 223 durch die Druckdifferenz ΔP, nicht durch den anfänglichen Weg der Muffe 222, ermittelt, so dass, wenn der Weg der Muffe 222 so eingestellt wird, dass das Verbindungsverhältnis zwischen den Anschlüssen auch nach Neigung der Rolle 23 und Bewegung des Steuerkolbens 223 gehalten wird oder wenn die Muffe 222 nach einem anfänglichen Weg in die vorbestimmte Richtung bewegt wird, so dass das Verbindungsverhältnis zwischen den Anschlüssen gewahrt bleibt, die direkte Schaltsteuerung durch die Druckdifferenz ΔP aktiviert ist, selbst nach Neigung der Rolle 23 und Bewegung des Steuerkolbens 223.
Bei diesem Getriebe 10 wird die direkte Steuerung immer nahe dem neutral übersetzten Zustand implementiert, wo der Einfluss der Hysterese mit Wahrscheinlichkeit in der Steuerung des dreischichtigen Ventils verschwindet, sie wird mit anderen Worten während geringer Fahrzeuggeschwindigkeit implementiert. Ferner wird die Steuervorrichtung 300 des Getriebes 10 zur Implementierung der Steuerung veranlasst, welche den neutral übersetzten Zustand nicht verwirklichen darf, um eine Kriechkraft (nachstehend als "Kriechkraft" bezeichnet) als Automatikgetriebe mit Drehmomentwandler zu erzeugen, wenn sich die Fahrzeuggeschwindigkeit im niedrigen Geschwindigkeitsbereich befindet, in dem die direkte Steuerung implementiert ist und der Leerlaufschalter 308 an ist. Der Grund hierfür wird nachstehend beschrieben.
Die Neutralübersetzung bedeutet, dass das Hohlrad 53 des Planetenradmechanismus 50 feststehend gehalten wird, indem das Verhältnis zwischen der in das Sonnenrad 52 des Planetenradmechanismus 50 durch den Hochmodus-Getriebezug 90 eingegebenen Drehzahl und der in den Ritzelträger 51 des Planetenradmechanismus 50 durch den Niedrigmodus-Getriebezug 80 eingegebenen Drehzahl auf einen vorbestimmten Wert gesetzt wird und dadurch wird das Toroid-Übersetzungsverhältnis durch die Steuerung des dreischichtigen Ventils oder die oben beschriebene direkte Steuerung gesteuert und es gibt nur ein Übersetzungsverhältnis zwischen dem Sonnenrad 52 und dem Ritzelträger 51, um die Neutralübersetzung zu aktualisieren, und daher gibt es nur ein Toroid- Übersetzungsverhältnis. Dadurch ist eine äußerst geringe Toroid- Übersetzungsverhältnissteuerung erforderlich und es wird häufig in die Vorwärts- oder Rückwärtslaufrichtung geschaltet.
Wenn sich das Fahrzeug aus der vorübergehenden Haltesituation zu bewegen beginnt, erlaubt es die Neutralübersetzung dem Fahrzeug nicht, allein durch Freigeben des Bremspedals anzufahren, sondern erfordert das Niederdrücken des Gaspedals. Um eine gute Anfahrfähigkeit stets durch Ausüben eines gewissen Grads an Antriebskraft auf das Fahrzeug sicherzustellen, so wie dies das Automatikgetriebe mit einem Drehmomentwandler tut, muss demgemäß das Toroid-Übersetzungsverhältnis mit einer gewissen Versetzung zur neutral übersetzten Position gesteuert werden, zum Beispiel das Ausüben einer leichten Vorwärtsantriebskraft in dem Vorwärtsfahrbereich wie dem D-Bereich und das Ausüben einer leichten Rückwärtsantriebskraft in dem Rückwärtsfahrbereich des R-Bereichs. Diese Art von Kriechsteuerung erfordert keine so minutiöse Steuerung, so dass dies einen gewissen Vorteil bei der Bremsbetätigung mit sich bringt. Da die Kriechsteuerung implementiert wird, wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit im niedrigen Geschwindigkeitsbereich liegt, in dem die direkte Steuerung implementiert ist, und der Leerlaufschalter 308 an ist, wird, wie vorstehend beschrieben, in diesem Getriebe 10 von der Steuerung des dreischichtigen Ventils zur direkten Steuerung und gleichzeitig zur Kriechsteuerung umgeschaltet, wo zum Beispiel die Fahrzeuggeschwindigkeit gesenkt wird, während der Fahrer das Gaspedal freigibt, und andererseits, wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit bei niedergedrücktem Gaspedal auf einer Bergaufstrecke etc. abnimmt, die normale Schaltsteuerung anhand des Schaltablaufs unter der direkten Steuerung implementiert wird und dann die Kriechsteuerung einsetzt, wenn das Gaspedal zum Niederdrücken des Bremspedals freigegeben wird.
Während das Fahrzeug steht, wird die Kriechkraft so klein wie möglich gehalten, um Kraftstoff einzusparen, und bei Anfahren wird die Kriechsteuerung anfangs angelegt und wird dann durch die normale direkte Steuerung ersetzt, wenn das Gaspedal betätigt wird, und wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit einen gewissen Wert übersteigt, wird die Steuerung des dreischichtigen Ventils angelegt.

(2) Konkrete Betätigung in den jeweiligen Steuerungen

Wie in Fig. 20 gezeigt werden verschiedene Steuerprogramme in der Steuervorrichtung 300 gespeichert, um verschiedene Arten von Situationen anhand der oben beschriebenen Schaltbetätigung zu bewältigen, und die Unterbrechung durch jede Steuerung wird ausgeführt, wenn dies unabhängig erforderlich ist oder in Verbindung mit anderen Steuerungen.

(2-1) Leitungsdrucksteuerung

Wie vorstehend beschrieben wird der Druck des von der Ölpumpe 102 abgelassenen Betriebsfluids durch das Regelventil 202 nach Regeln durch das lineare Magnetventil 209 auf den vorbestimmten Leitungsdruck der Hauptleitung 201 zugeführt, doch in der Schaltsteuerung wird dieser Leitungsdruck dem dreischichtigen Ventil 220, 230 zusammen mit dem Entlastungsdruck, welcher der Entlastungsdruckleitung 203 durch das Regelventil 204 nach Regeln durch das lineare Magnetventil 210 auf einen Druck niedriger als der Leitungsdruck zugeführt wird, zugeführt und dient als wichtiger Druck zum Erzeugen der Druckdifferenz ΔP für die Schaltsteuerung, bei welcher der Lagerzapfen 25, 35 in die vorbestimmte Richtung zum Neigen der Rolle 23, 33 bewegt wird, während die Rolle 23, 33 oder der Lagerzapfen 25, 35 des stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 in der neutralen Stellung gegen die Zugkraft T gehalten wird.
Demgemäß wird die Druckdifferenz ΔP so gesteuert, dass der Lagerzapfen 25, 35 in der neutralen Stellung in Reaktion auf eine Erhöhung oder Abnahme der Zugkraft T gehalten wird, und wenn zum Beispiel der Entlastungsdruck konstant ist, kann die Druckdifferenz ΔP durch Erhöhen des Leitungsdrucks, um der größeren Zugkraft T entgegenzuwirken, vergrößert werden und wenn der Leitungsdruck konstant ist, kann die Druckdifferenz ΔP durch Senken des Entlastungsdrucks, um der größeren Zugkraft T entgegenzuwirken, gesenkt werden.
Die Zugkraft T wird nicht nur durch das Motordrehmoment beeinflusst, sondern auch durch den Neigungswinkel der Rolle 23, 33. Wie in Fig. 21 durch ein Beispiel der ersten Rolle 231 des ersten stufenlosen Getriebemechanismus 20 gezeigt, wird, wenn die Rolle 231 in Folge der Schaltsteuerung in die Geschwindigkeitminderungsseite geneigt wird, wie in der Zeichnung durch eine durchgehende Linie gezeigt, ein Radius r1 des Kontaktpunkts zwischen der Rolle 231 und der Antriebsscheibe 21 verglichen mit dem Fall, da die Rolle 231 in die Beschleunigungsseite geneigt ist, wie in der Zeichnung durch eine Strichlinie gezeigt, kleiner und daher wird, selbst wenn das von der Antriebsscheibe 21 auf die Rolle 231 übertragene Drehmoment Tz konstant ist, die auf die Rolle 231 an dem Kontaktpunkt ausgeübte Zugkraft größer und die Reaktionskraft an dem Kontaktpunkt der Rolle 231 mit der Abtriebsscheibe 22 wird ebenfalls größer. Somit nimmt die Zugkraft T als Ganzes zu, wenn sich die Rolle 231 in die Geschwindigkeitminderungsseite neigt.
Das Drehmoment Tz wird in die oben beschriebene Richtung in dem Hochmodus (H-Modus) übertragen, bei dem die Niedrigmodus-Kupplung ausgerückt und die Hochmodus-Kupplung eingerückt ist, und in diesem Hochmodus wird, wenn das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 (nachstehend als "Toroid-Übersetzungsverhältnis" bezeichnet) größer wird, der Leitungsdruck so gesteuert, dass er zunimmt, wenn der Entlastungsdruck konstant ist, oder der Entlastungsdruck wird so gesteuert, dass er abnimmt, wenn der Leitungsdruck konstant ist, so dass die Druckdifferenz ΔP zum Entgegenwirken der Zugkraft T vergrößert wird.
Im Niedrigmodus (L-Modus) andererseits wird das Drehmoment in die dem Hochmodus entgegengesetzte Richtung aufgrund des zu dem stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 als Reaktionskraft von dem Planetenradmechanismus 50 (siehe Fig. 9) zurückzirkulierten umlaufenden Drehmoments übertragen. Demgemäß wird in dem Niedrigmodus, wenn die Rolle 231 in die Beschleunigungsseite geneigt wird, wie in Fig. 21 durch eine gestrichelte Linie gezeigt, ein Radius r2 des Kontaktpunkts zwischen der Rolle 231 und der Abtriebsscheibe 22 kleiner und dadurch wird die Zugkraft T größer und daher wird, wenn das Toroid-Übersetzungsverhältnis kleiner wird, der Leitungsdruck so gesteuert, dass er zunimmt, wenn der Entlastungsdruck konstant ist, oder der Entlastungsdruck wird so gesteuert, dass er abnimmt, wenn der Leitungsdruck konstant ist, so dass die Druckdifferenz ΔP zum Entgegenwirken der Zugkraft T vergrößert wird.
Die konkrete Betätigung der Leitungsdrucksteuerung durch die Steuervorrichtung 300 wird zum Beispiel in Fig. 22 gezeigt, wo das Motordrehmoment Te aus der Motordrehzahl Ne und dem Drosselklappenwinkel A bei Schritt S11 berechnet wird, der Ölpumpverlust "Verlust" in Schritt S12 berechnet wird und das Toroid- Übersetzungsverhältnis Rtd aus den Antriebs- und Abtriebsdrehzahlen der stufenlosen Getriebemechanismen 20, 30 jeweils in Schritt S13 berecht wird und dann der Wert des Getriebedrehmoments Tz bei Schritt S14 aus der zum Beispiel in Fig. 23 gezeigten Darstellung mit Hilfe der oben berechneten Werte und Modi als Parameter ermittelten wird. Wie in der Darstellung gezeigt nimmt in dem Niedrigmodus-D-Bereich das Getriebedrehmoment Tz zu, wenn sich das Toroid- Übersetzungsverhältnis Rtd zur Beschleunigungsseite verlagert, und das Getriebedrehmoment Tz ist in dem Hochmodus bei 1,0 festgelegt.
Dann wird bei Schritt S15 der Leitungsdruck PL anhand des Getriebedrehmoments Tz aus der zum Beispiel in Fig. 24 gezeigten Darstellung ermittelt und bei Schritt S16 wird das lineare Magnetventil 209 so gesteuert, dass der Leitungsdruck PL erhalten wird. In dieser Darstellung wird der Leitungsdruck in dem Bereich erhöht, in dem das Getriebedrehmoment Tz einen vorbestimmten Wert übersteigt, um der Zugkraft T entgegenzuwirken, wobei wie vorstehend beschrieben der Leitungsdruck so eingestellt wird, dass er größer wird, wenn das Toroid-Übersetzungsverhältnis Rtd sich in die Beschleunigungsseite im Niedrigmodus bewegt, und der Leitungsdruck so eingestellt wird, dass er größer wird, wenn das Toroid-Übersetzungsverhältnis Rtd sich in die Geschwindigkeitminderungsseite in dem Hochmodus bewegt. Der Leitungsdruck wird auf einen konstanten Wert in dem Bereich, da das Getriebedrehmoment Tz unter dem vorbestimmten Wert liegt, festgelegt und in diesem Bereich wird die Druckdifferenz ΔP durch Erhöhen oder Senken des Entlastungsdrucks gesteuert. Das heißt: im Niedrigmodus wird der Entlastungsdruck gesenkt, wenn sich das Toroid-Übersetzungsverhältnis Rtd zur Beschleunigungsseite bewegt, und im Hochmodus wird der Entlastungsdruck gesenkt, wenn das Toroid- Übersetzungsverhältnis Rtd sich zur Geschwindigkeitminderungsseite bewegt.

(2-2) Einrücksteuerung

Da, wie vorstehend beschrieben, in dem N-Bereich die Hauptleitung 201 zum Zuführen des Leitungsdrucks von den ersten bis dritten Ausgangsleitungen 205- 207 durch das manuelle Ventil 208 beeinflusst wird, befinden sich sowohl die Niedrigmodus- als auch die Hochmodus-Kupplung 60, 70 in dem ausgerückten Zustand. Wenn der Fahrer den Bereich von dieser Situation in den Vorwärtsfahrbereich, zum Beispiel den D-Bereich, S-Bereich und L-Bereich, oder in den Rückwärtsfahrbereich R-Bereich schaltet, wird die Niedrigmodus-Kupplung 60 zur Erzeugung des Niedrigmodus eingerückt. Wenn zu diesem Zeitpunkt das Toroid-Übersetzungsverhältnis so gesteuert wird, dass die Neutralübersetzung erhalten wird, werden der Ritzelträger 51 des Planetenradmechanismus 50 und das sekundäre Zahnrad 82 des Niedrigmodus-Getriebezugs 80 in der Drehung zu einander synchronisiert, so dass es bei Einrücken der Niedrigmodus-Kupplung 60 zu deren Verbinden oder Lösen kaum zu einer Einrückerschütterung kommt.
Da jedoch der N-Bereich im Allgemeinen bei Stillstand mit Leerlaufsituation oder bei niedriger Fahrzeuggeschwindigkeit gewählt wird, wird die Einrück-Betätigung des N-D-Bereichs oder des N-R Bereichs während der Kriechsteuerung implementiert. Da der neutral übersetzte Zustand in der Kriechsteuerung nicht verwendet werden, wird somit die Einrück-Erschütterung durch das Kriechdrehmoment erzeugt, wenn die Niedrigmodus-Kupplung 60 eingerückt wird.
Die Steuervorrichtung 300 implementiert die Motorsteuerung, um die Einrückerschütterung gemäß dem in Fig. 26 gezeigten Flussdiagramm zu unterdrücken. Nun wird die Zuschaltsteuerung unter Bezug auf Fig. 26 beschrieben, welche das Verhältnis zwischen der Impulsanzahl des Schrittmotors 251 und dem endgültigen Übersetzungsverhältnis zeigt, unter Bezug auf Fig. 27, welche das Verhältnis zwischen dem Entlastungsdruck und dem Abtriebsdrehmoment zeigt, und unter Bezug auf Fig. 31, welche ein Zeitdiagramm zeigt.
Die Steuervorrichtung 300 beurteilt zuerst bei Schritt S21, ob der Bereich sich im vorherigen Steuerzyklus im N-Bereich befindet oder nicht, und bei JA beurteilt sie bei Schritt S22, ob der aktuelle Bereich ein Fahrbereich, zum Beispiel D-, S-, R- Bereich, ist. Bei NEIN, was bedeutet, der N-Bereich wird fortgesetzt, wird ein Entlastungsdruck Prf bei Schritt S23 gleich Null gesetzt und bei Schritt S24 wird ein Impuls des Schrittmotors 251 PLUS auf PN gesetzt, was den neutral übersetzten Zustand ergibt, und dann wird bei Schritt S25 ein Timerwert TIME auf Null gesetzt.
Der Grund für das Setzen des Entlastungsdrucks Prf auf Null bei Fortsetzen des N-Bereichs liegt darin, dass dies den Vorteil bietet, dass keine unnötige Energie verbraucht wird, da der Entlastungsdruck Prf Null wird, wenn das lineare Magnetventil 210 für die Entlastungsdrucksteuerung nicht betätigt wird. Der Grund für das Setzen des Impulses PLUSE auf PN, was den neutral übersetzten Zustand ergibt, liegt darin, dass die Muffe 222 auf einen festen Punkt als Vorbereitung zur Erzeugung einer Kriechkraft durch die direkte Steuerung in der danach erwarteten Einrückbetätigung zurückgeführt wird, und daher ein anderer Punkt verwendet werden kann, wenn es ein Verhältnis zwischen der Muffe 222 und dem Steuerkolben 223 des dreischichtigen Ventils 220 in eine vorbestimmte neutrale Position bewegt und dadurch die Verbindung zwischen jedem Anschluss beeinflusst wird.
Wenn andererseits bei Schritt S22 festgestellt wird, dass der aktuelle Bereich in dem Fahrbereich liegt, z. B. dem D-, S-, L- und R-Bereich, wird bei Schritt S26 der Timerwert TIM beurteilt, und wenn der Timerwert TIM innerhalb einer vorbestimmten Zeit TIMx liegt, welche zum Einrücken der Niedrigmodus-Kupplung 60 erforderlich ist, wird der Entlastungsdruck Prf bei Schritt S27 auf einen relativ hohen vorbestimmten Druck Prf(on) gesetzt, und um die Verbindungssituation zwischen jedem Anschluss in dem dreischichtigen Ventil 220 zur Implementierung der Direktsteuerung zu halten, wird bei Schritt S28, wenn der aktuelle Schaltbereich sich in dem Vorwärtsfahrbereich befindet, z. B. im D-Bereich, der Impuls PLUSE des Schrittmotors 251 von PN auf PD1 geschaltet, wo sich das endgültige Übersetzungsverhältnis in der Hochdrehzahlseite befindet, und wenn der aktuelle Schaltbereich der Rückwärtsfahrbereich des R-Bereichs ist, wird der Impuls PLUSE des Schrittmotors 251 auf PR1 verschoben, wo das endgültige Übersetzungsverhältnis sich in der Hochdrehzahlseite befindet, und dann wird bei Schritt S29 der Timerwert TIM um 1 erhöht.
Das heißt während der für das Einrücken der Niedrigmodus-Kupplung 60 erforderlichen vorbestimmten Zeit TIMx wird der Entlastungsdruck Prf auf einen höheren Wert gesetzt und dadurch wird die Druckdifferenz ΔP, die Abweichung von dem Leitungsdruck, kleiner gehalten, um den neutral übersetzten Zustand zu beenden, und die Kriechkraft (Abtriebskraft) wird niedriger gesetzt. Daher wird die Einrückerschütterung bei der Einrückbetätigung unterbunden.
Wenn der Timerwert TIM die für das Einrücken der Niedrigmodus-Kupplung 60 erforderliche vorbestimmte Zeit TIMx in Schritt S26 übersteigt, wird der Entlastungsdruck Prf auf einen relativ niedrigen vorbestimmten Druck Prf(off) in Schritt S31 gesetzt, und um die Verbindungssituation zwischen jedem Anschluss des dreischichtigen Ventils 220 zu halten, um die direkte Steuerung zu implementieren, wird bei Schritt S32, wenn der aktuelle Schaltbereich der Vorwärtsfahrbereich ist, beispielsweise der D-Bereich, der Impuls PLUSE des Schrittmotors 251 von PN auf PD0 geschaltet, wo das endgültige Übersetzungsverhältnis sich in der Niedrigdrehzahlseite befindet, und wenn sich der aktuelle Schaltbereich in dem Rückfahrbereich des R-Bereichs befindet, wird der Impuls PLUSE des Schrittmotors 251 ebenfalls auf PR0 geschaltet, wo das endgültige Übersetzungsverhältnis sich in der Niedrigdrehzahlseite befindet, und dann wird der Timerwert TIM in Schritt S33 auf Null gesetzt.
Das heißt, nach dem Einrücken der Niedrigmodus-Kupplung 60 wird der Entlastungsdruck auf den niedrigeren Wert gesetzt und dadurch wird die Druckdifferenz ΔP, die Differenz von dem Leitungsdruck, größer gehalten, um die Abweichung von dem neutral übersetzten Zustand zu vergrößern, und die Kriechkraft (Abtriebskraft) wird höher gesetzt. Daher kann eine ausgezeichnete Anfahrfähigkeit sichergestellt werden.

(2-3) Direkte Steuerung

Zusätzlich zu der oben beschriebenen grundlegenden Betätigung der direkten Steuerung implementiert die Steuervorrichtung 300 dieses Getriebes 10 eine gewisse spezielle Steuerung, wenn das Bremspedal getreten wird bzw. während der Kriechdrehzahl. Die konkrete Steuerungsbetätigung in diesen Fällen wird durch das Flussdiagramm von Fig. 28 gezeigt, und dies wird unter Bezug auf das Zeitdiagramm in Fig. 31 erläutert. Zuerst wird bei Schritt S41 die Steuerung des dreischichtigen Ventils durch die direkte Steuerung ersetzt, wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit V unter eine bestimmte Geschwindigkeit fällt, welche um einen vorbestimmten Wert AN höher als die Zielfahrzeuggeschwindigkeit Vo in der Kriechsteuerung ist, und zu diesem Zeitpunkt wird, wenn bei Schritt S43 ermittelt wird, dass der Bremsschalter 309 AN ist (zu diesem Zeitpunkt ist der Leerlaufschalter 308 EIN und die Kriechsteuerung hat begonnen), der Entlastungsdruck Prf bei Schritt S43 auf den relativ höheren vorbestimmten Druck Prf(on) gesetzt und bei Schritt S44 wird das lineare Magnetventil 210 so gesteuert, dass dieser Entlastungsdruck Prf(on) erhalten wird. Das heißt, der Entlastungsdruck Prf wird erhöht, um die Kriechkraft kleiner zu halten, da eine frühere Geschwindigkeitsminderung bevorzugt ist, wenn das Bremspedal gedrückt wird.
Wenn andererseits der Bremsschalter 309 bei Schritt S42 AUS ist, wird der Entlastungsdruck Prf bei Schritt S45 auf den relativ niedrigeren vorbestimmten Druck Prf(off) gesetzt. Wenn der Leerlaufschalter 308 bei Schritt S46 AN ist, wird bei Schritt 47 eine Abweichung dV der aktuellen Fahrzeuggeschwindigkeit V von der Zielfahrzeuggeschwindigkeit Vo in der Kriechsteuerung ermittelt und dann wird ein Regeldruck ΔPPrf des Entlastungsdrucks Prf von der Darstellung in Fig. 29 anhand der Abweichung dV in Schritt S48 abgeleitet. Der durch den Regeldruck ΔPrf hinzugefügte Entlastungsdruck Prf wird bei Schritt S49 ermittelt und bei Schritt S44 wird das lineare Magnetventil 210 so gesteuert, dass für dieses der Entlastungsdruck Prf erhalten wird. Dadurch wird die Kriechkraft nicht gesenkt, wenn das Bremspedal nicht gedrückt ist, so dass die Fahrzeuggeschwindigkeit durch die Regelung in der Zielfahrzeuggeschwindigkeit Vo gehalten werden kann.
Das Zeitdiagramm von Fig. 31 zeigt die Regelung der Fahrzeuggeschwindigkeit auf die Zielfahrzeuggeschwindigkeit Vo bei Anhalten und während des Startens. Der Grund, warum der Einleitzustand der direkten Steuerung auf eine bestimmte Geschwindigkeit gesetzt ist, welche bei Schritt S41 um einen vorbestimmten Wert ΔV höher als die Zielfahrzeuggeschwindigkeit Vo ist, ist, dass verhindert werden soll, dass die direkte Steuerung aufgrund des Überschießens während der Regelung der Fahrzeuggeschwindigkeit V durch die Steuerung des dreischichtigen Ventils ersetzt wird.
Wenn in Schritt S46 der Leerlaufschalter 308 auf AUS steht, was bedeutet, dass das Gaspedal gedrückt wird, wird in Schritt S50 der Entlastungsdruck Prf in Reaktion auf den Drosselklappenwinkel A ermittelt und bei Schritt S44 wird das lineare Magnetventil 210 so gesteuert, dass der Entlastungsdruck Prf erhalten wird (während der Δt-Zeit bei Fahrzeugstarten in Fig. 31). Zu diesem Zeitpunkt wird das Verhältnis zwischen dem Entlastungsdruck Prf und dem Drosselklappenwinkel θ in einem Kennfeld gesetzt, wie in Fig. 30 gezeigt, so dass der Entlastungsdruck Prf steigt, wenn der Drosselklappenwinkel θ zunimmt. Dadurch wird die Kriechkraft um so stärker gesenkt, je stärker das Gaspedal gedrückt wird, das heißt sie bewegt sich nahe zu dem neutral übersetzten Zustand und dadurch wird das Übersetzungsverhältnis größer, die Motordrehzahl wird erhöht, eine bessere Beschleunigungsleistung wird verwirklicht und das Umschalten auf die Steuerung des dreischichtigen Ventils wird gleichmäßig durchgeführt.
Wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit V die Geschwindigkeit der Einleitsituation der direkten Steuerung in Schritt S412 übersteigt, wird der Entlastungsdruck Prf, welcher die mit dem Leitungsdruck in der Steuerung des dreischichtigen Ventils assoziierte Druckdifferenz ΔP erzeugt, bei Schritt S1 auf Null gesetzt und bei Schritt S52 wird das lineare Magnetventil 210 so gesteuert, dass hierfür der Entlastungsdruck Prf erhalten wird, und in Schritt S53 bewegt sich das Steuerungssystem zur Steuerung des dreischichtigen Ventils.
Die Impulszahl des Schrittmotors 251 an dem Punkt, da zwischen der Steuerung des dreischichtigen Ventils und der direkten Steuerung umgeschaltet wird, stimmt nicht notwendigerweise überein, und wenn die Direktsteuerung einsetzt, wird die Muffe 222 von der Stellung, an der die Steuerung des dreischichtigen Ventils endet, in die entsprechende Stellung der direkten Steuerung bewegt (Impulsanzahl PD0), und wenn die Steuerung des dreischichtigen Ventils einsetzt, wird die Muffe 222 von der Stellung, da die direkte Steuerung endet (Impulszahl PD0), zu der entsprechenden Stellung der Steuerung des dreischichtigen Ventils bewegt.
Bei der direkten Steuerung wird, wenn der Bremsschalter bei Schritt S42 auf AUS steht, der Entlastungsdruck Prf erhöht, um die Kriechkraft kleiner zu halten, so dass aufgrund der Verringerung der Antriebskraft, wenn die Kriechkraft bei Einschalten des Bremsschalters 309 bei Anhalten des Fahrzeugs auf einem Gefälle, nicht auf ebener Straße sofort gesenkt wird, eine gewisse Möglichkeit einer Fahrt in entgegengesetzter Richtung besteht. Zur Bewältigung dieses Problems wird ein zweites direktes Steuerungsprogramm in der Steuervorrichtung 300 des Getriebes 10 gespeichert.
Die zweite direkte Steuerung einschließlich dieser Neigungswinkelsteuerung wird unter Bezug auf das Flussdiagramm in Fig. 32 und das Zeitdiagramm in Fig. 35 beschrieben. Das Flussdiagramm in Fig. 32 ist das gleiche wie in Fig. 28 mit der Ausnahme, dass Schritt S40 vor Schritt S41 hinzugefügt wird und dass Schritt S43 abgeändert ist.
Vor der Beurteilung der Start- oder Endbedingung der direkten Steuerung in Schritt S41 werden eine Verzögerungszeit Tc und der Entlastungsdruck Prf in Reaktion auf den Straßenneigungswinkel "k", welcher durch den Neigungswinkelsensor 310 bei Schritt S40 festgestellt wird, ermittelt. Zu diesem Zeitpunkt, da ein Steigungswinkel steiler wird, wird, wie in Fig. 33 gezeigt, die Verzögerungszeit Tc länger eingestellt und der Entlastungsdruck Prf wird niedriger eingestellt (so dass die Kriechkraft größer wird). Der Entlastungsdruck Prf0 auf flacher Straße wird auf den Wert gesetzt, der eine normale Kriechkraft ergibt.
Die direkte Steuerung beginnt bei Schritt S41 und wenn der Bremsschalter bei Schritt S42 auf EIN steht, wird ein Zählerstand "count" bei Schritt S43a daraufhin beurteilt, ob er Null ist oder nicht, und wenn die Ermittlung JA lautet, das heißt, wenn dies ein erstes Vorrücken zu dem Schritt S43a ist, wird der Entlastungsdruck Prf (welcher anhand des Neigungswinkels ermittelt wird) bei Schritt S43b auf den relativ niedrigeren vorbestimmten Druck Prf(off), wie dies bei einem auf AUS stehenden Bremsschalter geschieht, gesetzt, und dann wird der Zählerstand bei Schritt S43c um 1 erhöht und der Zählerstand wird mit der Verzögerungszeit Tcd verglichen, welche in Schritt S43d anhand des Neigungswinkels ermittelt wird.
Wenn der Zählerstand innerhalb der Verzögerungszeit Tcd liegt, wird der obige relativ niedrigere Druck Prf(off) bei Schritt S43e gehalten, und wenn er die Verzögerungszeit Tcd übersteigt, wird eine Berechnung für das Erhöhen des Entlastungsdrucks Prf in Reaktion auf den Zählerstand bei Schritt S43f ausgeführt. Ein bei der Berechnung verwendeter Korrekturkoeffizient Ck wird, wie in Fig. 34 gezeigt, so gesetzt, dass mit zunehmender Steilheit des Neigungswinkels Ck kleiner wird, d. h. je langsamer der Entlastungsdruck Prf ansteigt (also je langsamer die Kriechkraft abnimmt). Das lineare Magnetventil 210 wird so gesteuert, dass der wie oben beschrieben ermittelte Entlastungsdruck Prf erhalten wird.
Nach dieser Steuerung wird, wenn der Steigungswinkel der Straßenfläche steiler ist, die Kriechkraft nach dem Treten des Bremspedals größer eingestellt und die Verzögerungszeit, welche eine Haltezeit derselben ist, wird länger eingestellt, und nach Verstreichen der Verzögerungszeit wird die Kriechkraft langsamer gesenkt, wenn der Steigungswinkel steiler ist, so dass effektiv verhindert werden kann, dass das Fahrzeug auf der Straße mit einem Neigungswinkel rückwärts fährt.

(2-4) D-R-Umschaltsteuerung

Während des Garagenparkbetriebs kann der Schaltbereich zum Beispiel von dem D-Bereich zu dem R-Bereich (D-R) für die erwartete Rückwärtsfahrt geändert werden, während des Fahrzeug noch vorwärts fährt, und kann auch in die entgegengesetzte Richtung (R-D) geändert werden, während das Fahrzeug noch rückwärts fährt. Bezüglich des Getriebezugs dieses Getriebes 10 zu diesem Zeitpunkt wird die Niedrigmodus-Kupplung 60 aufgrund dieser kurzen Zeit in der Einrücksituation gehalten, auch wenn das manuelle Ventil 208 bei der Bewegung zwischen D-Bereich und R-Bereich durch die N-Bereichsstellung geht.
Das Toroid-Übersetzungsverhältnis ändert sich unter dieser Bedingung, wobei es den neutral übersetzten Zustand kreuzt, das heißt das Toroid- Übersetzungsverhältnis wird zu diesem Zeitpunkt so gesteuert, dass die Umlaufgeschwindigkeit des Sonnenrads 52 geändert wird, so dass das Hohlrad 53 und die sekundäre Welle 13 gegenüber der aktuellen Richtung in der entgegengesetzten Richtung gedreht werden. Da eine große Kraft zum Neigen der Rolle 23, 33 des stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 bezüglich der Scheibe 21, 22, 31, 32 in der oben beschriebenen Weise erforderlich ist, besteht dadurch die Möglichkeit eines Schlüpfens und einer Beschädigung der Rolle 23, 33, der Scheibe 21, 22, 31, 32 usw.
Zur Lösung dieses Problems implementiert die Steuervorrichtung 300 eine Steuerung nach dem in Fig. 36 gezeigten Flussdiagramm, um während der Umschaltsteuerung zwischen der Vorwärts- und Rückwärtsfahrt keine hohe Last auf den stufenlosen Getriebemechanismus 20, 30 auszuüben.
Wenn bei Schritt S61 ermittelt wird, dass sich der Bereich im D-Bereich befindet, wird eine normale Steuerung des dreischichtigen Ventils durch die Muffenbewegung anhand des Schaltdiagramms (Schaltkennfeld), wie zum Beispiel in Fig. 18 bei Schritt S62 gezeigt, ausgeführt, und wenn sich der Bereich bei Schritt S61 nicht im D-Bereich befindet und sich bei Schritt S63 im N-Bereich befindet, wird bei Schritt 64 die Niedrigmodus-Kupplung 60 ausgerückt und die Muffe 222 des dreischichtigen Ventils 220 wird bei Schritt S65 in die Stellung nahe der Neutralübersetzung bewegt und dann wird bei Schritt S66 eine Korrektur der ursprünglichen Position des Schrittmotors 251 implementiert. Der Grund, warum die Muffe 222 nicht in die neutral übersetzte Stellung, sondern bei Schritt S65 in die Position nahe der Neutralübersetzung bewegt wird, ist, dass es, wie oben beschrieben, schwierig ist, die Muffe 222 in die exakte Position der Neutralübersetzung zu bewegen, und es versteht sich von selbst, dass die Muffe in die neutral übersetzte Position bewegt werden darf (die Position, in die die Muffe 222 bei Schritt 65 bewegt wird, wird als "Bezugsposition" bezeichnet).
Daher wird die Kraftübertragungsstrecke in dem N-Bereich unterbrochen und die Muffe 222 wird in die Bezugsposition bewegt und an diesem Punkt wird die Korrektur der ursprünglichen Position des Schrittmotors 251 wieder implementiert. Die Korrektur der ursprünglichen Position des Schrittmotors 251 wird in folgender Weise implementiert. Zuerst wird das Toroid-Übersetzungsverhältnis in dem Fall, da die Muffe 222 sich in der Bezugsposition befindet, anhand der festgestellten Werte des Antriebsdrehzahlsensors 306, der an der Niedrigmodus- Kupplungstrommel 61 montiert ist, und des Abtriebsdrehzahlsensors 307, der am zweiten Zahnrad 92 des Hochmodus-Getriebezugs 90 montiert ist, berechnet. Die Impulsanzahl bei Bewegen der Muffe 222 in die Bezugsposition wird auf die Impulsanzahl der ursprünglichen Position gesetzt (zum Beispiel ist sie in Fig. 17 nahe 1360). Das berechnete tatsächliche Übersetzungsverhältnis des Toroids wird mit dem vorbestimmten idealen Übersetzungsverhältnis des Toroids in der Bezugsposition verglichen, und die Muffe 222 wird in die Richtung bewegt, in der die Abweichung dazwischen beseitigt wird. Die Bewegung der Muffe 222 wird unter Vorwärtsregelung implementiert und nachdem die Muffe 222 durch mehrere Impulse bewegt wurde, wird die Impulszahl der ursprünglichen Position durch diese Impulszahl des Schrittmotors 251 ersetzt.
Unter erneutem Bezug auf Fig. 36 wird, wenn sich der Bereich bei Schritt S61 nicht im D-Bereich befindet und sich bei Schritt S63 nicht im N-Bereich befindet, beurteilt, ob er bei Schritt S67 sich im R-Bereich befindet. Lautet die Antwort NEIN, wird zu Schritt S62 vorgerückt, da die Antwort entweder S-Bereich oder L- Bereich sein muss, und wenn die Antwort JA lautet, wird bei Schritt 68 beurteilt, ob das Fahrzeug rückwärts fährt oder nicht. Fährt das Fahrzeug rückwärts, wird die normale Steuerung des dreischichtigen Ventils bei Schritt S62 ausgeführt, und wenn die Antwort NEIN lautet, wird bei Schritt 69 beurteilt, ob die Fahrzeuggeschwindigkeit Null ist, und wenn die Antwort JA lautet, was bedeutet, dass das Fahrzeug bei einer bestimmten Geschwindigkeit vorwärts fährt, wird jeder Schritt der Schritte S64-66, welche in dem N-Bereich durchgeführt werden, implementiert. Wenn die Antwort bei Schritt S69 dagegen NEIN lautet, was bedeutet, dass das Fahrzeug im R-Bereich stillsteht, wird zu Schritt 70 weitergerückt und die Muffe 222 des dreischichtigen Ventils 220 wird in die Rückwärtsstartstellung bewegt. Konkreter gesagt wird sie in eine Kriechstartstellung bewegt, in der das Hohlrad 53 und die sekundäre Welle 13 in die Rückwärtslaufrichtung gedreht werden. Dann wird die Niedrigmodus-Kupplung 60 bei Schritt S71 eingerückt.
Gemäß dieser Steuerung wird bei Durchführen eines Schaltens in den R-Bereich während der Vorwärtsfahrsituation der Schritt durch die Strecke von S61, S63, S67, S68 und S69 vorbewegt und nach Ausrücken der Niedrigmodus-Kupplung 60 bei Schritt S64 wird das Stoppen des Fahrzeugs bei Schritt S69 bestätigt und dann wird die Muffe bei Schritt 70 in die Rückwärtsfahrrichtung bewegt und die Niedrigmodus-Kupplung 60 wird bei Schritt S71 eingerückt und dadurch dreht sich das Sonnenrad 52 des Planetenradmechanismus 50 unter leichter Last, während die Niedrigmodus-Kupplung 60 ausgerückt ist, und während dieses Zeitraums wird die Rolle 23 des stufenlosen Getriebemechanismus 20 geneigt, so dass die Drehzahl des Sonnenrads 52 geändert wird, so dass die Neigungsbewegung unter niedriger Last implementiert werden kann, und dadurch besteht keine Gefahr, dass ein Schlüpfen und Beschädigen der Rolle 23, 33 und der Scheibe 21, 22, 31, 32 verursacht werden kann.

(2-5) R-D Umschaltsteuerung

Zwar stellt das in Fig. 36 gezeigte Flussdiagramm die Steuerung des D-R- Umschaltens dar, doch kann das gleiche Verfahren auf die R-D-Steuerung angewendet werden. Der Steuerungsablauf derselben wird in Fig. 37 gezeigt.

(2-6) Schaltsteuerung während des Rückwärtsfahrens

Das stufenlose Getriebe 10 kann das Toroid-Übersetzungsverhältnis stufenlos steuern und dadurch kann das endgültige Übersetzungsverhältnis durch Ändern der Umlaufgeschwindigkeit des Sonnenrads 52 beliebig von dem neutral übersetzten Zustand entweder in die Vorwärts- oder Rückwärtsrichtung geändert werden. Daher ist, obwohl für das Rückwärtsfahren eine unendliche Anzahl an Übersetzungspositionen eingestellt werden kann, beträchtliche Vorsicht beim Starten, vor allem in Rückwärtsfahrrichtung, erforderlich, was sich vom Vorwärtsfahren, welches eine gute Beschleunigungsfähigkeit aus dem Stillstand benötigt, unterscheidet.
Dann führt die Steuervorrichtung 300 dieses stufenlosen Getriebes 10, wie in Fig. 38 gezeigt, bei Schritt S102 eine Schaltsteuerung mit Hilfe der Schaltkarte für das Rückwärtsfahren durch, wenn sich der Bereich bei Schritt S101 im R-Bereich befindet, und wenn sich der Bereich bei Schritt S101 im D-Bereich befindet mit Hilfe der Schaltkarte für das Vorwärtsfahren bei Schritt S103.
Zu diesem Zeitpunkt ermittelt die Schaltkarte für das Rückwärtsfahren, wie in Fig. 39 gezeigt, den niedrigeren Motordrehzahlwert als Zielwert Neo unter Vergleich mit dem für das Vorwärtsfahren für die gleiche Fahrzeuggeschwindigkeit V und den gleichen Drosselklappenwinkel θ. Das endgültige Übersetzungsverhältnis wird mit anderen Worten als Ganzes in die Hochdrehzahlseite verschoben und dadurch kann ein zu schnelles Starten beim Rückwärtsfahren vermieden werden.
Diese Eigenschaft der Schaltkarte für das Rückwärtsfahren kann nur auf den unter dem vorbestimmten Bereich liegenden Drehzahlbereich angewendet werden. Zu diesem Zeitpunkt ist das Rückwärtsfahren bei gleichem endgültigen Übersetzungsverhältnis wie beim Vorwärtsfahren mit Ausnahme des Startens aktiviert, wo spezielle Vorsicht erforderlich ist.
Fig. 39 zeigt nicht die Schalteigenschaft unterhalt einer Fahrzeuggeschwindigkeit Vo+ Δ V, was bei der Beurteilung in der direkten Steuerung verwendet wird, da dieses Diagramm anhand des in Fig. 31 gezeigten Zeitdiagramms erstellt wurde, wo der Leerlaufschalter 308 bereits auf AN steht, wenn die Steuerung des dreischichtigen Ventils auf die direkte Steuerung geschaltet wird, und dadurch setzt die Kriechsteuerung sofort ein, so dass die normale Schaltsteuerung nicht unterhalb der Fahrzeuggeschwindigkeit für die Beurteilung Vo+ Δ V eingesetzt wird, d. h. diese Art von Schaltkarte wird nicht verwendet.

(2-7) Niedrigmodus-/Hochmodus-Umschaltsteuerung

Wie unter Bezug auf Fig. 17 beschrieben schneiden sich die Niedrigmodus- Kennkurve und die Hochmodus-Kennkurve des D-Bereichs in der vorbestimmten Impulsanzahl bzw. dem Toroid-Übersetzungsverhältnis. Dies wird durch eine Modusumschaltlinie in der in Fig. 18 bzw. Fig. 39 gezeigten Schaltkarte dargestellt. D. h. die Niedrigmodus-Kupplung 60 und die Hochmodus-Kupplung 70 werden an einem Punkt umgeschaltet, da das endgültige Übersetzungsverhältnis beider Modi zusammenfällt. Dadurch kann zwischen beiden Moi umgeschaltet werden, ohne dass es aufgrund einer plötzlichen Änderung des endgültigen Übersetzungsverhältnisses zu einer Erschütterung kommt.
Da das Umschalten zwischen den beiden Kupplungen 60, 70 aber eine bestimmte Zeit erfordert, befindet sich der Fahrzeugfahrzustand eventuell nicht an der Modusumschaltlinie, wenn das Umschalten beendet ist, und dadurch kann es zu einer plötzlichen Änderung des Übersetzungsverhältnisses kommen.
Zur Lösung dieses Problems implementiert die Steuervorrichtung 300 eine Modusumschaltsteuerung gemäß dem in Fig. 40 gezeigten Flussdiagramm. Zuerst beurteilt die Steuervorrichtung 300 bei Schritt S111, ob die von dem Motordrehzahlsensor 302 festgestellte tatsächliche Motordrehzahl Ne sich dem durch Multiplizieren des endgültigen Übersetzungsverhältnisses G der Modusumschaltlinie mit der von dem Fahrzeuggeschwindigkeitssensor 302 festgestellten Fahrzeuggeschwindigkeit V ermittelten Wert annähert. D. h. sie beurteilt, ob das aktuelle endgültige Übersetzungsverhältnis annähernd gleich dem an der Modusumschaltlinie ist oder nicht.
Wenn JA, wird bei Schritt S112 das Toroid-Übersetzungsverhältnis so gesteuert, dass das aktuelle endgültige Übersetzungsverhältnis G gehalten wird, während die Kupplungen 60, 70 umgeschaltet werden. Dann wird bei Schritt S113 eine Abweichung AN der tatsächlichen Motordrehzahl Ne von der Zielmotordrehzahl Neo, welche zum Halten des aktuellen endgültigen Übersetzungsverhältnisses G erforderlich ist, berechnet und bei Schritt 114 wird ein Regelwert ΔPLUS des Impulses PULSE anhand der in Fig. 41 gezeigten Karte ermittelt, welcher so gesetzt wird, dass die Abweichung AN der Motordrehzahl Null wird, und schließlich wird bei Schritt S115 der Regelwert ΔPLUS an den Schrittmotor 251 ausgegeben.
Dadurch wird die Position der Muffe 222 des dreischichtigen Ventils 220 geregelt, die Abweichung AN der Motordrehzahl auf Null gesetzt und dadurch das endgültige Übersetzungsverhältnis auf einem konstanten Wert gehalten. Da die Modi während dieses Zeitraums umgeschaltet werden, gibt es vor und nach dem Umschalten der Modi keine Änderung des Übersetzungsverhältnisses, so dass die Modi ohne Erschütterung gleichmäßig umgeschaltet werden können.
Da erfindungsgemäß in dem stufenlosen Toroid-Getriebe für das Fahrzeug mit Frontmotor und Frontantrieb, welches das neutral übersetzte System verwendet, der Getriebezug, welcher die Drehung auf die zweite Wellenseite überträgt, an welcher der Planetenradmechanismus angebracht ist, bezüglich des Motors an dem anderen Ende der ersten Welle angeordnet ist, an welcher der stufenlose Getriebemechanismus angebracht ist, kann verhindert werden, dass dieser Getriebezug die Differentialradvorrichtung, welche mit den motorseitigen Enden der zweiten Welle greift, oder den Kraftübertragungsmechanismus beeinträchtigt. Daher kann die Länge des Getriebes in axialer Richtung verglichen mit einer Anordnung des Getriebezugs mit einer Versetzung von der Differentialradvorrichtung usw. in axialer Richtung kürzer gehalten werden, so dass der Montiervorgang an einer Fahrzeugkarosserie sowie ein Konstruktionsdesign des Getriebes verbessert werden können.
Da insbesondere gemäß der vierten Erfindung der vorliegenden Erfindung bei der Konstruktion, in welcher zwei stufenlose Getriebemechanismen an der ersten Welle angeordnet sind, der zwischen der ersten Welle und dem Antriebsteil dieser stufenlosen Mechanismen angeordnete Beaufschlagungsmechanismus bezüglich des Motors am Ende der gegenüberliegenden Seite der ersten Welle angeordnet ist, wie der obige Getriebezug, wird das umlaufende Drehmoment, welches durch den Planetenradmechanismus an der zweiten Welle erzeugt und unter dem neutral übersetzten Zustand oder dem Niedrigmodus-Zustand zur Seite der ersten Welle zurückzirkuliert wird, nicht zur ersten Welle übertragen, so dass die erste Welle nur einen Durchmesser bzw. eine Festigkeit zum Übertragen des Drehmoments zum Motor aufweisen muss und dadurch kann das Getriebe kostengünstiger, kompakt und mit verbesserter Haltbarkeit und geringerem Gewicht hergestellt werden kann, und gleichzeitig kann die Erschütterung und das Geräusch am Fahrzeug verringert werden, da die Erschütterung vom Motor aufgrund der verringerten Steifheit der ersten Welle effektiv absorbiert werden kann.

Claims

1. Stufenloses Toroidgetriebe (10), welches Folgendes umfasst:

- eine erste Welle (11), deren eines Ende mit einem Motor (1) gekoppelt ist;

- eine zweite Welle (13), welche parallel zu der ersten Welle (11) angeordnet ist und deren motorseitiges Ende mit einer Differentialzahnradvorrichtung (5) zum Antreiben eines linken und rechten angetriebenen Rads gekoppelt ist;

- einen an der ersten Welle (11) angeordneten ersten stufenlosen Toroidgetriebe-Mechanismus (20) mit einer mit der ersten Welle (11) gekoppelten Antriebsscheibe (21), einer Abtriebsscheibe (22), welche an einer Motorseite der Antriebsscheibe (21) angeordnet und an der ersten Welle (11) drehbar gelagert ist, einer zwischen den beiden Scheiben (21, 22) gesetzten Rolle (23) zur Übertragung von Kraft dazwischen und einem Kontaktpunkt- Steuerelement, welches die Rolle (23) geneigt lagert und ein Übersetzungsverhältnis zwischen den beiden Scheiben (21, 22) durch Ändern der Kontaktpunkte zwischen der Rolle (23) und der Antriebs- (21) oder Abtriebsscheibe (22) variiert,

- einen an der zweiten Welle (13) angeordneten Planetenradmechanismus (50) mit drei Drehelementen eines Sonnenrads (52), eines Hohlrads (53) und eines Ritzelträgers (51), wobei von diesen Drehelementen das erste Element (52) mit der Abtriebsscheibe (22) des stufenlosen Getriebemechanismus (20) gekoppelt ist, so dass es zusammen mit diesem dreht, und das zweite Element (53) mit der zweiten Welle (13) gekoppelt ist,

- einen Getriebezug (80) mit einem ersten Zahnrad (81), welches an der ersten Welle (11) an einer bezüglich des Motors (1) gegenüberliegenden Seite des stufenlosen Getriebemechanismus (20) für eine Drehbewegung zusammen mit der ersten Welle (11) angeordnet ist, mit einem zweiten Zahnrad (22), welches an der zweiten Welle (13) an einer bezüglich des Motors (1) gegenüberliegenden Seite des Planetenradmechanismus (50) drehbar gelagert ist, und mit einem Losrad (83), welches mit dem ersten (81) und dem zweiten Zahnrad (82) greift, um eine Kraft dazwischen zu übertragen;

- einen ersten Kupplungsmechanismus (60), um das zweite Zahnrad (82) des Getriebezugs (80) mit dem dritten Element (51) des Planetenradmechanismus (50) ein- bzw. auszurücken;

- eine Kraftübertragungsstrecke für die Übertragung eines Antriebsdrehmoments von der Abtriebsscheibe (22) zu der zweiten Welle (13), ohne es durch den Planetenradmechanismus (50) zu führen;

- einen zweiten Kupplungsmechanismus (70) für das Ein- bzw. Ausrücken der Kraftübertragungsstrecke und

- ein Steuergerät (300) zum Steuern eines Betriebs des Kontaktpunkt- Steuerelements, des ersten Kupplungsmechanismus (60) und des zweiten Kupplungsmechanismus (70),

wobei das stufenlose Toroidgetriebe (10) weiterhin neben dem ersten stufenlosen Getriebemechanismus (20) einen zweiten stufenlosen Getriebemechanismus (30) umfasst, welcher eine zweite Abtriebsscheibe (32), die an der Motorseite der Abtriebsscheibe (22) des ersten stufenlosen Getriebemechanismus (20) angeordnet und an der ersten Welle (11) drehbar gelagert ist, eine zweite Antriebsscheibe (31), die an der Motorseite der Abtriebsscheibe (22) angeordnet und mit der ersten Welle (11) gekoppelt ist, eine zwischen beiden Scheiben (31, 32) gesetzte zweite Rolle (33) und ein zweites Kontaktpunkt-Steuerelement zum Ändern der Kontaktpunkte zwischen der Rolle (33) und der Antriebs- (31) oder Abtriebsscheibe (32) aufweist,

wobei die erste Welle (11) in eine dritte Welle (12) mit einer darin ausgebildeten Durchgangsbohrung eingesetzt ist und die Abtriebsscheiben (22, 32) des ersten (20) und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus (30) an einer Mitte der dritten Welle (12) integral und drehbar gelagert sind und die Antriebsscheiben (21, 31) des zweiten (30) und des ersten stufenlosen Getriebemechanismus (20) jeweils an der Motorseite und bezüglich des Motors (1) der gegenüberliegenden Seite der Abtriebsscheiben (22, 32) angeordnet sind und mit der dritten Welle (12) gekoppelt sind,

dadurch gekennzeichnet, dass ein

Beaufschlagungsmechanismus (40) für das Pressen der Rolle (23, 33) durch und zwischen die Antriebs- (21, 31) und Abtriebsscheiben (22, 32) in dem ersten (20) und dem zweiten stufenlosen Getriebemechanismus (30) zwischen der Antriebsscheibe (21) des ersten stufenlosen Getriebemechanismus (20) und dem ersten Zahnrad (81) des Getriebezugs (80), der bezüglich des Motors (1) an der gegenüberliegenden Seite desselben angeordnet ist, angeordnet ist.

2. Stufenloses Toroidgetriebe (10) nach Anspruch 1, welches weiterhin einen Fahrzeuggeschwindigkeits-Sensor (301) umfasst, wobei das Steuergerät (300) den ersten Kupplungsmechanismus (60) so steuert, dass das zweite Zahnrad (82) mit dem dritten Element (51) greift, und den zweiten Kupplungsmechanismus (70) so steuert, dass er die Kraftübertragungsstrecke ausrückt, wenn eine Fahrzeuggeschwindigkeit geringer als eine vorbestimmte Fahrzeuggeschwindigkeit ist, und andererseits den ersten Kupplungsmechanismus (60) so steuert, dass das zweite Zahnrad (82) sich von dem dritten Element (51) löst, und den zweiten Kupplungsmechanismus (70) so steuert, dass er mit die Kraftübertragungsstrecke einrückt, wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit höher als die vorbestimmte Fahrzeuggeschwindigkeit ist.

3. Stufenloses Toroidgetriebe (10) nach Anspruch 2, welches weiterhin einen Motorlastmessfühler umfasst, wobei die vorbestimmte Fahrzeuggeschwindigkeit höher gestellt wird, wenn eine Motorlast erhöht wird.

4. Stufenloses Toroidgetriebe (10) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der stufenlose Toroidgetriebemechanismus den ersten stufenlosen Getriebemechanismus (20) und den zweiten stufenlosen Getriebemechanismus (30) umfasst, die Abtriebscheibe (22) des ersten stufenlosen Getriebemechanismus (20) und die Abtriebscheibe (32) des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus (30) zu einer Einheit integriert sind und ein Zahnrad (91) an einer äußeren Fläche der integrierten Abtriebsscheibeneinheit (34) zum Einrücken und Drehen der integrierten Abtriebsscheibe (34) zusammen mit dem ersten Element (52) des Planetenradmechanismus miteinander ausgebildet ist.

5. Stufenloses Toroidgetriebe (10) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der stufenlose Toroidgetriebemechanismus den ersten stufenlosen Getriebemechanismus (20) und den zweiten stufenlosen Getriebemechanismus (30) umfasst, welcher die zweite Abtriebsscheibe (32) umfasst, die an der Motorseite der Abtriebsscheibe (22) des ersten stufenlosen Getriebemechanismus (20) angeordnet und an der ersten Welle (11) integral mit der Abtriebsscheibe (22) drehbar gelagert ist, und jede der Antriebs- (21, 31) und Abtriebsscheiben (22, 32) des ersten (20) und des zweiten stufenlosen Getriebemechanismus (30) an der dritten Welle (12) angeordnet ist, wobei ein Ende der dritten Welle (12) mittels eines Getriebegehäuses (100) durch ein Lager (131) gelagert wird, das andere Ende der dritten Welle in das erste Zahnrad (81) des Getriebezugs (80) eingepasst ist, das erste Zahnrad (81) mittels eines Getriebegehäuses (101) durch ein Lager (132) gelagert wird und ein Federelement (135) in ein Passteil der dritten Welle (12) und des ersten Zahnrads (81) zur Absorption einer relativen axialen Versetzung zwischen diesen dazwischengesetzt ist.

6. Stufenloses Toroidgetriebe (10) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Beaufschlagungsmechanismus (40) ein Paar Scheiben (21, 41), deren sich zugewandte Flächen zu Nockenflächen mit einer umlaufenden Konkav- und Konvexform ausgebildet sind, sowie eine Rolle (43), welche zwischen beide Scheiben (21, 41) gesetzt ist, um eine axiale Kraft zwischen diesen durch eine relative Drehung zwischen diesen zu erzeugen, umfasst und dass ein Stiftelement (44) zwischen dem ersten Zahnrad (81) des Getriebezugs (80) und der Scheibe (41), die in der Seite des ersten Zahnrads positioniert ist, um diese integral zu drehen, eingesetzt ist, wobei das Stiftelement (44) in einem Teil angeordnet ist, in dem eine Dicke der in der Seite des ersten Zahnrads positionierten Scheibe (41) aufgrund der konkaven und konvexen Formen derselben eher dicker ist.

7. Stufenloses Toroidgetriebe (10) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass zwei Ölkanäle (151, 161) zur Zufuhr eines Kupplungsfluids an den ersten Kupplungsmechanismus (60) bzw. den zweiten Kupplungsmechanismus (70) in der zweiten Welle (13) vorgesehen sind und beide Ölkanäle (151, 161) von einem Seitenteil herangeführt werden, an dem eine Hydraulikdruckquelle vorgesehen ist.